DE69606803T3

DE69606803T3 - Schraubenpumpe und Schraubenrotor für eine Schraubenpumpe

Info

Publication number: DE69606803T3
Application number: DE69606803T
Authority: DE
Inventors: Raimo Peltohuikko
Original assignee: Kone Corp
Current assignee: Kone Corp
Priority date: 1995-06-22
Filing date: 1996-06-19
Publication date: 2008-02-28
Anticipated expiration: 2016-06-20
Also published as: FI104440B; EP0750117B2; FI953152A0; FI953152A; US5934891A; EP0750117A1; DE69606803T2; EP0750117B1; DE69606803D1

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Schraubenpumpe gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1 und eine Schraube gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 6. Die in hydraulischen Aufzügen verwendeten Pumpen sind fast ausschließlich Schraubenpumpen. Ein wichtiger Grund hierfür ist die Tatsache, dass Schraubenpumpen gute Leistungs- und Volumenübertragungscharakteristika aufweisen. Insbesondere in Aufzugantrieben aber auch in anderen Anwendungen sind die Druckimpulse, die von der Pumpe erzeugt werden, ein Problem. In Schraubenpumpen ist die Höhe dieser Druckimpulse recht gering. Jedoch erzeugt selbst dieser geringe Druckimpulspegel Geräusche und Vibrationen in dem hydraulischen Kreis, was Investitionen erfordert, um diese zu dämpfen. Dies wiederum führt zu einem Anstieg der Kosten. Wenn sie nicht gedämpft werden, haben die Geräusche und Vibrationen einen störenden Einfluss zumindest auf die Aufzugspassagiere und möglicherweise auch auf andere Leute, sobald die Geräusche und Vibrationen über die Gebäudestrukturen, die Umgebungsluft oder den hydraulischen Kreis weiter von der Pumpe weggetragen werden. Die Druckimpulse haben auch negative Auswirkungen auf die Pumpe, den hydraulischen Kreis und andere Komponenten, denen die Druckimpulse oder die dadurch erzeugten Vibrationen zugeleitet werden.
In Schraubenpumpen werden die Druckimpulse durch zwei signifikante Faktoren erzeugt, nämlich die Komprimierbarkeit des Öls und die Änderung des Leckflusses in der Pumpe. Die Änderung des Leckflusses hängt ab von der Änderung der Dichtheit der Pumpe während eines Pumpzyklus'; in anderen Worten, die Anzahl der zwischen den Pumpenschrauben gebildeten Kammern und daher auch die gesamte Anzahl der Dichtungen zwischen den Kammern variiert, während die Schrauben gedreht werden. So liegen die Hochdruckkonditionen in Intervallen vor. Andererseits resultiert die Komprimierbarkeit in Druckimpulsen, wenn der Raum zwischen den Pumpenschrauben am Druckende der Pumpe öffnet und die Druckdifferenz plötzlich ausgeglichen wird, was zu einem momentanen Abfall des von der Pumpe bereitgestellten Druckes führt. Um die Druckimpulse zu eliminieren oder zumindest um sie auf einen Pegel zu reduzieren, wo sie hinreichend unbedeutend wären, um bei der Konzeption eines hydraulischen Kreises oder in anderen Konstruktionen, zum Beispiel den Strukturen des hydraulischen Aufzugs unberücksichtigt zu bleiben, würde es notwendig sein, sowohl das Druckimpulsproblem zu lösen, das aus der Komprimierbarkeit des Öls resultiert, als auch das Druckimpulsproblem, das aus dem Leckagefluss resultiert. Bislang bekannte Schraubenpumpenlösungen eliminieren jedoch das Druckimpulsproblem nicht vollständig oder nicht einmal nahezu vollständig.
