EP1601877A1 - Drehkolbenpumpe - Google Patents

Drehkolbenpumpe

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Publication number
EP1601877A1
EP1601877A1 EP04713529A EP04713529A EP1601877A1 EP 1601877 A1 EP1601877 A1 EP 1601877A1 EP 04713529 A EP04713529 A EP 04713529A EP 04713529 A EP04713529 A EP 04713529A EP 1601877 A1 EP1601877 A1 EP 1601877A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pump according
rotary lobe
bearing tube
coolant
lobe pump
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP04713529A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Fritz-Martin Scholz
Jürgen OSWALD
Herbert Vogt
Daniel Greiner
Wolf-Rüdiger WAGENER
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Gardner Denver Schopfheim GmbH
Original Assignee
Rietschle Thomas Schopfheim GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Rietschle Thomas Schopfheim GmbH filed Critical Rietschle Thomas Schopfheim GmbH
Publication of EP1601877A1 publication Critical patent/EP1601877A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
    • F01C21/00—Component parts, details or accessories not provided for in groups F01C1/00 - F01C20/00
    • F01C21/02—Arrangements of bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • 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
    • F04C18/12—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 of other than internal-axis type
    • F04C18/14—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 of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C18/16—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 of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with helical teeth, e.g. chevron-shaped, screw type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04C29/02—Lubrication; Lubricant separation
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    • F04C29/04—Heating; Cooling; Heat insulation
    • 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
    • F04C2220/00—Application
    • F04C2220/10—Vacuum
    • F04C2220/12—Dry running
    • 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
    • F04C2240/00—Components
    • F04C2240/50—Bearings

Definitions

  • the invention relates to a rotary lobe pump with at least two rotors with associated drive shafts, with an associated bearing tube being provided for each rotor, which extends into the associated rotor and through which the associated drive shaft runs, between the inside of the rotor and the outside of the Bearing tube a first gap is provided.
  • the invention relates in particular to a dry-compressing screw vacuum pump or such a Roots pump.
  • the parallel drive shafts are usually synchronized with one another by a gearbox 1: 1.
  • the speed of the shafts either corresponds to that of the motor, or the motor speed is increased via an additional spur gear pair.
  • the contactlessly intermeshing, counter-rotating rotors form chambers which are transported from the suction side to the pressure side and thereby take up a smaller volume, which is achieved by changing the rotor increase of the rotors.
  • the heat of compression that occurs can be dissipated, for example, via the outer wall of the housing, the rotors also being able to be cooled from the inside, which, however, leads to considerable additional design effort.
  • the thermal expansion of the parts should be minimized, which can only be achieved by cooling, so that smaller gaps between the rotors can be achieved and which in turn leads to a reduction in the gap losses.
  • cooling can not only increase the efficiency, but the media, for example gases, which would be brought to temperatures above 200 ° C. without cooling due to compression, can be conveyed far below this temperature.
  • lower temperatures have an effect also beneficial to the design and life of the parts of the rotary lobe pump.
  • the invention relates to a rotary lobe pump with such flying bearings of the rotors.
  • the bearing tube of each rotor protrudes into an axial opening therein.
  • the bearing tube is usually stationary at one end, preferably by coupling to the pump housing.
  • the associated drive shaft then projects through the bearing tube and has an end on the drive side and an end coupled to the rotor.
  • the generic WO 97/01038 describes a complex cooling of the rotors, in which cooling channels are formed in the bearing tubes, through which coolant flows.
  • radiant heat is to be transferred from the rotor to the bearing tube through a gap between the rotor and the bearing tube.
  • sealing gas can also be introduced, which is provided for cooling and for protecting the bearing and drive area from the access of the conveying medium or of substances contained in the conveying medium.
  • the invention has for its object to provide a simple rotary pump, in particular screw vacuum pump, which is also low maintenance.
  • the first gap contains coolant during operation, ie is transported through it, and is part of a coolant circuit.
  • the first gap has a coolant inlet and a coolant outlet spatially separated therefrom, ie physically separated therefrom.
  • cooling via the first gap is considerably more effective since cooling liquid is introduced into the gap, which allows good heat dissipation directly on the rotor.
  • This coolant is part of a coolant circuit, so that cooler liquid is constantly being fed to the rotor becomes. Because of the separate inlets and outlets, there is only one direction of flow through the cooled gap section, ie no blind-hole-like dead spaces into which the cooling liquid has to flow in and out again.
  • the cooling channels provided in the wall of the bearing tube or in the drive shaft in the prior art can therefore be omitted, which simplifies the manufacture and maintenance of the pump according to the invention. Additional tubes, pockets, cavities and the like can also be omitted in the rotor.
  • a second gap which is part of the coolant circuit, is preferably provided between the respective inner side of the bearing tube and the associated outer side of the drive shaft. This means that both gaps, which are very easy to produce, are in flow connection with one another.
  • the coolant circuit is preferably designed such that coolant first flows into the second, radially inner gap and then flows from the latter into the first gap.
  • the bearing tube has a stationary fixed end and an opposite free end that projects into the rotor.
  • the invention provides that the second gap has an associated coolant inlet at the stationary fixed end and a coolant outlet at the axially opposite end, which is in flow connection with a coolant inlet of the first gap at the free end of the bearing tube.
  • a connecting channel between the two gaps is provided between the end face of the free end of the respective bearing tube and the adjacent wall of the rotor.
