EP4015822A1 - Verfahren zur förderung eines fluids durch eine schraubenspindelpumpe und schraubenspindelpumpe - Google Patents

Verfahren zur förderung eines fluids durch eine schraubenspindelpumpe und schraubenspindelpumpe Download PDF

Info

Publication number
EP4015822A1
EP4015822A1 EP21204667.6A EP21204667A EP4015822A1 EP 4015822 A1 EP4015822 A1 EP 4015822A1 EP 21204667 A EP21204667 A EP 21204667A EP 4015822 A1 EP4015822 A1 EP 4015822A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pump
spindle
frequency
screw
fluid
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.)
Pending
Application number
EP21204667.6A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Roland Maurischat
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.)
Leistritz Pumpen GmbH
Original Assignee
Leistritz Pumpen 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 Leistritz Pumpen GmbH filed Critical Leistritz Pumpen GmbH
Publication of EP4015822A1 publication Critical patent/EP4015822A1/de
Pending legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/12—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C2/14—Rotary-piston machines or pumps 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
    • F04C2/16—Rotary-piston machines or pumps 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
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
    • F04C15/0057—Driving elements, brakes, couplings, transmission specially adapted for machines or pumps
    • F04C15/008—Prime movers
    • 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
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/08—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by varying the rotational speed
    • 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
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/28—Safety arrangements; Monitoring
    • 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
    • F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
    • 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
    • F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
    • F04C15/0057—Driving elements, brakes, couplings, transmission specially adapted for machines or pumps
    • F04C15/0061—Means for transmitting movement from the prime mover to driven parts of the pump, e.g. clutches, couplings, transmissions
    • 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
    • F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
    • F04C15/06—Arrangements for admission or discharge of the working fluid, e.g. constructional features of the inlet or outlet
    • 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
    • F04C18/12—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
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/28—Safety arrangements; Monitoring
    • 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
    • F04C2210/00—Fluid
    • F04C2210/10—Fluid working
    • F04C2210/1044—Fuel
    • 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
    • F04C2210/00—Fluid
    • F04C2210/24—Fluid mixed, e.g. two-phase fluid
    • 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
    • F04C2240/40—Electric motor
    • 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
    • F04C2270/00—Control; Monitoring or safety arrangements
    • F04C2270/09—Electric current frequency
    • F04C2270/095—Controlled or regulated

