EP0653021B1 - Förderschraubenpaar für rotierende verdrängerpumpen - Google Patents

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EP0653021B1
EP0653021B1 EP93914601A EP93914601A EP0653021B1 EP 0653021 B1 EP0653021 B1 EP 0653021B1 EP 93914601 A EP93914601 A EP 93914601A EP 93914601 A EP93914601 A EP 93914601A EP 0653021 B1 EP0653021 B1 EP 0653021B1
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EP
European Patent Office
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rotor
profile
pair
flank
pitch
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EP93914601A
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EP0653021A1 (de
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Heinrich Möller
Henning MÖLLER
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Individual
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Classifications

    • 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 feed screws for rotating positive displacement pumps, the feed screws of which are designed as runners and counter-rotors rotate in the bore and in the flanks in a contact-free manner at the same speed (screw pumps), form loss gaps between them and have the same pitch depth, the same number of gears and symmetrically formed flank profiles on both sides are composed with respect to their pitch from a tooth base lying below the flank profile reversal point and a tooth head lying above this flank profile reversal point.
  • the volumetric and the overall efficiency are essentially influenced by the viscosity of the pumped medium and harmful gaps, while the pressure height is influenced by the bearing distance, the rotor length, the pitch of the rotor, its diameter and the hub ratio Nü (tooth root diameter: tooth tip diameter).
  • the circumferential gap this is the gap between the rotor and the surrounding 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 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 due to the toothing laws. This profile-related loss gap is the subject of the present invention.
  • the backflow caused by the back pressure through all the games causes jet wear; this increases the games, 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 distance between the bearings and to a restriction of the delivery pressure due to the greater deflection.
  • the runners have different numbers of gears and therefore 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 limitation of the suction height.
  • DE-A-1 553 271 discloses a pair of delivery screws for rotating positive displacement pumps, the delivery screws of which are designed as rotors and counter-rotators rotate in a housing bore and form loss gaps between them.
  • the feed screw which is referred to as the main rotor, is characterized by cylindrical webs on the tooth base, which are essentially uniform over the rotor length, by cylindrical webs on the tooth head and by inclined webs which extend over the length of an uneven section and are arcuate, the centers of curvature on the rotor axis lie.
  • the inclined lands are widest at the exit end of the rotor.
  • the so-called auxiliary rotor is complementary.
  • DE-A-594 691 discloses a screw compressor which consists of right-handed and left-handed, intermeshing screws which are inevitably coupled by gearwheels and sealed by a housing.
  • the tooth gap that widens outwards is formed by a basic trapezoid with a tip angle of about 6 ° and a trapezoid of about 12 ° tip angle that overlaps this in the outer part.
  • the thread depth or the pitch or both change according to a geometrical series from the form a, aq 2 , aq n-1 , where a is half the thread flank, n the number of flanks and q depends on the widening angle of the profile. This should reduce the profile and flank gaps.
  • the point of intersection of the two flank angles can shift between the center and the outer edge of the profile, so that small triangular profile gaps arise at the foot and head and at the same time the flank gap is pressed to the smallest possible extent.
  • the highest possible flow rate and delivery pressure is achieved by changing the thread depth or the pitch or both depending on a geometric series of the shape of the thread flank.
  • GB-A-254 986 also discloses a pair of delivery screws for rotating positive-displacement pumps, each with symmetrically shaped flanks.
  • the flank contour results from a line, the middle section of which is straight, but convex on the outside and concave on the inside of the screw, the imaginary line connecting the points where the said production line connects the outside and the inside of the cylindrical surfaces the feed screw hits, with the screw rotation axis encloses an angle between 30 ° and 75 °.
  • This design should allow the feed screws to be installed without play and with complete sealing.
  • the invention has for its object to develop a pair of feed screws of the type described above with a short rotor length and a correspondingly small Bearing support spacing, with the smallest possible number of stages, large tooth tip wide, small rotor pitch and small circumferential gap length, in order to create a screw pump with a relatively large flow rate 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 of the flank profile reversal point starts 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 pump for the conveyance of liquid with a high gas content of more than 95% can be designed with operational efficiency for the first time.
  • 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 suction-side rotor end and rise towards the rotor radius towards the pressure-side rotor end. This is to dissipate the local heat generation on the pressure side through the profile-related gaps over the length of the rotor. The profile-related gap is thus reduced towards the suction side.
  • the screw spindle pump shown in FIGS. 7 and 8 has, as the conveying elements, two oppositely opposing pairs of 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 chambers 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 number 8.
  • FIG. Figure 8 shows schematically the pressure port 10.
  • the tooth tip is largest with half the tooth height and the tooth tip width is smallest; there is only one profile-related head gap.
  • the flank distance is zero up to the center of the tooth and also increases to the maximum at the rotor diameter. The reaction forces are greatest, so that efforts should be made to arrange q far from this point.
  • 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 leads to 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 thereby counteracts an exhaustion of the circumferential gap on the tooth head and running noise.