  • the invention provides further advantages. While in the prior art all bearings should be expensive, sealed, permanently lubricated bearings and complex additional seals were sought, the invention goes the opposite way. It provides, for example, that at least one bearing is provided between the respective bearing tube and the associated drive shaft, through which the coolant flow passes completely or partially, so that the bearing is cooled and lubricated.
  • One or more bypasses for coolant can be provided between the bearing (s) and the adjacent parts. These bypasses increase the flow rate or, if the bearing should be sealed against the above statements, it allows coolant to pass through in the area of the corresponding bearing point.
  • the coolant circuit is preferably open to the coolant and lubricant of the transmission.
  • Lubricant of the gearbox for driving the rotors simultaneously represents the cooling liquid of the rotors.
  • the hermetic seal provided in the prior art can thus be dispensed with, the entire pump is constructed much more simply. Conversely, the part of the interior of the gearbox that is filled with coolant and lubricant is part of the coolant circuit.
  • the drive shaft is designed as at least in the area of its drive-side end (gear end), but in particular over the entire length without a cooling channel, which makes production cheaper and increases stability.
  • a reservoir for coolant e.g. the gear housing with the cooling and lubricating fluid therein is in flow connection with the first or second gap via a channel located outside the drive shaft.
  • the rotary lobe pump according to the invention is according to the preferred one
  • Embodiment designed barrier gas-free.
  • FIG. 1 shows a longitudinal sectional view through a first embodiment of the rotary lobe pump according to the invention, designed as a screw vacuum pump,
  • FIG. 2 shows a longitudinal sectional view through a second embodiment of the rotary lobe pump according to the invention, designed as a screw vacuum pump,
  • Embodiments changed the storage area of the rotors
  • FIG. 4 shows an enlarged view of the framed region designated by X in FIG. 3.
  • a dry-compressing rotary lobe pump is shown in the form of a screw vacuum pump, one on the vacuum side
  • Suction port 10 and has a blow-out port 12 on the pressure side both are connected to each other by a work space 14.
  • two parallel rotors 8 are accommodated, which have a helix 16 that is increasingly provided with a lower pitch.
  • the rotors 8 mesh with one another, are in opposite directions and form chambers 18 which, when the rotors 8 are rotated, are transported from the suction side to the pressure side, ie from top to bottom when the pump is at a standstill, so that the medium enclosed in the chambers compresses to the pressure side becomes.
  • the two rotors 8 are hollow on the inside, are overhung, have the same geometry and the same structure in terms of their mounting, so that for simplification only the right rotor 8 including the mounting must be explained.
  • the rotor 8 has an axial through bore with an upper section 20 with a smaller diameter and an adjoining section with a larger diameter, which is defined below by an inner side 24.
  • a drive shaft 26 is pressed into section 20 so that the rotor and drive shaft 26 are coupled to one another in a rotationally fixed manner.
  • a bearing tube 28 projects, which is fixedly attached to a transmission housing 30, with its so-called lower, stationary end 31. Through this bearing tube 28, the drive shaft 26 extends through to into the interior 34 of the transmission housing 30.
  • a spiral bevel pinion 38 is connected at the lower end to the drive shaft 26, which meshes with a spiral bevel gear 40, which in turn is fixed in position on a shaft 42 which is rotated by a motor, not shown.
  • the two drive shafts 26 each have their own pair of spiral bevel gears or gears 38, 40, but the spiral bevel gears 40 are mounted on a common shaft 42.
  • the shaft 42 is in turn rotatably mounted in the gear housing 30.
  • the gear arrangement is a so-called vertical shaft arrangement, in which the shaft 42 is perpendicular to the parallel drive shafts 46. With this arrangement, the speed of the drive shafts 26 can be increased (the pitch circle of the spiral cone wheels 40 is larger than that of the spiral bevel pinion 38), but at the same time the direction of rotation of the drive shafts 26 is synchronized.
  • the peripheral speed of the gearwheels coupled to the drive shafts 26 is decisive for the transmission noise.
  • the peripheral speed was dependent on the center distance.
  • the peripheral speed of the spiral bevel gears 40 and the spiral bevel pinion 38 is independent of the center distance, the diameter of the spiral bevel pinion 38 is even significantly smaller than the center distance between the drive shafts 26.
  • Another advantage of the construction according to the invention is that different center distances can be realized with the same gears when different rotors 8 are used.
  • the drive shaft 26 is in the region of the lower end via a fixed bearing 50, which as an open bearing, i.e. is not permanently lubricated and is not sealed, positioned in the bearing tube 28 and at the free, upper end of the bearing tube 28 via a floating bearing 42 in the axial and radial directions.
  • the rotor 8 is thus also supported in the axial and circumferential directions.
  • the bearing 42 is otherwise not sealed, but designed as an open bearing.
  • each rotor has its own cooling liquid circuit, through which the cooling and lubricating liquid 60 inside the
  • Gear housing 30 which is provided for lubrication and cooling of the
  • Gear housing represents a reservoir for the cooling liquid of the rotors 8.
  • the coolant circuit therefore starts from the interior of the transmission housing 30 and runs through the openly configured fixed bearing 50 and / or a bypass 32 provided there, that is, a channel provided outside the drive shaft 26. Between the drive shaft 26 and the bearing tube 28 there is a cylindrical annular gap which extends to the bearing 42. This gap 62 is referred to below as the radially inner, second gap. He stands with a first radially outer gap 64 in flow connection, which is formed between the inside 24 of the rotor 8 and the outside of the bearing tube 28.