Definitions

  • the invention relates to a method for conveying a fluid through a screw pump, wherein at least one drive screw of the screw pump is driven by an asynchronous motor.
  • the invention relates to a screw pump.
  • Screw pumps are used in many areas to convey fluids.
  • purely liquid media for example crude oil or petroleum
  • gases and liquids for example crude oil and natural gas, which are to be extracted.
  • the invention is therefore based on the object of reducing the costs and the technical complexity for the provision of a screw pump.
  • a reduction in the drive power required to pump fluids with a high gas content compared to the drive power required to pump pure liquids can be achieved, particularly at relatively high speeds of the screw pump.
  • it is advantageous to operate the asynchronous motor in the so-called field weakening area in which a Maximum voltage that is used to power the windings of the asynchronous motor is not sufficient due to the inductance of the coils and the frequency used to achieve maximum currents and thus maximum field strengths in the asynchronous motor.
  • the target frequency is lowered when the frequency change condition is met, so that no field weakening or at least less field weakening results and thus a higher torque can be provided with the same power.
  • the asynchronous motor can thus be dimensioned in such a way that it provides a sufficiently high torque at the first target frequency to pump a fluid with a high gas content of, for example, at least 90% or a corresponding liquid content of at most 10%. If it is determined from the measured variable that the liquid content of the fluid is too high, the setpoint frequency can be lowered because the frequency change condition is met, with which a sufficiently high torque can be provided to also use a fluid with a higher liquid content, for example a pure liquid support financially.
  • the asynchronous motor and/or its power supply can thus be dimensioned smaller for essentially the same conveying capacity than would be possible without the reduction in the target frequency according to the invention.
  • the respective target frequency can be provided to a motor controller or a frequency converter, which energizes the asynchronous motor.
  • the target frequency can specify the target speed of the asynchronous motor.
  • the frequency of the alternating current supplied to the asynchronous motor can be above the setpoint frequency, for example due to speed feedback or a predetermined offset.
  • the setpoint frequency can also be used directly as the frequency of the alternating current supplied to the asynchronous motor, with the result that the speed actually achieved by the asynchronous motor is somewhat lower than the setpoint speed due to the slip.
  • the method according to the invention achieves a number of advantages.
  • using the first setpoint frequency results in a higher speed of the asynchronous motor and thus also of the drive spindle compared to operation with the second setpoint frequency and thus also a higher delivery rate of the screw pump with an otherwise identical design.
  • This is particularly advantageous if the frequency change condition is only met for a fraction of the operating time, since in this case the method according to the invention achieves approximately the same delivery rate as with continuous use of the first setpoint frequency and a correspondingly adapted design of the asynchronous motor.
  • the method according to the invention achieves almost the same conveying capacity as would be achieved by a correspondingly larger asynchronous motor, which is always operated at the first setpoint frequency. is reached.
  • the setpoint frequency can be reduced compared to the first setpoint frequency, in particular exclusively when or after the frequency change condition has been met.
  • the acquisition of the measured variable and the examination of the Frequency change condition is preferably carried out repeatedly, in particular periodically.
  • the measured variable can continue to be monitored and a further frequency change condition can be evaluated, upon or after which a return to the first setpoint frequency takes place.
  • a control device can operate the asynchronous motor at the first setpoint frequency in a first operating mode and at the second setpoint frequency in a second operating mode, with switching between the operating modes depending on the measured variable, i.e. in particular when the frequency change condition or the other frequency change conditions are met.
  • the alternating current used to operate the asynchronous motor can, in particular, be a three-phase current or a three-phase alternating current with a phase offset of, in particular, 120° between the phases.
  • the different poles of the asynchronous motor are energized by the different phases of the multi-phase alternating current.
  • the measured variable can relate to a torque applied by the asynchronous machine or a current strength of an alternating current supplied to the asynchronous machine or a speed of the asynchronous machine.
  • asynchronous machines are typically operated above the tipping point, such an increase in slip leads to an increase in the torque of the asynchronous machine and thus also to a higher amperage of the alternating current, in particular to a higher active current.
  • the applied torque can be detected, for example, via a torque sensor.
  • the current strength or the strength of an active current can be detected by a current sensor.
  • frequency converters e.g. voltage or current converters, often already provide information relating to the current intensity, e.g .
  • At least one fluid parameter can also be recorded and evaluated directly as the measured variable, for example an electrical conductivity, a thermal conductivity, a thermal conductivity or a density of the pumped fluids.
  • the change from the first setpoint frequency to the second setpoint frequency can take place continuously or in several stages over a time interval after the frequency change condition has been met.
  • the change from the first to the second setpoint frequency can be effected by a control loop that regulates the measured variable to a predetermined value. Sudden changes in torque, which can lead to severe mechanical loads on components of the screw pump, are avoided by a continuous or at least multi-stage change in the setpoint frequency.
  • the target frequency can be specified by digital signal processing, for example by a microcontroller Frequency change condition the target frequency changes pseudo-continuously ramped.
  • controllers for example integral controllers or proportional-integral controllers, can be used as the control circuit for controlling the setpoint frequency as a manipulated variable. If the corresponding control circuit is designed in such a way that the first setpoint frequency cannot be exceeded, i.e. the controller saturates at the first setpoint frequency, the fulfillment of the frequency change condition corresponds to a controller state in which the first setpoint frequency is undershot and the control behavior is therefore not saturated.
  • the use of a control loop makes it possible, in particular, to regulate a suitable setpoint frequency depending on the actual liquid content or its effect on the torque required to be applied to maintain a speed.
  • the first setpoint frequency can be at least 10% or at least 20% higher than the corner frequency of the asynchronous machine at which the field weakening range begins for a given maximum operating voltage. Additionally or alternatively, the first reference frequency can be at most 30% or at most 40% greater than the corner frequency.
  • the first target frequency is used in particular in the control operation of the screw pump. As explained at the beginning, it can be advantageous, particularly when pumping fluids with a low liquid content and therefore a high gas content, to use relatively high speeds and thus to operate the asynchronous machine in the field weakening range, i.e. above the cut-off frequency, which is also referred to as the type point .
  • the torque achieved is approximately proportional to the square of the quotient of the corner frequency and the setpoint frequency, so that very low torques would result if the corner frequency were exceeded too much by the first setpoint frequency.
  • the limits specified above for the first reference frequency have therefore proven to be advantageous.
  • the second setpoint frequency can be greater than or equal to the corner frequency.
  • This choice of the second setpoint frequency is advantageous because if the setpoint frequency drops below the corner frequency, the asynchronous motor supplied voltages should be reduced in order to avoid excessive currents and thus potential damage to the asynchronous motor. However, this typically results in a constant torque below the cut-off frequency, which means that a further reduction in the setpoint frequency below the cut-off frequency would not bring any further advantages and would at the same time reduce the pumping capacity of the screw pump.
  • the corner frequency or the type point can correspond to the mains frequency of 50 Hz or 60 Hz, so that, for example, with two pool pairs in mains operation, a synchronous speed of 1500 rpm or 1800 rpm would result.
  • the operating point or the first setpoint frequency can then be selected as 70 Hz, for example, so that a synchronous speed of 2100 rpm results in normal operation, i.e. when the proportion of liquid is not too high.
  • a screw spindle pump which has a housing which forms at least one fluid inlet and one fluid outlet and in which the at least one drive spindle and at least one idler spindle of the screw spindle pump, which is rotationally coupled thereto, are accommodated, which in every rotational position of the drive spindle together with the housing delimit several pump chambers, with the drive spindle being rotated by the asynchronous machine in a drive direction, as a result of which one of the pump chambers that is initially open towards the respective fluid inlet is closed, the resulting closed pump chamber is moved axially towards the fluid outlet and there, when an opening rotation angle is reached, towards the fluid outlet is opened towards, the drive spindle is driven at least before the frequency change condition is met in such a way that at a liquid content below a limit value at a given pump engeometry of the screw pump, the pressure in the respective pump chamber before and/or upon reaching the opening rotation angle compared to the suction pressure of the screw pump, which
  • the respective pump chamber Before the opening rotation angle is reached, the respective pump chamber is sealed the same way towards the fluid inlet or towards the pump chamber adjacent in the direction of the fluid inlet and towards the fluid outlet, apart from deviations caused by tolerances. A fluid exchange in both directions is thus essentially only possible via the radial and axial gaps of the pump.
  • the opening of the pump chamber towards the fluid outlet when the opening rotation angle is reached results from the passage of the respective spindle forming the pump chamber or the wall delimiting the respective passage towards the fluid outlet ending at a specific angular position that depends on the rotation angle of the spindle.
  • a gap results in the circumferential direction between this wall and another spindle, which delimits the pump chamber.
  • the opening rotation angle can thus be defined as the angle from which a gap results in the circumferential direction in addition to the axial or radial gaps.
  • the opening rotation angle could be defined via the flow cross section enabling a fluid exchange between the pump chamber and the fluid outlet. If this flow cross section is increased by 50% or 100% or 200% compared to the closed pump chamber, reaching this limit can be defined as reaching the opening rotation angle.
  • the screw pump used can be single- or double-flow, that is, have one or two axially opposite fluid inlets.
  • the screw pump can have two, three or more screws.
  • Individual spindles can be double-threaded, for example. However, some or all of the spindles can also be single-threaded or three-threaded or have more threads.
  • the screw profiles of the respective drive screw and idler screw can be selected such that the mean value of the number of pump chambers per drive screw and idler screw, which are closed to both the fluid inlet and the fluid outlet, over a rotation angle of the drive screw of 360° is a maximum of 1.5 . If, for example, exactly one drive spindle and exactly one idler spindle are used, a maximum of three pump chambers can be completely closed on average.
  • the mean value can be determined, for example, by integrating the number of closed chambers for a particular angle of rotation of the drive spindle over the angle of 360° and then dividing the result by 360°. At a constant speed, this corresponds to an integration of the number of simultaneously closed pump chambers over a rotation period of the drive spindle and a division by the rotation period.
  • the pump geometry of the screw pump used and the target speed at the first target frequency can be selected so that the peripheral speed at the outer profile diameter of the drive spindle or at least one of the drive spindles and/or the idler spindles or at least one of the idler spindles is at least 15 m/s. This can apply in particular to all drive and idler spindles.
  • the peripheral speed can be calculated as the product of the profile outside diameter, the target speed and Pi.
  • the setpoint speed can be proportional to the setpoint frequency, the proportionality factor being predetermined by the number of pole pairs of the asynchronous machine. In this way, the specified condition can be achieved, especially when using high speeds or large outer diameters of the profile. As a result, the contribution of liquid flowing back through gaps to the gas compression can be reduced and a higher degree of efficiency can thereby be achieved with high proportions of gas.
  • the pump geometry and the setpoint speed at the first setpoint frequency can be selected such that the axial speed of the respective pump chamber during the axial movement towards the fluid outlet is at least 4 m/s.
  • the axial speed depends both on the pitch of the gear or gears of the respective spindle and on the speed. In other words, high axial speeds can be achieved through high speeds and/or high gradients or relatively long pump chambers. All of these factors lead to a reduction in the influence of back-flowing liquid on the pressure in the pump chamber and thus to the explained increase in efficiency.
  • the invention relates to a screw spindle pump for conveying a fluid, which has a housing in which at least one drive spindle and at least one running spindle of the screw pump, which is rotationally coupled thereto, are accommodated, an asynchronous motor for driving the drive spindle and a control device for energizing the asynchronous motor, wherein the control device is set up to carry out the method according to the invention.
  • the control device operates the asynchronous motor at the first setpoint frequency in a first operating state and at the second setpoint frequency in a second operating state.
  • the control device can detect the measured variable via internal or external sensors, which have already been explained above, and can be operated in the first or second operating mode depending on the measured variable.
  • a change to the second operating mode can take place when or after the frequency change condition dependent on the measured variable has been met.
  • the housing can form at least one fluid inlet and one fluid outlet, with the drive spindle and the running spindle delimiting a plurality of pump chambers together with the housing in every rotational position of the drive spindle, with the asynchronous machine being set up to rotate the drive spindle in a drive direction, as a result of which a respective first The pump chambers that are open to the respective fluid inlet are closed, the resulting closed pump chamber is moved axially towards the fluid inlet and is opened there towards the fluid outlet when an opening rotation angle is reached, with the screw profiles of the respective drive spindle and idler spindle being selected in such a way that the mean value of the The number of pump chambers per drive spindle and idler spindle, which are closed both to the fluid inlet and to the fluid outlet, is a maximum of 1.5 for a rotation angle of the drive spindle of 360°.
  • the inner diameter of the screw profile of the drive spindle or at least one of the drive spindles and/or the idler spindle or at least one of the idler spindles can be less than 0.7 times the outer diameter of the respective screw profile and/or on the other hand the mean circumferential gap between the outer edge of the helical profile of the drive screw or at least one of the drive screws and/or the idler screw or at least one of the idler screws and the housing must be less than 0.002 times the outer diameter of the respective helical profile.
  • a relatively large difference between the inside and outside diameters means that a large pump chamber volume can be achieved, whereby the same amount of backflowing liquid leads to a lower pressure increase in the pump chamber and therefore lower power is required when there is a high proportion of gas in the fluid.
  • Relatively narrow gaps can additionally or alternatively limit the amount of fluid flowing back and thus also contribute to high efficiency in fluid transport with a high proportion of gas.
  • the mean value of the width of the circumferential gap along the length of the circumferential gap can be regarded as the mean circumferential gap.
  • an averaging can be carried out over a rotation of 360° on the drive spindle in order to take into account variations in the circumferential gap with the rotation of the spindle.
  • a screw pump 1 for pumping a fluid 45 from a fluid inlet 3 to a fluid outlet 4.
  • the housing 2 of the screw pump 1 contains a drive spindle 5 driven by the asynchronous motor 10 and a running spindle coupled to it via a gear 26 6 arranged.
  • a screw pump 1 of relatively simple design is shown, which is single-flow, ie has only one fluid inlet 3, and in which only one running screw 6 is used.
  • the following explanations can also be applied to multi-flow screw pumps or screw pumps with more than two spindles, for example with a number of running screws or even with a number of drive spindles.
  • the screw pump 1 is designed, for example, for a target speed of 2100 rpm and thus for a corresponding flow rate, and if it is assumed that fluid with a high proportion of gas is being transported, the result is 30 torque instead of the required torque that would be required for liquid transport , A required torque 33. Accordingly, a lower power of the asynchronous machine 10 is required, depending on the geometry, speed and liquid content power differences 36 of up to 25% of the power 32 can be achieved with pure liquid transport.
  • the screw pump 1 When transporting multi-phase mixtures, it is typically not possible to assume a homogeneous mixture, so that the screw pump 1 must be designed in such a way that it can at least temporarily transport a fluid 45 with a liquid content of up to 100%.
  • the screw pump 1 it would be possible to design the asynchronous machine 10 in such a way that it can provide a sufficiently high torque 30 at the first set frequency 37 used to also be able to convey pure liquids.
  • the possibility of promoting a fluid 45 with a high proportion of gas with less power would in this case reduce the energy requirement and thus the operating costs of the screw pump 1, the technical complexity and the Acquisition costs, however, remain unchanged, since the asynchronous motor 10 must continue to have the same dimensions as for a screw pump, which is used purely to transport liquids.
  • a control device 19 for providing the alternating current 42 for the asynchronous machine 10 is used in the screw pump 1 instead, which is described below with reference to FIG 3 implemented control method explained.
  • step S1 the asynchronous motor 10 is initially operated with a first setpoint frequency 37.
  • a gas-liquid mixture with a relatively high proportion of gas is conveyed, so that the torque 33 achieved is sufficient to maintain the desired speed.
  • an alternating current 43 that is provided in particular a three-phase current, can first be rectified by a rectifier 20 in order to provide a direct current 44, which is then converted by an inverter 21 into the alternating current 42, in particular also into a three-phase current.
  • the inverter 21 can, for example, provide an AC voltage 42 over a further frequency range of setpoint frequencies using pulse width modulation and can also vary the voltage amplitude.
  • the procedure in step S1 thus corresponds to the usual procedure for providing alternating current for an asynchronous motor as soon as a setpoint frequency that deviates from the mains voltage is desired.
  • a measurement variable 46 is detected by a measurement and control element 22, which depends on a liquid content of the fluid. If the liquid content of the fluid 45 increases, this leads to a stronger braking torque on the drive and running spindles 5, 6 and thus on the asynchronous machine 10, as a result of which the speed of the asynchronous machine 10 is reduced. This in turn leads to a greater slip and thus, at least as long as the tipping point of the asynchronous machine has not yet been reached, to a higher torque provided by the asynchronous machine 10 and higher current intensities of the alternating current supplied to the asynchronous machine 10 .
  • a simple way of detecting a suitable measured variable is therefore a current sensor 23 that measures the current strength of the alternating current 42 .
  • This one is in 1 Shown as a separate component for clarity.
  • the inverter 21 or in general the frequency converter that provides the alternating current 42 can already provide an output signal, in particular a voltage, which is proportional to the current intensity, so that the measured variable can be recorded, for example, by analog-digital conversion of this voltage can.
  • a speed or a torque could also be detected as a measured variable via a sensor 24 located in the area of the drive shaft, or a measured value of a fluid sensor 25 that measures, for example, an electrical conductivity or a temperature conductivity of the fluid 45 .
  • a frequency change condition 47 that depends on the measured variable 46 is evaluated.
  • the frequency change condition can be met, for example, if the measured variable exceeds or falls below a specified limit value.
  • the frequency change condition 47 can be met if a torque applied by the asynchronous machine or a current strength of the alternating current supplied to the asynchronous machine exceeds a limit value or if an actual speed of the asynchronous machine falls below a limit value. If the frequency change condition 47 is not met, the method can be repeated from step S1, in which case, in particular, the detection of the measured variable and the checking of the frequency change condition can be repeated periodically.
  • step S4 the asynchronous motor 10 is operated at a frequency compared to the first setpoint frequency 37 reduced second target frequency 38 operated.
  • the change in the target frequency can take place over a time interval 50 in order to avoid sudden changes in torque.
  • a torque 39 can be achieved by using the lower, second setpoint frequency 38, which corresponds to the torque 30 in the example shown, which would be required for pure fluid transport at the speed of 2100 rpm originally used.
  • the torque required to maintain the speed is independent of the speed. In screw pumps, if the speeds are not too low, a lower torque is typically required to maintain lower speeds, so that the second setpoint frequency 38 could also be selected slightly higher than in 2 is shown.
  • the need-based torque increase described is possible because the first and second setpoint frequencies 37, 38 are in the field weakening range 40 of the asynchronous machine 10, i.e. in a range in which, due to a limited maximum operating voltage that can be provided by the control device 19 or the Asynchronous machine 10 may be supplied, in the coils of the asynchronous machine 10 no longer the maximum currents and thus not the maximum field strengths are reached.
  • first target frequencies in the field weakening range 40 ie above the corner frequency 41 of the asynchronous machine 10
  • first target frequencies 37 which are approximately 40% above the corner frequency 41 is used to emphasize the described effect more clearly.
  • first set frequencies 37 that are 20-30% above corner frequency 41 are typically expedient.
  • a measured variable 48 which depends on the liquid content of the fluid is therefore recorded again in step S5.
  • the same variables that have already been explained for measured variable 46 can be recorded here.
  • step S6 a further frequency change condition 49 is evaluated, if met, a change back to the first reference frequency 37 takes place and the method is thus continued in step S1. On the other hand, if the further frequency change condition is not met, the method is repeated from step S4.
  • the method described can also be modified, for example by using a control loop 51 as part of the measuring and control element 22 instead of the mentioned limit value comparison as part of the frequency change condition, which tries to regulate the measured variable 46 to a specified value, with the target frequency 37, 38 serves as a variable.
  • this manipulated variable can be limited in such a way that the first setpoint frequency cannot be exceeded, for example by providing a saturation element.
  • the non-fulfillment of the frequency change condition corresponds to the saturation of the control circuit 51. As long as the saturation range of the control is not left, the first setpoint frequency is output as the manipulated variable.
  • Figures 4 and 5 show various detailed views of a screw pump which, when conveying a fluid that is a gas-liquid mixture with a low proportion of liquid, requires significantly less power, for example 25% less power, than when transporting a liquid.
  • 4 schematically a perspective view of the drive spindle 5 and the running spindle 6 of the screw pump 1, wherein the housing is not shown for reasons of clarity. 4 clarifies in particular the shape of the screw profiles of the drive spindle 5 and the Spindle 6 and their mesh.
  • figure 5 shows a front section, in which in particular the interaction of the drive spindle 5 and the running spindle 6 with the housing 2 can be seen in order to form a plurality of separate pump chambers 7, 8, 9, which in turn 4 are marked because they differ from the in 2 shown cutting plane also extend.
  • the idler spindle 6 is rotationally coupled to the drive spindle 5 by a coupling device 26, a 1:1 transmission being assumed in the example.
  • the drive shaft 5 is driven by the asynchronous motor 10 in the drive direction 11
  • the running spindle 6 rotates in the opposite direction of rotation 12 and at the same speed.
  • the rotational speed is specified by the control device 19 by the selection of the setpoint frequency 37, 38 explained above.
  • the fluid located in the housing 2 is received in a plurality of pump chambers 7, 8, 9 which are separate from one another.
  • the separation or closure of the pump chambers 7, 8, 9 is not completely tight due to the radial gap 17 between the housing 2 and drive spindle 5 or idler spindle 6 and due to remaining axial gaps between the interlocking screw profiles, but allows a certain fluid exchange between the pump chambers 7 , 8, 9, which can also be considered as leakage.
  • the pump chamber 7 In the rotational position of the drive spindle 5 and the idler spindle 6 shown, the pump chamber 7 is open to the fluid inlet 3, since the free end 13 of the wall 15 of the screw thread of the drive spindle 5 is in 1 is directed upwards, leaving a gap in the circumferential direction between this free end 13 and the lead screw 6, through which the fluid can flow between the pump chamber 7 and the fluid inlet 3. Accordingly, the in 4 pump chamber 8 marked by dots on its outer surface open to the fluid outlet 4, since the free end 14 of the wall 15 delimiting this is in turn spaced apart from the running spindle 6 due to the rotational position and thus forms a radial gap through which fluid can flow.
  • the pump chamber 9 is closed both to the fluid inlet 3 and to the fluid outlet 4 .
  • the pressure in the pump chamber when opening can be at most 10% or at most 20% of the differential pressure above the suction pressure.
  • the screw pump 1 uses a special pump geometry in which the behavior described can be achieved even at relatively low speeds, for example at 1000 rpm or 1800 rpm.
  • relatively few pump chambers or revolutions of the screw threads of the drive spindle 5 and the idler spindle 6 are used instead of the usual use of a large number of pump chambers following one another in the axial direction in screw pumps.
  • in the in 4 In the rotational position shown, only one pump chamber 9 is closed both from the fluid inlet 3 and from the fluid outlet 4 .
  • a maximum of one or a maximum of two simultaneously closed pump chambers can result, regardless of the rotational state of the drive spindle 5 and the running spindle 6 in the example shown.
  • the quantity of liquid flowing back into the respective pump chamber 7, 8, 9 can be further reduced.
  • the radial gap 25 can be narrower than two thousandths of the outer diameter 18.
  • the pump geometry of the screw pump 1 and a sufficiently high speed work together to achieve the effects explained above.
  • the speed should be selected in such a way that the axial speed of the movement of the respective pump chambers 7, 8, 9 towards the fluid outlet 4 is at least 4 m/s and/or that the peripheral speed at the outer profile 18 of the drive spindle 5 or the running spindle 6 is at least 15 m/s.

