EP2473739A2 - Trockene schraubenpumpe mit innerer verdichtung - Google Patents

Trockene schraubenpumpe mit innerer verdichtung

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EP2473739A2
EP2473739A2 EP10743078A EP10743078A EP2473739A2 EP 2473739 A2 EP2473739 A2 EP 2473739A2 EP 10743078 A EP10743078 A EP 10743078A EP 10743078 A EP10743078 A EP 10743078A EP 2473739 A2 EP2473739 A2 EP 2473739A2
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EP
European Patent Office
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pump according
screw pump
gas
thread
screw
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EP10743078A
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Ralf Steffens
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    • 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
    • F04C18/12—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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    • 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
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    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • 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

Definitions

  • Dry-compressing pumps are gaining in importance in industrial compressor technology, because of increasing obligations in environmental regulations and rising operating and disposal costs and increased demands on the purity of the pumped medium, the known wet-running pump systems, such as liquid ring machines, rotary vane pumps and oil or water-injected screw compressors, increasingly replaced by dry-compressing pumps. These machines include dry screw compressors, claw pumps, diaphragm pumps, piston pumps, scroll machines and Roots pumps. However, these machines have in common that they still do not meet today's demands in terms of reliability and robustness and size and weight while maintaining low price level and satisfactory compressor efficiency.
  • the object of the present invention is to improve for dry-2-W ⁇ fill-Rotat ⁇ ons-V ⁇ rdrängermaschinen to the demand and compression of gaseous fluids the efficiency and to reduce the expenses for higher discharge pressures and the load of the gas forces in axial and radial direction significantly to diminish.
  • this object is achieved in that in a dry-compressing screw pump with a Rotorinnenk ⁇ hlung for the spindle rotor pair and a cooling for the spindle rotors surrounding pump housing, the multi-stage screw spindle rotor pair has an interlocking main F ⁇ rdergewinde and additionally an interlocking secondary conveyor thread, wherein at each screw spindle rotor In the case of the main conveyor thread, the outside tip circle diameter of the conveyor thread decreases in the gas outlet direction, whereas the root diameter increases correspondingly more suitably, and the additional secondary conveyor thread on each screw spindle rotor is provided with a threading thread whose nominal thickness is opposite to the nominal conveying direction at the main conveying thread of the same spindle rotor, so that the secondary conveying thread has exactly the reverse conveying direction than the main conveying towers.
  • the main conveying thread is initially made cylindrical for the outer diameter for about the same time until the working chambers which open on the inlet side to scoop the conveying medium and enclose the conveying medium are approximately closed again.
  • "swallowing" Schopf s further increases the input side slope of the main conveyor thread to close this ansaugenden working chambers to a maximum value to be then reduced in the direction of the gas outlet plenum to implement the apphkationsspezifisch optimal internal compression ratio then again.
  • the inner so-called "built-in" compression ratio is carried out as desired in the parameter design of the individual working chamber volumes by changing the pitch and diameter values.
  • the housing-fixed gas access for the delivery medium is designed such that this gas inlet to the suctioning working chambers takes place both in the radial and in the axial direction.
  • this machine has only one permissible direction of rotation, this is in addition to the largest possible cross-sectional design in Gasemlass- room with frontally comprehensive rotor access via additional housing-fixed inlet control edges, which extend specifically into an initial part of the cylindrical receiving bore for the spindle rotors.
  • the gas outlet collecting space for the conveying medium to be compressed is located between the main conveying thread and the secondary conveying thread, wherein the main Fordergewmde in the axial direction has a greater length than the secondary conveying thread.
  • the secondary conveyor thread is designed for a significantly lower flow volume flow, preferably at least factor 5 to 10 times smaller than the nominal volume flow of the main conveyor belt.
  • the secondary conveying thread is positioned between the gas outlet collecting space of the main conveyor thread and the working space shaft passages to the gear compartment, where the oil-lubricated bearing and the oil-lubricated drive gears and the entry of the coolant (oil) into each of the two Screw spindle rotors are located
  • the Forder for the secondary F ⁇ rdergewinde according to the invention is now carried out such that the actually occurring in operation gas flow over this secondary conveyor thread adjusts in the opposite direction to the nominal conveying direction of this secondary conveyor thread, so that the resulting, in operation actually resulting Gasstr ⁇ mung is directed away from the gas outlet plenum via this secondary conveying thread and points in the direction of the working space Wellen pressf ⁇ hrung to ol-lubricated gear chamber.
  • this Gasstr ⁇ mung thus represents a leakage or loss Gasstr ⁇ mung, but in this way reliably ensures the desired freedom from oil for the delivery medium in the pump working space.
  • the compressive capacity of the sub-conveyor thread is made slightly weaker than the compression capacity of the main conveyor thread by selecting the design parameters for this sub-conveyor thread such that the actual gas flow is directed away from the gas outlet plenum of the main conveyor thread and In the direction of the working-space shaft feed-through, for example, the respective working chamber sizes are reduced in relation to the play values and the number of stages is changed such that the actually resulting compression behavior of the secondary conveying thread is slightly weaker than the compression behavior of the main conveying thread.
  • the amount of this leakage or loss gas flow through the secondary conveyor thread is determined application specific, which in applications with low demands on the freedom from oil in the working space this leakage gas flow, which flows away via the secondary conveyor thread from the gas outlet plenum, is made smaller as in applications with high demands on the freedom from oil in the
  • the pressure in the gear chamber thus corresponds approximately to the ambient pressure and the two shaft passages to the pump working space can be designed as a non-contact labyrinth seal with series connection of several separation chambers with the largest possible buffer volumes.
  • the secondary threading receives a Gas shutt ⁇ tts opening between the ant ⁇ ebs- side edge of its own conveyor thread and the working space shaft passages to the gear compartment.
  • a Verölung the working space is reliably avoided, because the suction side bearing of the screw spindle rotors is executed with life fat lubricated bearings, running for special applications even as a hybrid bearings, so with ceramic balls on steel bearing rings.
  • the pitch of the thread is carried out according to the invention both on the main thread as well as on the secondary thread so that the highest possible number of steps is achieved as a number of wraps of the conveyor thread on the screw spindle as so-called "multi-stage".
  • This Umschli ⁇ gu ⁇ gsa ⁇ kohl or number of steps to describe this multi-stage should be at least 800 ° as the degree of angle, but preferably values above 1100 ° are more advantageous as wrap angle.
  • flank pitch for the conveyor thread are designed significantly lower than in today's screw compressor Verdrangerrotoren.
  • the flank pitch for the conveying thread on the pitch circle should be well below 20 ° in the region of the diameter values changing according to the invention.
  • the quotient of average tooth gap depth to middle tooth space width lies in a range between 1, 5 and up to 4 as dimensionless ratio. The entire length of the spindle rotors is carried out as long as possible, in that practically only the critical bending speed or the bending load is taken as the design limit.
  • the internal compression is then achieved via the change in diameter according to the invention on the main Forder- thread.
  • This diameter change can be linear or via any other function.
  • the heat exchange surfaces are increased, thereby improving the compressor efficiency, as well as increasing the compressibility of the machine and reducing the gas forces in the radial direction, as well as reducing the requirements for the Verfwinkel synchronization accuracy in the driving gearing.
  • the screw spindle rotor pair is preferably mirror-inverted identical and 2-gang ⁇ g performed, so has two teeth in the frontal section, so that in each end section plane are always working chambers equal pressure in equilibrium opposite each other
  • the outer diameter for the secondary conveying thread is chosen such that the gas forces in the axial direction, which arise due to the pressure difference between the suction pressure at the gas inlet and the final compression pressure at the gas outlet collecting space, are effectively compensated or advantageously absorbed by the bearing ,
  • the internal rotor cooling preferably realized in accordance with PCT publication WO 00/12899 as a conical rotor bore into which the coolant (usually oil) is permanently introduced, extends in particular in the region of the increasing root diameter of the main conveyor thread.
  • the angles of the cone cooling bore for the rotor internal cooling and the angle of the changing root diameter on the main delivery thread have the same orientation, so that increases with increasing bore diameter in the conical rotor cooling bore and the root diameter at the main delivery thread.
  • To improve the heat dissipation of the cooling cone angle can be increased thanks to the conical design on the main conveyor thread with running in the same direction diameter changes.
  • This internal rotor cooling is also sufficient for sufficient heat dissipation at the secondary conveyor thread, the cone cooling angle in this area does not need to be so steep because the cooling oil arrives at high speed for good heat transfer rates at the same time large cooling hole diameter values and thus a safe heat dissipation is guaranteed.
  • the secondary conveying thread is preferably made cylindrical, that is, with constant values for the outer end circle diameter as well as root diameter, and can also be made with a constant pitch for the conveying thread for ease of manufacture.
  • a delivery medium partial flow is branched off from a transport region at a higher pressure and cooled back to one or more regions of the main delivery thread at a lower pressure via a heat exchanger. This process should be referred to as "return gas cooling”.