  • the flow connection between gap 62 and gap 64 takes place via the open floating bearing 42, an optionally provided bypass 70 and groove-shaped connecting channels or an annular gap 80 between the end face of the free end of the bearing tube 28 and the adjoining end wall of the rotor 8.
  • This connecting channel 80 then leads to the coolant inlet 81 (upper end) of the first gap 64.
  • the coolant outlet 83 of the first gap 64 is provided at its lower end, where a channel 90 leads into a collecting ring and from there into an oil pan (not shown) or into the transmission interior 34 ,
  • the coolant thus gets into the liquid inlet, the lower end of the gap 62, after it has possibly cooled and lubricated the bearing 50, flows up to its liquid outlet to the bearing 42 and / or the bypass 70, and then via the connecting channel 80 to get into the gap 64, where it is pressed against the inside 24 of the rotor 8 by the existing centrifugal forces and where there are shear flows.
  • the rotor 8 which heats up during compression, largely emits the heat to the coolant, which then reaches the coolant source and mixes there with the cold coolant 60.
  • the pump shown is also characterized by a very simple seal. No seal is required on the vacuum side at all. Seals 92 are only required on the pressure side of the vacuum pump between the lower end of the rotors 8 and the gear. However, since there is a connection to the blow-out connection 12 of the pump and thus to the atmosphere, the seals 92 are never pressurized, which increases their service life and their sealing performance. Seal gas is also superfluous.
  • FIGS. 2 to 4 essentially correspond to those according to FIG. 1, so that only the differences will be discussed in the following. It should be emphasized that these differences explained in the following tion features can also be combined with one another as desired within the illustrated embodiments.
  • the shaft 42 is not supported in the transmission housing 30 at the left end, because here a shaft extension 100 is provided as a drive for an integrated coolant pump 110, which is accommodated in the transmission interior 34 and the coolant 60 to each of the second gaps 62 inflated. Corresponding lines are designated 120. Between the spiral bevel gears 40, a rib 130 of the gear housing 30 extends, in which the shaft 42 is additionally mounted. A corresponding fixed bearing is designated 132.
  • the fixed bearing 132 between the spiral bevel gears 40 is advantageous because the shaft 42 can expand freely toward both axial ends when heat is applied.
  • an open floating bearing 150 is again provided at the lower end of each rotor 8 between the inside 24 and the bearing tube 28, by means of which the corresponding rotor 8 is additionally stabilized at the lower end.
  • the bearing 150 is preferably a relatively simple slide bearing, which is bypassed by a bypass 160 in the form of a longitudinal groove in the bearing tube 28 by part of the cooling liquid.
  • the coolant is preferably oil.
  • the construction with the cooling circuit in the gaps 62, 64 can also be provided for a Roots pump.
  • the pump according to the invention is characterized by a very simple construction, by the lack of complex channels in the interior of the rotor, the bearing tube and the drive shaft and by very large surfaces which serve for rapid heat transfer to dissipate the heat.
  • an additional cooling channel 180 with cooling liquid can of course also be provided in the housing 170, which surrounds the rotors 8.

Landscapes

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Abstract

Eine Drehkolbenpumpe hat wenigstens zwei Rotoren (8) mit zugeordneten Antriebswellen (26), wobei zu jedem Rotor (8) ein zugeordnetes Lagerrohr (28) vorgesehen ist, das sich in den zugeordneten Rotor (8) erstreckt und durch das die zugeordnete Antriebswelle (26) hindurch verläuft. Zwischen der Innenseite (24) jedes Rotors (8) und der Aussenseite des Lagerrohrs (28) ist ein erster Spalt (64) vorgesehen. Der erste Spalt (64) enthält im Betrieb Kühlflüssigkeit und ist Teil eines Kühlflüssigkeitskreislaufs.

Description

Drehkolbenpumpe
Die Erfindung betrifft eine Drehkolbenpumpe, mit wenigstens zwei Rotoren mit zugeordneten Antriebswellen, wobei zu jedem Rotor ein zugeordnetes Lagerrohr vorgesehen ist, das sich in den zugeordneten Rotor erstreckt und durch das sich die zugeordnete Antriebswelle hindurchläuft, wobei zwischen der Innenseite des Rotors und der Außenseite des Lagerrohrs ein erster Spalt vorgesehen ist.
Die Erfindung betrifft insbesondere eine trockenverdichtende Schraubenvakuumpumpe oder eine derartige Wälzkolbenpumpe.
Bei diesen Vakuumpumpen wird ein kompressibles Medium von Absolutdrücken kleiner 1 mbar auf Atmosphärendruck verdichtet, wobei der Arbeitsraum frei von Öl und Verschleiß sein soll.
Die parallelen Antriebswellen werden üblicherweise durch ein Getriebe 1:1 miteinander synchronisiert. Die Drehzahl der Wellen entspricht entweder der des Motors, oder die Motordrehzahl wird über ein zusätzliches Stirnzahnradpaar erhöht. Die berührungslos ineinander kämmenden, gegensinnig laufenden Rotoren bilden Kammern, welche von der Saugseite zur Druckseite transportiert werden und dabei ein kleineres Volumen einnehmen, was durch Ändern der Rotorsteigerung der Rotoren erreicht wird.