Abstract

Verfahren zur Förderung eines Fluids durch eine Schraubenspindelpumpe (1), wobei wenigstens eine Antriebsspindel (5) der Schraubenspindelpumpe (1) durch einen Asynchronmotor (10) angetrieben wird, wobei- der Asynchronmotor (10) mit einer ersten Sollfrequenz (37) betrieben wird, wobei als Fluid (45) ein Gas-Flüssigkeitsgemisch gefördert wird,- eine von einem Flüssigkeitsanteil des Fluids (45) abhängige Messgröße (46) erfasst wird, und- nach einer Erfüllung einer von der Messgröße (46) abhängigen Frequenzänderungsbedingung (47) der Asynchronmotor (10) mit einer gegenüber der ersten Sollfrequenz (37) reduzierten zweiten Sollfrequenz (38) betrieben wird.

Description

  • Die Erfindung betrifft ein Verfahren zur Förderung eines Fluids durch eine Schraubenspindelpumpe, wobei wenigstens eine Antriebsspindel der Schraubenspindelpumpe durch einen Asynchronmotor angetrieben wird. Daneben betrifft die Erfindung eine Schraubenspindelpumpe.
  • Schraubenspindelpumpen werden in vielen Bereichen eingesetzt, um Fluide zu fördern. Hierbei können rein flüssige Medien, beispielsweise Rohöl oder Erdöl, gefördert werden. Häufig liegen jedoch Gemische von Gasen und Flüssigkeiten, beispielsweise von Erdöl und Erdgas, vor, die gefördert werden sollen.
  • Wird in herkömmlichen Schraubenspindelpumpen ein Gas-Flüssigkeitsgemisch mit einem relativ hohen Gasanteil gefördert, so erfolgt die Gaskompression primär dadurch, dass Flüssigkeit aus Pumpenkammern, die sich bereits auf einem relativ hohen Druck befinden, in vorangehende Pumpenkammern zurückströmt und dort das Gas komprimiert. Nachteilig ist hierbei, dass das Fluid zunächst gegen einen relativ steilen Druckgradienten gefördert wird und anschließend zumindest teilweise in einen Bereich geringeren Drucks zurückströmt. Hierdurch resultiert typischerweise eine Leistungsanforderung für die Pumpe, die näherungsweise vom Gasanteil unabhängig ist. Selbst bei hohen Gasanteilen erfolgt die Auslegung und Ansteuerung der Pumpe somit genauso, wie sie auch für eine reine Flüssigkeitsförderung erfolgen würde.
  • Im Rahmen einer internen Weiterentwicklung entsprechender Pumpen wurde erkannt, dass durch geeignete Wahl der Pumpengeometrie und Drehzahl erreicht werden kann, dass Schraubenspindelpumpen im Mehrphasenbetrieb bei hohen Gasgehalten von beispielsweise 90 % oder mehr eine, beispielsweise um 25 %, geringere Antriebsleistung benötigen als für einen reinen Flüssigkeitstransport.
  • In vielen Anwendungsfällen, in denen ein Mehrphasengemisch gefördert wird, beispielsweise im Bereich der gemeinsamen Erdöl- und Erdgasförderung, können jedoch Pfropfenströmungen auftreten, sodass kurzzeitig ein Fluid mit nahezu 100 % Flüssigkeitsanteil gefördert werden muss. Da die erwähnte Weiterentwicklung jedoch ausschließlich bei hohen Gasgehalten die erforderliche Antriebsleistung senkt, resultiert in solchen Anwendungsfällen zwar eine merkliche Reduktion der Energiekosten. Der Asynchronmotor muss jedoch so ausgelegt werden, dass die Schraubenspindelpumpe eine ausreichende Leistung für einen reinen Flüssigkeitstransport bereitstellt. Daher ist die Reduzierung der erforderlichen Antriebsleistung ausschließlich beim Transport von Fluiden mit hohem Gasgehalt in den meisten Anwendungsfällen nicht ausreichend ist, um auch den Antrieb der Schraubenspindelpumpe kleiner dimensionieren zu können und somit die Anschaffungskosten der Schraubenspindelpumpe zu senken.
  • Der Erfindung liegt somit die Aufgabe zugrunde, die Kosten bzw. den technischen Aufwand für die Bereitstellung einer Schraubenspindelpumpe zu reduzieren.
  • Die Aufgabe wird durch ein Verfahren zur Förderung eines Fluids durch eine Schraubenspindelpumpe gelöst, wobei wenigstens eine Antriebsspindel der Schraubenspindelpumpe durch einen Asynchronmotor angetrieben wird, wobei
    • der Asynchronmotor mit einer ersten Solfrequenz betrieben wird, wobei als Fluid ein Gas-Flüssigkeitsgemisch gefördert wird,
    • eine von einem Flüssigkeitsanteil des Fluids abhängige Messgröße erfasst wird, und
    • nach einer Erfüllung einer von der Messgröße abhängigen Frequenzänderungsbedingung der Asynchronmotor mit einer gegenüber der ersten Sollfrequenz reduzierten zweiten Sollfrequenz betrieben wird.
  • Wie später noch genauer erläutert werden wird, kann eine Verringerung der erforderlichen Antriebsleistung zur Förderung von Fluiden mit hohem Gasgehalt gegenüber der erforderlichen Antriebsleistung zur Förderung von reinen Flüssigkeiten insbesondere bei relativ hohe Drehzahlen der Schraubenspindelpumpe erreicht werden. Um ausreichend hohe Drehzahlen bei relativ kleinbauenden Pumpen zu erreichen, ist es vorteilhaft, den Asynchronmotor im sogenannten Feldschwächbereich zu betreiben, in dem eine Maximalspannung, die zum bestromen der Wicklungen des Asynchronmotors genutzt wird, aufgrund der Induktivität der Spulen und der genutzten Frequenz nicht ausreicht, um maximale Ströme und somit maximale Feldstärken im Asynchronmotor zu erreichen. Dies wird im erfindungsgemäßen Verfahren ausgenutzt, indem bei Erfüllung der Frequenzänderungsbedingung die Sollfrequenz abgesenkt wird, sodass keine oder zumindest eine geringere Feldschwächung resultiert und somit bei gleicher Leistung ein höheres Drehmoment bereitgestellt werden kann. Der Asynchronmotor kann somit so dimensioniert werden, dass er bei der ersten Sollfrequenz ein ausreichend hohes Drehmoment bereitstellt, um ein Fluid mit hohem Gasanteil von beispielsweise wenigstens 90 % bzw. einem entsprechenden Flüssigkeitsanteil von maximal 10% zu fördern. Wird anhand der Messgröße festgestellt, dass der Flüssigkeitsanteil des Fluids zu hoch ist, kann die Sollfrequenz aufgrund der Erfüllung der Frequenzänderungsbedingung abgesenkt werden, womit ein ausreichend hohes Drehmoment bereitgestellt werden kann, um auch ein Fluid mit einem höheren Flüssigkeitsanteil, beispielsweise eine reine Flüssigkeit, zu fördern. Der Asynchronmotor und/oder dessen Stromversorgung können somit bei im Wesentlichen gleicher Förderleistung kleiner dimensioniert werden als dies ohne die erfindungsgemäße Absenkung der Sollfrequenz möglich wäre.
  • Die jeweilige Sollfrequenz kann an eine Motorsteuerung bzw. einen Frequenzumrichter bereitgestellt werden, die bzw. der den Asynchronmotor bestromt. Die Sollfrequenz kann in Abhängigkeit der Polpaarzahl des Asynchronmotors die Solldrehzahl des Asynchronmotors vorgeben. Um trotz des bei Asynchronmotoren auftretenden Schlupfes die Solldrehzahl tatsächlich zu erreichen, kann die Frequenz des dem Asynchronmotor zugeführten Wechselstroms oberhalb der Sollfrequenz liegen, beispielsweise aufgrund einer Drehzahlrückführung oder eines vorgegebenen Offsets. Alternativ kann die Sollfrequenz auch unmittelbar als Frequenz des dem Asynchronmotor zugeführten Wechselstroms verwendet werden, womit die tatsächlich erreichte Drehzahl des Asynchronmotors aufgrund des Schlupfes etwas kleiner als die Solldrehzahl ist.
  • Gegenüber einem alternativen Verfahren zur Förderung eines Fluids, bei dem unabhängig von der Messgröße bzw. einem Flüssigkeitsanteil grundsätzlich ein Betrieb mit der niedrigeren zweiten Sollfrequenz erfolgen würde, werden durch das erfindungsgemäße Verfahren mehrere Vorteile erreicht. Zum einen resultiert durch Nutzung der ersten Sollfrequenz solange die Frequenzänderungsbedingung nicht erfüllt ist eine höhere Drehzahl des Asynchronmotors und somit auch der Antriebsspindel gegenüber einem Betrieb mit der zweiten Sollfrequenz und somit auch eine höhere Förderleistung der Schraubenspindelpumpe bei ansonsten gleicher Auslegung. Dies ist insbesondere vorteilhaft, wenn die Frequenzänderungsbedingung nur für einen Bruchteil der Betriebszeit erfüllt ist, da in diesem Fall durch das erfindungsgemäße Verfahren näherungsweise die gleiche Fördermenge erreicht wird wie bei einer durchgehenden Nutzung der ersten Sollfrequenz und einer entsprechend angepassten Auslegung des Asynchronmotors. Beispielsweise erreicht das erfindungsgemäße Verfahren in Anwendungsfällen, in denen nur selten bzw. für kurze Zeiträume Flüssigkeitspfropfen gefördert werden und ansonsten ein hoher Gasanteil vorliegt, fast die gleiche Förderleistung, wie sie durch einen entsprechend größer ausgelegten Asynchronmotor, der stets mit der ersten Sollfrequenz betrieben wird, erreicht wird.
  • Wie bereits erläutert, ermöglicht die Nutzung relativ hoher Drehzahl eine besonders deutliche Reduzierung der erforderlichen Antriebsleistung bei einer Förderung eines Fluids mit hohem Gasanteil gegenüber der Förderung von reinen Flüssigkeiten. Eine dauerhafte Reduzierung der genutzten Sollfrequenz und somit der Drehzahl wäre somit bezüglich der erforderlichen Leistung nachteilig, wenn über einen Großteil der Betriebszeit Fluide mit sehr kleinem Flüssigkeitsanteil gefördert werden.
  • In dem erfindungsgemäßen Verfahren kann während des Betriebs der Schraubenspindelpumpe, abgesehen von An- und Auslaufphasen, eine Reduzierung der Sollfrequenz gegenüber der ersten Sollfrequenz insbesondere ausschließlich bei bzw. nach Erfüllung der Frequenzänderungsbedingung erfolgen. Die Erfassung der Messgröße und die Prüfung der Frequenzänderungsbedingung wird vorzugsweise wiederholt, insbesondere periodisch, durchgeführt. Insbesondere kann auch nach dem Wechsel zur zweiten Sollfrequenz bzw. nach Erfüllung der Frequenzänderungsbedingung die Messgröße weiterhin überwacht werden und es kann eine weitere Frequenzänderungsbedingung ausgewertet werden, bei bzw. nach deren Erfüllung ein Rückwechsel zur ersten Sollfrequenz erfolgt.
  • Anders ausgedrückt kann eine Steuereinrichtung in einem ersten Betriebsmodus den Asynchronmotor mit der ersten Sollfrequenz und in einem zweiten Betriebsmodus mit der zweiten Sollfrequenz betreiben, wobei in Abhängigkeit der Messgröße, also insbesondere bei Erfüllung der Frequenzänderungsbedingung bzw. der weiteren Frequenzänderungsbedingungen, zwischen den Betriebsmodi gewechselt wird.
  • Der zum Betrieb des Asynchronmotors genutzte Wechselstrom kann insbesondere ein Drehstrom bzw. ein dreiphasiger Wechselstrom mit einem Phasenversatz von insbesondere 120° zwischen den Phasen sein. Die verschiedenen Pole des Asynchronmotors werden hierbei durch die unterschiedlichen Phasen des mehrphasigen Wechselstroms bestromt.
  • Die Messgröße kann ein durch die Asynchronmaschine aufgebrachtes Drehmoment oder eine Stromstärke eines der Asynchronmaschine zugeführten Wechselstroms oder eine Drehzahl der Asynchronmaschine betreffen. Bei einem höheren Flüssigkeitsanteil am geförderten Fluid wirkt der Rotation der Antriebsspindel und somit des Asynchronmotors ein größeres bremsendes Drehmoment entgegen. Dies führt zunächst zu einem Abbremsen der Antriebsspindel und somit des Asynchronmotors, die durch Überwachung der Drehzahl erkannt werden kann.
  • Zugleich führt diese Drehzahlreduzierung zu einem größeren Schlupf der Asynchronmaschine. Da Asynchronmaschinen typischerweise oberhalb des Kipppunkts betrieben werden, führt eine solche Schlupfvergrößerung zu einer Erhöhung des Drehmoments der Asynchronmaschine und somit auch zu einer höheren Stromstärke des Wechselstroms, insbesondere zu einem höheren Wirkstrom. Das aufgebrachte Drehmoment kann beispielsweise über einen Drehmomentsensor erfasst werden. Die Stromstärke bzw. die Stärke eines Wirkstroms kann durch einen Stromsensor erfasst werden. Hierbei kann insbesondere ausgenutzt werden, dass Frequenzumrichter, also z.B. Spannungs- bzw. Stromrichter, häufig bereits eine die Stromstärke betreffende Information, beispielsweise eine zum Wirkstrom proportionale Spannung, an einem separaten Ausgang bereitstellen, womit die Messgröße z.B. durch Abtasten eines solchen Ausgangs erfasst werden kann.
  • Ergänzend oder alternativ zur obig erläuterten indirekten Erfassung des Flüssigkeitsanteils über von diesem abhängende Messgrößen, die Parameter der Asynchronmaschine betreffen, kann auch direkt wenigstens ein Fluidparameter als die Messgröße erfasst und ausgewertet werden, beispielsweise eine elektrische Leitfähigkeit, eine Wärmeleitfähigkeit, eine Temperaturleitfähigkeit oder eine Dichte des geförderten Fluids.