Aus der deutschen offengelegten Patentanmeldung DE 41 073 15 A ist eine Schraubenpumpe bekannt, die eine Antriebsschraube und zumindest eine Seitenschraube aufweist. Sowohl die Antriebsschraube als auch die Seitenschraube sind in dem Gehäuse angeordnet, das die Schrauben zwischen einem Druckraum und einem Ansaugraum einschließt. Das Schraubenende der Druckseite ist zulaufend bzw. verjüngt. Die Schraube verjüngt sich um einen Faktor von maximal 0,4 über eine Entfernung, die der Ganghöhe entspricht. Der Verjüngungswinkel liegt unterhalb von 10°. Die Verjüngung ist vorgesehen, um eine schrittweise definierte Öffnung des druckseitigen Raumes zu erzielen. Es ist auch eine Schraube gezeigt, deren beide Enden verjüngt sind. Auf diese Weise werden die Druckimpulse und die resultierenden Impulse im Fluss deutlich reduziert, jedoch verbleibt weiterhin ein pulsierender Druck mit einer beträchtlichen Größe.
Um das Bedürfnis nach einer Verbesserung der Schraubenpumpe zu decken und eine im Wesentlichen impulsfreie Schraubenpumpe zu erhalten, wird ein neuer Typ einer Schraubenpumpe und einer Schraubenpumpenspindel als Erfindung präsentiert. Die Schraubenpumpe der Erfindung ist charakterisiert durch den Kennzeichenteil des Anspruchs 1. Die erfindungsgemäße Schraubenpumpenspindel ist charakterisiert durch den Kennzeichenteil des Anspruchs 6. Andere Ausführungen der Erfindung sind durch die anderen Ansprüche charakterisiert.
Durch die Erfindung werden folgende Vorteile erzielt:

– Mit einer geringen Änderung in der Konstruktion der Schraubenspindel und/oder des Schraubenkanals der Schraubenpumpe wird eine Pumpe erzielt, die praktisch keine Druckimpulse erzeugt.
– Weil keine Druckimpulse in der Pumpe auftreten, ist es nicht notwendig, Beeinträchtigungen bzw. Störungen zu berücksichtigen, die von diesen Druckimpulsen erzeugt werden, und dies wiederum erlaubt Kosteneinsparungen in den Strukturen und Komponenten, die bislang dazu vorgesehen sind, die Geräusche und Vibrationen zu isolieren und zu dämmen, die von dem Aufzug und seiner Hydraulik erzeugt werden.

Nachfolgend wird die Erfindung detailliert mit Hilfe einiger Ausführungsbeispiele beschrieben, welche jedoch die Erfindung nicht begrenzen. Es wird Bezug genommen auf die folgenden Zeichnungen. In diesen zeigen:
1 eine Schraubenpumpe in Schnittansicht,
2 die Fluss- und Druckkonditionen zwischen Kammern, die über Spalte miteinander verbunden sind,
3 eine andere erfindungsgemäße Schraubenpumpe, dargestellt im Schraubenkanal, und
4 die Änderung in dem radialen Spalt in der erfindungsgemäßen Pumpe und die zugehörigen Änderungen bezüglich Druckdifferenz und Leckagefluss.
1 zeigt eine Schraubenpumpe 1 im Längsschnitt. Das Gehäuse 2 der Schraubenpumpe umschließt einen Ansaugraum 3, einen Druckraum 4 und einen dazwischen angeordneten Schraubenkanal 5 mit einer Antriebsschraube 6 und Seitenschrauben 7, die in dem Kanal angeordnet sind. Das Gehäuse 2 besteht aus einem mittleren Teil 2a, der den Schraubenkanal enthält und ansaugseitigen und druckseitigen Endblöcken 2b und 2c. Die Arbeitsenergie für die Pumpe wird auf die Antriebsschraube 6 übertragen mittels der Antriebsschraubenspindel 8, die durch einen elektrischen Motor oder eine andere Antriebseinheit gedreht wird. Während der Rotation bewirkt die Antriebsschraube eine Drehung der Seitenschrauben. Beim Rotieren schließen die Schrauben 6, 7 Öl in spiralförmigen Nuten ein. Zwischen den Schrauben 6, 7 und zwischen den Schrauben, 6, 7 und der Wand 10 des Schraubenkanals werden sogenannte Kammern 9 gebildet. Wenn die Pumpe läuft, bewegen sich diese Kammern von dem Ansaugraum 3 in Richtung auf den Druckraum 4, in welchen sie schließlich öffnen.