Die auftretende Verdichtungswärme kann z.B. über die Gehäuseaußenwand abgeführt werden, wobei die Rotoren auch von innen gekühlt werden können, was jedoch zu einem erheblichen konstruktiven Mehraufwand führt. Auf der anderen Seite soll die Wärmeausdehnung der Teile minimiert werden, was nur durch Kühlung erreichbar ist, damit kleinere Spalte zwischen den Rotoren erzielbar sind und was wiederum zu einer Verringerung der Spaltverluste führt. Durch Kühlung kann darüber hinaus nicht nur der Wirkungsgrad erhöht werden, sondern es können die Medien, z.B. Gase, die ohne Kühlung aufgrund der Verdichtung auf Temperaturen von über 200° C gebracht werden würden, weit unterhalb dieser Temperatur gefördert werden. Schließlich wirken sich niedrigere Temperaturen auch vorteilhaft auf die Auslegung und die Lebensdauer der Teile der Drehkolbenpumpe aus.
Was die Lagerung der Rotoren anbelangt, gibt es gemäß der gattungsgemäßen WO 97/01038 Konzepte, die eine sogenannte fliegende Lagerung vorsehen. Die Erfindung betrifft eine Drehkolbenpumpe mit solchen fliegenden Lagerungen der Rotoren. Dabei ragt das Lagerrohr jedes Rotors in eine axiale Öffnung in diesen hinein. Das Lagerrohr ist üblicherweise stationär an einem Ende gelagert, vorzugsweise durch Koppelung mit dem Pumpengehäuse. Durch das Lagerrohr hindurch ragt dann die zugeordnete Antriebswelle, die ein antriebsseitiges Ende und ein mit dem Rotor gekoppeltes Ende besitzt.
Die gattungsgemäße WO 97/01038 beschreibt eine aufwendige Kühlung der Rotoren, bei denen in den Lagerrohren selbst Kühlkanäle ausgebildet sind, durch die Kühlmittel strömt. Darüber hinaus soll durch einen Spalt zwischen Rotor und Lagerrohr Strahlungswärme vom Rotor auf das Lagerrohr übertragen werden. In den Spalt kann auch Sperrgas eingebracht werden, das zur Kühlung und zum Schutz des Lager- und Antriebsbereichs vor dem Zutritt des Fördermediums oder von im Fördermedium enthaltenen Stoffen vorgesehen ist.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine einfach ausgebildete Drehkolbenpumpe, insbesondere Schraubenvakuumpumpe, zu schaffen, die zudem wartungsarm ausgeführt ist.
Dies wird bei einer Drehkolbenpumpe der eingangs genannten Art dadurch erreicht, daß der erste Spalt im Betrieb Kühlflüssigkeit enthält, d.h. durch ihn transportiert wird, und Teil eines Kühlflüssigkeitskreislaufes ist. Der erste Spalt hat einen Kühlflüssigkeitseinlaß und einen hiervon räumlich getrennten, d.h. physisch davon abgetrennten Kühlflüssigkeitsauslaß. Bei der erfindungsgemäßen Drehkolbenpumpe ist die Kühlung über den ersten Spalt wesentlich effektiver, da Kühlflüssigkeit in den Spalt eingebracht wird, was eine gute Wärmeabfuhr unmittelbar am Rotor erlaubt. Diese Kühlflüssigkeit ist Teil eines Kühlflüssigkeitskreislaufs, so daß stetig kühlere Flüssigkeit zum Rotor gefordert wird. Aufgrund der getrennten Ein- und Auslässe gibt es über den gekühlten Spaltabschnitt nur eine Strömungsrichtung, d.h. keine sacklochartigen Toträume, in die Kühlflüssigkeit ein- und wieder ausströmen muß.
Die in der Wandung des Lagerrohrs oder in der Antriebswelle im Stand der Technik vorgesehenen Kühlkanäle können deshalb entfallen, was die Herstellung und die Wartung der erfindungsgemäßen Pumpe vereinfacht. Auch zusätzliche Rohre, Taschen, Hohlräume und dergleichen können im Rotor entfallen.
Bevorzugterweise ist zwischen der jeweiligen Innenseite des Lagerrohrs und der zugeordneten Außenseite der Antriebswelle ein zweiter Spalt vorgesehen, der Teil des Kühlflüssigkeitskreislaufs ist. Das bedeutet, beide sehr einfach herzustellenden Spalte sind miteinander in Strömungsverbindung.
Der Kühlflüssigkeitskreislauf ist in diesem Zusammenhang vorzugsweise so ausgeführt, daß Kühlflüssigkeit zuerst in den zweiten, radial inneren Spalt und anschließend von diesem in den ersten Spalt strömt.
Das Lagerrohr besitzt ein stationär befestigtes und ein entgegengesetztes freies, in den Rotor ragendes Ende.
