EP0653021A1 - Förderschraubenpaar für rotierende verdrängerpumpen. - Google Patents

Förderschraubenpaar für rotierende verdrängerpumpen.

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EP0653021A1 EP93914601A EP93914601A EP0653021A1 EP 0653021 A1 EP0653021 A1 EP 0653021A1 EP 93914601 A EP93914601 A EP 93914601A EP 93914601 A EP93914601 A EP 93914601A EP 0653021 A1 EP0653021 A1 EP 0653021A1
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flank
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Henning Moeller
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C18/082—Details specially related to intermeshing engagement type pumps
    • F04C18/084—Toothed wheels

Definitions

  • the invention relates to a pair of delivery screws for rotating positive displacement pumps, the delivery screws of which are designed as runners and counter-rotators rotate in the bore and in the flanks without contact at the same speed (screw pumps), form loss gaps between them and have the same depth, the same number of gears and have symmetrical flank profiles on both sides, each of which is composed of a tooth base below the flank profile reversal point and a tooth head above this flank profile reversal point with regard to their pitch.
  • the volumetric and the overall efficiency are essentially influenced by the viscosity of the pumped medium and harmful gaps, the pressure height, however, depends on the bearing distance, the rotor length, the pitch of the rotor, its diameter and the hub ratio Nu (tooth root diameter: tooth tip diameter).
  • the circumferential gap this is the gap between the rotor and the timewise rotor bore
  • the basic gap this is the gap between the rotor outer diameter of one rotor and the root diameter of the other rotor
  • the gaps between differentiate the flank profiles of the runners in the rotor engagement In the flank gap, a distinction is made between a gap to be specified for the required contact-free running and a profile-dependent gap which arises on account of the toothing laws. This profile-related loss gap is the subject of the present invention.
  • Games are thereby increased, so that the effective flow rate drops after a short operating time.
  • this problem is counteracted either by a plurality of closed chambers of the rotor arranged one behind the other, ie by increasing the number of chambers, or by different speeds of the counter-rotor.
  • the first proposed solution leads to an extension of the rotor and thus to a large bearing distance and to a restriction of the delivery pressure as a result of the greater deflection.
  • the runners have different number of gears and thus different speeds, which means that shorter filling times and, above all, larger viscosities prevent complete chamber filling.
  • Another disadvantage is that if one runner has multiple gears, the smallest possible rotor pitch is in any case greater than that of the same-sized rotor pairs, since otherwise the tooth strength or gear strength would be too weak. This disadvantage also leads to a restriction of the suction height.
  • the invention is based on the object of developing a pair of conveyor screws of the type described at the outset with the shortest possible rotor length and a correspondingly small length Bearing support spacing, with the smallest possible number of stages, large tooth tip width, small rotor pitch and small circumferential gap length, in order to create a screw pump with a relatively large delivery flow and high delivery pressure with low material consumption.
  • This object is achieved in that the profile-related loss gap height in the axial section on the pitch circle is kept constant for a specific rotor diameter by shifting the flank profile reversal point as a function of a technically feasible rotor pitch.
  • the rise in the flank profile reversal point begins from a minimum value that is greater than the pitch circle radius, and if the profile-related loss gap height to be kept constant in the axial section on the pitch circle in the range 0.1% to 1.5%, preferably 0 , 1% to 0.8% of the rotor diameter.
  • the minimum flank profile reversal point is approximately 8/10 of the pitch circle radius plus 0.2.
  • the profile reversal point should always have its optimum at the rotor end on the suction side and rise towards the rotor radius towards the rotor end on the pressure side. This is to dissipate the local heat generation on the pressure side through the profile-related gaps over the length of the rotor. The gap due to the profile is thus reduced towards the suction side.
  • Figure 4 an axial section profile gap for q, ⁇ and q ⁇ ;
  • FIG. 6 an axial section profile with a continuously variable profile generation circuit
  • the screw spindle pump shown in FIGS. 7 and 8 has, as conveying elements, two pairs of opposing conveying screws which mesh with one another in a contactless manner and each comprise a right-handed conveying screw 1 and a left-handed conveying screw 2.
  • the axial thrust is balanced by this two-flow arrangement.
  • the pressure build-up is almost linear over the length of the conveyor elements.
  • the medium flowing in or sucked in through the suction nozzle 5 of the pump is supplied to the two suction spaces in two partial flows in the pump housing 6.