Einer oder mehrerer der Spalte zwischen der Antriebsschraube 6, den Seitenschrauben 7 und den Wänden des Schraubenkanals 5 ist größer in den Bereichen nahe den Ansaug- und Druckräumen als in den entsprechenden Spalten im mittleren Abschnitt des Pumpenkanals. Die Größe der Spalte wurde so festgesetzt, dass der ge samte Flusswiderstand gegen Leckagefluss durch die Spalte zwischen dem Druckraum 4 und dem Ansaugraum 3 im Wesentlichen für alle Rotationsstellungen der Schrauben 6, 7 gleich ist. Als Konsequenz des konstanten Widerstandes gegen Leckagefluss ist auch der Leckagefluss selbst konstant. Die Änderungen in den Spalten sind vorzugsweise so festgelegt, dass die Druckdifferenzen zwischen dem Ansaugraum und der Schließklammer und auf der anderen Seite zwischen dem Druckraum und der Öffnungskammer sich linear bezüglich der Vorwärtsbewegung der Kammer ändern, in anderen Worten, die Druckdifferenzen an den Enden der Schraube ändern sich linear mit Bezug auf die Bewegung der Schraube. Der Spalt, durch den der Leckagefluss eingestellt wird und der sich in Längsrichtung der Pumpe ändert, ist vorzugsweise der Spalt zwischen der Wand 10 des Schraubenkanals und dem Scheitelpunkt 11 wenigstens einer Schraube 6, 7. Im vorliegenden Kontext wird dieser Spalt auch "radialer Spalt" genannt, wobei auch Bezug auf 3 genommen wird.
Weil die Spalte relativ klein sind, ist es unter dem Gesichtspunkt der Herstellung vorteilhaft, nur einen Spalt sich ändernder Größe vorzusehen. In diesem Fall wird es vorgezogen, den Spalt zwischen der Wand 10 des Schraubenkanals und den Schraubenscheitelpunkten 11 der Antriebsschraube 6 zu wählen. Der Spalt zwischen der Wand 10 des Schraubenkanals und dem Schraubenscheitel 11 der Antriebsschraube 6 ist in jeder Kammer vorhanden. Der gesamte Fluss wird mittels des Spaltes bzw. des Abstandes zwischen der Antriebsschraube 6 und der Wand 10 des Schraubenkanals 5 eingestellt, in dem der Spalt in Richtung auf die Enden des Schraubenkanals 5 in den Schraubenkanalabschnitten an beiden Enden des Schraubenkanals vergrößert wird. Die Länge des Abschnittes mit zunehmendem Abstand bzw. zunehmender Spaltgröße an jedem Ende ist ungefähr gleich der Länge der Kammer 9, in anderen Worten, im Fall einer doppelgewindigen Schraube ungefähr das 0,4 bis 0,65-Fache der Ganghöhe der Antriebsschraube. Aufgrund der schwierigen Geometrie der Kammern muß die am besten geeignete Länge des zunehmenden Spaltes durch praktische Messungen eruiert werden. Ein bevorzugter Startpunkt besteht darin, dass der Spalt über eine Distanz vergrößert wird, die der Kammerlänge entspricht, d.h. die Hälfte der Ganghöhe der Antriebsschraube.