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  • Engineering & Computer Science (AREA)
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  • Details And Applications Of Rotary Liquid Pumps (AREA)

Description

  • Die Erfindung betrifft ein Förderschraubenpaar für rotierende Verdrängerpumpen, deren als Läufer und Gegenläufer ausgebildeten Förderschrauben in der Bohrung und in den Flanken berührungsfrei mit gleicher Drehzahl umlaufen (Schraubenspindelpumpen), zwischen sich Verlustspalte bilden und gleiche Gangtiefe, gleiche Gangzahl und beidseitig symmetrisch ausgebildete Flankenprofile aufweisen, die sich hinsichtlich ihrer Ganghöhe jeweils aus einem unterhalb des Flankenprofilumkehrpunktes liegenden Zahnfuß und einem oberhalb dieses Flankenprofilumkehrpunktes 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 Abdichtung der Förderkammer zwischen dem Saug- und Druckraum dienen. Bei den sogenannten außengelagerten Schraubenspindelpumpen laufen die Läufer in der Bohrung und in den Flanken berührungsfrei um und sind somit geeignet zum Verpumpen nichtschmierender, viskoser Medien, die häufig mit Schmutz- und Festpartikeln durchsetzt sind.
  • Der volumetrische und der Gesamtwirkungsgrad werden im wesentlichen 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 Nü (Zahnfußdurchmesser : Zahnkopfdurchmesser).
  • Grundsätzlich wird bei den Läufern zwischen dem Umfangsspalt (das ist der Spalt zwischen Läufer und umschließender Läuferbohrung), dem Grundspalt (dies ist der Spalt zwischen dem Läuferaußendurchmesser des einen Läufers und dem Fußkreisdurchmesser des anderen Läufers) und den Spalten zwischen den Flankenprofilen der Läufer im Läufereingriff unterschieden. Beim Flankenspalt wird zwischen einem vorzugebenden Spalt zum erforderlichen berührungsfreien Lauf und einem profilabhängigen, aufgrund der Verzahnungsgesetze entstehenden Spalt unterschieden. Dieser profilbedingte Verlustspalt ist Gegenstand der vorliegenden Erfindung.
  • Sind die zu fördernden nichtschmierenden Medien mit Festpartikeln 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 hintereinander angeordnete geschlossene Kammern des Läufers, also durch eine Erhöhung der Kammerzahl, oder aber durch unterschiedliche Drehzahl des Gegenläufers. Der erste Lösungsvorschlag führt zu einer Verlängerung der Läufer und damit zu einem großen Lagerabstand und zu einer Einschränkung des Förderdruckes infolge der größeren Durchbiegung. Bei der zweiten Lösungsalternative haben die Läufer unterschiedliche Gangzahl und somit unterschiedliche Geschwindigkeiten, wodurch verkürzte Füllzeiten und vor allem bei größeren Viskositäten eine vollkommene Kammerfüllung verhindert werden. Nachteilig ist ferner, daß bei Mehrgängigkeit des einen Läufers die kleinstmögliche Läufersteigung in jedem Fall größer ist als bei gleichgängigen Läuferpaaren, da anderenfalls die Zahnstärke bzw. Gangstärke zu schwach würde. Dieser Nachteil führt ebenfalls zu einer Einschränkung der Saughöhe.
  • Die DE-A-1 553 271 offenbart ein Förderschraubenpaar für rotierende Verdrängerpumpen, deren als Läufer und Gegenläufer ausgebildeten Förderschrauben in einer Gehäusebohrung umlaufen und zwischen sich Verlustspalte bilden. Die als Hauptrotor bezeichnete Förderschraube ist gekennzeichnet durch zylindrische, über die Rotorlänge im wesentlichen gleichmäßige Stege am Zahnfuß, durch zylindrische Stege am Zahnkopf und durch geneigte Stege, die sich über die Länge eines ungleichmäßigen Abschnittes erstrecken und bogenförmig ausgebildet sind, wobei die Krümmungsmittelpunkte auf der Rotorachse liegen. Die geneigten Stege sind am Austrittsende des Rotors am breitesten ausgebildet. Der sogenannte Hilfsrotor ist komplementär ausgebildet. Erreicht wird die Ausbildung von Rotoren mit Bogenabwälzung und entsprechender Abdichtung am Fuß der Gänge des Hauptrotors. Geschaffen werden ferner breite, unterbrechungsfreie Abdichtungslinien.