  • the torque is transmitted from the drive shaft to the driven shaft by means of a gear transmission 7 arranged outside the pump housing 6, the setting of which ensures the contact-free running of the conveying elements.
  • a stuffing box is identified by reference 8.
  • FIG. Figure 8 shows schematically the pressure port 10.
  • the conveyor screw flanks are so straight designed as possible avoiding convex or concave shapes.
  • the aim is to have a slight, gap-dependent loss gap.
  • the inventive division of head and foot gaps taking into account the surface friction between the screw flanks at the same differential pressure, can significantly reduce the backflow loss, especially in the case of low-viscosity and high-gas media. This achieves an improvement in efficiency and less beam wear.
  • the measure of compression heat is distributed in a targeted manner by the measure according to the invention and thus counteracts an exhaustion of the circumferential gap on the tooth head and running noises.
  • a k Loss area at the tooth tip at the tooth engagement (in the face cut)
  • a f t Loss area at the tooth base at the tooth engagement (in the face cut)
  • a v Sum of the loss areas of the tooth tip and tooth root at
  • Tooth engagement in the face cut

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Description

Beschreibung
Förderschraubenpaar für rotierende Verdrängerpumpen
Die Erfindung betrifft ein Förderschraubenpaar für rotierende Verdrängerpumpen, deren als Läufer und Gegenläufer ausgebilde- ten Förderschrauben in der Bohrung und in den Flanken berüh¬ rungsfrei mit gleicher Drehzahl umlaufen (Schraubenspindel- pumpen), zwischen sich Verlustspalte bilden und gleiche Gang¬ tiefe, gleiche Gangzahl und beidseitig symmetrisch ausgebilde¬ te Flankenprofile aufweisen, die sich hinsichtlich ihrer Gang- höhe jeweils aus einem unterhalb des Flankenprofilumkehrpunk¬ tes liegenden Zahnfuß und einem oberhalb dieses Flanken¬ profilumkehrpunktes liegenden Zahnkopf zusammensetzen.
Es ist bekannt, bei Schraubenspindelpumpen die rotierenden, Läufer genannten Förderelemente mit schraubenförmigen Profilen zu versehen, die den Verzahnungsgesetzen unterliegen, jedoch nicht vordergründig zur Kraftübertragung sondern zur Abdich¬ tung der Förderkammer zwischen dem Saug- und Druckraum dienen. Bei den sogenannten außengelagerten Schraubenspindelpumpen laufen die Läufer in der Bohrung und in den Flanken berüh¬ rungsfrei um und sind somit geeignet zum Verpumpen nicht- schmierender, viskoser Medien, die häufig mit Schmutz- und Festpartikeln durchsetzt sind.
Der volumetrische und der Gesamtwirkungsgrad werden im wesent¬ lichen von der Zähigkeit des Fördermediums und schädlichen Spalten beeinflußt die Druckhöhe hingegen vom Lagerabstand, der Läuferlänge, der Steigung des Läufers, seinem Durchmesser und von dem Nabenverhältnis Nu (Zahnfußdurchmesser : Zahnkopf- durchmesser) . Grundsätzlich wird bei den Läufern zwischen dem Umfangsspalt (das ist der Spalt zwischen Läufer und timschließender Läufer¬ bohrung), dem Grundspalt (dies ist der Spalt zwischen dem Läu¬ feraußendurchmesser des einen Läufers und dem Fußkreisdurch- messer des anderen Läufers) und den Spalten zwischen den Flan¬ kenprofilen der Läufer im Läufereingriff unterschieden. Beim Flankenspalt wird zwischen einem vorzugebenden Spalt zum er¬ forderlichen berührungsfreien Lauf und einem profilabhängigen, aufgrund der Verzahnungsgesetze entstehenden Spalt unterschie- den. Dieser profilbedingte Verlustspalt ist Gegenstand der vorliegenden Erfindung.