  • Ansätze zur Erfassung entsprechender Fluidgrößen sind prinzipiell im Stand der Technik bekannt und können im erfindungsgemäßen Verfahren genutzt werden, um den Flüssigkeitsanteil zu ermitteln bzw. im Rahmen der Frequenzänderungsbedingung als Messgröße ausgewertet werden.
  • Der Wechsel von der ersten Sollfrequenz zu der zweiten Sollfrequenz kann über ein Zeitintervall nach Erfüllung der Frequenzänderungsbedingung kontinuierlich oder in mehreren Stufen erfolgen. Ergänzend oder alternativ kann der Wechsel von der ersten zu der zweiten Sollfrequenz durch einen Regelkreis erfolgen, der die Messgröße auf einen vorgegebenen Wert regelt. Durch eine kontinuierliche bzw. zumindest mehrstufige Änderung der Sollfrequenz werden plötzliche Drehmomentwechsel vermieden, die zu starken mechanischen Belastungen von Komponenten der Schraubenspindelpumpe führen können. Beispielsweise kann die Sollfrequenz durch eine digitale Signalverarbeitung, beispielsweise durch einen Microcontroller, vorgegeben werden, der bei Erfüllung der Frequenzänderungsbedingung die Sollfrequenz pseudo-kontinuierlich rampenartig ändert.
  • Als Regelkreis zur Regelung der Sollfrequenz als Stellgröße können übliche Regler, beispielsweise Integralregler oder Proportional-Integralregler genutzt werden. Wird der entsprechende Regelkreis so ausgestaltet, dass die erste Sollfrequenz nicht überschritten werden kann, also die Regelung bei der ersten Sollfrequenz sättigt, so entspricht die Erfüllung der Frequenzänderungsbedingung einem Reglerzustand, bei dem die erste Sollfrequenz unterschritten wird und somit das Regelverhalten nicht gesättigt ist. Die Nutzung eines Regelkreises ermöglicht es insbesondere, abhängig vom tatsächlichen Flüssigkeitsanteil bzw. von dessen Auswirkung bezüglich des erforderlichen aufgebrachten Drehmoments zur Aufrechterhaltung einer Drehzahl eine geeignete Sollfrequenz einzuregeln.
  • Die erste Sollfrequenz kann um wenigstens 10 % oder um wenigstens 20 % größer sein als die Eckfrequenz der Asynchronmaschine, an der bei gegebener Maximalbetriebsspannung der Feldschwächbereich beginnt. Ergänzend oder alternativ kann die erste Sollfrequenz um maximal 30 % oder um maximal 40 % größer sein als die Eckfrequenz. Die erste Sollfrequenz wird insbesondere im Regelbetrieb der Schraubenspindelpumpe genutzt. Wie eingangs erläutert, kann es insbesondere zur Förderung von Fluiden mit geringem Flüssigkeitsanteil und somit mit hohem Gasanteil vorteilhaft sein, relativ große Drehzahlen zu nutzen und somit die Asynchronmaschine im Feldschwächbereich, also oberhalb der Eckfrequenz, die auch als Typ-Punkt bezeichnet wird, zum Betreiben. Das erreichte Drehmoment ist jedoch näherungsweise proportional zum Quadrat des Quotienten aus Eckfrequenz und Sollfrequenz, sodass bei einer allzu starken Überschreitung der Eckfrequenz durch die erste Sollfrequenz sehr geringe Drehmomente resultieren würden. Daher haben sich die oben angegebenen Grenzen für die erste Sollfrequenz als vorteilhaft herausgestellt.
  • Ergänzend oder alternativ kann die zweite Sollfrequenz größer oder gleich der Eckfrequenz sein. Diese Wahl der zweiten Sollfrequenz ist vorteilhaft, da bei einer Absenkung der Sollfrequenz unter die Eckfrequenz die dem Asynchronmotor zugeführten Spannungen reduziert werden sollten, um zu große Ströme und somit eine potenzielle Beschädigung des Asynchronmotors zu vermeiden. Hieraus resultiert jedoch unterhalb der Eckfrequenz typischerweise ein konstantes Drehmoment, womit eine weitere Absenkung der Sollfrequenz unter die Eckfrequenz keine weiteren Vorteile bringen würde und zugleich die Förderleistung der Schraubenspindelpumpe reduzieren würde.
  • Die Eckfrequenz bzw. der Typ-Punkt kann der Frequenz des Netzes von 50 Hz oder 60 Hz entsprechen, sodass beispielsweise bei zwei Poolpaaren bei einem Netzbetrieb eine Synchrondrehzahl von 1500 U/min bzw. 1800 U/min resultieren würde. Der Betriebspunkt bzw. die erste Sollfrequenz kann dann beispielsweise als 70 Hz gewählt werden, sodass beim Normalbetrieb, also bei nicht allzu hohem Flüssigkeitsanteil, eine Synchrondrehzahl von 2100 U/min resultiert.
  • In dem erfindungsgemäßen Verfahren kann eine Schraubenspindelpumpe verwendet werden, die ein Gehäuse aufweist, das wenigstens einen Fluideinlass und einen Fluidauslass ausbildet und in dem die wenigstens eine Antriebsspindel und wenigstens eine mit dieser rotationsgekoppelte Laufspindel der Schraubenspindelpumpe aufgenommen sind, die in jeder Rotationsstellung der Antriebsspindel gemeinsam mit dem Gehäuse mehrere Pumpenkammern begrenzen, wobei die Antriebsspindel durch die Asynchronmaschine in eine Antriebsrichtung rotiert wird, wodurch eine jeweilige zunächst zu dem jeweiligen Fluideinlass offene der Pumpenkammern verschlossen, die resultierende verschlossene Pumpenkammer axial zu dem Fluidauslass hin bewegt und dort bei Erreichen eines Öffnungsrotationswinkels zu dem Fluidauslass hin geöffnet wird, wobei die Antriebsspindel zumindest vor Erfüllung der Frequenzwechselbedingung derart angetrieben wird, dass bei einem unter einem Grenzwert liegenden Flüssigkeitsanteil bei gegebener Pumpengeometrie der Schraubenspindelpumpe der Druck in der jeweiligen Pumpenkammer vor und/oder bei Erreichen des Öffnungsrotationswinkels gegenüber dem Saugdruck der Schraubenspindelpumpe, der im Bereich des jeweiligen Fluideinlasses vorliegt, um maximal 20 % oder um maximal 10 % eines Differenzdrucks zwischen dem Saugdruck und dem Druck im Bereich des Fluidauslasses erhöht ist. Dies kann z.B. bis zu einem Grenzwert für den Flüssigkeitsanteil von 1 % oder 3 % oder 5 % oder 10 % oder 15 % oder auch bis zu einem zwischen den angegebenen Werten liegenden Grenzwert gelten.
  • Es wurde erkannt, dass durch geeignete Anpassung der Pumpengeometrie und/oder der Drehzahl der Pumpe ein Rückströmen von Fluid durch verbleibende Spalte zwischen den Pumpenkammern so weit reduziert werden kann, dass der überwiegende Teil des durch die Schraubenspindelpumpe erzeugten Druckanstiegs erst nach dem Öffnen der jeweiligen Pumpenkammer zum Fluidauslass hin erfolgt. Bei hinreichender Drehzahl bzw. geeigneter Pumpengeometrie kann hierbei zumindest näherungsweise davon ausgegangen werden, dass die bereits im Bereich des Fluidauslasses befindliche Flüssigkeit aufgrund ihrer Trägheit im Wesentlichen nicht in die öffnende Pumpenkammer einströmt, sondern stattdessen näherungsweise als starre Wand betrachtet werden kann, gegen die das Gas-Flüssigkeitsgemisch verdichtet wird. Solange das Fluid in der öffnenden Kammer einen hohen Gasanteil aufweist, wird somit ein ähnlich guter Wirkungsgrad erreicht wie mit Gaskompressoren, die Gas gegen eine starre Wand des Gehäuses fördern. Im Gegensatz zu diesen Gaskompressoren können jedoch auch Fluide mit einem sehr hohen Flüssigkeitsanteil bzw. reine Flüssigkeiten gefördert werden.
  • Vor dem Erreichen des Öffnungsrotationswinkels ist die jeweilige Pumpenkammer zum Fluideinlass bzw. zur in Richtung des Fluideinlasses benachbarten Pumpenkammer und zum Fluidauslass hin abgesehen von toleranzbedingten Abweichungen gleich abgedichtet. Ein Fluidaustausch in beide Richtungen ist somit im Wesentlichen nur über die Radial- und Axialspalte der Pumpe möglich. Das Öffnen der Pumpenkammer zum Fluidauslass hin bei Erreichen des Öffnungsrotationswinkels resultiert daraus, dass der die Pumpenkammer bildende Gang der jeweiligen Spindel bzw. die den jeweiligen Gang zum Fluidauslass hin begrenzte Wand an einer bestimmten Winkelposition endet, die vom Rotationswinkel der Spindel abhängt. Dies führt dazu, dass ab einem gewissen Grenzwinkel ein Spalt in Umfangsrichtung zwischen dieser Wand und einer anderen Spindel resultiert, die die Pumpenkammer begrenzt. Durch diesen Spalt in Umfangsrichtung ist die Pumpenkammer zum Fluidauslass hin geöffnet. Der Öffnungsrotationswinkel kann somit als jener Winkel definiert werden, ab dem zusätzlich zu den Axial- bzw. Radialspalten ein Spalt in Umfangsrichtung resultiert. Alternativ könnte der Öffnungsrotationswinkel über den einen Fluidaustausch zwischen Pumpenkammer und Fluidauslass ermöglichenden Strömungsquerschnitt definiert werden. Ist dieser Strömungsquerschnitt um 50 % oder 100 % oder 200 % gegenüber der verschlossenen Pumpenkammer vergrößert, kann das Erreichen dieser Grenze als Erreichen des Öffnungsrotationswinkels definiert werden.
  • Die verwendete Schraubenspindelpumpe kann ein- oder zweiflutig sein, das heißt, einen oder zwei in Axialrichtung gegenüberliegende Fluideinlässe aufweisen. Die Schraubenspindelpumpe kann zwei, drei oder mehr Spindeln aufweisen. Einzelne Spindeln können beispielsweise zweigängig sein. Einzelne oder alle Spindeln können jedoch auch eingängig oder dreigängig sein oder auch mehr Gänge aufweisen.
  • Die Schraubenprofile der jeweiligen Antriebsspindel und Laufspindel können derart gewählt sein, dass der Mittelwert der Anzahl der Pumpenkammern pro Antriebsspindel und Laufspindel, die sowohl gegenüber dem Fluideinlass als auch gegenüber dem Fluidauslass verschlossen sind, über einen Rotationswinkel der Antriebsspindel von 360 ° maximal 1,5 ist. Werden beispielsweise genau eine Antriebsspindel und genau eine Laufspindel verwendet, können im Mittel maximal drei Pumpenkammern vollständig geschlossen sein. Der Mittelwert kann beispielsweise durch Integration der Anzahl der für einen jeweiligen Rotationswinkel der Antriebsspindel geschlossenen Kammern über den Winkel von 360° und anschließendes Teilen des Ergebnisses durch 360° ermittelt werden. Dies entspricht bei konstanter Drehzahl einer Integration der Anzahl der gleichzeitig geschlossenen Pumpenkammern über eine Rotationsperiode der Antriebsspindel und einer Division durch die Rotationsperiode.
  • Während bei Schraubenspindelpumpen zur Flüssigkeitsförderung typischerweise eine Nutzung von relativ vielen axial aufeinanderfolgenden Pumpenkammern gewünscht ist, wurde im Rahmen der Erfindung erkannt, dass durch Nutzung von relativ wenigen maximal gleichzeitig geschlossenen Kammern bei reduzierter Länge des Schraubenprofils ein größeres Volumen für die einzelnen Pumpenkammern resultiert. Die gleiche Menge von durch Pumpenspalte rückströmender Flüssigkeit führt somit zu einer geringeren relativen Änderung des für den Gasanteil verbleibenden Volumens, wodurch eine geringere Gaskompression und somit eine geringere Druckerhöhung vor dem Öffnen der Pumpenkammer zum Fluidauslass hin resultiert.
  • Die Pumpengeometrie der verwendeten Schraubenspindelpumpe und die Solldrehzahl bei der ersten Sollfrequenz können so gewählt sein, dass die Umfangsgeschwindigkeit am Profilaußendurchmesser der Antriebsspindel oder wenigstens einer der Antriebsspindeln und/oder der Laufspindeln oder wenigstens einer der Laufspindeln wenigstens 15 m/s ist. Dies kann insbesondere für alle Antriebs- und Laufspindeln gelten. Die Umfangsgeschwindigkeit kann als Produkt aus dem Profilaußendurchmesser, der Solldrehzahl und Pi berechnet werden. Die Solldrehzahl kann proportional zu der Sollfrequenz sein, wobei der Proportionalitätsfaktor durch die Polpaarzahl der Asynchronmaschine vorgegeben ist. Somit kann die angegebene Bedingung insbesondere bei Nutzung von hohen Drehzahlen bzw. großen Profilaußendurchmessern erreicht werden. Hierdurch kann der Beitrag von durch Spalte rückströmender Flüssigkeit an der Gaskompression reduziert werden und hierdurch ein höherer Wirkungsgrad bei hohen Gasanteilen erreicht werden.
  • Ergänzend oder alternativ können die Pumpengeometrie und die Solldrehzahl bei der ersten Sollfrequenz so gewählt sein, dass die Axialgeschwindigkeit der jeweiligen Pumpenkammer bei der axialen Bewegung zu dem Fluidauslass hin wenigstens 4 m/s ist. Die Axialgeschwindigkeit hängt sowohl von der Steigung des Gangs bzw. der Gänge der jeweiligen Spindel als auch von der Drehzahl ab. Anders ausgedrückt können hohe Axialgeschwindigkeiten durch hohe Drehzahlen und/oder hohe Steigungen bzw. relativ lange Pumpenkammern erreicht werden. All diese Faktoren führen zu einer Verringerung des Einflusses von rückströmender Flüssigkeit auf den Druck in der Pumpenkammer und somit zum erläuterten Effizienzgewinn.