2 zeigt die Änderung in dem Spalt zwischen der Kanalwand und den Schraubenrändern, die sich in einem Kanal mit einer trompetenartigen Öffnung bewegen und die zugehörige Druckdifferenz p(x) zwischen dem Auslaßdruck p_out und dem Druck (p_out – p(x)), die in der Kammer vorherrscht, die in den Auslaßdruck hin öffnet, wenn die Größe des Spaltes h sich von dem Wert h₀ zu einem Wert hin geändert hat, bei welchem die Kammer komplett offen ist. In diesem Fall ist die Kammer der Raum, der zwischen den Schraubenrändern und der Kanalwand eingeschlossen wird. Die Ränder in 2 entsprechen dem Schraubengewinde. Das in 2 dargestellte Modell ist dazu vorgesehen, die Diskussion dieses Merkmals zu visualisieren. Die Visualisierung unter Verwendung von Rändern stellt auf einfache Weise die Idee einer Schraube mit Null Ganghöhe dar, in welcher die aus der Gewindegeometrie entstehenden Phänomene nicht vorhanden sind und daher die Diskussion nicht komplizieren können. Von den Rändern ist nur der obere Abschnitt dargestellt und nur ein Teil des geschnittenen Kanals wird gezeigt. Der Spalt bzw. der Zwischenraum h wächst über einen Abstand gleich der Kammerlänge S an. In dem in 2 gezeigtem Beispiel hat nur der radiale Spalt eine Bedeutung. Wenn der Widerstand gegen Leckagefluss in dem Spalt allein durch den viskosen Flusswiderstand begründet ist und allein der Leckagefluss über den Scheitelpunkt des Randes hinsichtlich der Gesamtgröße des Leckageflusses wichtig ist, dann hat ein geeigneter Anstieg der Spaltgröße die Form
Andererseits wenn der Flusswiderstand allein als durch die Massenträgheit begründet betrachtet wird, dann würde der Anstieg des Spaltes bzw. Abstandes die Form haben
3 zeigt die in einem Schraubenkanal 5 angeordnete Antriebsschraube 6 einer erfindungsgemäßen Pumpe. Die Antriebsschraube 6 ist an ihren Enden dünner ausgebildet. Diese Reduktion in der Schraubendicke wurde erzeugt durch die Reduktion der Höhe des Schraubengewindes, um so den Abstand zwischen der Wand 10 des Schraubenkanals und der Schraubenschulter bzw. dem Schraubenscheitel 11 der Antriebsschraube 6 zu erhöhen. Im mittleren Abschnitt 14 der Schraubenlänge ist der Abstand im Wesentlichen konstant. Die Endbereiche 12, 13 der Antriebsschraube haben einen kleineren Durchmesser als deren mittlerer Abschnitt 14. Die Änderung im äußeren Durchmesser der durchmesserreduzierten Abschnitte 12, 13 über eine Längeneinheit in Längsrichtung der Schraube hat mindestens zwei unterschiedliche Werte innerhalb der Länge S der durchmesserreduzierten Abschnitte 12, 13. Vom Gesichtspunkt der Einstellung des gesamten Flusswiderstandes gegen Leckagefluss in der Pumpe auf einen im Wesentlichen konstanten Wert wird es vorzuziehen sein, die Änderung im Spalt derart auszuführen, dass die Änderung in der Reduktion des externen Durchmessers des reduzierten Schraubenabschnittes kontinuierlich über den letzten Teil der Länge der reduzierten Abschnitte 12, 13 auftritt. Der Schraubendurchmes ser wurde an beiden Enden der Schraube über eine Länge reduziert, die der Länge einer Kammer entspricht, d.h. der halben Ganghöhe der Schraube.
Der Beginn des durchmesserverringerten Abschnittes der Antriebsschraube wird eingeleitet durch eine abrupte Verringerung des Schraubendurchmessers, so dass eine Stufe 15 zwischen dem mittleren Abschnitt 14 und den verjüngten Enden 12, 13 auftritt. Dies ermöglicht es, ein akkurates Timing der Änderung der Druckdifferenz zu erzielen, welche aus der Durchmesserverringerung an beiden Enden der Schraube resultiert. Die Änderung in der Druckdifferenz findet in der gewünschten Form direkt vom Beginn des durchmesserverringerten Abschnittes an statt. Die Schraube mit den verjüngten Enden kann auch eine der anderen Schrauben sein, ausgenommen der Antriebsschraube. In 3 ist der Scheitel 11 des Schraubengewindes in dem durchmesserverringerten Abschnitt schwarz dargestellt.