Sind die zu fördernden nichtschmierenden Medien mit Festparti¬ keln durchsetzt, bewirkt die durch den Gegendruck auftretende Rückströmung durch alle Spiele einen Strahlverschleiß; die
Spiele werden hierdurch vergrößert, so daß bereits nach kurzer Betriebszeit der effektive Förderstrom absinkt. Diesem Problem wird in der Praxis entgegengewirkt entweder durch mehrere hin¬ tereinander angeordnete geschlossene Kammern des Läufers, also durch eine Erhöhung der Kammerzahl, oder aber durch unter¬ schiedliche Drehzahl des Gegenläufers. Der erste Lösungsvor¬ schlag führt zu einer Verlängerung der Läufer und damit zu ei¬ nem großen Lagerabstand und zu einer Einschränkung des Förder¬ druckes infolge der größeren Durchbiegung. Bei der zweiten Lö- sungsalternative haben die Läufer unterschiedliche Gangzahl und somit unterschiedliche Geschwindigkeiten, wodurch verkürz¬ te Füllzeiten und vor allem bei größeren Viskositäten eine vollkommene Kammerfüllung verhindert werden. Nachteilig ist ferner, daß bei Mehrgängigkeit des einen Läufers die kleinst- mögliche Läufersteigung in jedem Fall größer ist als bei gleichgängigen Läuferpaaren, da anderenfalls die Zahnstärke bzw. Gangstärke zu schwach würde. Dieser Nachteil führt eben¬ falls zu einer Einschränkung der Saughöhe.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Förderschrauben- paar der eingangs beschriebenen Bauart zu entwickeln mit einer möglichst kurzen Läuferlänge und einem entsprechend geringen Lagerstützabstand, mit möglichst kleiner Stufenzahl, großer Zahnkopfbreite, kleiner Läufersteigung und geringer Umfangs- spaltlänge, um so eine Schraubenspindelpumpe mit relativ gro¬ ßem Förderstrom und hohem Förderdruck bei geringem Material- einsatz zu schaffen.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß die profilbedingte Verlustspalthöhe im Achsschnitt am Wälzkreis für einen bestimmten Läuferdurchmesser konstant gehalten wird durch Verschiebung des Flankenprofilumkehrpunktes als Funktion einer technisch ausführbaren Läufersteigung.
Dabei ist es zweckmäßig, wenn der Flankenprofilumkehrpunkt im Verhältnis Läuferdurchmesser zur Läufersteigung ansteigt, und wenn der Flankenprofilumkehrpunkt innerhalb der Baureihe, die durch das Verhältnis Fußdurchmesser : Kopfdurchmesser = Nu ge¬ kennzeichnet ist, mit abnehmender Läufersteigung über den Wälzkreisradius hinaus bis zu einem Wert von maximal r=l an¬ steigt.
Es ist ferner vorteilhaft, wenn der Anstieg des Flankenprofi¬ lumkehrpunktes von einem Minimalwert beginnt, der größer ist als der Wälzkreisradius, und wenn die konstant zu haltende profilbedingte Verlustspalthöhe im Achsschnitt am Wälzkreis im Bereich 0,1 % bis 1,5 %, vorzugsweise 0,1 % bis 0,8 % des Läu¬ ferdurchmessers liegt.
Bei der Förderung von Flüssigkeiten mit hohem Gasanteil ent¬ steht häufig nach kurzer Laufzeit eine hohe örtliche Kompres- sionswärme, und zwar insbesondere an dem Läuferzahn, der der
Druckseite am nächsten liegt. Dies kann zur örtlichen Umfangs- spaltaufzehrung und schließlich zum Fressen durch Materialkon¬ takt (Reibschluß) führen. Erfindungsgemäß soll dieses Problem dadurch behoben werden, daß bei mehrstufigen Läufern nur die der Saugseite am nächsten liegenden Stufen eine erfindungs¬ gemäße optimale Verlustspaltverteilung gemäß vorstehenden Erläuterungen aufweisen. Dadurch wird in Achsrichtung des Lau- fers auch Gas innerhalb der vergrößerten Verlustspaltvolumina komprimiert; die entstehende Kompressionswärme wird über eine größere Oberfläche des Läufers verteilt und kann günstiger ab¬ geführt werden. Eine örtliche Zahnkopfüberhitzung wird dadurch ausgeschlossen. Die Pumpe für die Förderung von Flüssigkeit mit hohen Gasgehalten von mehr als 95 % läßt sich mit diesen Maßnahmen erstmals mit optimalem Wirkungsgrad betriebssicher gestalten. Erreicht wird dies erfindungsgemäß dadurch, daß sich bei mehrstufigem Läufer der Flankenprofilumkehrpunkt bis zu der der Saugseite am nächsten liegenden Stufe kontinuier¬ lich, stufenweise oder mehrfach unstetig in Richtung auf seine optimale Lage ändert.
