EP4015822B1 - Verfahren zur förderung eines fluids durch eine schraubenspindelpumpe und schraubenspindelpumpe - Google Patents

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

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EP4015822B1
EP4015822B1 EP21204667.6A EP21204667A EP4015822B1 EP 4015822 B1 EP4015822 B1 EP 4015822B1 EP 21204667 A EP21204667 A EP 21204667A EP 4015822 B1 EP4015822 B1 EP 4015822B1
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fluid
drive
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Leistritz Pumpen GmbH
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    • F04C2270/09—Electric current frequency
    • F04C2270/095—Controlled or regulated

Definitions

  • the invention relates to a method for conveying a fluid by a screw pump, wherein at least one drive spindle of the screw pump is driven by an asynchronous motor.
  • the invention also relates to a screw pump.
  • Screw pumps are used in many areas to pump fluids. Purely liquid media, such as crude oil or petroleum, can be pumped. However, mixtures of gases and liquids, such as petroleum and natural gas, are often required to be pumped.
  • the gas compression occurs primarily when liquid flows back from pump chambers that are already at a relatively high pressure into preceding pump chambers and compresses the gas there.
  • the disadvantage here is that the fluid is initially pumped against a relatively steep pressure gradient and then at least partially flows back into an area of lower pressure. This typically results in a power requirement for the pump that is approximately independent of the gas content. Even with high gas contents, the pump is designed and controlled in the same way as it would be for pure liquid pumping.
  • screw spindle pumps in multiphase operation at high gas contents of, for example, 90% or more require a drive power that is, for example, 25% lower than for pure liquid transport.
  • DE 36 21 967 A1 discloses a tubular pump unit with a drive motor.
  • the pump can be designed as an eccentric screw pump.
  • the drive motor can be driven with a multiphase current at an adjustable frequency, whereby the speed can be adapted to the medium to be pumped, taking into account the type of pump used. Low speeds should be used for eccentric screw pumps, while high speeds can be provided to drive turbine or propeller pumps.
  • the adjustment of the speed or frequency of the drive current can also be used to adapt the pump to the respective medium to be pumped, whereby different viscosities can lead to different speed requirements.
  • US 6 457 950 B1 discloses a screw pump for pumping multiphase fluids.
  • the invention is therefore based on the object of reducing the costs and technical effort for the provision of a screw pump.
  • the object is achieved by a method for conveying a fluid by a screw pump, which has the features of independent claim 1.
  • a reduction in the required drive power for pumping fluids with a high gas content compared to the required drive power for pumping pure liquids can be achieved, especially at relatively high speeds of the screw spindle pump.
  • the asynchronous motor can thus be dimensioned such that it provides a sufficiently high torque at the first target frequency to convey a fluid with a high gas content of, for example, at least 90% or a corresponding liquid content of a maximum of 10%. If it is determined from the measured variable that the liquid content of the fluid is too high, the target frequency can be lowered due to the frequency change condition being met, whereby a sufficiently high torque can be provided to also convey a fluid with a higher liquid content, for example a pure liquid.
  • the asynchronous motor and/or its power supply can thus be dimensioned smaller while maintaining 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 that supplies current to the asynchronous motor.
  • the target frequency can specify the target speed of the asynchronous motor depending on the number of pole pairs of the asynchronous motor.
  • the frequency of the alternating current supplied to the asynchronous motor can be above the target frequency, for example due to a speed feedback or a specified offset.
  • the target frequency can also be used directly as the frequency of the alternating current supplied to the asynchronous motor, whereby the speed actually achieved by the asynchronous motor is slightly lower than the target speed due to the slip.
  • the method according to the invention achieves several advantages. Firstly, using the first target frequency as long as the frequency change condition is not met results in a higher speed of the asynchronous motor and thus also of the drive spindle compared to operation at the second target frequency and thus also a higher delivery capacity of the screw spindle pump with otherwise the same 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 target frequency and a correspondingly adapted design of the asynchronous motor.