Die Erfindung sieht gemäß einer Ausgestaltung vor, daß der zweite Spalt an dem stationär befestigten Ende einen zugeordneten Kühlflüssigkeitseinlaß und am axial entgegengesetzten Ende einen Kühlflüssigkeitsauslaß besitzt, der mit einem Kühlflüssigkeitseinlaß des ersten Spaltes am freien Ende des Lagerrohres in Strömungsverbindung steht. Bei einem aufrechtstehenden Lagerrohr heißt dies, die Kühlflüssigkeit wird im zweiten Spalt zum freien Ende des Lagerrohres hochgepumpt, um anschließend radial nach außen in den zweiten Spalt geschleudert zu werden und schließlich an der Innenseite des Rotors entlang abwärts zu strömen. Es kommt zu Scherströmungen zwischen stationärem Lagerrohr und sich drehendem Rotor, so daß ein optimaler Wärmeübergang vom Rotor auf die Flüssigkeit gewährleistet ist. Zwischen der Stirnseite des freien Endes des jeweiligen Lagerrohrs und der angrenzenden Wand des Rotors ist ein Verbindungskanal zwischen den beiden Spalten vorgesehen.
Die Erfindung sieht noch weitere Vorteile vor. Während im Stand der Technik sämtliche Lager teure, abgedichtete, dauergeschmierte Lager seien sollten und aufwendige zusätzliche Dichtungen angestrebt wurden, geht die Erfindung den entgegengesetzten Weg. Sie sieht beispielsweise vor, daß zwischen dem jeweiligen Lagerrohr und der zugeordneten Antriebswelle wenigstens ein Lager vorgesehen ist, durch das der Kühlflüssigkeitsstrom vollständig oder teilweise hindurchläuft, so daß das Lager gekühlt und geschmiert wird.
Dies kann optional oder zusätzlich auch in wenigstens einem Lager zwischen dem Lagerrohr und dem zugeordneten Rotor erfolgen.
Zwischen dem oder den Lager(n) und den angrenzenden Teilen kann eine oder können mehrere Bypässe für Kühlflüssigkeit vorgesehen sein. Diese Bypässe erhöhen die Durchflußrate oder, falls das Lager entgegen den obigen Ausführungen abgedichtet sein sollte, erlaubt es den Durchtritt von Kühlflüssigkeit im Bereich der entsprechenden Lagerstelle.
Der Kühlflüssigkeitskreislauf ist vorzugsweise strömungsmäßig offen zur Kühl- und Schmierflüssigkeit des Getriebes.
Ein besonderer Vorteil der Erfindung besteht darin, daß die Kühl- und
Schmierflüssigkeit des Getriebes zum Antrieb der Rotoren gleichzeitig die Kühlflüssigkeit der Rotoren darstellt. Die im Stand der Technik vorgesehene hermetische Abdichtung kann damit entfallen, die gesamte Pumpe ist viel einfacher aufgebaut. Umgekehrt ausgedrückt: der Teil des Getriebeinneren, der mit Kühl- und Schmierflüssigkeit gefüllt ist, stellt einen Teil des Kühlflüssigkeitskreislaufs dar.
Die einfache Ausführung der erfindungsgemäßen Pumpe zeigt sich auch dadurch, daß im Getriebegehäuse eine vom Getriebe selbst angetriebene Kühlflüs- sigkeitspumpe untergebracht ist, die die Kühlflüssigkeit in den oder die Spalte fördert.
Die Antriebswelle ist erfindungsgemäß als zumindest im Bereich ihres antriebsseitigen Endes (Getriebeende), jedoch insbesondere auf der gesamten Länge ohne Kühlkanal ausgeführt, was die Herstellung verbilligt und die Stabilität erhöht.
Ein Reservoir für Kühlflüssigkeit, z.B. das Getriebegehäuse mit der Kühl- und Schmierflüssigkeit darin, steht mit dem ersten oder zweiten Spalt über einen außerhalb der Antriebswelle liegenden Kanal in Strömungsverbindung.
Die erfindungsgemäße Drehkolbenpumpe ist gemäß der bevorzugten
Ausführungsform sperrgasfrei ausgebildet.
Weitere Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung und aus den nachfolgenden Zeichnungen, auf die Bezug genommen wird. In den Zeichnungen zeigen:
- Figur 1 eine Längsschnittansicht durch eine erste Ausführungsform der erfindungsgemäßen Drehkolbenpumpe, ausgeführt als Schraubenvakuumpumpe,
- Figur 2 eine Längsschnittansicht durch eine zweite Ausführungsgform der erfindungsgemäßen, als Schraubenvakuumpumpe ausgeführten Drehkolbenpumpe,
- Figur 3 eine Längsschnittansicht durch einen zu den bisherigen
Ausführungsformen geänderten Lagerungsbereich der Rotoren, und
- Figur 4 eine vergrößerte Ansicht des mit X bezeichneten, umrahmten Bereichs in Figur 3.
In Figur 1 ist eine trockenverdichtende Drehkolbenpumpe in Form einer Schraubenvakuumpumpe dargestellt, die auf der Vakuumseite einen
Sauganschluß 10 und auf der Druckseite einen Ausblasanschluß 12 besitzt, die beide durch einen Arbeitsraum 14 miteinander verbunden sind. Im Arbeitsraum 14 sind zwei parallele Rotoren 8 untergebracht, die eine nach unten zunehmend mit einer geringeren Steigung versehende Wendel 16 besitzen. Die Rotoren 8 kämmen ineinander, sind gegenläufig und bilden Kammern 18, die beim Drehen der Rotoren 8 von der Saugseite zur Druckseite, d.h. bei einer stehenden Pumpe, von oben nach unten, transportiert werden, so daß das in den Kammern eingeschlossene Fördermedium zur Druckseite komprimiert wird.