4 zeigt die Änderung in dem radialen Spalt in der erfindungsgemäßen Pumpe und die zugehörige Änderung in der Druckdifferenz über eine Entfernung, die ungefähr einer Kammerlänge entspricht oder einer halben Ganghöhe der Schraube am druckseitigen Ende der Schraubenpumpe. Die horizontale Achse zeigt die Position x in dem äußersten Endabschnitt der Schraube mit einer Länge, die gleich einer Kammerlänge S innerhalb eines Bereichs von Null bis 1 entspricht. Die vertikale Achse zeigt den relativen radialen Spalt h(x), in anderen Worten, der radiale Spalt wird im Verhältnis zu dem konstanten Spalt h₀ im mittleren Abschnitt der Schraube dargestellt, wobei dieser konstante Abstand bzw. Spalt durch den Wert 1 repräsentiert wird. In der Figur wurde h(x) in einem Maßstab von 1:10 dargestellt. Die Druckdifferenz p(x), die in dem Spalt über dem Schraubenscheitel vorliegt, d.h. in dem radialen Spalt, wird angegeben in Re lation zu der Druckdifferenz Δp über dem konstanten Spalt h₀. Somit ist der Druckdifferenz p(x) = Δp, wenn der Anstieg der Spaltgröße in der Kammer noch nicht begonnen hat und p(x) = Null, wenn die Kammer komplett in den Druckraum hinein geöffnet ist. Mit einer geeigneten Form des Spaltes ändert sich die Druckdifferenz p(x) linear von dem Wert Δp auf den Wert Null über den Abstand einer Kammerlänge S.
Der Leckagefluss in den Spalten der Schraubenpumpe kann wie folgt beschrieben werden: V = Vk + Vm = 1wobei V der gesamte Leckagefluss, V_k der Leckagefluss durch den radialen Spalt und V_m die Summe aller anderen Leckageflüsse ist.
Die Druckdifferenz Δp wird durch die Formel Δp = Δpv + Δpρ = 1beschrieben, was bedeutet, dass die Druckdifferenz die Summe aller Druckverluste ist, die durch den Viskositätswiderstand des Leckageflusses und den Beschleunigungsverlust der Ölmasse erzeugt wird. Für den gesamten Leckagefluss V und die Druckdifferenz Δp wird der numerische Wert 1 verwendet. Diese Verluste hängen vom Fluss und dem Spalt wie folgt ab. Δpv ~ V/h3 und Δpρ ~ (V/h)2 Wir können schreiben Δpv = Cv·Δp so Δp0 = (1 – Cv)·Δpwobei C ein Koeffizient ist, der den Einfluss des Viskositätswiderstandes in dem Modell beschreibt.
In der Praxis wird das erste Designkriterium bezüglich der Dichtheit zum Beispiel in Aufzugpumpen der Effekt der des Viskositätsflusswiderstandes sein. Dies ist auch in unserem Pumpenbeispiel der Fall, wo C_v = 0,75 ist. Im mittleren Abschnitt der Pumpe, wo der radiale Abstand bzw. Spalt die Größe h₀ hat, ist der Viskositätswiderstand üblicherweise mehr entscheidend. Dies ist auch der Fall in der als Beispiel dargestellten Pumpe, bei der C_v = 0,75 ist. Jedoch unterscheidet sich die Situation in den Teilen der Pumpe, wo der Spalt vergrößert ist. In der Pumpe dieses Beispiels ist p(x)_v klar geringer in den Abschnitten mit vergrößertem Spalt als an anderen Stellen. Zusätzlich muß der Anstieg in der Spaltgröße auf Überlegungen basieren, wie der Leckagefluss unter dem Spalt über die Schulter 11 der Antriebsschraube und andere Spalte verteilt ist. In einer Situation, wo die Kammer fast in den Druckraum geöffnet hat, tritt der Leckagefluss fast ausschließlich über die Schulter 11 der Antriebsschraube auf, d.h. durch den radialen Spalt, wohingegen in einer Kammer mit einem geringeren Öffnungsgrad der Anteil des Flusses, der über andere Spalte erfolgt, signifikant ist.