  • the method according to the invention achieves almost the same delivery capacity as that achieved by a correspondingly larger asynchronous motor that is always operated at the first target frequency.
  • a reduction of the target frequency compared to the first target frequency can take place, in particular only when or after the frequency change condition is met.
  • the recording of the measured variable and the testing of the The frequency change condition is preferably carried out repeatedly, in particular periodically. In particular, even after the change to the second target frequency or after the frequency change condition has been met, the measured variable can continue to be monitored and a further frequency change condition can be evaluated, upon or after the fulfillment of which a change back to the first target frequency takes place.
  • a control device can operate the asynchronous motor with the first target frequency in a first operating mode and with the second target frequency in a second operating mode, switching between the operating modes depending on the measured variable, i.e. in particular when the frequency change condition or the further 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 various poles of the asynchronous motor are energized by the different phases of the multi-phase alternating current.
  • the measured variable can be a torque generated by the asynchronous machine or a current intensity of an alternating current supplied to the asynchronous machine or a speed of the asynchronous machine. If the fluid being pumped contains a higher proportion of liquid, the rotation of the drive spindle and thus of the asynchronous motor is counteracted by a greater braking torque. This initially leads to a braking of the drive spindle and thus of the asynchronous motor, which can be detected by monitoring the speed.
  • this speed reduction leads to a larger slip of the asynchronous machine. Since 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 current intensity of the alternating current, in particular to a higher active current.
  • the torque applied can be recorded, for example, using a torque sensor.
  • the current intensity or the strength of an active current can be recorded using a current sensor.
  • frequency converters e.g. voltage or current converters
  • often already provide information relating to the current intensity for example a voltage proportional to the active current, at a separate output, so that the measured variable can be recorded, for example, by scanning such an output.
  • At least one fluid parameter can also be directly detected and evaluated as the measured variable, for example an electrical conductivity, a thermal conductivity, a thermal diffusivity or a density of the fluid being pumped.
  • the change from the first target frequency to the second target 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 target frequency can be carried out by a control loop that regulates the measured variable to a specified value.
  • the target frequency can be specified by digital signal processing, for example by a microcontroller, which, when the Frequency change condition changes the target frequency pseudo-continuously in a ramp-like manner.
  • controllers such as integral controllers or proportional-integral controllers
  • the use of a control loop makes it possible in particular to set a suitable target frequency depending on the actual fluid content or its effect on the required torque applied to maintain a speed.
  • the first target frequency is 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.
  • the first target frequency can be a maximum of 30% or a maximum of 40% higher than the corner frequency.
  • the first target frequency is used in the standard operation of the screw spindle pump. As explained at the beginning, it can be advantageous, particularly for conveying fluids with a low liquid content and thus 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 corner 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 target frequency, so that if the corner frequency is exceeded too much by the first target frequency, very low torques would result.
  • the limits for the first target frequency given above have therefore proven to be advantageous.
  • the second target frequency can be greater than or equal to the cut-off frequency.
  • This choice of the second target frequency is advantageous because if the target frequency is reduced below the cut-off 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, so that a further reduction in the target frequency below the cut-off frequency would not bring any further advantages and would at the same time reduce the delivery capacity of the screw pump.
  • the corner frequency or the type point can correspond to the frequency of the network of 50 Hz or 60 Hz, so that, for example, with two pool pairs in network operation, a synchronous speed of 1500 rpm or 1800 rpm would result.
  • the operating point or the first target frequency can then be selected as 70 Hz, for example, so that in normal operation, i.e. with a not too high liquid content, a synchronous speed of 2100 rpm results.