  • the gas cooler for heat dissipation from this branched conveying medium partial flow can of course also be designed as a separate heat exchanger, which also with the
  • Coolant is operated, which is already used for internal rotor cooling and heat dissipation for the pump housing.
  • the inner compression ratio of the compressor according to the invention by relative displacement in the axial direction between the screw spindle rotor pair and the surrounding pump housing at the main conveying thread such that this inner compression ratio of the compressor application specific different operating pressures optimally adapted by this axial displacement between screw shaft pair and pump housing different high compression capacity due to the variable gas backflow only in the conical region of the main conveyor thread through which vary due to this axial displacement gap heights between the rotor heads and the surrounding pump housing in the conical region of the main conveyor thread, so that the internal compression ratio of the Compressor by this shift the prevailing conditions best possible follows.
  • the relative displacement is controlled by the axial gas pressure differential forces and / or the power consumption. At the same time a reduction of the nominal pumping speed is avoided by the gas inlet according to the invention cylindrical design of the main conveyor thread in the described axial displacement, because this axial displacement causes virtually no changes in the gas transport volume in the cylindrical region.
  • this axial displacement takes place, for example, as well as the design for suction-side storage on the fixed bearing, but to maintain the axial position of the two spindle rotors to each other, the fixed bearings are to be moved together as a unit.
  • this axial displacement can also be realized in the pump housing, which is facilitated by the cooling oil design, for example via an axially displaceable housing insert.
  • FIG. 1 shows an exemplary embodiment of the present invention with a section through the entire screw pump
  • the mirror image identical rotor pair (1) rotates in a pump housing (3) with a gas inlet (8) and a gas outlet plenum (9)
  • Rotor pair is driven by a crown or bevel gear (12) with drive shaft such that the Verdrangerrotore rotate in opposite directions in the pump working space.
  • the Ant ⁇ ebsmotor is not shown separately
  • Each screw spindle rotor is on the gas inlet side in life fat lubricated roller bearings (14) as a floating bearing and Antnebs side held in olschmm investigating roller bearings (13) as a fixed bearing for securing the axial rotor position between the pump working space and the oil-lubricated space of the gear box (11) are the working space -Wellenabdichteptept (20) for both Spmdelrotor shaft ends
  • the inner cooling (2) for each screw rotor is shown in dashed lines and is shown in Fig.
  • the secondary Fordergewinde (7) the nominal Forder ⁇ chtung (23) from the gas passage (9) to the gas outlet plenum (9), whereas the actual gas flow (24) on the secondary threading thread (7) goes in the other direction as the so-called “leakage or loss gas flow”.
  • the gas outlet collecting space (9) is under the compressor pressure p u
  • the gas inlet (8) is under the pressure p em and both the gas passage (10) for the Mau-Fordergewinde (7) and the space in the gearbox (1 1) under ambient pressure, simply registered as "atm" stand
  • the main threading thread (5) has clearly visible a cylindrical portion (6) and a conical part with change of tip diameter (28) and root diameter (27)
  • the coolant (26) at the same time also lubricant in the gear compartment, from the Forderpumpe (19) to the spindle rotor mecanickuhlung (2) and on the Warmeabbigungsflachen (4) of the Pumpengehauses (2) required.
  • the embarrassedsge enthusiasm high number of stages on the spindle rotor provides on the one hand for the desired high compression capacity of p em on p u and sufficient heat exchange surfaces together with the Pumpengehausekuhlung to dissipate during the gas transport appreciably compression heat, which is known to increase the compressor efficiency as desired
  • Fig. 2 shows for the present invention by way of example an embodiment for the targeted reduction of the gas temperatures during compression via the "return gas Kuhlung" With branch (29) a Fordermedium subset and feedback (31) of this subset in the pump working space is in the upper area this return gas cooling represented by a separate heat exchanger (30), while at the bottom of the recirculated into the working space delivery medium subset (31) is diverted directly from the conveyor medium (32), which must be cooled anyway in the nachtern ⁇ cooler (33) in general , In this case, this cooler (33) is usually operated with an external cooling fluid (34), which is usually air or (more rarely) water.
  • the return (31) of the cooled delivery flow subset into the pump working space takes place symmetrically for both screw spindle rotors (1) at the same longitudinal axial position.
  • Fig. 3 shows for the present invention by way of example a more detailed sectional drawing as a practically complete construction design.
  • the representation of the rotor internal cooling (2) is shown in more detail, as well as the design of the rotor fixed gear of the crown gear drive (12) in terms of improved Biegesteif candy on anthebs districten shaft end of the screw spindle rotors (1).
  • a wave-shaped thread for increasing the cooling surface is shown by way of example only on one side of the conical cooling bore for illustrative purposes.
  • Fig. 4 shows in more detail the design for suction-side mounting (14) with improvement of the desired floating bearing function on the axially displaceable support bushing (15) with oil-filled recess space (16) and the seals (17).
  • the bearing outer ring of the suction-side mounting (14) sits firmly in the carrier bushing (15).
  • a potential co-rotation of the carrier bushing (15) can be prevented, for example, via end-face pins, which are not shown here in detail.
  • the friction of the two sealing rings (17) should reliably prevent unwanted co-rotation of the carrier bushing (15).
  • paired roller bearings for the suction-side mounting (14) it is possible to choose between O and X arrangements, with both embodiments being shown in this figure for the sake of simplicity.
  • a control gas delivery stage (39) additionally provided, which is attached to the two inlet-side spindle rotor shaft ends.
  • the control gas delivery stage (39) has a nominal delivery direction (41) opposite to the nominal delivery direction (21) of the main delivery stage (5).
  • the control gas delivery stage (39) is located in a control gas housing (38) and is operated on the one side in the collecting space (37) with the Druckp aj and on the other side with the pressure p ⁇ , wherein the inlet Pressure /? ", -" via a bypass opening (42) is ensured.
  • the invention also proposes that the resulting axial forces are reduced by a non-linear course of the diameter change in the conical region of the main conveyor stage (5) by corresponding to the pressure increase along the conical main conveyor stage, the diameter change is such that the axial working chamber gas forces are minimized:
  • the parameters for the additional stages are preferably designed "motor".
  • the pressure difference along the F ⁇ rdergewinde this additional stages is used to drive the rotors of these additional stages.
  • These additional stages therefore do not act as a pump that require a Fordermedium of a lower to a higher pressure, but these additional stages act as a motor that relaxes the available gas with higher pressure to a lower pressure level while driving the Verdrängerrotore the additional stages.
  • the execution is carried out such that the parameters for these additional stages are carried out so that the idling speed, ie the speed of these additional stage Verdrängerrotore without mechanical losses, above the later actual operating speed of the main Forderhave.
  • the gas quantity for each additional stage is minimized, for example, by increasing the number of stages and / or reducing the play values
  • the additional stages are preferably monodentate, also called "catchy".

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Abstract

Die Erfindung bezieht sich auf trockenverdichtende 2-wellige Rotations-Verdrängermaschinen als Schraubenspindelpumpen zur Förderung und Verdichtung von Gasen, wobei die Spindelrotore (1) über eine bereits bekannte Rotor-Innenkühlung (2) verfügen. Um den Verdichter-Wirkungsgrad zu verbessern und höhere Betriebsdrücke mit nur einer Maschine zu ermöglichen, wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, dass das Schraubenspindelrotorpaar (1) mehrstufig ausgeführt ist mit einem ineinandergreifenden Haupt-Fördergewinde (5)und zusätzlich mit einem ineinandergreifenden Neben-Fördergewinde (7) sowie mit einem Gas-Auslass-Sammelraum (9) zwischen diesen beiden Fördergewinden, wobei der Kopfkreis-Durchmesser (28) des Haupt-Fördergewindes (5) in Gasauslass-Richtung abnimmt, während dessen Fußkreisdurchmesser (27) entsprechend zunimmt für ein applikationsspezifisch passendes inneres "eingebautes" Verdichtungsverhältnis, und dass die Nenn-Förderrichtung (23) vom Neben-Fördergewinde (7) in entgegengesetzter Richtung zu der Nenn-Förderrichtung (21) des Haupt-Fördergewindes (5) weist, wobei das Neben-Förder gewinde (7) indes derart ausgeführt wird, dass der sich tatsächlich ergebende Gasstrom (24) an dem Neben-Fördergewinde (7) entgegengesetzt zu dessen Nenn-Förderrichtung (23) gerichtet ist und somit stets weg vom Gas-Auslass-Sammelraum (9) weist mit einem Gas-Durchtritt (10) unter Umgebungsdruck ebenso wie der Raum im Getriebekasten (11), wobei für sehr hohe Betriebsdrücke zusätzlich eine Steuergas-Förderstufe (39) vorgesehen ist, deren Steuerdruck pax im Sammelraum (37) über eine Regler-Einrichtung (36) aus dem gekühlten Fördermedium eingestellt wird, wobei die Steuergas-Förderstufe (39) und/oder das Neben-Fördergewinde (7) motorischen Bereich betrieben werden.