Die beiden Rotoren 8 sind im Inneren hohl ausgebildet, sind fliegend gelagert, haben im Inneren dieselbe Geometrie und denselben Aufbau auch bezüglich ihrer Lagerung, so daß zur Vereinfachung nur der rechte Rotor 8 samt der Lagerung erläutert werden muß.
Der Rotor 8 besitzt eine axiale Durchgangsbohrung mit einem oberen Abschnitt 20 mit geringerem Durchmesser und einen sich daran anschließenden Abschnitt mit größerem Durchmesser, der im folgenden durch eine Innenseite 24 definiert ist. In den Abschnitt 20 ist eine Antriebswelle 26 eingepreßt, so daß Rotor und Antriebswelle 26 drehfest miteinander gekoppelt sind. In den durch die Innenseite 24 definierten Abschnitt der Durchgangsbohrung mit größerem Durchmesser ragt ein Lagerrohr 28, das an einem Getriebegehäuse 30 stationär befestigt ist, und zwar mit seinem sogenannten unteren, stationär befestigten Ende 31. Durch dieses Lagerrohr 28 erstreckt sich die Antriebswelle 26 hindurch bis in das Innere 34 des Getriebegehäuses 30. Hier ist am unteren Ende mit der Antriebswelle 26 ein Spiralkegelritzel 38 verbunden, welches mit einem Spiralkegelrad 40 kämmt, das wiederum lagefest auf einer Welle 42 sitzt, die über einen nicht gezeigten Motor in Drehung versetzt wird. Die beiden Antriebswellen 26 haben jeweils ein eigenes Paar Spiralkegelritzel bzw. -räder 38, 40, wobei die Spiralkegelräder 40 jedoch auf einer gemeinsamen Welle 42 gelagert sind. Die Welle 42 ist wiederum im Getriebegehäuse 30 drehbar gelagert. Die Getriebeanordnung ist eine sogenannte Königswellen-Anordnung, bei der die Welle 42 senkrecht zu den parallelen Antriebswellen 46 steht. Durch diese Anordnung kann die Drehzahl der Antriebswellen 26 erhöht werden (der Teilkreis der Spiralkegel- räder 40 ist größer als der der Spiralkegelritzel 38), gleichzeitig wird aber die Drehrichtung der Antriebswellen 26 synchronisiert.
Die Umfangsgeschwindigkeit der mit den Antriebswellen 26 gekoppelten Zahnräder ist maßgeblich für das Getriebegeräusch. Durch Vorsehen von Stirn- rädern war im Stand der Technik die Umfangsgeschwindigkeit abhängig vom Achsabstand. Dies ist bei der erfindungsgemäßen Pumpe nicht der Fall, hier ist die Umfangsgeschwindigkeit der Spiralkegelräder 40 und der Spiralkegelritzel 38 unabhängig vom Achsabstand, der Durchmesser der Spiralkegelritzel 38 ist sogar deutlich kleiner als der Achsabstand zwischen den Antriebswellen 26. Ein weite- rer Vorteil der erfindungsgemäßen Konstruktion besteht darin, daß mit denselben Zahnrädern unterschiedliche Achsabstände realisiert werden können, wenn unterschiedliche Rotoren 8 zum Einsatz kommen.
Die Antriebswelle 26 ist im Bereich des unteren Endes über ein Festlager 50, das als offenes Lager, d.h. nicht dauergeschmiert und nicht abgedichtet ausgeführt ist, in dem Lagerrohr 28 und am freien, oberen Ende des Lagerrohrs 28 über ein Loslager 42 in axialer und radialer Richtung positioniert. Damit ist auch der Rotor 8 in axialer und Umfangsrichtung gelagert. Auch das Lager 42 ist im übrigen nicht abgedichtet, sondern als offenes Lager ausgeführt.
Zur Kühlung jedes Rotors 8 besitzt jeder Rotor einen eigenen Kühlflüssig- keitskreislauf, durch den die Kühl- und Schmierflüssigkeit 60 im Inneren des
Getriebegehäuses 30, die zur Schmierung und Kühlung der darin vorgesehenen
Zahnräder vorhanden ist, gefordert wird. Die Kühl- und Schmierflüssigkeit 60 im
Getriebegehäuse stellt ein Reservoir für die Kühlflüssigkeit der Rotoren 8 dar.
Der Kühlflüssigkeitskreislauf geht also vom Inneren des Getriebegehäuses 30 aus und verläuft durch das offen ausgeführte Festlager 50 und/oder einen dort vorgesehenen Bypass 32, d.h.einem außerhalb der Antriebswelle 26 vorgesehenen Kanal. Zwischen der Antriebswelle 26 und dem Lagerrohr 28 ergibt sich ein zylindrischer Ringspalt, der bis zum Lager 42 reicht. Dieser Spalt 62 wird im folgenden als radial innerer, zweiter Spalt bezeichnet. Er steht mit einem ersten, radial äußeren Spalt 64 in Strömungsverbindung, der zwischen der Innenseite 24 des Rotors 8 und der Außenseite des Lagerrohrs 28 gebildet ist. Die Strömungsverbindung zwischen Spalt 62 und Spalt 64 erfolgt über das offene Loslager 42, einen optional vorgesehenen Bypass 70 sowie nutenförmige Verbin- dungskanäle oder einen Ringspalt 80 zwischen der Stirnseite des freien Endes des Lagerrohrs 28 und der angrenzenden, stirnseitigen Wand des Rotors 8. Dieser Verbindungskanal 80 führt dann zum Kühlflüssigkeitseinlaß 81 (oberes Ende) des ersten Spalts 64. Der Kühlflüssigkeitsauslaß 83 des ersten Spalts 64 ist an seinem unteren Ende vorgesehen, wo ein Kanal 90 in einen Sammelring und von dort in eine nicht gezeigte Ölwanne oder in das Getriebeinnere 34 führt.