  • 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 running spindle of the screw spindle pump which is rotationally coupled thereto are accommodated, which in each rotational position of the drive spindle together with the housing delimit several pump chambers, wherein the drive spindle is rotated by the asynchronous machine in a drive direction, whereby a respective one of the pump chambers which is initially open to the respective fluid inlet is closed, the resulting closed pump chamber is moved axially towards the fluid outlet and is opened there towards the fluid outlet when an opening rotation angle is reached, wherein the drive spindle is driven at least before the frequency change condition is met in such a way that, with a liquid content below a limit value and a given pump geometry of the screw spindle pump, the pressure in the respective pump chamber before and/or when the opening rotation angle is reached compared to the suction pressure of the screw spindle pump which is
  • the respective pump chamber Before the opening angle of rotation is reached, the respective pump chamber is equally sealed towards the fluid inlet or towards the pump chamber adjacent to the fluid inlet and towards the fluid outlet, apart from tolerance-related deviations. Fluid exchange in both directions is therefore 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 angle of rotation is reached results from the fact that the flight of the respective spindle forming the pump chamber or the wall delimiting the flight towards the fluid outlet ends at a certain angular position that depends on the rotation angle of the spindle. This means that from a certain limit angle, a gap in the circumferential direction results between this wall and another spindle that delimits the pump chamber.
  • the opening rotation angle can therefore be defined as the angle from which a gap in the circumferential direction results in addition to the axial or radial gaps.
  • the opening rotation angle could be defined via the flow cross-section that enables 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, i.e. it can have one or two fluid inlets opposite each other in the axial direction.
  • the screw pump can have two, three or more spindles. Individual spindles can, for example, be two-start. However, individual or all spindles can also be single-start or three-start or even have more starts.
  • the screw profiles of the respective drive spindle and running spindle can be selected such that the average of the number of pump chambers per drive spindle and running spindle, which are closed both from the fluid inlet and from the fluid outlet, is a maximum of 1.5 over a rotation angle of the drive spindle of 360°.
  • a maximum of three pump chambers can be completely closed.
  • the average can be determined, for example, by integrating the number of chambers closed for a respective rotation angle of the drive spindle over the angle of 360° and then dividing the result by 360°. At a constant speed, this corresponds to integrating the number of simultaneously closed pump chambers over a rotation period of the drive spindle and dividing by the rotation period.
  • the pump geometry of the screw spindle pump used and the target speed at the first target frequency can be selected such that the circumferential speed at the profile outer diameter of the drive spindle or at least one of the drive spindles and/or the running spindles or at least one of the running spindles is at least 15 m/s. This can apply in particular to all drive and running spindles.
  • the circumferential speed can be calculated as the product of the profile outer diameter, the target speed and Pi.
  • the target speed can be proportional to the target frequency, with the proportionality factor being specified by the number of pole pairs of the asynchronous machine. The specified condition can thus be achieved in particular when using high speeds or large profile outer diameters. This can reduce the contribution of liquid flowing back through gaps to the gas compression and thus achieve a higher efficiency with high gas proportions.
  • the pump geometry and the target speed at the first target frequency can be selected so 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 on both the pitch of the gear(s) of the respective spindle and the speed.
  • high axial speeds can be achieved by high speeds and/or high pitches or relatively long pump chambers. All of these factors lead to a reduction in the influence of returning 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 spindle pump that is rotationally coupled to it are accommodated, an asynchronous motor for driving the drive spindle and a control device for supplying current to the asynchronous motor, wherein the control device is set up to carry out the method according to the invention.
  • the control device In a first operating state, the control device operates the asynchronous motor with the first target frequency and in a second operating state with the second target frequency.
  • the control device detects the measured variable via internal or external sensors, which have already been explained above, and is operated in the first or second operating mode depending on the measured variable. When the frequency change condition dependent on the measured variable is met, a change to the second operating mode takes place.
  • the screw spindle pump according to the invention can be further developed with the features explained for the method according to the invention with the advantages mentioned there.