Description

Verdrängerpumpe mit innerer Verdichtung
Stand der Technik:
Trockenverdichtende Pumpen gewinnen in der industriellen Verdichtertechnik verstärkt an Bedeutung, denn durch zunehmende Verpflichtungen bei Umweltschutzvorschriften und steigende Betriebs- und Entsorgungskosten sowie erhöhte Anforderungen an die Reinheit des Fördermediums werden die bekannten nasslaufenden Pumpensysteme, wie Flüssigkeitsringmaschinen, Drehschieberpumpen und Öl- oder Wasser-eingespritzte Schraubenkompressoren, immer häufiger durch trockenverdichtende Pumpen ersetzt. Zu diesen Maschinen gehören trockene Schraubenverdichter, Klauenpumpen, Membranpumpen, Kolbenpumpen, Scroll-Maschinen sowie Wälzkolbenpumpen. Diesen Maschinen ist jedoch gemeinsam, dass sie die heutigen Ansprüche hinsichtlich Zuverlässigkeit und Robustheit sowie Baugröße und Gewicht bei gleichzeitig niedrigem Preisniveau und befriedigendem Verdichter-Wirkungsgrad immer noch nicht erreichen.
Zur Verbesserung dieser Situation bieten sich die bekannten trockenverdichtenden Schraubenspindelpumpen an, weil sie als typische 2-Wellenverdrängermaschinen ein hohes Kompressionsvermögen einfach dadurch realisieren, dass sie die notwendige Mehrstuligkeit als sogen. "Fördergewinde" durch Hintereinanderschaltung mehrerer abgeschlossener Arbeitskammern über die Anzahl der Umschlingungen je Verdrängerrotor äußerst unkompliziert erreichen. Zudem wird durch die berührungslose Abwälzung der beiden gegensinnig drehenden Schraubenspindelrotore eine erhöhte Rotordrehzahl ermöglicht, so dass bezogen auf die Baugröße gleichzeitig Nennsaugvermögen sowie Liefergrad ansteigen.
In der PCT-Schrift WO 00/12899 wird für eine trockenverdichtende Schraubenspindel- pumpe eine einfache Rotorkühlung beschrieben, indem in eine konisch Rotorbohrung bei jedem Rotor ein Kühlmittel, vorzugsweise Öl, eingebracht wird, um einen Teil der während des Verdichtungsvorgangs entstehenden Kompressionswärme permanent abzuführen. In dem Schutzrecht PCT/EP2008/068364 wird in Fortsetzung dieses Ansatzes das Kühlmittel mit einer internen (ÖΙ-)Pumpe des weiteren noch zur Kühlung des Pumpengehäuses verwendet, um in einem Kühlmittel-Kreislauf dann über einen separaten Wärmetauscher die aufgenommenen Wärmemengen aus der Verdichtung des Fördermediums sowie der Verlustleistungen derart abzuführen, dass die Abstands-Spielwerte zwischen dem Rotorpaar und dem umgebenden Pumpengehäuse für alle Betriebszustände erhalten bleiben.
Für höhere Verdichterleistungen fehlt jedoch noch eine effiziente und preiswerte Lösung, wie die pumpenspezifisch auftretenden Kräfte in axialer und radialer Richtung sowie die erforderlichen Verdichterleistungswerte möglichst effizient, zuverlässig und robust sowie preiswert minimiert werden können. So müssen heute noch bei trockenverdichtenden Schraubenkompressoren für höhere Druckwerte, beispielsweise 1 1 bar als Absolut-Druck, immer noch 2 Schraubenverdichter mit Zwischengaskühluπg eingesetzt werden bei einem zugleich unbefriedigendem Wirkungsgrad. Der entsprechende Gesamtaufwand ist somit ein ständiges Ärgernis sowohl bei der Anschaffung durch 2 Verdichtermaschinen zuzüglich erforderlicher Zwischengaskühlung als auch im Betrieb durch den insgesamt bescheidenen Wirkungsgrad. Dies soll nachdrücklich verbessert werden. Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, für trockenverdichtende 2-WΘllen-Rotatιons-VΘrdrängermaschinen zur Forderung und Verdichtung gasförmiger Fördermedien den Wirkungsgrad zu verbessern und die Aufwendungen auch für höhere Verdichtungsdrücke zu senken sowie die Belastung durch die Gaskräfte in axialer und radialer Richtung deutlich zu vermindern.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe dadurch gelost, dass bei einer trockenverdichtenden Schraubenspindelpumpe mit einer Rotorinnenkύhlung für das Spindelrotorpaar und einer Kühlung für das die Spindelrotore umgebende Pumpengehäuse das mehrstufige Schraubenspindelrotorpaar ein ineinandergreifendes Haupt-Fόrdergewinde und zusätzlich ein ineinandergreifendes Neben-Fördergewinde besitzt, wobei an jedem Schraubenspindel- rotor beim Haupt-Fόrdergewinde der Außen-Kopfkreisdurchmesser des Fόrdergewindes in Gasauslass-Richtung abnimmt, wohingegen der Fußkreisdurchmesser entsprechend passend ansteigt, und das zusätzliche Neben-Fördergewinde an jedem Schraubenspindel- rotor mit einem Fordergewinde versehen ist, dessen Nenn-Fordemchtung entgegengesetzt ist zur Nenn-Fόrderrichtung am Haupt-Fördergewinde des gleichen Spindelrotors, so dass das Neben-Fördergewinde genau eine umgekehrte Förderrichtung als das Haupt-Förder- gewmde besitzt.
Vorzugsweise wird das Haupt-Fördergewinde anfänglich ungefähr so lange zylindrisch für den Außendurchmesser ausgeführt, bis die einlassseitig zum Schöpfen des Fördermediums sich öffnenden und das Fördermedium einschließenden Arbeitskammern ungefähr wieder geschlossen sind. Zur Verbesserung dieses sogen, "schluckenden" Schopfverhaltens wird ferner die eingangsseitige Steigung des Haupt-Fördergewindes bis zum Schließen dieser ansaugenden Arbeitskammern auf einen Maximalwert erhöht, um fortan in Richtung des Gasauslass-Sammelraumes zur Umsetzung des apphkationsspezifisch optimalen inneren Verdichtungsverhältnisses dann wieder verringert zu werden.
Dieses sogen "eingebaute" innere Verdichtungsverhältnis als Quotient von saugseitigen zu auslassseitigen Arbeitskammer-Volumina wird beim Haupt-Fordergewinde über den jeweiligen Polytropenexponenten dem apphkationsspezifisch geltenden Betriebsdruck derart angepasst, dass der Druck in der letzten Arbeitskammer kurz vor dem Offnen beim Gasauslass-Sammelraum praktisch dem gewünschten Verdichtungs-Auslassdruck als Betriebsdruck entspricht.
Damit werden die auslassseitigen Gas-Pulsationen minimiert und die Maschine wird leiser. Zudem werden dadurch schädliche Über- oder Unterverdichtung und folglich Leistungsverluste vermieden. Das innere sogen "eingebaute" Verdichtungsverhältnis wird bei der Parameter-Auslegung der einzelnen Arbeitskammer-Volumina durch Änderung der Steigungs- und Durchmesser-Werte wunschgemäß ausgeführt.
Dabei wird der gehäusefeste Gaszugang für das Fόrdermedium derart gestaltet, dass dieser Gaseinlass zu den ansaugenden Arbeitskammern sowohl in radialer als auch in axialer Richtung erfolgt. Indem diese Maschine nur eine zulassige Drehrichtung hat, geschieht dies neben einer möglichst großzügigen Querschnittsgestaltung im Gasemlass- raum mit stirnseitig umfassendem Rotorzugang über zusätzliche gehäusefeste Einlass- Steuerkanten, die sich gezielt in einen Anfangsteil der zylindrischen Aufnahme-Bohrung für die Spindelrotore erstrecken. Der Gasauslass-Sammelraum für das zu verdichtende Fördermedium befindet sich zwischen dem Haupt-Fördergewinde und dem Neben-Fördergewinde, wobei das Haupt- Fordergewmde in axialer Richtung eine größere Länge aufweist als das Neben-Förder- gewinde. Die eigentliche Kompressor-Aufgabe zur Förderung und Verdichtung des Fordermediums mit dem gewünschten Nenn-Volumenstrom wird dabei praktisch nur vom Haupt- Fόrdergewmde erfüllt. Um den Leistungsbedarf gering zu halten, wird das Neben-Fόrder- gewinde für einen deutlich geringeren Fördermengen-Volumenstrom ausgelegt, vorzugsweise mindestens Faktor 5 bis 10-fach kleiner als der Nenn-Volumenstrom des Haupt- Fordergewmdes. Erfindungsgemäß wird dabei das Neben-Fördergewinde positioniert zwischen dem Gas-Auslass-Sammelraum des Haupt-Fördergewindes und den Arbeits- raum-Wellendurchführungen zum Getrieberaum, wo sich die όlgeschmierte Lagerung und die olgeschmierten Antriebszahnräder sowie der Eintritt des Kühlmittels (Ol) in jeden der beiden Schraubenspindelrotore befinden
Das Forderverhalten für das Neben-Fόrdergewinde wird erfindungsgemäß nun derart ausgeführt, dass die sich im Betrieb tatsächlich ergebende Gasströmung über dieses Neben- Fördergewinde in entgegengesetzter Richtung zur Nenn-Fόrderrichtung dieses Neben- Fördergewindes einstellt, so dass die resultierende, sich im Betrieb tatsächlich ergebende Gasstrόmung über dieses Neben-Fördergewinde vom Gasauslass-Sammelraum weggerichtet ist und in Richtung der Arbeitsraum-Wellendurchfύhrung zum olgeschmierten Getrieberaum weist. Diese Gasstrόmung stellt damit zwar eine Leckage- bzw. Verlust- Gasstrόmung dar, gewährleistet auf diese Weise jedoch zuverlässig die gewünschte Olfreiheit für das Fόrdermedium im Pumpen-Arbeitsraum.