Der minimale Flankenprofilumkehrpunkt beträgt in Annäherung 8/10 des Wälzkreisradius plus 0,2. Die exakte Berechnung er¬ folgt aus der Formel q^ = 0,6258 x e°'886Nü.
Den eingangs zum Stand der Technik genannten Nachteilen wird erfindungsgemäß somit im Prinzip dadurch begegnet, daß man bei treibendem und getriebenem Läufer bei gleicher Umlaufgeschwin¬ digkeit den profilbedingten schädlichen Spalt aufteilt, wobei durch geeignete Maßnahmen der Fußverlustspalt steigungsabhän¬ gig bis zu 24mal größer gestaltet wird als der Kopfverlust¬ spalt. Hierdurch fließt am Zahnkopf ein geringerer Leckstrom, so daß sich am Zahnkopf auch ein geringerer Verschleiß ein¬ stellt. Außerdem ergibt sich ein verbesserter volumetrischer Effekt, der den Gesamtwirkungsgrad verbessert und zu einer längeren Lebensdauer der Schraubenspindelpumpe führt.
Bei den vorstehend beschriebenen erfindungsgemäßen Lösungen für mehrstufige Läufer wird die Möglichkeit geschaffen, inkom- pressible Medien durch Spalte zurückfließen zu lassen, kom- pressible Medien hingegen über einen längeren Weg in Achsrich¬ tung zu komprimieren. Unabhängig davon, wie der Profilumkehr- punkt über die Läuferlänge ansteigt, soll der Profilumkehr¬ punkt sein Optimum immer am saugseitigen Läuferende haben und zum druckseitigen Läuferende in Richtung Läuferradius anstei- gen. Hierdurch soll die lokale Wärmebildung an der Druckseite durch die profilbedingten Spalte über die Läuferlänge abge¬ führt werden. Der profilbedingte Spalt wird somit zur Saugsei¬ te hin verkleinert. Diese Maßnahme hat auch bei hohen Gasraten eine Verschiebung des Angriffspunktes der Querkraft zur Folge; sie wird von der druckseitigen Mitte zu den an der Saugseite angeordneten Stützlagern verschoben, wodurch die Wellendurch¬ biegung verringert wird. Derartige Pumpen eignen sich insbe¬ sondere zur Erdölförderung direkt am Bohrloch, wo mit gas- durchsetzten Medien zu rechnen ist (Multiphasenförderung) .
Die Erfindung wird anhand von Diagrammen näher erläutert. Hin¬ sichtlich der verwendeten Zeichen und Begriffe wird Bezug ge¬ nommen auf die "Übersichtstabelle".
Es zeigen:
Figur la - eine Eingriffsfläche im Stirnschnitt für q^;
Figur lb - eine Darstellung gemäß Figur la für q,^;
Figur 2 - ein Achsschnittprofil;
Figur 3 - einen Achsschnittprofilspalt mit einem Vergleich für g = l, q = m, g = qmiτ, bei glei¬ cher Steigung und gleichem Durchmesser;
Figur 4 - einen Achsschnittprofilspalt für q,^ und q^^;
Figur 5 - die Verlustflächen in der Eingriffszone im
Stirnschnitt dimensionslos dargestellt (Rκ/Rκ = 1 = r) am Zahnkopf und -fuß über den Profilumkehrpunkt mit Fuß/Kopfverhältnis Nu =
Figur 6 - ein Achsschnittprofil mit kontinuierlich verän¬ derlichem Profilerzeugungskreis; Figur 7 - als Stand der Technik im Längsschnitt eine
Schraubenspindelpumpe mit Außenlagerung und
Figur 8 in verkleinertem Maßstab die Schraubenspin- delpumpe gemäß Figur 7 im Querschnitt.
Die in den Figuren 7 und 8 dargestellte Schraubenspindelpumpe besitzt als Förderelemente zwei berührungslos ineinander käm¬ mende, gegenläufige Förderschraubenpaare, die jeweils eine rechtsgängige Förderschraube 1 sowie eine linksgängige Förder¬ schraube 2 umfassen. Durch diese zweiströmige Anordnung ist der Axialschub ausgeglichen. Die ineinandergreifenden Förder¬ schrauben bilden zusammen mit dem sie umschließenden Gehäuse 3 einzeln abgeschlossene Förderkammern. Bei Drehung über eine Antriebswelle 4 bewegen sich diese Kammern kontinuierlich und parallel zu den Wellen von der Saug- zur Druckseite. Dabei be¬ stimmt die Drehrichtung der Antriebswelle die Fortbewegungs- einrichtung der Förderkammern. Der Druckaufbau erfolgt über die Länge der Förderelemente nahezu linear. Das durch den Saugstutzen 5 der Pumpe zufließende oder angesaugte Medium wird im Pumpengehäuse 6 in zwei Teilströmen den beiden Saug¬ räumen zugeführt.