  • the housing can form at least one fluid inlet and one fluid outlet, wherein the drive spindle and the running spindle delimit several pump chambers together with the housing in each rotational position of the drive spindle, wherein the asynchronous machine is designed to rotate the drive spindle in a drive direction, whereby a respective one of the pump chambers initially open to the respective fluid inlet is 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, wherein the screw profiles of the respective drive spindle and running spindle are selected such that the mean value of the Number of pump chambers per drive spindle and idler spindle, which are closed both from the fluid inlet and from 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 running spindle or at least one of the running spindles can be less than 0.7 times the outer diameter of the respective screw profile and/or on the other hand the average circumferential gap between the outer edge of the screw profile of the drive spindle or at least one of the drive spindles and/or the running spindle or at least one of the running spindles and the housing can be less than 0.002 times the outer diameter of the respective screw profile.
  • a relatively large difference between the inner and outer diameters makes it possible to achieve a large pump chamber volume, whereby the same amount of liquid flowing back leads to a smaller pressure increase in the pump chamber and thus lower performance is required with high gas contents 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 gas content.
  • the mean value of the width of the circumferential gap along the length of the circumferential gap can be considered as the mean circumferential gap.
  • an average can be calculated 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.
  • Fig. 1 shows a schematic view of a screw spindle pump 1 for conveying a fluid 45 from a fluid inlet 3 to a fluid outlet 4.
  • a drive spindle 5 driven by the asynchronous motor 10 and a running spindle 6 coupled to it via a gear 26 are arranged in the housing 2 of the screw spindle pump 1.
  • a relatively simply designed screw spindle pump 1 is shown, which is single-flow, i.e. has only one fluid inlet 3, and in which only one running spindle 6 is used.
  • the following explanations can, however, also be applied to multi-flow screw spindle pumps or screw spindle pumps with more than two spindles, for example with several running spindles or even with several drive spindles.
  • the screw spindle pump 1 is designed, for example, for a target speed of 2100 rpm and thus for a corresponding delivery rate, and it is assumed that fluid with a high gas content is being transported, a required torque 33 results instead of the required torque 30 that would be required for liquid transport. Accordingly, a lower power of the asynchronous machine 10 is also required, whereby, 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 multiphase mixtures, a homogeneous mixture cannot typically be assumed, 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 target frequency 37 used in order to be able to pump pure liquids.
  • the possibility of pumping a fluid 45 with a high gas content with lower power would in this case reduce the energy requirement and thus the operating costs of the screw pump 1, but the technical effort and the
  • a control device 19 is used in the screw pump 1 instead to provide the alternating current 42 for the asynchronous machine 10, which is described below with reference to Fig. 3 explained control procedures are implemented.
  • step S1 the asynchronous motor 10 is initially operated at a first target frequency 37.
  • a gas-liquid mixture with a relatively high gas content is initially conveyed, so that the torque 33 achieved is sufficient to maintain the desired speed.
  • a provided alternating current 43 in particular a three-phase current
  • a rectifier 20 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, use pulse width modulation to provide an alternating voltage 42 over a wider frequency range of target frequencies and 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 target frequency that differs from the mains voltage is desired.
  • a measuring and control element 22 records a measured variable 46 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 spindle 5, 6 and thus on the asynchronous machine 10, whereby 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 to record a suitable measurement value is therefore a current sensor 23, which measures a current of the alternating current 42.
  • a current sensor 23 measures a current of the alternating current 42.
  • Fig. 1 shown as a separate component for clarity.
  • the inverter 21 or generally the frequency converter that provides the alternating current 42 can already provide an output signal, in particular a voltage, that is proportional to the current intensity, so that the measured variable can be detected, for example, by analog-digital conversion of this voltage.
  • a rotational speed or a torque could also be detected as a measured variable via a sensor 24 arranged in the area of the drive shaft or a measured value of a fluid sensor 25 which measures, for example, an electrical conductivity or a thermal conductivity of the fluid 45.
  • a frequency change condition 47 is evaluated that depends on the measured variable 46.
  • the frequency change condition can be met, for example, if the measured variable exceeds or falls below a predetermined limit value.