In dem Pumpenbeispiel der 4 ist C_v 0,75, was bedeutet, dass im mittleren Abschnitt der Pumpe, wo der radiale Spalt die Größe h₀ hat, 75 % des Druckverlustes in der Abdichtung zwischen den aufeinanderfolgenden Kammern durch den Viskositätswiderstand verursacht wird und nur 25 % durch die Trägheit. Die Summe aufeinanderfolgender Druckverluste ist die Druckdifferenz zwischen den Kammern. Geht man vom mittleren Pumpenabschnitt hinter den Punkt x = 0, d.h. in Richtung des Pumpenendes über die Stufe 15, an welcher der radiale Spalt vom Wert h₀ auf h (0) springt, fällt der Anteil des Druckverlustes, der aus dem Viskositätswiderstand resultiert, auf den Wert p(0)_v. Entsprechend steigt der Druckverlustanteil, der durch die Beschleunigung der in dem radialen Spalt fließenden Ölmenge verursacht wird, auf den Wert p(0)_ρ an. Weil der Spalt sich entsprechend der Kurve h(x) ändert, wenn x von dem Wert 0 auf den Wert 1 ansteigt, fällt die Druckdifferenz p(x) von dem Wert 1 auf den Wert 0. In einem bevorzugten Fall vollzieht sich die Verringerung der Druckdifferenz in linearer Weise. Wenn der Spalt h(x) größer wird, fällt der durch den Viskositätswiderstand verursachte Anteil p(x)_v in der Druckdifferenz p(x) ab, während der Anteil p(x) in der Druckdifferenz p(x) des Druckverlustes aufgrund von Massenbeschleunigung ansteigt. In anderen Worten, wenn der Spalt h(x) größer wird, fällt p(x)_v schneller als p(x)_ρ. Der Leckagefluss in die Öffnungskammer wird berücksichtigt in Form zweier Flusskomponenten, V_m(x) und V_k(x). V_k(x) ist der Leckagefluss durch den radialen Spalt und V_m(x) ist der Leckagefluss durch die andere Spalte. V_k(x) kann weiter in zwei Subkomponenten V_k1(x) und V_k2(x) unterteilt werden. V_k1 ist der Teil des Leckageflusses V_k(x), der durch einen Spalt der Größe h₀ fließt, wohingegen V_k2(x) der Teil des Leckageflusses V_k(x) ist, der durch einen Spalt der Größe h(x) > h₀ fließt. In einer Situation, in der x = 0 ist, erreicht die vordere Kante der Kammer den Bereich x > 0, wo der radiale Spalt noch h₀ über die gesamte Länge der Kammer beträgt und V_k(x) = V_k1(x) und V_k2(x) = 0 ist. Wenn x von diesem Wert aus ansteigt, steigt die Größe des Durchgangs der für einen Leckagefluss in dem radialen Spalt zur Verfügung steht an. Weil x ansteigt, gelangt ein ansteigender Anteil des Leckageflusses durch den radialen Spalt, während der Leckagefluss V_m(x) durch die anderen Spalte abnimmt. Gleichzeitig steigt auch die Leckageflusskomponente V_k2(x) an, die selbstverständlich durch den vergrößerten radialen Spalt fließt. Wenn die letzte Kammer komplett in den Druckraum geöffnet hat, z.B. wenn x = 1, beträgt der Wert von V_k(x) = V_k(l) = 1 und der gesamte Leckagefluss fließt durch den vergrößerten radialen Spalt.
Kurven entsprechend 4 können auch aufgestellt werden, um das Verfahren am Ansaugende der Schraube zu beschreiben. Nur würden der Anstieg in der Druckdifferenz und die Änderung im Spalt würden Spiegelbilder des Abfalls der Druckdifferenz und der Änderung im Spalt aus 4 sein.
Ein Modell für eine Schraubenpumpe kann so aufgestellt werden, dass der Wert des radialen Spaltes h(x) bestimmt werden kann. In dem Modell hat der radiale Spalt im mittleren Abschnitt der Pumpe, wo der Druckanstieg hauptsächlich stattfindet, die Größe h₀. Der Wert von h₀ in einer üblicherweise in Aufzügen verwendeten Schraubenpumpe beträgt 0,01 bis 0,03 mm. In dieser Darstellung beträgt der verwendete Wert für h₀ 1. Als Startpunkt ist der Leckagefluss in dem Modell nicht pulsierend, d.h. der gesamte Leckagefluss ist konstant. Auf der horizontalen Achse wird die Position x zwischen den Werten 0 und 1 dargestellt, um die letzte Kammerlänge der Schraube zu beschreiben. Wenn x = 0, kommt eine neue Kammer in die letzte Kammerlänge und wenn x = 1, hat diese Kammer gerade völlig in den Druckraum geöffnet. Wenn x = 0, beginnt h(x) zu steigen, zuerst durch einen Sprung von dem Wert h₀ auf den Wert h (0).