  • Neben dem erfindungsgemäßen Verfahren betrifft die Erfindung eine Schraubenspindelpumpe zur Förderung eines Fluids, die ein Gehäuse, in dem wenigstens eine Antriebsspindel und wenigstens eine mit dieser rotationsgekoppelte Laufspindel der Schraubenspindelpumpe aufgenommen sind, einen Asynchronmotor zum Antrieb der Antriebsspindel und eine Steuereinrichtung zur Bestromung des Asynchronmotors aufweist, wobei die Steuereinrichtung zur Durchführung des erfindungsgemäßen Verfahrens eingerichtet ist. Insbesondere betreibt die Steuereinrichtung in einem ersten Betriebszustand den Asynchronmotor mit der ersten Sollfrequenz und in einem zweiten Betriebszustand mit der zweiten Sollfrequenz. Über interne oder externe Sensoren, die bereits obig erläutert wurden, kann die Steuereinrichtung die Messgröße erfassen und in Abhängigkeit der Messgröße im ersten oder zweiten Betriebsmodus betrieben werden. Insbesondere kann bei oder nach Erfüllung der von der Messgröße abhängende Frequenzänderungsbedingung ein Wechsel in den zweiten Betriebsmodus erfolgen.
  • Die erfindungsgemäße Schraubenspindelpumpe kann mit den zum erfindungsgemäßen Verfahren erläuterten Merkmalen mit den dort genannten Vorteilen weitergebildet werden und umgekehrt.
  • Insbesondere kann das Gehäuse wenigstens einen Fluideinlass und einen Fluidauslass ausbilden, wobei die Antriebsspindel und die Laufspindel in jeder Rotationsstellung der Antriebsspindel gemeinsam mit dem Gehäuse mehrere Pumpenkammern begrenzen, wobei die Asynchronmaschine dazu eingerichtet ist, die Antriebsspindel in eine Antriebsrichtung zu rotieren, wodurch eine jeweilige zunächst zu dem jeweiligen Fluideinlass offene der Pumpenkammern verschlossen, die resultierende verschlossene Pumpenkammer axial zu dem Fluideinlass hinbewegt und dort bei Erreichen eines Öffnungsrotationswinkels zu dem Fluidauslass hin geöffnet wird, wobei die Schraubenprofile der jeweiligen Antriebsspindel und Laufspindel derart gewählt sind, dass der Mittelwert der Anzahl der Pumpenkammern pro Antriebsspindel und Laufspindel, die sowohl gegenüber dem Fluideinlass als auch gegenüber dem Fluidauslass verschlossen sind, bei einem Rotationswinkel der Antriebsspindel von 360° maximal 1,5 ist.
  • In der erfindungsgemäßen Schraubenspindelpumpe kann einerseits der Innendurchmesser des Schraubenprofils der Antriebsspindel oder wenigstens einer der Antriebsspindel und/oder der Laufspindel oder wenigstens einer der Laufspindeln weniger als das 0,7-fache des Außendurchmessers des jeweiligen Schraubenprofils sein und/oder andererseits der mittlere Umfangsspalt zwischen dem äußeren Rand des Schraubenprofils der Antriebsspindel oder wenigstens einer der Antriebsspindeln und/oder der Laufspindel oder wenigstens einer der Laufspindeln und dem Gehäuse weniger als das 0,002-fache des Außendurchmessers des jeweiligen Schraubenprofils sein. Durch einen relativ großen Unterschied zwischen Innen- und Außendurchmesser kann ein großes Pumpenkammervolumen erreicht werden, wodurch die gleiche Menge von rückströmender Flüssigkeit zu einem geringeren Druckanstieg in der Pumpenkammer führt und somit geringere Leistungen bei hohen Gasanteilen im Fluid erforderlich sind. Relativ enge Spalte können ergänzend oder alternativ die Menge an rückströmendem Fluid begrenzen und somit ebenfalls zur hohen Effizienz beim Fluidtransport mit hohem Gasanteil beitragen. Als mittlerer Umfangsspalt kann insbesondere der Mittelwert der Breite des Umfangspalts entlang der Länge des Umfangsspaltes betrachtet werden. Ergänzend kann eine Mittelung über eine Rotation an der Antriebsspindel von 360° erfolgen, um Variationen des Umfangspalts mit der Rotation der Spindel zu berücksichtigen.
  • Weitere Vorteile und Einzelheiten der vorliegenden Erfindung ergeben sich aus den im Folgenden beschriebenen Ausführungsbeispielen sowie den zugehörigen Zeichnungen. Hierbei zeigen schematisch:
    • Fig. 1
    ein Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Schraubenspindelpumpe,
    Fig. 2
    sollfrequenzabhängige Leistungen und Drehmomente für zwei Asynchronmotoren,
    Fig. 3
    ein Ablaufdiagramm eines Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Verfahrens, und
    Fig. 4 und 5
    Detailansichten der in Fig. 1 gezeigten Schraubenspindelpumpe.
  • Fig. 1 zeigt schematisch eine Schraubenspindelpumpe 1 zur Förderung eines Fluids 45 von einem Fluideinlass 3 zu einem Fluidauslass 4. Zur Förderung des Fluids 45 sind in dem Gehäuse 2 der Schraubenspindelpumpe 1 eine durch den Asynchronmotor 10 angetriebene Antriebsspindel 5 und eine mit dieser über ein Getriebe 26 gekoppelte Laufspindel 6 angeordnet. Aus Übersichtlichkeitsgründen ist eine relativ einfach gestaltete Schraubenspindelpumpe 1 dargestellt, die einflutig ist, also nur einen Fluideinlass 3 aufweist, und in der nur eine Laufspindel 6 genutzt wird. Die folgenden Erläuterungen lassen sich jedoch auch auf mehrflutige Schraubenspindelpumpen bzw. Schraubenspindelpumpen mit mehr als zwei Spindeln, beispielsweise mit mehreren Laufspindeln oder sogar mit mehreren Antriebsspindeln, übertragen.
  • Bei üblichen Schraubenspindelpumpen wird, wie bereits im allgemeinen Teil der Beschreibung erläutert, zum Transport von Flüssigkeiten und Gasen zumindest näherungsweise das gleiche Drehmoment und somit auch die gleiche Leistung des Asynchronmotors 10 benötigt. Der Zusammenhang zwischen dem Drehmoment 31 bzw. der Leistung 32 und der Drehzahl für eine solche übliche Auslegung einer Schraubenspindelpumpe ist in Fig. 2 dargestellt. Dort zeigt die X-Achse die Drehzahl in Umdrehungen pro Minute (U/min), die linke Y-Achse 28 das Drehmoment in Newtonmeter (Nm) und die rechte Y-Achse 29 die Leistung in Kilowatt (kW).
  • Im Rahmen der Weiterentwicklung entsprechender Pumpen wurde festgestellt, dass durch geeignete Wahl der Pumpengeometrie und Drehzahl der Schraubenspindelpumpe 1, wie später noch mit Bezug auf die Fig. 4 und 5 erläutert werden wird, erreicht werden kann, dass bei einer Förderung eines Fluids 45 mit hohem Gasanteil und somit mit geringem Flüssigkeitsanteil deutlich geringere Drehmomente erforderlich sind. Zur Förderung eines Fluids 45 mit hohem Gasanteil kann somit ein kleiner dimensionierter Asynchronmotor 10 genutzt werden. Auch für diesen kleiner dimensionierten Asynchronmotor 10 ist in der Fig. 2 der Zusammenhang zwischen der auf der X-Achse 27 aufgetragenen Drehzahl und dem erreichten Drehmoment 34 bzw. der erforderlichen Leistung 35 aufgetragen. Die in Fig. 2 aufgetragenen Drehzahlen sind jeweils Solldrehzahlen. Zudem sind in Fig. 2 die bei einer jeweiligen Sollfrequenz 37, 38 erreichten Solldrehzahl markiert. Wird beispielsweise eine Asynchronmaschine 10 mit zwei Polpaaren genutzt, entspricht eine erste Sollfrequenz 37 von 70 Hz einer Solldrehzahl von 2100 U/min.
  • Wird nun die Schraubenspindelpumpe 1 beispielsweise für eine Solldrehzahl von 2100 U/min und somit für eine entsprechende Fördermenge ausgelegt, und wird hierbei davon ausgegangen, dass Fluid mit hohem Gasanteil transportiert wird, so resultiert statt dem erforderlichen Drehmoment 30, das für einen Flüssigkeitstransport erforderlich wäre, ein erforderliches Drehmoment 33. Entsprechend ist auch eine geringere Leistung der Asynchronmaschine 10 erforderlich, wobei je nach Geometrie, Drehzahl und Flüssigkeitsanteil Leistungsunterschiede 36 von bis zu 25 % der Leistung 32 bei reinem Flüssigkeitstransport erreicht werden können.
  • Beim Transport von Mehrphasengemischen kann typischerweise nicht von einem homogenen Gemisch ausgegangen werden, sodass die Schraubenspindelpumpe 1 derart ausgelegt sein muss, dass sie zumindest vorübergehend einen Fluid 45 mit einem Flüssigkeitsanteil von bis zu 100 % transportieren kann. Im einfachsten Fall wäre es möglich, die Asynchronmaschine 10 so auszulegen, dass sie bei der genutzten ersten Sollfrequenz 37 ein ausreichend hohes Drehmoment 30 bereitstellen kann, um auch reine Flüssigkeiten fördern zu können. Die Möglichkeit, ein Fluid 45 mit hohem Gasanteil mit geringerer Leistung zu fördern, würde in diesem Fall zwar den Energiebedarf und das somit die Betriebskosten der Schraubenspindelpumpe 1 senken, der technische Aufwand und die Anschaffungskosten blieben jedoch unverändert, da der Asynchronmotor 10 weiterhin gleich dimensioniert werden muss, wie für eine Schraubenspindelpumpe, die zum reinen Flüssigkeitstransport dient.
  • Um auch eine Nutzung eines kleiner dimensionierten Asynchronmotors 10 zu ermöglichen, wird in der Schraubenspindelpumpe 1 stattdessen eine Steuereinrichtung 19 zur Bereitstellung des Wechselstroms 42 für die Asynchronmaschine 10 genutzt, die das im Folgenden mit Bezug auf Fig. 3 erläuterte Steuerungsverfahren implementiert.
  • In Schritt S1 wird hierbei der Asynchronmotor 10 zunächst mit einer ersten Sollfrequenz 37 betrieben. Hierbei wird im Rahmen der Erläuterung des Verfahrens davon ausgegangen, dass zunächst ein Gas-Flüssigkeitsgemisch mit relativ hohem Gasanteil gefördert wird, sodass das erreichte Drehmoment 33 für eine Aufrechterhaltung der gewünschten Drehzahl ausreicht.
  • Zur Bereitstellung der Wechselspannung 42 kann beispielsweise ein bereitgestellter Wechselstrom 43, insbesondere ein Drehstrom, zunächst durch einen Gleichrichter 20 gleichgerichtet werden, um einen Gleichstrom 44 bereitzustellen, der anschließend durch einen Wechselrichter 21 in den Wechselstrom 42, insbesondere ebenfalls in einen Drehstrom, umgesetzt wird. Der Wechselrichter 21 kann beispielsweise mithilfe einer Pulsweitenmodulation eine Wechselspannung 42 über einen weiteren Frequenzbereich von Sollfrequenzen bereitstellen und auch die Spannungsamplitude variieren. Das Vorgehen in Schritt S1 entspricht somit dem üblichen Vorgehen zur Bereitstellung von Wechselstrom für einen Asynchronmotor, sobald eine von der Netzspannung abweichende Sollfrequenz gewünscht ist.
  • In Schritt S2 wird durch ein Mess- und Steuerglied 22 eine Messgröße 46 erfasst, die von einem Flüssigkeitsanteil des Fluids abhängt. Steigt der Flüssigkeitsanteil des Fluids 45, so führt dies zu einem stärkeren Bremsmoment auf die Antriebs- und Laufspindel 5, 6 und somit auf die Asynchronmaschine 10, wodurch die Drehzahl der Asynchronmaschine 10 reduziert wird. Dies führt wiederum zu einem größeren Schlupf und somit, zumindest solange der Kipppunkt der Asynchronmaschine noch nicht erreicht ist, zu einem höheren durch die Asynchronmaschine 10 bereitgestellten Drehmoment und höheren Stromstärken des der Asynchronmaschine 10 zugeführten Wechselstroms.
  • Eine einfache Möglichkeit, eine geeignete Messgröße zu erfassen, ist somit ein Stromsensor 23, der eine Stromstärke des Wechselstroms 42 misst. Dieser ist in Fig. 1 zur klaren Darstellung als separate Komponente dargestellt. In vielen Fällen kann der Wechselrichter 21 bzw. allgemein der Frequenzumrichter, der den Wechselstrom 42 bereitstellt, jedoch bereits ein Ausgangssignal, insbesondere eine Spannung, bereitstellen, die zur Stromstärke proportional ist, sodass die Messgröße beispielsweise durch Analog-Digital-Wandlung dieser Spannung erfasst werden kann.
  • Alternativ könnte als Messgröße beispielsweise auch eine Drehzahl oder ein Drehmoment über einen im Bereich der Antriebswelle abgeordneten Sensor 24 erfasst werden oder ein Messwert eines Fluidsensors 25, der beispielsweise eine elektrische Leitfähigkeit oder eine Temperaturleitfähigkeit des Fluids 45 misst.