Die Drehmomentübertragung von der Antriebs- auf die getriebene Welle erfolgt durch ein außerhalb des Pumpengehäuses 6 ange¬ ordnetes Zahnradgetriebe 7, dessen Einstellung den berührungs¬ freien Lauf der Förderelemente gewährleistet. Mit dem Bezugs¬ zeichen 8 ist eine Stopfbuchse gekennzeichnet.
Die Umdrehungsrichtung der Antriebswelle 4 ist in Figur 7 durch den Pfeil 9 gekennzeichnet. Figur 8 läßt schematisch den Druckstutzen 10 erkennen.
Hinsichtlich der weiteren Bezugszeichen wird auf die "Über- Sichtstabelle" verwiesen.
Erfindungsgemäß werden die Förderschraubenflanken so gerade wie möglich gestaltet unter Veiπeidung konvexer oder konkaver Formen. Angestrebt wird ein mö,wichst geringer profilabhängi¬ ger Verlustspalt. Zwischen den beiden Extremwerten q=m und q=l ist das Optimum zu finden, wobei der Zahnkopf bezogen auf die Zahnhöhe klein, die Zahnkopfbreite groß und der Abstand der kämmenden Zahnflanken voneinander gering sein sollen. Diese Forderungen sind gleichbleibend über einen Läufersteigungsbe¬ reich zu erfüllen.
Bei q=l ist die Zahnkopfhöhe gleich Null; die Zahnkopfbreite ist mit H/2 am größten, der Flankenabstand jedoch ebenso wie die Zahnfußverlustfläche am größten. Dies ist bei einer erfor¬ derlichen minimalen Steigung bei stabiler Zahnstärke nicht praktikabel. Bereits bei geringem Gegendruck sind aufgrund des großen Fußspaltes die Rückstromverluste sehr groß; der effek¬ tive Förderstrom wird aufgezehrt.
B<- im anderen Extrem q=m ist der Zahnkopf mit halber Zahnhöhe am größten, die Zahnkopfbreite am geringsten; es ist nur ein profilbedingter Kopfspalt vorhanden. Der Flankenabstand ist bis zu Zahnmitte gleich Null und vergrößert sich darüber hin¬ aus zum Maximum am Läuferdurchmesser. Die Reaktionskräfte sind am größten, so daß anzustreben ist, q von diesem Punkt weit entfernt anzuordnen.
Durch die erfindungsgemäße Aufteilung von Kopf- und Fußspalten läßt sich unter Berücksichtigung der Oberflächenreibung zwi¬ schen den Förderschraubenflanken bei gleichem Differenzdruck vor allem bei niedrigviskosen und hochgashaltigen Förderme- dien der Rückstromverlust deutlich verringern. Hierdurch er¬ reicht man eine Wirkungsgradverbesserung sowie einen geringe¬ ren Strahlverschleiß.