Zur Realisierung dieser tatsächlichen Strόmungsrichtung wird das Kompressionsvermögen des Neben-Fόrdergewindes geringfügig schwächer als das Kompressionsvermόgen des Haupt-Fordergewindes ausgeführt, indem die Auslegungsparameter für dieses Neben- Fόrdergewinde so gewählt werden, dass die faktische Gasströmung vom Gasauslass- Sammelraum des Haupt-Fόrdergewindes weggerichtet ist und in Richtung der Arbeitsraum-Wellendurchführung weist Dazu werden beim Neben-Fördergewinde beispielsweise die jeweiligen Arbeitskammergrößen in Relation zu den Spielwerten reduziert und die Stufenzahl derart verändert, dass das tatsächlich sich ergebende Kompressionsverhalten des Neben-Fordergewindes geringfügig schwacher als das Kompressionsverhalten des Haupt-Fόrdergewindes ist. Die Höhe dieser Leckage- bzw. Verlust-Gasströmung über das Neben-Fόrdergewinde wird applikationsspeziNsch festgelegt, wobei in Anwendungsfällen mit geringen Ansprüchen an die Olfreiheit im Arbeitsraum diese Leckage-Gasströmung, die über das Neben-Fόrdergewinde vom Gasauslass-Sammelraum wegströmt, geringer ausgeführt wird als bei Applikationen mit hohen Anforderungen an die Olfreiheit im
Pumpen-Arbeitsraum.
Der Druck im Getrieberaum entspricht somit etwa dem Umgebungsdruck und die beiden Wellendurchführungen zum Pumpen-Arbeitsraum können als berührungsfreie Labyrinth- Abdichtung mit Hintereinanderschaltung mehrerer Abscheidekammern mit möglichst großen Puffer-Volumina ausgeführt werden.
Das Neben-Fordergewinde erhält eine Gasdurchtπtts-Öffnung zwischen dem antπebs- seitigen Rand des eigenen Fördergewindes und den Arbeitsraum-Wellendurchführungen zum Getrieberaum. Mit dieser Auslegungsanweisung wird eine Verölung des Arbeitsraums sicher vermieden, denn die saugseitige Lagerung der Schraubenspindelrotore wird mit lebensdauerfettgeschmierten Wälzlagern ausgeführt, für besondere Applikationen sogar als Hybrid-Lager, also mit Keramik-Kugeln auf Stahl-Lagerringen laufend. Die Steigung des Fordergewindes wird sowohl an dem Haupt-Fordergewinde als auch an dem Neben-Fördergewinde erfindungsgemäß so ausgeführt, dass eine möglichst hohe Stufenzahl als Anzahl an Umschlingungen des Fördergewindes am Schraubenspindelrotor als sogen "Mehrstufigkeit" erreicht wird. Diese Umschliπguπgsaπzahl bzw. Stufenzahl zur Beschreibung dieser Mehrstufigkeit soll mindestens 800° als Winkelgrad betragen, vorzugsweise sind jedoch Werte über 1100° als Umschlingungs-Winkelgrad vorteilhafter.
Dazu werden die Flankensteigungswinkel für das Fördergewinde deutlich geringer als bei heutigen Schraubenkompressor-Verdrangerrotoren ausgeführt. Am Haupt-Fördergewinde soll der Flankensteigungswinkel für das Fördergewinde am Wälzkreis im Bereich der sich erfindungsgemäß ändernden Durchmesserwerte vorzugsweise deutlich unter 20° hegen Unter gleichzeitiger Berücksichtigung praktischer Werkzeuge bei der Rotorfertigung liegt der Quotient von mittlerer Zahnlücken-Tiefe zu mittlerer Zahnlücken-Breite in einem Bereich zwischen 1 ,5 und bis zu 4 als dimensionslose Verhaltniszahl. Die gesamte Lange der Spindelrotore wird möglichst lang ausgeführt, indem praktisch nur die biegekritische Drehzahl bzw die Biegebelastung als Auslegungsgrenze genommen wird.
Es wird jedoch auch Ausführungen mit konstanter Steigung geben, wobei die innere Verdichtung dann über die erfindungsgemäße Durchmesseränderung am Haupt-Forder- gewinde erreicht wird. Diese Durchmesseranderung kann linear oder über jedwede andere Funktion erfolgen.
Durch eine hohe Stufenzahl werden die Wärmeaustausch-Oberflächen vergrößert und damit der Verdichter-Wirkungsgrades verbessert, sowie das Kompressionsvermόgen der Maschine erhöht und die Gaskräfte in radialer Richtung vermindert, sowie außerdem die Anforderungen an die Verdrehwinkel-Synchronisations-Genauigkeit bei der antreibenden Verzahnung vermindert.
Mit der konischen Ausführung am Haupt-Fördergewinde wird durch die größeren Wellen- Querschnitte die Biegesteifigkeit bei jedem Schraubenspindelrotor deutlich erhöht, indem zugleich auch die endseitigen Spmdelrotor-Wellenenden dicker ausgeführt werden. Auf der Spindelrotor-Antnebsseite wird der Schaft der rotorfesten Zahnräder zur weiteren Verbesserung der Biegesteifigkeit zudem möglichst tief in die Kühlbohrung fest eingeführt, wobei der notwendige Durchlass für das Kühlmedium (Ol) dabei über Läπgsnuten in diesem eingesteckten Schaft des rotorfesten Zahnrades erfolgt.
Das Schraubenspindelrotorpaar wird vorzugsweise spiegelbildlich identisch und 2-gangιg ausgeführt, besitzt also im Stirnschnitt zwei Zähne, so dass in jeder Stirnschnittebene sich stets Arbeitskammern gleichen Druckes im Gleichgewicht zueinander gegenüberliegend befinden
Der Außen-Durchmesser für das Neben-Fördergewinde wird derartig gewählt, dass die Gaskrafte in axialer Richtung, die durch die Druckdifferenz zwischen dem Aπsaugdruck am Gasemlass und dem Verdichtungs-Enddruck am Gasauslass-Sammelraum entstehen, wirkungsvoll kompensiert bzw. von der Lagerung günstig aufgenommen werden.
Mit der permanenten Wärmeabführung über jeden Rotor-Kühlkonus und über die Kühlung für das Pumpengehäuse über das Kühlmittel (Öl), wird bereits während der Verdichtung zwischen dem Gasemlass und dem Gasauslass wirksam Kompressionswarme abgeführt, so dass der Verdichter-Wirkungsgrad signifikant verbessert wird. Der Umfang dieser Warmeabführung und damit die Erhöhung des Wirkungsgrades wird durch die absolute Maschinen-Größe und die Stufenzahl sowie über das Leistungsniveau per Nenn-Saug- vermogen und Rotor-Drehzahl bei dem applikationsspezifisch gewünschten Druckniveau mit der Ausführung zum "eingebauten" inneren Verdichtungsverhältnis festgelegt. Dabei wird für die jeweilige Maschinengröße die Rotor-Drehzahl derart ausgeführt, dass Nenn- Saugvermögen und Stufenzahl mit der gewünschten Wärmeabführung dem applikationsspezifischen Anforderungsprofil auch hinsichtlich der (Kosten)-Aufwendungen optimal entsprechen. So wird es entsprechend Baukasten-Ansatz erfindungsgemäße Maschinen geben, die aus Kosten-Spar-Gründen mit möglichst geringem Material-Einsatz über hohe Rotordrehzahlen die applikationsspezifischen Leistungsdaten erreichen, wobei dann die Wärmeabführung und damit der Verdichter-Wirkungsgrad ungünstiger sind, als wenn eine geometrisch größere und damit zunächst meist teurere Maschine gewählt worden wäre. Daher ist applikationsspezifisch die jeweils bestgeeignete Ausführung auszuführen.
Die Rotorinnenkühlung, vorzugsweise entsprechend PCT-Schrift WO 00/12899 als konische Rotorbohrung realisiert, in die das Kühlmittel (meist Öl) permanent eingebracht wird, erstreckt sich insbesondere im Bereich der zunehmenden Fußkreis-Durchmesser des Haupt-Fördergewindes. Dabei haben die Winkel der Konus-Kühlbohrung für die Rotor-Innenkühlung und die Winkel der sich ändernden Fußkreisdurchmesser am Haupt- Fördergewinde die gleiche Orientierung, so dass mit zunehmendem Bohrungsdurchmesser bei der konischen Rotorkühlbohrung auch der Fußkreisdurchmesser am Haupt-Fördergewinde ansteigt. Zur Verbesserung der Wärmeabführung ist der Kühlkonus-Winkel erhöhbar dank der konischen Gestaltung am Haupt-Fördergewinde mit den in gleicher Richtung laufenden Durchmesser-Änderungen.