  • In Schritt S3 wird eine Frequenzänderungsbedingung 47 ausgewertet, die von der Messgröße 46 abhängt. Die Frequenzänderungsbedingung kann beispielsweise erfüllt sein, wenn die Messgröße einen vorgegebenen Grenzwert über- bzw. unterschreitet. Beispielsweise kann die Frequenzänderungsbedingung 47 erfüllt sein, wenn ein von der Asynchronmaschine aufgebrachtes Drehmoment oder eine Stromstärke des der Asynchronmaschine zugeführten Wechselstroms einen Grenzwert überschreitet oder wenn eine Ist-Drehzahl der Asynchronmaschine einen Grenzwert unterschreitet. Ist die Frequenzänderungsbedingung 47 nicht erfüllt, kann das Verfahren ab Schritt S1 wiederholt werden, wobei insbesondere die Erfassung der Messgröße und die Prüfung der Frequenzänderungsbedingung periodisch wiederholt werden können.
  • Nach Erfüllung der Frequenzänderungsbedingung 47 wird hingegen in Schritt S4 der Asynchronmotor 10 mit einer gegenüber der ersten Sollfrequenz 37 reduzierten zweiten Sollfrequenz 38 betrieben. Die Änderung der Sollfrequenz kann über ein Zeitintervall 50 erfolgen, um plötzliche Drehmomentänderungen zu vermeiden. Wie in Fig. 2 dargestellt ist, kann durch Nutzung der niedrigeren, zweite Sollfrequenz 38 ein Drehmoment 39 erreicht werden, das im gezeigten Beispiel dem Drehmoment 30 entspricht, dass bei der ursprünglich genutzten Drehzahl von 2100 U/min für einen reinen Fluidtransport erforderlich wäre. Hierbei wird vereinfachend davon ausgegangen, dass das zur Aufrechterhaltung der Drehzahl erforderliche Drehmoment von der Drehzahl unabhängig ist. In Schraubenspindelpumpen ist bei nicht allzu geringen Drehzahlen zur Aufrechterhaltung von niedrigeren Drehzahlen typischerweise auch ein geringeres Drehmoment erforderlich, sodass die zweite Sollfrequenz 38 auch geringfügig höher gewählt werden könnte, als in Fig. 2 dargestellt ist.
  • Die beschriebene, bedarfsgerechte Drehmomenterhöhung ist möglich, da die erste und zweite Sollfrequenz 37, 38 im Feldschwächbereich 40 der Asynchronmaschine 10 liegen, das heißt in einem Bereich, in dem aufgrund einer begrenzten maximalen Betriebsspannung, die durch die Steuereinrichtung 19 bereitgestellt werden kann bzw. der Asynchronmaschine 10 zugeführt werden darf, in den Spulen der Asynchronmaschine 10 nicht mehr die Maximalströme und somit nicht die maximalen Feldstärken erreicht werden. Zum Erreichen von hohen Effizienzen für einen Transport von Fluiden mit hohem Gasanteil ist es vorteilhaft, relativ hohe Drehzahlen der Antriebs- und Laufspindel und somit der Asynchronmaschine 10 zu nutzen. Um gleichzeitig eine kleinbauende Pumpe zu erreichen ist es typischerweise ohnehin vorteilhaft, im normalen Betrieb einer Schraubenspindelpumpe Sollfrequenzen im Feldschwächbereich 40, also oberhalb der Eckfrequenz 41 der Asynchronmaschine 10 zu nutzen. Im gezeigten Beispiel wird zur deutlicheren Hervorhebung des beschriebenen Effekts eine erste Sollfrequenz 37 genutzt, die ca. 40 % oberhalb der Eckfrequenz 41 liegt. Bei realen Umsetzungen des beschriebenen Vorgehens sind, je nach konkretem Anwendungsfall, typischerweise erste Sollfrequenzen 37 zweckmäßig, die um 20 ― 30 % oberhalb der Eckfrequenz 41 liegen.
  • Der Betrieb der Asynchronmaschine 10 mit Wechselstrom 42 mit der zweiten Sollfrequenz 38 und somit mit geringerer Drehzahl soll typischerweise nur vorübergehend erfolgen, beispielsweise während ein Flüssigkeitspfropf gefördert wird. Daher wird in Schritt S5 erneut eine Messgröße 48 erfasst, die von dem Flüssigkeitsanteil des Fluids abhängt. Hierbei können die gleichen Größen erfasst werden, die bereits zur Messgröße 46 erläutert wurden.
  • In Schritt S6 wird eine weitere Frequenzänderungsbedingung 49 ausgewertet, bei deren Erfüllung ein Wechsel zurück zur ersten Sollfrequenz 37 und somit eine Fortsetzung des Verfahrens in Schritt S1 erfolgt. Bei Nichterfüllung der weiteren Frequenzänderungsbedingung wird das Verfahren hingegen ab Schritt S4 wiederholt.
  • Das beschriebene Verfahren kann auch modifiziert werden, indem beispielsweise statt dem erwähnten Grenzwertvergleich im Rahmen der Frequenzänderungsbedingung ein Regelkreis 51 als Teil des Mess- und Steuerglieds 22 genutzt wird, der versucht die Messgröße 46 auf einen vorgegebenen Wert zu regeln, wobei die Sollfrequenz 37, 38 als Stellgröße dient. Hierbei kann diese Stellgröße derart begrenzt werden, dass die erste Sollfrequenz nicht überschritten werden kann, beispielsweise indem ein Sättigungsglied vorgesehen wird. Die Nichterfüllung der Frequenzänderungsbedingung entspricht in diesem Fall der Sättigung des Regelkreises 51. Solange der Sättigungsbereich der Regelung nicht verlassen wird, wird somit die erste Sollfrequenz als Stellgröße ausgegeben.
  • Fig. 4 und 5 zeigen verschiedene Detailansichten einer Schraubenspindelpumpe, die bei einer Förderung eines Fluids, das ein Gas-Flüssigkeitsgemisch mit geringem Flüssigkeitsanteil ist, deutlich geringere Leistung, beispielsweise 25 % weniger Leistung, benötigt als bei einem Transport einer Flüssigkeit. Hierbei zeigt Fig. 4 schematisch eine perspektivische Ansicht der Antriebsspindel 5 und der Laufspindel 6 der Schraubenspindelpumpe 1, wobei aus Übersichtlichkeitsgründen das Gehäuse nicht dargestellt ist. Fig. 4 verdeutlicht insbesondere die Form der Schraubenprofile der Antriebsspindel 5 und der Laufspindel 6 sowie deren ineinandergreifen. Fig. 5 zeigt einen Stirnschnitt, in dem insbesondere das Zusammenwirken der Antriebsspindel 5 und der Laufspindel 6 mit dem Gehäuse 2 zu erkennen ist, um mehrere getrennte Pumpenkammern 7, 8, 9 auszubilden, die wiederum in Fig. 4 gekennzeichnet sind, da sie sich über die in Fig. 2 gezeigte Schnittebene hinaus erstrecken.
  • Wie bereits mit Bezug auf Fig. 1 diskutiert wurde, ist die Laufspindel 6 mit der Antriebsspindel 5 durch eine Kupplungseinrichtung 26 rotationsgekoppelt, wobei im Beispiel von einer 1:1-Übersetzung ausgegangen wird. Somit wird bei einem Antrieb der Antriebswelle 5 durch den Asynchronmotor 10 in die Antriebsrichtung 11 die Laufspindel 6 mit umgekehrtem Drehsinn 12 und gleicher Drehzahl rotiert. Die Drehzahl wird durch die obig erläuterte Wahl der Sollfrequenz 37, 38 durch die Steuereinrichtung 19 vorgegeben.
  • Durch das Ineinandergreifen der Schraubenprofile der Antriebsspindel 5 und der Laufspindel 6 wird das im Gehäuse 2 befindliche Fluid in mehreren voneinander getrennten Pumpenkammern 7, 8, 9 aufgenommen. Das Trennen bzw. der Verschluss der Pumpenkammern 7, 8, 9 ist aufgrund des Radialspalts 17 zwischen Gehäuse 2 und Antriebsspindel 5 bzw. Laufspindel 6 und aufgrund von verbleibenden Axialspalten zwischen denen ineinandergreifenden Schraubenprofilen nicht vollständig dicht, sondern erlaubt einen gewissen Fluidaustausch zwischen den Pumpenkammern 7, 8, 9, der auch als Leckage betrachtet werden kann.
  • In der in Fig. 4 gezeigten Rotationsstellung der Antriebsspindel 5 und der Laufspindel 6 ist die Pumpenkammer 7 zum Fluideinlass 3 hin offen, da das freie Ende 13 der Wand 15 des Schraubengangs der Antriebsspindel 5 in Fig. 1 nach oben gerichtet ist, womit ein Spalt in Umfangsrichtung zwischen diesem freien Ende 13 und der Laufspindel 6 verbleibt, durch den das Fluid zwischen der Pumpenkammer 7 und dem Fluideinlass 3 strömen kann. Entsprechend ist die in Fig. 4 durch Bepunktung ihrer Außenfläche markierte Pumpenkammer 8 offen zum Fluidauslass 4, da das freie Ende 14 der diese begrenzenden Wand 15 aufgrund der Rotationsstellung wiederum von der Laufspindel 6 beabstandet ist und somit einen Radialspalt bildet, durch den Fluid strömen kann. Die Pumpenkammer 9 ist sowohl gegenüber dem Fluideinlass 3 als auch gegenüber dem Fluidauslass 4 verschlossen.
  • Bei einem Antrieb der Antriebsspindel 5 in die Antriebsrichtung 11 wird zunächst das freie Ende 13 der Wand 15 zur Laufspule 6 hinbewegt und somit die zunächst offene Pumpenkammer 7 verschlossen. Eine weitere Rotation führt dann zur Verschiebung der verschlossenen Pumpenkammer zum Fluidauslass 4 hin. Beim Erreichen eines gewissen Öffnungsrotationswinkels wird die Pumpenkammer dann zum Fluidauslass 4 hin geöffnet, wobei bei einer Rotation um 90° nach Erreichen des Öffnungsrotationswinkels die Anordnung resultiert, wie sie in Fig. 1 für die Pumpenkammer 8 dargestellt ist, bei der bereits ein Spalt in Umfangsrichtung mit einer gewissen Breite zwischen dem freien Ende 14 und der Laufspindel 6 resultiert.
  • Es wurde erkannt, dass die Leistungsaufnahme bei einer Förderung von Gas-Flüssigkeitsgemischen mit hohem Gasanteil erheblich reduziert werden kann, wenn erreicht wird, dass eine Gaskompression bei der Förderung nicht primär dadurch erfolgt, dass Fluid von dem Fluidauslass bzw. stromabwärts liegenden Pumpenkammern in geschlossene Pumpenkammern rückströmt und dort das Gas verdichtet, sondern die Kompression des Gases und somit auch die Druckerhöhung in den Pumpenkammer 7, 8, 9 im Wesentlichen erst nach dem Öffnen der jeweiligen Pumpenkammer zum Fluidauslass 4 hin erfolgt. Dies wird im gezeigten Beispiel einerseits durch die Wahl einer geeigneten Pumpengeometrie und andererseits durch Nutzung einer ausreichend hohen Drehzahl erreicht. Hierdurch kann erreicht werden, dass der Druck in der jeweiligen Pumpenkammer 7, 8, 9 vor bzw. beim Erreichen des Öffnungsrotationswinkels gegenüber dem Saugdruck der Schraubenspindelpumpe 1, der in dem Bereich des Fluideinlasses 3 vorliegt, nur um einige Prozent des Differenzdrucks zwischen dem Saugdruck und dem Druck im Bereich des Fluidauslasses 4 erhöht ist. Beispielsweise kann der Druck in der Pumpenkammer bei Öffnen maximal 10 % oder maximal 20 % des Differenzdrucks oberhalb des Saugdrucks liegen.
  • Das beschriebene Verhalten ließe sich prinzipiell alleine durch Wahl einer ausreichend hohen Drehzahl auch mit üblichen Pumpengeometrien erreichen, wobei die erforderlichen hohen Drehzahlen unter Umständen zu hohen Belastungen bzw. hohem Verschleiß der Pumpe führen können. Daher nutzt die Schraubenspindelpumpe 1 eine spezielle Pumpengeometrie, bei der das beschriebene Verhalten bereits bei relativ geringen Drehzahlen, beispielsweise bereits bei 1000 U/min oder 1800 U/min, erreicht werden kann. Insbesondere werden statt der bei Schraubenspindelpumpen üblichen Nutzung von einer Vielzahl von in Axialrichtung aufeinanderfolgenden Pumpenkammern relativ wenige Pumpenkammern bzw. Umläufe der Schraubengänge der Antriebsspindel 5 und der Laufspindel 6 genutzt. In der in Fig. 4 gezeigten Rotationsstellung ist nur genau eine Pumpenkammer 9 sowohl gegenüber dem Fluideinlass 3 als auch gegenüber dem Fluidauslass 4 verschlossen. Abhängig von der konkreten geometrischen Ausgestaltung der freien Enden 13, 14 der Wand 15 können hierbei unabhängig vom Rotationszustand der Antriebsspindel 5 und der Laufspindel 6 im gezeigten Beispiel maximal eine oder maximal zwei gleichzeitig verschlossene Pumpenkammern resultieren.
  • Durch die Nutzung relativ weniger in Axialrichtung aufeinanderfolgender Pumpenkammern wird bereits ein relativ großes Volumen der einzelnen Pumpenkammern erreicht, wodurch die gleiche Menge einer durch Spalte in die jeweilige Pumpenkammer rückströmenden Flüssigkeit einen geringeren Einfluss auf den Druck in der Pumpenkammer hat. Zum Erreichen eines großen Volumens der Pumpenkammern 7 bis 9 ist es zudem vorteilhaft, dass der Innendurchmesser 16 des Schraubenprofils der Antriebs- und Laufspindel 5, 6, wie insbesondere in Fig. 5 deutlich zu erkennen ist, deutlich kleiner, zum Beispiel ungefähr um den Faktor 2 kleiner, ist als der Außendurchmesser 18 der jeweiligen Spindel.
  • Durch Nutzung eines hinreichend schmalen Radialspalts 17 zwischen dem Gehäuse 2 und dem jeweiligen Außendurchmesser 18 der Antriebsspindel 5 bzw. der Laufspindel 6 kann zudem die Menge der in die jeweilige Pumpenkammer 7, 8, 9 rückströmenden Flüssigkeit weiter reduziert werden. Beispielsweise kann der Radialspalt 25 schmaler sein als zwei Tausendstel des Außendurchmessers 18.
  • Wie erläutert, wirken die Pumpengeometrie der Schraubenspindelpumpe 1 und eine hinreichend hohe Drehzahl zusammen, um die obig erläuterten Effekte zu erreichen. Die Drehzahl sollte hierbei bei gegebener Pumpengeometrie so gewählt werden, dass die Axialgeschwindigkeit der Bewegung der jeweiligen Pumpenkammern 7, 8, 9 zum Fluidauslass 4 hin zumindest 4 m/s ist und/oder dass die Umfangsgeschwindigkeit am Außenprofil 18 der Antriebsspindel 5 bzw. der Laufspindel 6 zumindest 15 m/s ist.