  • Die DE-A-594 691 offenbart einen Schraubenverdichter, der aus rechts- und linksgängigen, miteinander in Eingriff stehenden, durch Zahnräder zwangsläufig gekuppelten und durch ein Gehäuse dicht umschlossenen Schrauben besteht. Die sich nach außen erweiternde Zahnlücke wird durch ein Grundtrapez mit etwa 6° Spitzenwinkel und ein dieses im Außenteil überschneidendes Trapez von etwa 12° Spitzenwinkel gebildet. Die Gewindegangtiefe oder die Steigung oder beide ändern sich nach einer geometrischen Reihe von der Form a, aq2, aqn-1, worin a die halbe Gewindeflanke, n die Zahl der Flanken bedeuten und q von dem Erweiterungswinkel des Profils abhängig ist. Hierdurch sollen die Profil- und Flankenspalte verkleinert werden. Je nach Wahl der Flankenwinkel kann sich der Schnittpunkt der beiden Flankenwinkel zwischen Mitte und Profilaußenkante verschieben, so daß am Fuß und Kopf kleine dreieckige Profilspalte entstehen und gleichzeitig der Flankenspalt auf ein möglichst kleines Maß gedrückt wird. Hier wird also ein möglichst hoher Förderstrom und Förderdruck erzielt durch Änderung der Gewindegangtiefe oder der Steigung oder beider in Abhängigkeit einer geometrischen Reihe der Form der Gewindeflanke.
  • Die GB-A-254 986 offenbart ebenfalls ein Förderschraubenpaar für rotierende Verdrängerpumpen mit jeweils symmetrisch ausgebildeten Flanken. Die Flankenkontur ergibt sich aus einer Linie, deren Mittelabschnitt gerade, an der Außenseite jedoch konvex und auf der Innenseite der Förderschraube konkav ausgebildet sind, wobei die imaginäre Linie, die diejenigen Punkte verbindet, wo die genannte Erzeugungslinie die Außen- und die Innenseite der zylindrischen Oberflächen der Förderschraube trifft, mit der Schraubendrehachse einen Winkel zwischen 30° und 75° einschließt. Durch diese Ausbildung sollen sich die Förderschrauben spielfrei unter vollständiger Abdichtung einbauen lassen.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Förderschraubenpaar der eingangs beschriebenen Bauart zu entwickeln mit einer möglichst kurzen Läuferlänge und einem entsprechend geringen Lagerstützabstand, mit möglichst kleiner Stufenzahl, großer Zahnkopf breite, kleiner Läufersteigung und geringer Umfangsspaltlänge, um so eine Schraubenspindelpumpe mit relativ großem Förderstrom und hohem Förderdruck bei geringem Materialeinsatz 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 = Nü gekennzeichnet ist, mit abnehmender Läufersteigung über den Wälzkreisradius hinaus bis zu einem Wert von maximal r=1 ansteigt.
  • Es ist ferner vorteilhaft, wenn der Anstieg des Flankenprofilumkehrpunktes 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 Läuferdurchmessers liegt.