Diese Rotorinnenkühlung reicht zudem auch für eine hinreichende Wärmeabführung am Neben-Fördergewinde, wobei der Konus-Kühlwinkel in diesem Bereich nicht mehr so steil zu sein braucht, weil das Kühlöl bereits mit hoher Geschwindigkeit für gute Wärmeübergangszahlen bei zugleich großen Kühlbohrungs-Durchmesserwerten ankommt und somit eine sichere Wärmeabführung gewährleistet ist.
Das Neben-Fördergewinde wird vorzugsweise zylindrisch ausgeführt, also mit konstanten Werten für den AUßen-Kopfkreis-Durchmesser ebenso wie für Fußkreis-Durchmesser, und kann zur Vereinfachung der Herstellung auch mit konstanter Steigung für das Fördergewinde gefertigt werden.
Zur gezielten Minderung der Gas-Temperaturen während der Verdichtung wird erfindungsgemäß außerdem vorgeschlagen, dass ein Fördermedium-Teilstrom aus einem Transport- Bereich mit höherem Druck abgezweigt und über einen Wärmetauscher gekühlt zu einem oder mehreren Bereichen des Haupt-Fördergewindes mit geringerem Druck wieder zurückgeführt wird. Dieser Vorgang soll als "Rückgas-Kühlung" bezeichnet werden.
Im Bereich des wieder zugeführten Fördermedium-Teilstromes wird sich durch Mischung wunschgemäß eine geringere Temperatur und auch ein höherer Druck einstellen. Daher ist für eine optimale Temperatur-Reduzierung eine möglichst gute Kühlung für diesen Teilstrom vorzusehen, was am günstigsten über den sowieso erforderlichen nachgeschalteten Gaskühler für die Druckluft unter Betriebs-Überdruck ausgeführt wird, denn am Ende des Verdichtungsvorganges muss bekanntermaßen ein nachgeschalteter Wärmetauscher die Druckluft-Temperatur deutlich absenken, um mit dieser Druckluft applikationsspezifisch die gewünschten Aufgaben problemlos erfüllen zu können.
Mit der Mischung im Bereich der Rückführung eines gekühlten Teilstromes wird auch der Druckverlauf längs der Spindelrotorachse verändert, indem ein schnellerer Druckanstieg erfolgt. Für das Kompressionsvermögen mit dem inneren "eingebauten" Verdichtungsverhältnis dieser Verdrängermaschinen-Ausführung sind daher sowohl der Steigungsverlauf als auch die Stufenzahl entsprechend diesem geänderten Druckverlauf derart anzupassen, dass am Ende der Verdichtung der Druck in der letzten geschlossenen Arbeitskammer wieder ungefähr dem Druck im Gasauslass-Sammelraum entspricht.
Der Gaskühler zur Wärmeabführung aus diesem abgezweigten Fördermedium-Teilstrom kann natürlich auch als separater Wärmetauscher ausgeführt werden, der ferner mit dem
Kühlmittel betreibbar ist, das bereits zur Rotorinnenkühlung und zur Wärmeabführung für das Pumpengehäuse verwendet wird.
Die Rückführung eines gekühlten Fördermedium-Teilstromes wird über die Druckdifferenz zwischen den Zugangsstellen "angetrieben". Die Verbindungen zur Rückgas-Kühlung im
Pumpenarbeitsraum müssen zur Wahrung des radialen Kräfte-Gleichgewichtes für beide
Spindelrotore identisch erfolgen.
Wenn es applikationsspezifisch unterschiedliche Betriebsdrücke gibt, ist es technisch und energetisch vorteilhaft, wenn sich das innere Verdichtungsverhältnis des Kompressors diesen wechselnden Applikationsbedingungen möglichst einfach optimal anpasst, indem der Gasdruck in der letzten Arbeitskammer des Kompressors kurz vor dem Öffnen dieser Arbeitskammer am Gas-Auslass-Sammelraum möglichst gut dem Druck entspricht, der Gasauslass-seitig aktuell gerade anliegt bzw. gegenwärtig jeweils gewünscht ist. Dazu wird erfindungsgemäß durch relative Verschiebung in axialer Richtung zwischen dem Schraubenspindelrotorpaar und dem umgebenden Pumpengehäuse beim Haupt-Fördergewinde das innere Verdichtungsverhältnis des Kompressors zielkonform derart beeinflusst, dass sich dieses innere Verdichtungsverhältnis des Kompressors den applikationsspezifisch unterschiedlichen Betriebsdrücken jeweils optimal anpasst, indem sich durch diese axiale Verschiebung zwischen Schraubenspindelrotorpaar und Pumpengehäuse unterschiedlich hohe Kompressionsvermögen wegen der variablen Gasrückströmungen nur im konischen Bereich des Haupt-Fördergewindes durch die sich wegen dieser axialen Verschiebung veränderlichen Spalthöhen zwischen den Rotorköpfen und dem umgebenden Pumpengehäuse im konischen Bereich des Haupt-Fördergewindes ergeben, so dass das innere Verdichtungsverhältnis des Kompressors durch diese Verschiebung den herrschenden Bedingungen bestmöglich folgt.
Die relative Verschiebung wird durch die axialen Gasdruckdifferenz-Kräfte und/oder die Leistungsaufnahme gesteuert. Zugleich wird durch die im Gaseinlassbereich erfindungsgemäß zylindrische Gestaltung des Haupt-Fördergewindes bei der beschriebenen axialen Verschiebung eine Minderung des Nenn-Saugvermögens vermieden, weil diese axiale Verschiebung im zylindrischen Bereich praktisch keine Änderungen bei dem Gastransportvolumen bewirkt.
Die faktische Umsetzung dieser axialen Verschiebbarkeit erfolgt beispielsweise gleichsam wie die Ausführung zur saugseitigen Lagerung auch an der Festlagerung, wobei jedoch zur Wahrung der axialen Position der beiden Spindelrotore zueinander die Festlager als Einheit gemeinsam zu verschieben sind.
Alternativ kann auch beim Pumpengehäuse diese axiale Verschiebung realisiert werden, was durch die Kühlölgestaltung erleichtert wird, beispielsweise über einen axial verschieblichen Gehäuse-Einsatz.