Claims (10)

  1. Verfahren zur Förderung eines Fluids durch eine Schraubenspindelpumpe (1), wobei wenigstens eine Antriebsspindel (5) der Schraubenspindelpumpe (1) durch einen Asynchronmotor (10) angetrieben wird, wobei
    - der Asynchronmotor (10) mit einer ersten Sollfrequenz (37) betrieben wird, wobei als Fluid (45) ein Gas-Flüssigkeitsgemisch gefördert wird,
    - eine von einem Flüssigkeitsanteil des Fluids (45) abhängige Messgröße (46) erfasst wird, und
    - nach einer Erfüllung einer von der Messgröße (46) abhängigen Frequenzänderungsbedingung (47) der Asynchronmotor (10) mit einer gegenüber der ersten Sollfrequenz (37) reduzierten zweiten Sollfrequenz (38) betrieben wird.
  2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Messgröße (46) ein durch die Asynchronmaschine (10) aufgebrachtes Drehmoment oder eine Stromstärke eines der Asynchronmaschine (10) zugeführten Wechselstroms (42) oder eine Drehzahl der Asynchronmaschine (10) betrifft.
  3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Wechsel von der ersten Sollfrequenz (37) zu der zweiten Sollfrequenz (38) über ein Zeitintervall nach Erfüllung der Frequenzänderungsbedingung (50) kontinuierlich oder in mehreren Stufen erfolgt und/oder dass der Wechsel von der ersten zu der zweiten Sollfrequenz (37, 38) durch einen Regelkreis (51) erfolgt, der die Messgröße (46) auf einen vorgegebene Wert regelt.
  4. Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Sollfrequenz (37) um wenigstens 10% oder um wenigstens 20% größer ist als die Eckfrequenz (41) der Asynchronmaschine (10), an der bei gegebener Maximalbetriebsspannung der Feldschwächbereich (40) beginnt, und/oder dass die erste Sollfrequenz (37) um maximal 30% oder um maximal 40% größer ist als die Eckfrequenz (41), und/oder dass die zweite Sollfrequenz (38) größer oder gleich der Eckfrequenz (41) ist.
  5. Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Schraubenspindelpumpe (1) verwendet wird, die ein Gehäuse (2) aufweist, das wenigstens einen Fluideinlass (3) und einen Fluidauslass (4) ausbildet und in dem die wenigstens eine Antriebsspindel (5) und wenigstens eine mit dieser rotationsgekoppelte Laufspindel (6) der Schraubenspindelpumpe (1) aufgenommen sind, die in jeder Rotationsstellung der Antriebsspindel (5) gemeinsam mit dem Gehäuse (2) mehrere Pumpenkammern (7, 8, 9) begrenzen, wobei die Antriebsspindel (5) durch die Asynchronmaschine in eine Antriebsrichtung (11) rotiert wird, wodurch eine jeweilige zunächst zu dem jeweiligen Fluideinlass (4) offene der Pumpenkammern (7, 8, 9) verschlossen, die resultierende verschlossene Pumpenkammer (7, 8, 9) axial zu dem Fluidauslass (4) hinbewegt und dort bei Erreichen eines Öffnungsrotationswinkels zu dem Fluidauslass (4) hin geöffnet wird, wobei die Antriebsspindel (5) zumindest vor Erfüllung der Frequenzwechselbedingung derart angetrieben wird, dass bei einem unter einem Grenzwert liegenden Flüssigkeitsanteil bei gegebener Pumpengeometrie der Schraubenspindelpumpe (1) der Druck in der jeweiligen Pumpenkammer (7, 8, 9) vor und/oder bei Erreichen des Öffnungsrotationswinkels gegenüber dem Saugdruck der Schraubenspindelpumpe (1), der im Bereich des jeweiligen Fluideinlasses (3) vorliegt, um maximal 20% oder um maximal 10% eines Differenzdrucks zwischen dem Saugdruck und dem Druck im Bereich des Fluidauslasses (4) erhöht ist.
  6. Verfahren nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Schraubenprofile der jeweiligen Antriebsspindel (5) und Laufspindel (6) derart gewählt sind, dass der Mittelwert der Anzahl der Pumpenkammern (7, 8, 9) pro Antriebsspindel (5) und Laufspindel (6), die sowohl gegenüber dem Fluideinlass (3) als auch gegenüber dem Fluidauslass (4) verschlossen sind, über einen Rotationswinkel der Antriebsspindel (5) von 360° maximal 1,5 ist.
  7. Verfahren nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass einerseits die Pumpengeometrie der verwendeten Schraubenspindelpumpe (1) und die Solldrehzahl bei der ersten Sollfrequenz (37) so gewählt sind, dass die Umfangsgeschwindigkeit am Profilaußendurchmesser (18) der Antriebsspindel (5) oder wenigstens einer der Antriebsspindeln (5) und/oder der Laufspindel (6) oder wenigstens einer der Laufspindeln (6) wenigstens 15 m/s ist und/oder dass andererseits die Pumpengeometrie und die Solldrehzahl bei der ersten Sollfrequenz so gewählt sind, dass die Axialgeschwindigkeit der jeweiligen Pumpenkammer (7, 8, 9) bei der axialen Bewegung zu dem Fluidauslass (4) hin wenigstens 4 m/s ist.
  8. Schraubenspindelpumpe zur Förderung eines Fluids, die ein Gehäuse (2), in dem wenigstens eine Antriebsspindel (5) und wenigstens eine mit dieser rotationsgekoppelte Laufspindel (6) der Schraubenspindelpumpe (1) aufgenommen sind, einen Asynchronmotor (10) zum Antrieb der Antriebsspindel (5) und eine Steuereinrichtung (19) zur Bestromung des Asynchronmotors (10) aufweist, wobei die Steuereinrichtung (19) zur Durchführung des Verfahrens nach einem der vorangehenden Ansprüche eingerichtet ist.
  9. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Gehäuse (2) wenigstens einen Fluideinlass (3) und einen Fluidauslass (4) ausbildet, wobei die Antriebsspindel (5) und die Laufspindel (6) in jeder Rotationsstellung der Antriebsspindel (5) gemeinsam mit dem Gehäuse (2) mehrere Pumpenkammern (7, 8, 9) begrenzen, wobei die Asynchronmaschine (10) dazu eingerichtet ist, die Antriebsspindel (5) in eine Antriebsrichtung (11) zu rotieren, wodurch eine jeweilige zunächst zu dem jeweiligen Fluideinlass (3) offene der Pumpenkammern (7, 8, 9) verschlossen, die resultierende verschlossene Pumpenkammer (7, 8, 9) axial zu dem Fluidauslass (4) hinbewegt und dort bei Erreichen eines Öffnungsrotationswinkels zu dem Fluidauslass (4) hin geöffnet wird, wobei die Schraubenprofile der jeweiligen Antriebsspindel (5) und Laufspindel (6) derart gewählt sind, dass der Mittelwert der Anzahl der Pumpenkammern (7, 8, 9) pro Antriebsspindel (5) und Laufspindel (6), die sowohl gegenüber dem Fluideinlass (3) als auch gegenüber dem Fluidauslass (4) verschlossen sind, über einen Rotationswinkel der Antriebsspindel (5) von 360° maximal 1,5 ist.
  10. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass einerseits der Innendurchmesser (16) des Schraubenprofils der Antriebsspindel (5) oder wenigstens einer der Antriebsspindeln (5) und/oder der Laufspindel (6) oder wenigstens einer der Laufspindeln (6) weniger als das 0,7-fache des Außendurchmessers (18) des jeweiligen Schraubenprofils ist und/oder dass andererseits der mittlere Umfangsspalt (17) zwischen dem äußeren Rand des Schraubenprofils der Antriebsspindel (5) oder wenigstens einer der Antriebsspindeln (5) und/oder der Laufspindel (6) oder wenigstens einer der Laufspindeln (6) und dem Gehäuse (2) weniger als das 0,002-fache des Außendurchmessers (18) des jeweiligen Schraubenprofils ist.
EP21204667.6A 2020-12-16 2021-10-26 Verfahren zur förderung eines fluids durch eine schraubenspindelpumpe und schraubenspindelpumpe Pending EP4015822A1 (de)