  • Bei der Förderung von Flüssigkeiten mit hohem Gasanteil entsteht häufig nach kurzer Laufzeit eine hohe örtliche Kompressionswärme, und zwar insbesondere an dem Läuferzahn, der der Druckseite am nächsten liegt. Dies kann zur örtlichen Umfangsspaltaufzehrung und schließlich zum Fressen durch Materialkontakt (Reibschluß) führen. Erfindungsgemäß soll dieses Problem dadurch behoben werden, daß bei mehrstufigen Läufern nur die der Saugseite am nächsten liegenden Stufen eine erfindungsgemäße optimale Verlustspaltverteilung gemäß vorstehenden Erläuterungen aufweisen. Dadurch wird in Achsrichtung des Läufers auch Gas innerhalb der vergrößerten Verlustspaltvolumina komprimiert; die entstehende Kompressionswärme wird über eine größere Oberfläche des Läufers verteilt und kann günstiger abgeführt 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 kontinuierlich, 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 erfolgt aus der Formel qmin = 0,6258 x e0,4886Nü.
  • Den eingangs zum Stand der Technik genannten Nachteilen wird erfindungsgemäß somit im Prinzip dadurch begegnet, daß man bei treibendem und getriebenem Läufer bei gleicher Umlaufgeschwindigkeit den profilbedingten schädlichen Spalt aufteilt, wobei durch geeignete Maßnahmen der Fußverlustspalt steigungsabhängig bis zu 24mal größer gestaltet wird als der Kopfverlustspalt. Hierdurch fließt am Zahnkopf ein geringerer Leckstrom, so daß sich am Zahnkopf auch ein geringerer Verschleiß einstellt. 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, inkompressible Medien durch Spalte zurückfließen zu lassen, kompressible Medien hingegen über einen längeren Weg in Achsrichtung zu komprimieren. Unabhängig davon, wie der Profilumkehrpunkt über die Läuferlänge ansteigt, soll der Profilumkehrpunkt sein Optimum immer am saugseitigen Läuferende haben und zum druckseitigen Läuferende in Richtung Läuferradius ansteigen. Hierdurch soll die lokale Wärmebildung an der Druckseite durch die profilbedingten Spalte über die Läuferlänge abgeführt werden. Der profilbedingte Spalt wird somit zur Saugseite 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 Wellendurchbiegung verringert wird. Derartige Pumpen eignen sich insbesondere zur Erdölförderung direkt am Bohrloch, wo mit gasdurchsetzten Medien zu rechnen ist (Multiphasenförderung).
  • Die Erfindung wird anhand von Diagrammen näher erläutert. Hinsichtlich der verwendeten Zeichen und Begriffe wird Bezug genommen auf die "Übersichtstabelle".
  • Es zeigen:
    • Figur 1a -
    eine Eingriffsfläche im Stirnschnitt für qmin;
    Figur 1b -
    eine Darstellung gemäß Figur 1a für qmax;
    Figur 2 -
    ein Achsschnittprofil;
    Figur 3 -
    einen Achsschnittprofilspalt mit einem Vergleich für q = 1, q = m, q = qmin bei gleicher Steigung und gleichem Durchmesser;
    Figur 4 -
    einen Achsschnittprofilspalt für qmin und qmax;
    Figur 5 -
    die Verlustflächen in der Eingriffszone im Stirnschnitt dimensionslos dargestellt (RK/RK = 1 = r) am Zahnkopf und -fuß über den Profilumkehrpunkt mit Fuß/Kopfverhältnis Nü = 0,4 und Nü = 0,65;
    Figur 6 -
    ein Achsschnittprofil mit kontinuierlich veränderlichem Profilerzeugungskreis;
    Figur 7 -
    als Stand der Technik im Längsschnitt eine Schraubenspindelpumpe mit Außenlagerung und
    Figur 8 -
    in verkleinertem Maßstab die Schraubenspindelpumpe gemäß Figur 7 im Querschnitt.
  • Die in den Figuren 7 und 8 dargestellte Schraubenspindelpumpe besitzt als Förderelemente zwei berührungslos ineinander kämmende, gegenläufige Förderschraubenpaare, die jeweils eine rechtsgängige Förderschraube 1 sowie eine linksgängige Förderschraube 2 umfassen. Durch diese zweiströmige Anordnung ist der Axialschub ausgeglichen. Die ineinandergreifenden Förderschrauben 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 bestimmt die Drehrichtung der Antriebswelle die Fortbewegungseinrichtung 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 Saugräumen zugeführt.