In dem vorgestellten Modell wird die Schraubenpumpe charakterisiert durch einen allmählichen und linearen Abfall der Druckdifferenz während des Übergangs von dem Endpunkt x = 0 des konstanten radialen Spaltes h₀ zur Situation x = 1, wo die Kammer vollständig geöffnet ist. Die Druckdifferenzen als eine Funktion von x können wie folgt beschrieben werden: Δρ(x) = CVVm(x)/Vm + (1 – CV)[Vm(x)/Vm)]2 = 1 – xund daher verhält sich der Leckagefluss durch die andere Spalte, ausgenommen den radialen Spalt wie folgt:
Daher wird zum Beschreiben des Leckageflusses durch den radialen Spalt die folgende Formel erhalten:

erhalten wir schließlich die Gleichung
aus welcher h(x) z. B. durch numerische Methoden gelöst werden kann. Die Kurve h(x) in 4 ist ein Beispiel einer derartigen Lösung.
Ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel ist so ausgebildet, dass an jedem Ende die Form der Schraube sich linear ändernde Druckänderungen hervorruft, so dass, wenn die Druckdifferenz über die Schraubenschulter am Ansaugende ansteigt, die Druckdifferenz über die Schraubenschulter am Druckende entsprechend abfällt. Vorzugsweise ist die Summe dieser Druckdifferenzen ein konstanter Wert, der der gleiche ist, wie die Druckdifferenz über die Schraubenschulter im mittleren Abschnitt der Schraube bzw. Schraubenspindel.
Es ist für den Fachmann selbstverständlich, dass die Ausführungsbeispiele der Erfindung nicht auf die oben beschriebenen Beispiele beschränkt sind, sondern innerhalb des Schutzbereichs der nachfolgend aufgeführten Ansprüche variieren können.
Zum Beispiel wird eine Lösung mit zwei nachfolgenden verjüngten Abschnitten an jedem Ende der Schraube, wobei die Abschnitte mit dem größeren Verjüngungswinkel an den äußeren Enden der Schrauben angeordnet sind, deutlich geringere Druckimpulse erzeugen, als bislang bekannte Schraubenpumpen. Es ist weiterhin klar für den Fachmann, dass, obwohl vom Gesichtspunkt der Herstellung ein vorteilhaftes Verfahren zur Realisierung der Spaltänderung an den Enden des Schraubenkanals zur Einstellung des Leckageflusses darin besteht, die Schraube bzw. Schrauben spindel an ihren Endabschnitten zu verjüngen, es trotzdem andere Möglichkeiten gibt, den Leckagefluss einzustellen, z.B. durch Vergrösserung des Schraubenkanals an den Endabschnitten oder durch Vergrösserung der Spalte bzw. Zwischenräume zwischen den Schrauben. In gleicher Weise ist es offensichtlich, dass in der Praxis die Spalte geformt sind auf der Basis typischer Betriebsbedingungen der Pumpe. Bei der Auswahl der Form der Spalte ist das Ziel, einen sinnvollen Betriebspunkt einzustellen, der mit den Pumpennenndaten derart korreliert, dass die Auswirkungen von Temperaturänderungen zum Beispiel auf die Viskosität des Öls nur geringe Änderungen im Betrieb der Pumpe verursachen.
In Übereinstimmung mit der Erfindungsidee ist auch eine Lösung, in welcher sich der Abschnitt mit einem vergrösserten Spalt über eine Kammerlänge erstreckt, die grösser als in dem Beispiel ist. Jedoch wird eine derartige Pumpe im Hinblick auf die Dichtheit und die Druckkapazität schlechtere Eigenschaften aufweisen.