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102020133760.4A DE102020133760A1 (de) 2020-12-16 2020-12-16 Verfahren zur Förderung eines Fluids durch eine Schraubenspindelpumpe und Schraubenspindelpumpe

Publications (1)

Publication Number Publication Date
EP4015822A1 true EP4015822A1 (de) 2022-06-22

Family

ID=81608080

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP21204667.6A Pending EP4015822A1 (de) 2020-12-16 2021-10-26 Verfahren zur förderung eines fluids durch eine schraubenspindelpumpe und schraubenspindelpumpe

Country Status (6)

Country Link
US (1) US11725654B2 (de)
EP (1) EP4015822A1 (de)
JP (1) JP7443320B2 (de)
CN (1) CN114635848A (de)
BR (1) BR102021022329A2 (de)
DE (1) DE102020133760A1 (de)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102022110368A1 (de) 2022-04-28 2023-11-02 Audi Aktiengesellschaft Verfahren zum Betreiben eines Fluidkreislaufs für ein Kraftfahrzeug sowie entsprechender Fluidkreislauf

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3621967A1 (de) * 1986-07-01 1988-01-14 Heinrich Josef Lettmann Rohrfoermiges pumpenaggregat mit antriebsmotor
US6457950B1 (en) * 2000-05-04 2002-10-01 Flowserve Management Company Sealless multiphase screw-pump-and-motor package

Family Cites Families (29)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2511878A (en) * 1950-06-20 Rathman
GB1479451A (en) * 1973-06-18 1977-07-13 Svenska Rotor Maskiner Ab Meshing screw compressors
FR2551804B1 (fr) * 1983-09-12 1988-02-05 Inst Francais Du Petrole Dispositif utilisable notamment pour le pompage d'un fluide tres visqueux et/ou contenant une proportion notable de gaz, particulierement pour la production de petrole
CA2058325A1 (en) 1990-12-24 1992-06-25 Mark E. Baran Positive displacement pumps
JPH08100773A (ja) * 1994-09-30 1996-04-16 Iwata Air Compressor Mfg Co Ltd 高粘度材料定量吐出装置
DE19539656A1 (de) 1995-10-25 1997-04-30 Klein Schanzlin & Becker Ag Verfahren zum Anlaufen drehzahlveränderlicher elektrischer Antriebe
JPH10281844A (ja) * 1997-04-10 1998-10-23 Sekiyu Kodan 多相流体を扱う二軸スクリューポンプの多相流流量計測 方法および計測装置
US6719548B1 (en) * 2002-10-29 2004-04-13 Imperial Research Llc Twin screw rotor device
US7096681B2 (en) 2004-02-27 2006-08-29 York International Corporation System and method for variable speed operation of a screw compressor
US7488164B2 (en) * 2005-05-23 2009-02-10 Eaton Corporation Optimized helix angle rotors for Roots-style supercharger
DE102005025816B4 (de) * 2005-06-02 2010-06-02 Joh. Heinr. Bornemann Gmbh Schraubenspindelpumpe
RU2324075C2 (ru) 2006-04-13 2008-05-10 Открытое Акционерное Общество "Научно-производственное объединение гидравлических машин" Насос
DE102006061971A1 (de) 2006-12-21 2008-06-26 Leistritz Ag Doppelflutige Schraubenspindelpumpe
NO327505B1 (no) * 2007-09-11 2009-07-27 Agr Subsea As Eksenterskruepumpe tilpasset pumping av kompressible fluider
CA2686310C (en) * 2009-11-25 2011-03-15 Canadian Natural Resources Limited Monitoring pump efficiency
RU2433306C1 (ru) 2010-07-07 2011-11-10 "Салым Петролеум Девелопмент Н.В." Система и способ регулирования работы мультифазного винтового насоса
US20120251335A1 (en) * 2011-04-01 2012-10-04 Gregg Hurst Pump controller with multiphase measurement
DE102011050018A1 (de) * 2011-04-29 2012-10-31 Allweiler Gmbh Pumpen-System
DE102012006444A1 (de) 2012-03-30 2013-10-02 Wilo Se Verfahren zum Betreiben eines Pumpenaggregats
US9845803B2 (en) * 2012-06-28 2017-12-19 Sterling Industry Consult Gmbh Screw pump
DE102012015064B4 (de) 2012-07-31 2018-08-02 Joh. Heinr. Bornemann Gmbh Verfahren zum Betreiben einer Multiphasenpumpe und Vorrichtung dazu
DE102013102032A1 (de) 2013-03-01 2014-09-04 Netzsch Pumpen & Systeme Gmbh Schraubenspindelpumpe
DE102014017075B4 (de) 2014-11-20 2017-11-02 Itt Bornemann Gmbh Vorrichtung zum Fördern eines Mediums
CN104601073B (zh) * 2015-02-12 2017-04-12 福州大学 变极与变频相结合的矢量控制异步电动机调速方法
JP2017025741A (ja) 2015-07-17 2017-02-02 いすゞ自動車株式会社 オイル供給装置
GB2541031B (en) 2015-08-07 2017-09-06 Magpumps Ltd Gear pump for pumping fluid
DE102017118971A1 (de) * 2017-08-18 2019-02-21 Klaus Union Gmbh & Co. Kg Multiphasenpumpe mit Separationsgehäuse
CN109372574B (zh) * 2018-12-26 2019-10-29 山东理工大学 一种煤矿瓦斯抽放中水环真空泵和抽采主管路控制方法
TWI704285B (zh) * 2019-07-25 2020-09-11 陸澍華 控制流體系統中馬達驅動泵的方法

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3621967A1 (de) * 1986-07-01 1988-01-14 Heinrich Josef Lettmann Rohrfoermiges pumpenaggregat mit antriebsmotor
US6457950B1 (en) * 2000-05-04 2002-10-01 Flowserve Management Company Sealless multiphase screw-pump-and-motor package

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102022110368A1 (de) 2022-04-28 2023-11-02 Audi Aktiengesellschaft Verfahren zum Betreiben eines Fluidkreislaufs für ein Kraftfahrzeug sowie entsprechender Fluidkreislauf

Also Published As

Publication number Publication date
US20220186727A1 (en) 2022-06-16
JP2022095546A (ja) 2022-06-28
CN114635848A (zh) 2022-06-17
JP7443320B2 (ja) 2024-03-05
BR102021022329A2 (pt) 2022-06-28
DE102020133760A1 (de) 2022-06-23
US11725654B2 (en) 2023-08-15

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE60207246T2 (de) Schraubenverdichter mit einem motor mit geschalteter reluktanz
DE69727514T2 (de) Verdrängungsvakuumpumpe
EP1070848B1 (de) Verdrängermaschine für kompressible Medien
DE3711143A1 (de) Zweistufige vakuumpumpenvorrichtung
DE19931961A1 (de) Verfahren zur Regelung einer Fördergröße einer Pumpe
EP2961987A1 (de) Schraubenspindelpumpe
EP4015822A1 (de) Verfahren zur förderung eines fluids durch eine schraubenspindelpumpe und schraubenspindelpumpe
EP2940309B1 (de) Verfahren zur Regelung eines Pumpensystems und geregeltes Pumpensystem
DE102013009040A1 (de) Spindelkompressor mit hoher innerer Verdichtung
EP2914812A2 (de) Drehkolbenpumpe mit direktantrieb
EP2133991B1 (de) Kreiselpumpenaggregat
EP0995879B1 (de) Zwillings-Förderschraubenrotoren
EP2122809A2 (de) Elektrische maschine
WO2011035972A1 (de) Elektrische förderpumpe und verfahren zum antreiben einer elektrischen förderpumpe
WO2003100258A1 (de) Zwei-wellen-vakuumpumpe
DE602004007325T2 (de) Vakuumpumpgerät
EP2834909A2 (de) Elektromotor
DE2934823A1 (de) Pumpenanordnung
EP2558725B1 (de) Elektrische förderpumpe und verfahren zum antreiben einer elektrischen förderpumpe
EP1054160A1 (de) Verdrängermaschine für kompressible Medien
DE69722412T2 (de) ANTRIEBSVORRICHTUNG WIE Z.B. FLüSSIGKEITSRINGMASCHINE UND VERFAHREN ZUR ANTRIEB EINER SOLCHEN VORRICHTUNG WIE Z.B. ZUFüHREN VON FLüSSIGKEIT
EP2935890A2 (de) Mehrfachpumpe
EP3961035A1 (de) Verfahren und schraubenspindelpumpe zur förderung eines gas-flüssigkeitsgemischs
DE102019215693A1 (de) Elektrische Maschine und Verfahren zur Herstellung der elektrischen Maschine
WO2013004338A1 (de) Verfahren zum betrieb einer elektronisch kommutierten kraftstoffpumpe

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: THE APPLICATION HAS BEEN PUBLISHED

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AL AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HR HU IE IS IT LI LT LU LV MC MK MT NL NO PL PT RO RS SE SI SK SM TR

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: REQUEST FOR EXAMINATION WAS MADE

17P Request for examination filed

Effective date: 20221221

RBV Designated contracting states (corrected)

Designated state(s): AL AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HR HU IE IS IT LI LT LU LV MC MK MT NL NO PL PT RO RS SE SI SK SM TR

P01 Opt-out of the competence of the unified patent court (upc) registered

Effective date: 20230506