Bei der saugseitigen Lagerung sitzt der Lageraußenring fest in einer Trägerbuchse, die in axialer Richtung verschiebbar ist, um die Loslager-Funktion stets sicher zu gewährleisten, wobei zwischen der Trägerbuchse und der Aufnahme-Bohrung im Pumpengehäuse eine Ölkammer mit beidseitiger Abdichtung vorgesehen ist, um die axiale Beweglichkeit zu erleichtern. Fig. 1 zeigt eine beispielhafte Ausfuhrung der vorliegenden Erfindung mit einem Schnitt durch die gesamte Schraubenspindelpumpe Das spiegelbildlich identische Rotorpaar (1 ) dreht in einem Pumpengehause (3) mit einem Gas-Einlass (8) sowie einem Gas-Auslass- Sammelraum (9) Das Rotorpaar wird von einem Kronen- oder Kegelrad-Getriebe (12) mit Antriebswelle derart angetrieben, dass die Verdrangerrotore gegensinnig beruhrungslos im Pumpenarbeitsraum rotieren. Der Antπebsmotor ist nicht extra dargestellt
Jeder Schraubenspindelrotor ist Gasemlass-seitig in lebensdauerfettgeschmierten Walzlagern (14) als Loslagerung und Antnebs-seitig in olgeschmierten Walzlagern (13) als Festlagerung zur Sicherung der axialer Rotorposition gehalten Zwischen dem Pumpen- Arbeitsraum und dem olgeschmierten Raum des Getriebekastens (11 ) befinden sich die Arbeitsraum-Wellenabdichtungen (20) für beide Spmdelrotor-Wellenenden Die Innen- kuhlung (2) für jeden Schraubenspindelrotor ist gestrichelt dargestellt und wird in Fig 3 deutlicher gezeigt Beim Schraubenspindelrotorpaar ist das ineinandergreifende Haupt- Fordergewinde (5) zwischen dem Gas-Einlass (8) und dem Gasauslass-Sammelraum (9) in vereinfachter Illustration dargestellt Ebenso ist das Neben-Fordergewinde (7) zwischen dem Gasauslass-Sammelraum (9) und den Arbeitsraum-Wellenabdichtungen (20) mit dem Gas-Durchtritt (10) gezeigt Beim Haupt-Fordergewinde (5) sind Nenn-Forderπchtuπg (21 ) und tatsächliche Gas-Hauptstromungsπchtung (22) gleichgerichtet vom Gaseinlass (8) zum Gasauslass-Sammelraum (9) Demgegenüber weist beim Neben-Fordergewinde (7) die Nenn-Forderπchtung (23) vom Gasdurchtritt (9) zum Gasauslass-Sammelraum (9), wohingegen die tatsachliche Gasstromung (24) über das Neben-Fordergewinde (7) in die andere Richtung als sogen "Leckage- oder Verlust-Gasstromuπg" geht Der Gasauslass- Sammelraum (9) steht unter dem Betπebs-Verdichterdruck pu, wahrend der Gaseinlass (8) unter dem Druck pem und sowohl der Gasdurchtritt (10) für das Neben-Fordergewinde (7) als auch der Raum im Getriebekasten (1 1 ) unter Umgebungsdruck, einfach als "atm " eingetragen, stehen
Das Haupt-Fordergewinde (5) hat gut sichtbar einen zylindrischen Abschnitt (6) und einen konischen Teil mit Änderung von Kopfkreis-Durchmesser (28) und Fußkreis-Durchmesser (27) Für die kontinuierliche Kühlung wahrend der Verdichtung wird das Kühlmittel (26), das zugleich auch Schmiermittel im Getrieberaum ist, von der Forderpumpe (19) zur Spindelrotor-Innenkuhlung (2) und an den Warmeabfuhrungsflachen (4) des Pumpengehauses (2) gefordert. Die darstellungsgemaß hohe Stufenzahl am Spindelrotor sorgt einerseits für das gewünscht hohe Kompressionsvermogen von pem auf pu als auch für genügend Warmeaustauschflachen zusammen mit der Pumpengehausekuhlung, um wahrend des Gastransportes nennenswert Verdichtungswarme abzuführen, wodurch bekanntlich der Verdichter-Wirkungsgrad wunschgemäß ansteigt
Fig. 2 zeigt für die vorliegende Erfindung beispielhaft eine Ausfuhrung zur gezielten Senkung der Gas-Temperaturen wahrend der Verdichtung über die "Ruckgas-Kuhlung" Mit Abzweigung (29) einer Fordermedium-Teilmenge und Rückführung (31 ) dieser Teilmenge in den Pumpenarbeitsraum ist dabei im oberen Bereich diese Ruckgas-Kuhlung über einen separaten Wärmetauscher (30) dargestellt, während im unteren Bereich die in den Arbeitsraum zurückgeführte Fördermedium-Teilmenge (31) direkt von dem Förder- medium (32) abgezweigt wird, das im nachgeschalteteπ Kühler (33) in der Regel ohnehin gekühlt werden muss. Dabei wird dieser Kühler (33) üblicherweise mit einem externen Kühlfluid (34) betrieben, wobei es sich meist um Luft oder (seltener) um Wasser handelt. Die Rückführung (31) der gekühlten Förderstrom-Teilmenge in den Pumpenarbeitsraum erfolgt symmetrisch für beide Schraubenspindelrotore (1 ) an gleicher Längs-Achsposition.
Fig. 3 zeigt für die vorliegende Erfindung beispielhaft eine detailliertere Schnittzeichnung als praktisch vollständiger Konstruktionsentwurf. Dabei ist insbesondere die Darstellung zur Rotorinnenkühlung (2) genauer gezeigt, ebenso wie die Ausführung zum rotorfesten Zahnrad des Kronenrad-Antriebes (12) im Sinne einer verbesserten Biegesteif igkeit am anthebsseitigen Wellenende der Schraubenspindelrotore (1 ). Bei der Innenkühlung (2) ist dabei zu Darstellungszwecken lediglich auf einer Seite der konischen Kühlbohrung ein wellenförmiges Gewinde zur Erhöhung der Kühl-Oberfläche beispielhaft gezeigt.
Ansonsten gilt exakt die Beschreibung entsprechend Fig.1 zur Erläuterung.
Fig. 4 zeigt detaillierter die Ausführung zur saugseitigen Lagerung (14) mit Verbesserung der gewünschten Loslager-Funktion über die in axialer Richtung verschiebbaren Trägerbuchse (15) mit ölgefülltem Aussparungsraum (16) und den Abdichtungen (17). Dabei sitzt der Lageraußenring von der saugseitigen Lagerung (14) fest in der Trägerbuchse (15). Ein potenzielles Mitdrehen der Trägerbuchse (15) kann beispielsweise über stimseitige Stifte, die hier nicht extra dargestellt sind, verhindert werden. Normalerweise sollte jedoch die Reibung der beiden Dichtringe (17) ein unerwünschtes Mitdrehen der Trägerbuchse (15) zuverlässig verhindern. Bei der Ausführung als gepaarte Wälzlager für die saugseitige Lagerung (14) kann bekanntlich zwischen O- und X-Anordnung gewählt werden, wobei in dieser Figur der Einfachheit halber beide Ausführungen dargestellt sind.
Diese günstige Ausführung zur axialen Verschiebbarkeit ist zugleich auch nutzbar für die beschriebene Option zur relativen Axial-Verschiebung zwischen dem Schraubenspindel- rotorpaar (1 ) und dem umgebenden Pumpengehäuse (3), indem deren Festlagerung (13) ebenso in einer verschiebbaren Trägerbuchse sitzt, wobei diese Trägerbuchse jedoch zwingend die Rotor-Festlager (13) von beiden Schraubenspindelrotoren umfassen muss.
Für die genannte und in Fig. 2 beispielhaft dargestellte "Rückgas-Kühlung" kann es gemäß Darstellung in Fig. 5 für einige Anwendungen vorteilhaft sein, die Gasmenge bei der Abzweigung (29) der Fördermedium-Teilmenge durch eine Steuerungseinrichtung (35) den jeweiligen Applikationsanforderungen gezielt anzupassen. Im konischen Bereich der Haupt-Förderstufe (5) wird durch den Druckanstieg in Rotor- Längsachsrichtung immer noch eine in axialer Richtung wirkende Kraft erzeugt, die von der Rotor-Lagerung aufgenommen werden muss, denn der Durchmesser an der Neben- Förderstufe ist wegen der Montierbarkeit nicht beliebig vergrößerbar, um diese Axialkräfte vollständig kompensieren zu können. Insbesondere für höhere Betriebs-Überdrücke pu kann es nun zum Ausgleich dieser Axialbelastung sinnvoll sein, entsprechend der beispielhaften Darstellung in Fig. 6 erfindungsgemäß eine Steuergas-Förderstufe (39) zusätzlich vorzusehen, die an den beiden Einlass-seitigen Spindelrotor-Wellenenden befestigt wird. Dabei wird der Steuerdruck pax im Steuergas-Sammelraum (37) über eine Druck-/Mengen- Regler-Einrichtung (36) als minimaler Teilstrom (40) abgezweigt vom gekühlten Fördermedium (32) derart eingestellt, dass die resultierenden Axialkräfte das gewünscht niedrigere Belastungsniveau für die Spindelrotor-Lagerung (13) erreichen.
Die Steuergas- Förderstufe (39) hat eine Nenn-Förderrichtung (41 ), die entgegengesetzt zur Nenn-Förderrichtung (21 ) der Haupt-Förderstufe (5) weist. Dabei befindet sich die Steuergas-Förderstufe (39) in einem Steuergas-Gehäuse (38) und wird auf der einen Seite in dem Sammelraum (37) mit dem Druckpaj und auf der anderen Seite mit dem Druck pώι betrieben, wobei der Einlass-Druck /?„,-„ über eine Bypass-Öffnung (42) sichergestellt wird.
Zur Abführung der Rotor-Erwärmung an der Steuergas-Förderstufe (39) wird außerdem als Option vorgeschlagen, gemäß der beispielhaften Darstellung in Fig. 6 eine in jeden Rotorabschnitt der Steuergas-Förderstufe (39) hineinragende topfförmige Kühlung (44) vorzusehen, die über den engen Kühlspalt (43) Wärme vom Rotor aufnimmt und an das Kühlmittel (39) im Kühltopf abgibt. Diese Kühlung ist in Fig. 6 beispielhaft nur an einem Rotorabschnitt der Steuergas-Förderstufe (39) detaillierter dargestellt.