Claims

Schraubenpumpe (1) mit einer Antriebsschraube (6) und wenigstens einer Seitenschraube (7), welche Schrauben in einem Schraubenkanal (5) im Pumpengehäuse (2) zwischen einem Ansaugraum (3) und einem Druckraum (4) angeordnet sind, wobei zumindest einer der Zwischenräume zwischen den Oberflächen der Antriebsschraube, den Seitenschrauben und des Schraubenkanals in den nahe den Ansaug- und Druckräumen liegenden Bereichen größer ist als der entsprechende Spalt bzw. Zwischenraum im mittleren Abschnitt des Pumpenkanals, dadurch gekennzeichnet, dass nahe der Enden des Schraubenkanals entweder eine kontinuierliche Änderung im Zuwachs des Zwischenraums durch eine kontinuierliche Änderung in der Reduktion des Außendurchmessers der Schraube pro Längeneinheit in der Längsrichtung des Schraubenkanals oder eine kontinuierliche Änderung im Zuwachs des Zwischenraums pro Längeneinheit in der Längsrichtung des Schraubenkanals mittels Aufweitung des Schraubenkanals vorgesehen ist, sodass der Leckagefluss (V) durch die Zwischenräume zwischen dem Ansang- und dem Druckraum für alle Drehwinkel der Schrauben (6, 7) im Wesentlichen derselbe ist.
Schraubenpumpe gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest die Änderung der Druckdifferenz (p(x)) zwischen dem Druckraum (4) und der in den Druckraum öffnenden Kammer derart eingestellt ist, dass sie hinsichtlich der Fortbewegung der Kammer linear verläuft.
Schraubenpumpe gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest die Änderung der Druckdifferenz zwischen dem Ansaugraum (3) und der vom Druckraum abgeschlossenen Kammer derart eingestellt ist, dass sie hinsichtlich der Fortbewegung der Kammer linear verläuft.
Schraubenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der gesamte Leckagefluss (v) und/oder die Änderung in der Druckdifferenz mittels des Zwischenraums (h(x)) zwischen der Antriebsschraube und der Wand des Schraubenkanals einstellbar ist.
Schraubenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der den gesamten Leckagefluss (V) aufnehmende Spalt bzw. Zwischenraum in Richtung auf die Enden des Schraubenkanals in den Schraubenkanalabschnitten (S) an jedem Ende des Schraubenkanals größer wird, wobei die Länge dieser Schraubenkanalabschnitte ungefähr das 0,4 bis 0,65-fache der Ganghöhe des Antriebsschraubengewindes beträgt, vorzugsweise ungefähr die halbe Ganghöhe des Antriebsschraubengewindes.
Antriebsschraube oder Seitenschraube (6, 7) mit einer Schraubenschulter bzw. einem Schraubenscheitel (11) für eine Schraubenpumpe (1), die in einem Schraubenkanal (5) im Pumpgehäuse (2) zwischen einem Ansaugraum (3) und einem Druckraum (4) angeordnet ist, welche Schraube Endabschnitte hat, die dünner als der Mittelabschnitt sind, um so den Zwischenraum zwischen der Schrauben-Kanalwand (10) und der Schraubenschulter (11) der Antriebsschraube zu vergrößern, dadurch gekennzeichnet, dass die Änderung im Außendurchmesser des reduzierten Abschnitts der Schraube in der Längsrichtung derselben mindestens zwei unterschiedliche Werte pro Längeneinheit innerhalb der Länge (S) des reduzierten Abschnitts hat.
Schraube (6, 7) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Änderung im Außendurchmesser zumindest über einen Teil der Länge (S) des durchmesserreduzierten Abschnittes der Schraube sich kontinuierlich in Längsrichtung der Schraube ändert.
Schraube (6, 7) nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Schraube mit durchmesserreduzierten Endabschnitten an jedem Ende einen Abschnitt reduzierten Durchmessers aufweist, der sich über die Länge einer Kammer erstreckt.
Schraube (6, 7) nach einem der Ansprüche 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Durchmesserreduzierung der Schraube abrupt erfolgt, so dass in dem Längsabschnitt der Schraube zwischen dem mittleren Abschnitt und dem verjüngten Endabschnitt der Schraube eine Stufe (15) gebildet ist.
Schraube (6, 7) nach einem der Ansprüche 6 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Schraube mit den verjüngten Endabschnitten die Antriebsschraube (6) ist.