  • Die Drehmomentübertragung von der Antriebs- auf die getriebene Welle erfolgt durch ein außerhalb des Pumpengehäuses 6 angeordnetes Zahnradgetriebe 7, dessen Einstellung den berührungsfreien Lauf der Förderelemente gewährleistet. Mit dem Bezugszeichen 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 "Übersichtstabelle" verwiesen.
  • Erfindungsgemäß werden die Förderschraubenflanken so gerade wie möglich gestaltet unter Vermeidung konvexer oder konkaver Formen. Angestrebt wird ein möglichst geringer profilabhängiger Verlustspalt. Zwischen den beiden Extremwerten q=m und q=1 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 Läufersteigungsbereich zu erfüllen.
  • Bei q=1 ist die Zahnkopfhöhe gleich Null; die Zahnkopf breite ist mit H/2 am größten, der Flankenabstand jedoch ebenso wie die Zahnfußverlustfläche am größten. Dies ist bei einer erforderlichen minimalen Steigung bei stabiler Zahnstärke nicht praktikabel. Bereits bei geringem Gegendruck sind aufgrund des großen Fußspaltes die Rückstromverluste sehr groß; der effektive Förderstrom wird aufgezehrt.
  • Beim 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 hinaus 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 zwischen den Förderschraubenflanken bei gleichem Differenzdruck vor allem bei niedrigviskosen und hochgashaltigen Fördermedien der Rückstromverlust deutlich verringern. Hierdurch erreicht man eine Wirkungsgradverbesserung sowie einen geringeren Strahlverschleiß.
  • Bei gashaltigen Medien wird durch die erfindungsgemäße Maßnahme die entstehende Kompressionswärme gezielt verteilt und dadurch einer Aufzehrung des Umfangsspaltes am Zahnkopf und Laufgeräuschen entgegengewirkt.
    • Übersichtstabelle
    • Lo:
    Abstand zwischen den Stützlagern des Läufers
    Fö-l:
    Läuferlänge
    A:
    Mittenabstand der Stützlager
    H:
    Läufersteigung
    K:
    Stufenzahl des Läufers
    G:
    Gangzahl des Läufers
    S:
    Zahnkopfbreite
    Au:
    Verlustfläche am Läuferumfang und umschließenden Gehäuse
    Ak:
    Verlustfläche am Zahnkopf am Zahneingriff (im Stirnschnitt)
    Af:
    Verlustfläche am Zahnfuß am Zahneingriff (im Stirnschnitt)
    AV:
    Summe der Verlustflächen von Zahnkopf und Zahnfuß am Zahneingriff (im Stirnschnitt)
    DK:
    Zahnkopfdurchmesser = Läuferdurchmesser (RK = DK/2)
    DF:
    Zahnfußdurchmesser (RF = DF/2)
    DT:
    Teilkreisdurchmesser = Wälzkreisdurchmesser (RT = DT/2)
    Dq:
    Profilkreisdurchmesser (Rq = Dq/2)
    bzw. Nü:
    Nabenverhältnis DF/DK
    m:
    Dimensionsloser Teilkreisradius (RT/RK)
    q:
    dimensionsloser Profilkreisradius (Rq/RK)
    qmin:
    minimaler Profilumkehrpunkt
    qmax:
    maximaler Profilumkehrpunkt
    q = 1:
    kein Kopfspalt
    q = m:
    kein Fußspalt
    r = 1:
    dimensionsloser Zahnkopfradius (RK/RK = 1)
    c:
    relativ konstanter Abstand im Achsschnitt am Wälzkreis der profilbedingten Verlustfläche
    αu:
    Umschlingungswinkel der Läufer vom Läufergehäuse
    αö:
    Öffnungswinkel des umschließenden Läufergehäuses
    αm:
    Profilwinkel im Stirnschnitt am Wälzkreisradius
    αSK:
    Profilwinkel im Stirnschnitt an beliebigem Kopfradius
    αSF:
    Profilwinkel im Stirnschnitt an beliebigem Fußradius
    αFL:
    Profilwinkel am Achsschnitt am Kopfkreisradius
    β:
    Profilwinkel im Stirnschnitt am Läuferradius