Bei gashaltigen Medien wird durch die erfindungsgemäße Maßnah- me die entstehende Kompressionswärme gezielt verteilt und da¬ durch einer Aufzehrung des Umfangsspaltes am Zahnkopf und Laufgeräuschen entgegengewirkt. Übersichtstabelle
L0: Abstand zwischen den Stützlagern des Läufers F8.1: Läuferlänge
A: Mittenabstand der Stützlager H: Laufersteigung
K: Stufenzahl des Läufers G: Gangzahl des Läufers S: Zahnkopfbreite
Aut Verlustfläche am Läuferumfang und umschließenden Ge- häuse
Ak: Verlustfläche am Zahnkopf am Zahneingriff (im Stirn¬ schnitt) Aft Verlustfläche am Zahnfuß am Zahneingriff (im Stirn¬ schnitt) Av: Summe der Verlustflächen von Zahnkopf und Zahnfuß am
Zahneingriff (im Stirnschnitt) Dκ: Zahnkopfdurchmesser = Läuferdurchmesser (Rκ =
Dκ/2)
DF: Zahnfußdurchmesser (RF = DF/2)
Dτ: Teilkreisdurchmesser = Wälzkreisdurchmesser (Rτ =
Dτ/2) Dq: Profilkreisdurchmesser (R„ =
Dq 2) bzw. Nu: Nabenverhältnis DF/DK m: Dimensionsloser Teilkreisradius (Rτ/Rκ) q: dimensionsloser Profilkreisradius (Rq/Rκ) qmin: minimaler Profilumkehrpunkt q^: maximaler Profilumkehrpunkt q = 1: kein Kopfspalt q = m: kein Fußspalt r = 1: dimensionsloser Zahnkopfradius (RR/RK = 1) c: relativ konstanter Abstand im Achsschnitt am Wälz¬ kreis der profilbedingten Verlustfläche o^: Umschlingungswinkel der Läufer vom Läufergehäuse ö: Öffnungswinkel des umschließenden Läufergehäuses α,,,: Profilwinkel im Stirnschnitt am Wälzkreisradius αsκ: Profilwinkel im Stirnschnitt an beliebigem Kopfradi¬ us αSF: Profilwinkel im Stirnschnitt an beliebigem Fußradius αFL: Profilwinkel am Achsschnitt am Kopfkreisradius ß: Profilwinkel im Stirnschnitt am Läuferradius

Claims

Ansprüche
1. Förderschraubenpaar für rotierende Verdrängerpumpen, de¬ ren als Läufer und Gegenläufer ausgebildeten Förder- schrauben in der Bohrung und in den Flanken berührungs- frei mit gleicher Drehzahl umlaufen (Schraubenspindel- pu pen), zwischen sich Verlustspalte bilden und gleiche Gangtiefe, gleiche-Gangzahl und beidseitig symmetrisch ausgebildete Flankenprofile aufweisen, die sich hin- sichtlich ihrer Ganghöhe jeweils aus einem unterhalb des Flankenprofilumkehrpunktes (q) liegenden Zahnfuß und ei¬ nem oberhalb dieses Flankenprofilumkehrpunktes (q) lie¬ genden Zahnkopf zusammensetzen, dadurch gekennzeichnet, daß die profilbedingte Verlustspalthöhe (c) im Achs- schnitt am Wälzkreis für einen bestimmten Läuferdurch¬ messer (Dκ) konstant gehalten wird durch Verschiebung des Flankenprofilumkehrpunktes (q) als Funktion einer tech¬ nisch ausführbaren Läufersteigung (H).
2. Förderschraubenpaar nach Anspruch 1, dadurch gekenn¬ zeichnet, daß der Flankenprofilumkehrpunkt (q) im Ver¬ hältnis Läufer Durchmesser ( O- ) zur Läufersteigung (H) ansteigt.
3. Förderschraubenpaar nach Anspruch 1 oder 2, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß der Flankenprofilumkehrpunkt (q) in¬ nerhalb der Baureihe, die durch das Verhältnis Fußdurch¬ messer (DF) : Kopfdurchmesser (DR) = NU gekennzeichnet ist, mit abnehmender Läufersteigung (H) über den Wälz- kreisradius (m) hinaus bis zu einem Wert (q^^) von ma¬ ximal r=l ansteigt.
4. Förderschraubenpaar nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Anstieg des Flankenprofilumkehr- punktes (q) von einem Minimalwert beginnt, der größer ist als der Wälzkreisradius (m) . 5. Förderschraubenpaar nach einem der vorhergehenden An¬ sprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die konstant zu haltende profilbedingte Verlustspalthöhe (c) im Achs¬ schnitt am Wälzkreis im Bereich 0,1 % bis 1,
5 %, vor- zugsweise 0,1 % bis 0,8 % des Läuferdurchmessers (Dκ) liegt.
6. Förderschraubenpaar nach einem der vorhergehenden An¬ sprüche, dadurch gekennzeichnet, daß bei mehrstufigen Läufern nur die der Saugseite am nächsten liegenden Stu¬ fen eine optimale Verlustspaltverteilung gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche aufweisen.
7. Förderschraubenpaar nach Anspruch 6, dadurch gekennzeich- net, daß sich bei mehrstufigem Läufer der Flankenprofi¬ lumkehrpunkt (q) bis zu der der Saugseite am nächsten liegenden Stufe kontinuierlich, stufenweise oder mehrfach unstetig in Richtung auf seine optimale Lage ändert.
EP93914601A 1992-07-29 1993-07-03 Förderschraubenpaar für rotierende verdrängerpumpen Expired - Lifetime EP0653021B1 (de)

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