Außerdem wird erfindungsgemäß noch vorgeschlagen, dass durch einen nichtlinearen Verlauf der Durchmesser-Änderung im konischen Bereich der Haupt-Förderstufe (5) die resultierenden Axialkräfte reduziert werden, indem entsprechend dem Druckanstieg längs der konischen Haupt-Förderstufe die Durchmesser-Änderung derart erfolgt, dass die axialen Arbeitskammer-Gaskräfte minimiert werden:
Dies geschieht beispielsweise, indem in einem Bereich längs der Spindelrotorachse mit höherem Druckanstieg die Durchmesser-Änderung im konischen Bereich der Haupt- Förderstufe geringer ausgeführt wird als in einem Bereich mit geringeren Druckanstieg, wo eine stärkere Durchmesser-Änderung erfolgt. Dabei wird der Verlauf der inneren Verdichtung neben der Durchmesser-Änderung noch über die Änderung der Steigung längs der Rotorachse ausgeführt. Sowohl die Neben-Forderstufe (7) als auch die Steuergas-Forderstufe (39) seien im Folgenden als "Zusatzstufen" bezeichnet. Damit ist sowohl jede einzelne dieser Stufen gemeint als auch beide Stufen, so dass die folgenden Aussagen sowohl auf jede einzelne als auch auf beide zu beziehen sind:
Die Parameter zu den Zusatzstufen werden vorzugsweise "motorisch" ausgelegt. Dabei wird der Druckunterschied längs dem Fόrdergewinde dieser Zusatzstufen genutzt, um die Rotoren dieser Zusatzstufen anzutreiben. Diese Zusatzstufen wirken also nicht als Pumpe, die ein Fordermedium von einem niedrigeren auf einen höheren Druck fordern, sondern diese Zusatzstufen wirken als Motor, der das zur Verfügung stehende Gas mit höherem Druck auf ein geringeres Druckniveau entspannt und dabei die Verdrängerrotore der Zusatzstufen antreibt. Technisch erfolgt die Ausfuhrung derart, dass die Parameter für diese Zusatzstufen so ausgeführt werden, dass die Leerlauf-Drehzahl, also die Drehzahl dieser Zusatzstufen-Verdrängerrotore ohne mechanische Verluste, oberhalb der späteren tatsächlichen Betriebsdrehzahl der Haupt-Forderstufe liegt.
Zugleich wird bei der Parameter-Auslegung die Gasmenge für jede Zusatzstufe minimiert, indem beispielsweise die Stufenzahl höher gesetzt wird und/oder die Spielwerte reduziert werden
Die Zusatzstufen werden vorzugsweise einzähnig, auch "eingängig" genannt, ausgeführt.

Claims

Verdrängerpumpe mit innerer Verdichtung PATENTANSPRÜCHE
1. Trockeπverdichtende 2-Wellen-Rotatιons-Verdrangermaschιne zur Forderung und Verdichtung von gasformigen Fordermedien mit einer über ein Kuhlmittel (26) arbeitenden Rotoπnnenkuhlung (2) für das beruhrungslos und gegensinnig drehende Schraubenspindelrotorpaar (1) in einem Pumpengehause (3) sowie mit einem Gas- Emlass (8) und einem Gas-Auslass-Sammelraum (9) für das Fordermedium
dadurch gekennzeichnet, dass
das Schraubenspindelrotorpaar (1) mehrstufig ausgeführt ist mit einem ineinandergreifenden Haupt-Fordergewinde (5) und zusätzlich mit einem ineinandergreifenden Neben-Fordergewinde (7) sowie mit einem Gas-Auslass-Sammelraum (9) zwischen diesen beiden Fordergewinden, wobei der Außen-Kopfkreis-Durchmesser (28) des Haupt-Fordergewindes (5) in Gasauslass-Richtung abnimmt, wahrend der Fußkreis- durchmesser (27) des Haupt-Fordergewindes (5) entsprechend zunimmt, und dass beim Neben-Fordergewinde (7) die Nenn-Fordernchtung (23) in entgegengesetzter Richtung zur Nenn-Fordernchtung (21) des Haupt-Fordergewindes (5) ausgeführt ist
2. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Schraubenspindelrotorpaar (1) spiegelbildlich identisch und 2-gangιg gestaltet ist im Stirnschnitt also 2 Profilzahne vorhanden sind
3. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Haupt-Fordergewinde (5) mehrstufig ausgeführt ist
4. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Neben-Fordergewinde (7) mehrstufig ausgeführt ist
5. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
bei jedem Schraubenspindelrotor die Umschhngungsgradzahl als Winkelgradzahl, wobei 360° für eine Umdrehung gelten, sowohl für das Haupt-Fordergewinde (5) als auch für das Neben-Fordergewinde (7) mindestens großer als 800° ist
6. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche
dadurch gekennzeichnet, dass
bei jedem Schraubenspindelrotor die Umschhngungsgradzahl als Winkelgradzahl sowohl für das Haupt-Fordergewinde (5) als auch für das Neben-Fordergewinde (7) vorzugsweise jeweils großer als 1100° ist.
7. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Haupt-Fόrdergewinde (5) auf der Seite des Gaseinlasses (8) anfänglich mit einem zylindrischen Teil (6) ausgeführt ist.
8. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 7,
dadurch gekennzeichnet, dass
bei dem Haupt-Fόrdergewinde (5) die Umschlingungsgradzahl für den zylindrischen Teil (6) mindestens 200° als Winkelgrad beträgt.
9. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
bei dem Haupt-Fördergewinde (5) die größte Lückenweite (25) auf der Gaseinlass- Seite vorzugsweise bei einer Umschlingungsgradzahl zwischen 100° und 400° liegt
10. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Steigung am Haupt-Fόrdergewinde (5) in Richtung zum Gasauslass-Sammel- raum (9) für das eingebaute innere Verdichtungsverhältnis vorzugsweise abnimmt.
11. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 10,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Steigung und die Zahn-Hohe bzw. Zahnlucken-Tiefe am Haupt-Fόrdergewinde (5) in Richtung zum Gasauslass-Sammelraum (9) derart abnehmen, dass der Druck in der letzten Arbeitskammer unmittelbar vor dem Öffnen zum Gasauslass-Sammelraum (9) dem Druck entspricht, der am Gasauslass als Betriebsdruck herrscht.
12. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Gasemlass (8) sowohl in radialer als auch in axialer Richtung zum Schrauben- spmdelrotorpaar (1) erfolgt.
13. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, dass
dieses Kühlmittel (26) das Öl ist, das im Getriebekasten (11) zur Schmierung von Lager und Verzahnung verwendet wird.
14. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das das Schraubenspindelrotorpaar (1) umgebende Pumpengehäuse (3) mit Warmeabführungsflächen (4) versehen ist.
15. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 14,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Kuhlmittel (26), das mit einer Kühlmittel-Forderpumpe (19) gefordert wird, an den Wärmeabführungsflächen (4) des Pumpengehäuses (3) entlangströmt.
16. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Nenn-Volumenstrom des Neben-Fordergewindes (7) um mindestens Faktor 5 bis 10-fach kleiner als der Nenn-Volumenstrom des Haupt-Fordergewindes (5) ist
17. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche dadurch gekennzeichnet, dass
das Neben-Fordergewmde (7) derart ausgeführt ist, dass der tatsachliche Gasstrom (24) am Neben-Fordergewmde (7) entgegengesetzt zur Nenn-Forderπchtung (23) des Neben-Fordergewmdes (7) verlauft und damit als "Leckage-Gasstromung" vom Gasauslass-Sammelraum (9) weggerichtet ist
18. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 17,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Kompressionsvermogen des Neben-Fordergewmdes (7) geringfügig schwacher als das Kompressionsvermogen des Haupt-Fordergewindes (5) ausgeführt wird
19. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 17 und 18,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Kompressionsvermogen am Neben-Fordergewmde (7) über seine Stufenzahl und über seine Spielwerte in Relation zur jeweiligen Arbeitskammergroße nur geringfügig schwacher als das Kompressionsvermogen des Haupt-Fordergewindes (5) ist
20. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 17 bis 19,
dadurch gekennzeichnet, dass
für Applikationen mit geringen Anforderungen an die Olfreiheit des Fordermediums im Pumpen-Arbeitsraum die Leckage-Gasstromung über das Neben-Fordergewmde (7) kleiner ausgeführt wird als bei Anwendungsfallen mit hohen Ansprüchen an die Olfreiheit des Fordermediums im Pumpen-Arbeitsraum
21. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Neben-Fordergewmde (7) zwischen dem Gasauslass-Sammelraum (9) und den Arbeitsraum-Wellenabdichtungen (20) positioniert ist
22. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
sich der Gas-Durchtntt (10) für das Neben-Fordergewmde (7) zwischen den Arbeitsraum-Wellenabdichtungen (20) und dem Neben-Fordergewmde (7) befindet
23. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 22,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Gas-Durchtntt (10) für das Neben-Fordergewmde (7) unter Umgebungsdruck steht
24. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Raum im Getriebekasten (11 ) ungefähr unter Umgebungsdruck steht
25. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Neben-Fordergewinde (7) vorzugsweise zylindrisch ausgeführt wird
26. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche
dadurch gekennzeichnet, dass
das Neben-Fordergewmde (7) vorzugsweise mit konstanter Steigung ausgeführt wird bei möglichst geringer Gesamterstreckung in axialer Richtung
27. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass
die Arbeitsraum-Wellenabdichtungen (20) als beruhrungsfreie Labyrinth-Dichtung mit Hintereinanderschaltung mehrerer Abscheidekammern ausgeführt werden
28. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
in Richtung ansteigender Durchmesserwerte bei der konischen Rotoπnnenkuhlung (2) die Fußkreis-Durchmesser am Haupt-Fordergewinde (5) ebenfalls zunehmen
29. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 27,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Konus-Winkel bei der konischen Rotoπnnenkuhlung (2) im Bereich des Haupt- Fordergewindes (5) derart ausgeführt (maximiert) wird, dass die Warmeabfuhrung verbessert wird
30. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
mit der Rotoπnnenkuhlung (2) zunächst die Wärmemenge aus dem Bereich des Haupt-Fordergewindes (5) und dann Wärmemenge aus dem Bereich des Neben- Fordergewindes (7) abgeführt wird
31. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die saugseitige Lagerung (14) als lebensdauerfettgeschmierte Walzlagerung ausgeführt wird
32. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 31
dadurch gekennzeichnet, dass
die lebensdauerfettgeschmierte saugseitige Lagerung (14) für besonders
anspruchsvolle Applikationen als Hybπd-Walzlagerung ausgeführt wird
33. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche
dadurch gekennzeichnet, dass
die Wellenabdichtung für die saugseitige Lagerung (14) als beruhrungsfreie Spalt- /Labynnth-Abdichtung ausgeführt wird
34. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Wellenenden an jeder Seite vom Schraubenspindelrotorpaar (1) mit möglichst großem Durchmesser, der bis zum Fußkreis-Durchmesser vom jeweiligen Fordergewinde reichen kann, ausgeführt werden, was insbesondere durch die konische Form am Haupt-Fordergewinde (5) sowie den großen Fußkreis-Durchmesser am Neben- Fordergewinde (7) größere Durchmessern ermöglicht als bisher
35. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Schaft vom rotorfesten Zahnrad des Kronen- oder Kegelrad-Getriebes (12) derart tief und fest in den Teil der Rotorkuhlbohrung (2) bis deutlich tiefer, bzw unter der Position der Festlager (13) eingeführt wird, dass die Biegesteifigkeit des antπebs- seitigen Spindelrotor-Wellenendes erhöht wird, wobei dieser Schaft vom rotorfesten Zahnrad Längsnut-ähnliche Kühlmittel-Durchgänge besitzt.
36. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Außen-Durchmesser am Neben-Fordergewmde (7) derart ausgeführt ist, dass die resultierenden Axial-Krafte, die mit der Druckdifferenz zwischen dem Druck am Gas-Einlass (8) und dem Druck im Gasauslass-Sammelraum (9) sowie zum Umgebungsdruck am Durchtritt (10) entstehen, weitestgehend kompensiert werden und gut verträglich von der Rotorlagerung (13) aufgenommen werden
37. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
zur Anpassung an applikationsspezifisch unterschiedliche Betriebsdrücke das Schraubenspindelrotorpaar (1) in axialer Richtung relativ zum umgebenden
Pumpengehäuse (3) verschoben wird.
38. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 37,
dadurch gekennzeichnet, dass
diese relative Axial-Verschiebung durch die axialen Gasdruckdifferenz-Kräfte und/oder die Leistungsaufnahme gesteuert wird.
39. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 37 und 38,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Schraubenspindelrotorpaar (1) in axialer Richtung verschoben wird.
40. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 37 und 38,
dadurch gekennzeichnet, dass
ein Teil vom Pumpengehäuse (3) in axialer Richtung verschoben wird
41. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Außenring der saugseitigen Lagerung (14) in einer Trägerbuchse (15), die in axialer Richtung verschiebbar ist, sitzt
42. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 41 ,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Trägerbuchse (15) und/oder die die Trägerbuchse aufnehmende Gehäusebohruπg Aussparungsräume (16) besitzt, die mit Öl gefüllt und per Dichtungen (17) abgedichtet sind.
43. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 17,
dadurch gekennzeichnet, dass
bei einigen Applikationen, beispielsweise toxische oder sonstwie gefährliche Fördermedien, der Gas-Durchtritt (10) vom Neben-Fördergewinde (7) für die "Leckage- Gasstromung" mit dem Gas-Einlass (8) verbunden wird.
44. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 43,
dadurch gekennzeichnet, dass
die "Leckage-Gasstromung" gekühlt zum Gas-Einlass (8) zurückgeschickt wird.
45. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass
zur Reduzierung der Verdichtungstemperaturen die Abzweigung (29) einer Forder- medium-Teilmenge an einer Position mit einem höheren Druck erfolgt als die Ruck- fuhrung (31) dieser Fordermedium-Teilmenge in den Pumpen-Arbeitsraum zum Haupt-Fordergewinde (5)
46. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 45,
dadurch gekennzeichnet, dass
die zurückgeführte Fordermedium-Teilmenge (31) über einen nachgeschalteten Fordermedium-Kuhler (33) und/oder Wärmetauscher (30) gekühlt wird
47. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 45 und 46,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Rückführung (31) der Fordermedium-Teilmenge in den Pumpen-Arbeitsraum für beide Schraubenspindelrotore (1) symmetrisch auf gleicher Position in Rotorlangs- πchtung erfolgt
48. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
bei Realisierung der Rückführung (31) einer Fordermedium-Teilmenge das innere eingebaute Kompressionsverhalten am Haupt-Fordergewinde (5) entsprechend Anspruch 11 auch für diese Verdichter-Ausfuhrung neu angepasst wird
49. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
es mehrere Rückführungen (31) der Fordermedium-Teilmenge gibt
50. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Abzweigung (29) einer Fordermedium-Teilmenge am Ende des nachgeschalteten Kuhlers (33) für das Fordermedium erfolgt
51. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Wärmetauscher (30) mit dem Kuhlmittel (26) zur Kühlung des Fordermedium- Teilstromes betrieben wird
52. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Gasmenge der zurückgeführten Fordermedium-Teilmenge (31) über eine Steuerungseinrichtung (35) an die jeweiligen Apphkationsanforderungen angepasst wird
53. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass
eine zusätzliche Steuergas-Förderstufe (39) an das Spindelrotorpaar (1) befestigt ist.
54. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 53,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Steuergas-Förderstufe (39) an den Einlass-seitigen Wellenden der Spindelrotore befestigt ist.
55. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Nenn-Förderrichtung (41) der Steuergas-Förderstufe (39) entgegengesetzt zur Nenn-Förderrichtung der Haupt-Förderstufe (5) gerichtet ist.
56. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Druck pax in dem Steuergas-Sammelraum (37) über eine Regler-Einrichtuηg (36) derart eingestellt wird, dass die resultierenden Axialkräfte durch die Druckwerte des Fördermediums reduziert werden.
57. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Steuergas-Teilmenge (40) von dem gekühlten Fördermedium (32) abgezweigt und zum Steuergas-Sammelraum (37) geleitet wird.
58. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 57,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Steuergas-Teilmenge (40) minimiert wird, indem die Strömungswiderstände der Steuergas-Förderstufe (39) maximiert werden, vorzugsweise durch hohe Stufenzahl und/oder geringe Spaltweiten innerhalb der Steuergas-Förderstufe (39) sowie zum umgebenden Steuergas-Gehäuse (38).
59. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
über eine Bypass-Öffnung (42) der Gas-Einlassraum (8) mit dem Raum im Steuergas-Gehäuse (38) gegenüber dem Steuergas-Sammelraum (37) verbunden ist.
60. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
in jeden Rotorabschnitt der Steuergas-Förderstufe (39) über einen engen Kühlspalt (43) eine topfförmige Kühlung (44) hineinragt, die mit einem Kühlmittel betrieben wird.
61. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Neben-Förderstufe (7) und/oder die Steuergas-Förderstufe (39) einzähnig, auch eingängig genannt, ausgeführt sind.
62. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass
im konischen Bereich der Haupt-Förderstufe (5) die Änderung der Durchmesserwerte am Fußkreis (27) bzw. am Kopfkreis (28) im Bereich mit höherem Druckanstieg längs der Spindelrotorachse geringer ausgeführt wird als in einem Bereich mit geringeren Druckanstieg längs der Spindelrotorachse, wo eine stärkere Änderung der Durchmesserwerte erfolgt, um dann auf die gewünschten Durchmesser-Werte am Gasauslass-Sammelraum zu kommen.
63. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 62,
dadurch gekennzeichnet, dass
die innere Verdichtung durch Änderung der Kammergröße neben der Durchmesser- Änderung noch durch Änderung der Steigung umgesetzt wird.
64. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Neben-Förderstufe (7) und/oder die Steuergas-Förderstufe (39) motorisch betrieben werden, also das zur Verfügung stehende Gas mit höherem Druck auf ein geringeres Druckniveau entspannt und dabei die Spindelrotore antreibt.
65. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 64,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Parameter der Neben-Förderstufe (7) und/oder der Steuergas-Förderstufe (39) derart ausgeführt werden, dass ihre Leerlauf-Drehzahl (also ohne mechanische Verluste) oberhalb der späteren tatsächlichen Betriebsdrehzahl des Spindelrotorpaares (1) liegt.
66. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Teilgasstrom über die Neben-Förderstufe (7) minimiert wird, indem die Strömungswiderstände der Neben-Förderstufe (7) maximiert werden, vorzugsweise durch hohe Stufenzahl und/oder minimale Spaltweiten zwischen den Spindelrotoren der Neben- Förderstufe (7) sowie zum umgebenden Pumpengehäuse.
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