Die Kühlflüssigkeit gelangt also am Flüssigkeitseinlaß, dem unteren Ende des Spalts 62 in diesen, nachdem es unter Umständen das Lager 50 gekühlt und geschmiert hat, strömt aufwärts bis zu seinem Flüssigkeitsauslaß zum Lager 42 und/oder dem Bypass 70, um dann über den Verbindungskanal 80 in den Spalt 64 zu gelangen, wo es durch die vorhandenen Zentrifugalkräfte an die Innenseite 24 des Rotors 8 gedrückt wird und wo es zu Scherströmungen kommt. Die beim Verdichten sich erwärmenden Rotoren 8 geben die Wärme großteils an die Kühlflüssigkeit ab, die dann zur Kühlflüssigkeitsquelle gelangt und sich dort mit der kalten Kühlflüssigkeit 60 vermischt.
Die gezeigte Pumpe zeichnet sich auch durch eine sehr einfache Abdichtung aus. Auf der Vakuumseite ist überhaupt keine Abdichtung erforderlich. Dichtungen 92 werden nur auf der Druckseite der Vakuumpumpe zwischen dem unteren Ende der Rotoren 8 und dem Getriebe benötigt. Da dort aber eine Verbindung zum Ausblasanschluß 12 der Pumpe und damit zur Atmosphäre besteht, sind die Dichtungen 92 nie druckbeaufschlagt, was ihre Lebensdauer und ihre Abdichtungsleistung erhöht. Sperrgas wird ebenfalls überflüssig.
Die Ausführungsformen nach den Figuren 2 bis 4 entsprechen im wesentlichen der nach Figur 1, so daß im folgenden nur noch auf die Unterschiede eingegangen wird. Zu betonen ist, daß diese im folgenden erläuterten Unterschei- dungsmerkmale auch beliebig innerhalb der dargestellten Ausführungsformen miteinander kombiniert werden können.
Bei der Ausführungsform nach Figur 2 ist die Welle 42 am linken Ende nicht im Getriebegehäuse 30 gelagert, denn hier ist ein Wellenfortsatz 100 als Antrieb für eine integrierte Kühlflüssigkeitspumpe 110 vorgesehen, die im Getriebeinneren 34 untergebracht ist und die Kühlflüssigkeit 60 zu jedem der zweiten Spalte 62 pumpt. Entsprechende Leitungen sind mit 120 bezeichnet. Zwischen den Spiralkegelrädern 40 erstreckt sich eine Rippe 130 des Getriebegehäuses 30, in der die Welle 42 zusätzlich gelagert ist. Ein entsprechendes Festlager ist mit 132 bezeichnet.
Das Festlager 132 zwischen den Spiralkegelrädern 40 ist deshalb vorteilhaft, weil sich die Welle 42 bei Wärmezufuhr zu beiden axialen Enden hin frei ausdehnen kann.
Bei der Ausführungsform nach den Figuren 3 und 4 ist am unteren Ende jedes Rotors 8 noch einmal ein offenes Loslager 150 zwischen der Innenseite 24 und dem Lagerrohr 28 vorgesehen, mittels welchem der entsprechende Rotor 8 am unteren Ende zusätzlich stabilisiert wird. Das Lager 150 ist vorzugsweise ein relativ einfach ausgeführtes Gleitlager, das durch einen Bypass 160 in Form einer Längsnut im Lagerrohr 28 von einem Teil der Kühlflüssigkeit überbrückt wird.
Die Kühlflüssigkeit ist bevorzugt Öl.
Alternativ zu der gezeigten Schraubenvakuumpumpe kann die Konstruktion mit dem Kühlkreislauf in den Spalten 62, 64 auch bei einer Wälzkolbenpumpe vorgesehen sein.
Die erfindungsgemäße Pumpe zeichnet sich durch einen sehr einfachen Aufbau aus, durch fehlende aufwendige Kanäle im Inneren des Rotors, des Lagerrohres und der Antriebswelle und durch sehr große Oberflächen, die für einen schnellen Wärmeübergang zur Abfuhr der Wärme dienen. Wie dargestellt kann natürlich auch im Gehäuse 170, das die Rotoren 8 umgibt, ein zusätzlicher Kühlkanal 180 mit Kühlflüssigkeit vorgesehen sein.

Claims

Ansprüche
1. Drehkolbenpumpe, mit
wenigstens zwei Rotoren (8) mit zugeordneten Antriebswellen (26),
wobei zu jedem Rotor (8) ein zugeordnetes Lagerrohr (28) vorgesehen ist, das sich in den zugeordneten Rotor (8) erstreckt und durch das die zugeordnete Antriebswelle (26) hindurch verläuft,
wobei zwischen der Innenseite (24) jedes Rotors (8) und der Außenseite, des Lagerrohrs (28) ein erster Spalt (64) vorgesehen ist,
dadurch gekennzeichnet, daß
der erste Spalt (64) im Betrieb Kühlflüssigkeit enthält, Teil eines Kühlflüssigkeitskreislaufs ist und einen Kühlflüssigkeitseinlaß (81) und einen hiervon räumlich getrennten Kühlflüssigkeitsauslaß (83) aufweist.
2. Drehkolbenpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen der Innenseite des Lagerrohrs (28) und der Außenseite der
Antriebswelle (26) ein zweiter Spalt (62) vorgesehen ist, der Teil des Kühlflüssigkeitskreislaufs ist.
3. Drehkolbenpumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Kühlflüssigkeitskreislauf so ausgebildet ist, daß Kühlflüssigkeit zuerst in den zweiten Spalt (62) und anschließend von diesem in den ersten Spalt (64) strömt.
4. Drehkolbenpumpe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß jedes Lagerrohr (28) ein stationär befestigtes und ein freies, in den Rotor (8) ragendes Ende hat, und daß der zweite Spalt (62) an dem stationär befestigtes Ende einen zugeordneten Kühlflüssigkeitseinlaß und an dem axial entgegengesetzten Ende des zweiten Spalts einen Kühlflüssigkeitsauslaß hat, der mit einem Kühlflüssigkeitseinlaß des ersten Spalts (64) am freien Ende des Lagerrohrs (28) in Strömungsverbindung steht.
5. Drehkolbenpumpe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen der Stirnseite des freien Endes des jeweiligen Lagerrohrs (28) und der angrenzenden Wand des Rotors (8) wenigstens ein Verbindungskanal (80) zwischen erstem und zweitem Spalt (64, 62) gebildet ist.
6. Drehkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem jeweiligen Lagerrohr (28) und der zugeordneten Antriebswelle (26) wenigstens ein Lager (42, 50) vorgesehen ist, durch das der Kühlflüssigkeitsstrom hindurch läuft.
7. Drehkolbenpumpe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß das jeweilige Lagerrohr (28) ein stationär befestigtes und ein freies, in den Rotor (8) ragendes Ende hat und im Bereich des freien Endes zwischen dem Lagerrohr (28) und der zugeordneten Antriebswelle (26) ein Lager (42) vorgesehen ist.
8. Drehkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem jeweiligen Lagerrohr (28) und dem zugeordneten Rotor (8) wenigstens ein Lager (150) angeordnet ist, durch das der Kühlflüssigkeitsstrom hindurch läuft.
9. Drehkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das jeweilige Lagerrohr (28) ein stationär befestigtes und ein freies, in den Rotor (8) ragendes Ende hat und daß der Rotor (8) im Bereich seines dem stationär befestigten Ende zugeordneten eigenen Endes mittels eines Lagers (150) am Lagerrohr (28) radial abgestützt ist.
10. Drehkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem jeweiligen Lagerrohr (28) und der zugeordneten Antriebswelle (26) einerseits und/oder dem jeweiligen Lagerrohr (28) und dem zugeordneten Rotor (8) andererseits wenigstens ein Lager (42, 50, 150) und ein zugeordneter Bypass (32, 70, 160) vorgesehen ist, so daß Kühlflüssigkeit über den Bypass (32, 70, 160) am Lager (42, 50, 150) vorbeiströmen kann.
11. Drehkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Kühlflüssigkeitskreislauf zu einem die Rotoren (8) koppelnden Getriebe und zu der sich darin befindlichen Kühl- und Schmierflüssigkeit für das Getriebe nicht abgedichtet ist.
12. Drehkolbenpumpe nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Rotoren (8) über ein in einem Getriebegehäuse (30) untergebrachtes Getriebe miteinander gekoppelt sind und die Kühl- und Schmierflüssigkeit (60) des Getriebes in den Kühlflüssigkeitskreislauf strömt.
13. Drehkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Rotoren (8) über ein in einem Getriebegehäuse (30) untergebrachtes Getriebe miteinander gekoppelt sind und im Getriebegehäuse (30) eine vom Getriebe angetriebene Kühlflüssigkeitspumpe (110) untergebracht ist, die die Kühlflüssigkeit in den oder die Spalte (62, 40) fördert.
14. Drehkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß sie eine Schraubenvakuumpumpe oder eine Wälzkolbenpumpe ist.
15. Drehkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß Lager (42, 50, 150) zum Lagern des Rotors (8) auf dem
Lagerrohr (28) und/oder der Antriebswelle (26) im Lagerrohr (28) als offene Lager ausgebildet sind.
16. Drehkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Lagerrohr (28) in seiner Wandung ohne Kühlkanal ausgeführt ist.
17. Drehkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Antriebswelle (26), zumindest im Bereich ihres antriebsseitigen Endes, vorzugsweise über die gesamte Länge, als kühlkanalfireie Welle ausgebildet ist.
18. Drehkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß ein Reservoir für Kühlflüssigkeit vorgesehen ist und über einen außerhalb der Antriebswelle (26) liegenden Kanal (32) die Kühlflüssigkeit zu einem vorgenannten Spalt (62, 40) gelangt.
19. Drehkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß Kühlflüssigkeitseinlaß und -auslaß des ersten Spalts (64) im Bereich der entgegengesetzten Enden des Lagerrohrs (28) vorgesehen sind.
20. Drehkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß sie sperrgasfrei ausgeführt ist.
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