Claims (7)

  1. Förderschraubenpaar für rotierende Verdrängerpumpen, deren als Läufer und Gegenläufer ausgebildeten Förderschrauben in der Bohrung und in den Flanken berührungsfrei mit gleicher Drehzahl umlaufen (Schraubenspindelpumpen), zwischen sich Verlustspalte bilden und gleiche Gangtiefe, gleiche Gangzahl und beidseitig symmetrisch ausgebildete Flankenprofile aufweisen, die sich hinsichtlich ihrer Ganghöhe jeweils aus einem unterhalb des Flankenprofilumkehrpunktes (q) liegenden Zahnfuß und einem oberhalb dieses Flankenprofilumkehrpunktes (q) liegenden Zahnkopf zusammensetzen, dadurch gekennzeichnet, daß die profilbedingte Verlustspalthöhe (c) im Achsschnitt am Wälzkreis für einen bestimmten Läuferdurchmesser (DK) konstant gehalten wird durch Verschiebung des Flankenprofilumkehrpunktes (q) als Funktion einer technisch ausführbaren Läufersteigung (H).
  2. Förderschraubenpaar nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Flankenprofilumkehrpunkt (q) im Verhältnis Läufer Durchmesser (DK) zur Läufersteigung (H) ansteigt.
  3. Förderschraubenpaar nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Flankenprofilumkehrpunkt (q) innerhalb der Baureihe, die durch das Verhältnis Fußdurchmesser (DF) : Kopfdurchmesser (DK) = Nü gekennzeichnet ist, mit abnehmender Läufersteigung (H) über den Wälzkreisradius (m) hinaus bis zu einem Wert (qmax) von maximal r=1 ansteigt.
  4. Förderschraubenpaar nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Anstieg des Flankenprofilumkehrpunktes (q) von einem Minimalwert beginnt, der größer ist als der Wälzkreisradius (m).
  5. Förderschraubenpaar nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die konstant zu haltende profilbedingte Verlustspalthöhe (c) im Achsschnitt am Wälzkreis im Bereich 0,1 % bis 1,5 %, vorzugsweise 0,1 % bis 0,8 % des Läuferdurchmessers (DK) liegt.
  6. Förderschraubenpaar nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß bei mehrstufigen Läufern nur die der Saugseite am nächsten liegenden Stufen eine optimale Verlustspaltverteilung gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche aufweisen.
  7. Förderschraubenpaar nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß sich bei mehrstufigem Läufer der Flankenprofilumkehrpunkt (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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Application Number Priority Date Filing Date Title
DE4224969 1992-07-29
DE4224969A DE4224969C1 (de) 1992-07-29 1992-07-29 Förderschraubenpaar für rotierende Verdrängerpumpen
PCT/DE1993/000595 WO1994003730A1 (de) 1992-07-29 1993-07-03 Förderschraubenpaar für rotierende verdrängerpumpen

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP0653021A1 EP0653021A1 (de) 1995-05-17
EP0653021B1 true EP0653021B1 (de) 1996-06-12

Family

ID=6464331

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP93914601A Expired - Lifetime EP0653021B1 (de) 1992-07-29 1993-07-03 Förderschraubenpaar für rotierende verdrängerpumpen

Country Status (10)

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