  • the frequency change condition 47 can be met if a torque applied by the asynchronous machine or a current intensity 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, whereby in particular the recording of the measured variable and the checking of the frequency change condition can be repeated periodically.
  • the asynchronous motor 10 is operated in step S4 at a frequency 37 reduced second set frequency 38.
  • the change in the set frequency can be made over a time interval 50 to avoid sudden torque changes.
  • a torque 39 can be achieved which, in the example shown, corresponds to the torque 30 that would be required for pure fluid transport at the originally used speed of 2100 rpm.
  • the torque required to maintain the speed is independent of the speed. In screw spindle pumps, at not too low speeds, a lower torque is typically required to maintain lower speeds, so that the second target frequency 38 could also be selected slightly higher than in Fig. 2 is shown.
  • the described, demand-based torque increase is possible because the first and second target frequencies 37, 38 are in the field weakening range 40 of the asynchronous machine 10, i.e. in a range in which the maximum currents and thus the maximum field strengths are no longer reached in the coils of the asynchronous machine 10 due to a limited maximum operating voltage that can be provided by the control device 19 or may be supplied to the asynchronous machine 10.
  • a limited maximum operating voltage that can be provided by the control device 19 or may be supplied to the asynchronous machine 10.
  • target frequencies in the field weakening range 40 i.e.
  • first target frequencies 37 are typically appropriate that are 20 - 30% above the corner frequency 41.
  • step S5 a measured variable 48 is again recorded, which depends on the liquid content of the fluid.
  • the same variables can be recorded here that were already explained for the measured variable 46.
  • step S6 a further frequency change condition 49 is evaluated, and if it is fulfilled, a change back to the first target frequency 37 takes place and the method is thus continued in step S1. If the further frequency change condition is not fulfilled, however, the method is repeated from step S4.
  • the method described can also be modified by, for example, using a control loop 51 as part of the measuring and control element 22 instead of the limit value comparison mentioned within the framework of the frequency change condition, which tries to regulate the measured variable 46 to a predetermined value, with the target frequency 37, 38 serving as the manipulated variable.
  • This manipulated variable can be limited in such a way that the first target frequency cannot be exceeded, for example by providing a saturation element. In this case, failure to meet the frequency change condition corresponds to the saturation of the control loop 51. As long as the saturation range of the control is not left, the first target frequency is thus output as the manipulated variable.
  • Fig. 4 and 5 show various detailed views of a screw pump, which requires significantly less power, for example 25% less power, when conveying a fluid that is a gas-liquid mixture with a low liquid content than when transporting a liquid.
  • Fig. 4 schematically a perspective view of the drive spindle 5 and the running spindle 6 of the screw spindle pump 1, whereby the housing is not shown for reasons of clarity.
  • Fig. 4 particularly illustrates the shape of the screw profiles of the drive spindle 5 and the spindle 6 and their interlocking.
  • Fig. 5 shows a frontal section, in which the interaction of the drive spindle 5 and the running spindle 6 with the housing 2 can be seen in particular in order to form several separate pump chambers 7, 8, 9, which in turn are Fig. 4 are marked because they exceed the Fig. 2 extend beyond the cutting plane shown.
  • the running spindle 6 is rotationally coupled to the drive spindle 5 by a coupling device 26, whereby a 1:1 ratio is 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 12 and at the same speed.
  • the speed is specified by the control device 19 through the selection of the target frequency 37, 38 explained above.
  • the fluid in the housing 2 is collected in several separate pump chambers 7, 8, 9.
  • 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 the drive spindle 5 or running 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 running spindle 6 shown, the pump chamber 7 is open towards the fluid inlet 3, since the free end 13 of the wall 15 of the screw thread of the drive spindle 5 is in Fig. 1 is directed upwards, leaving a gap in the circumferential direction between this free end 13 and the spindle 6, through which the fluid can flow between the pump chamber 7 and the fluid inlet 3. Accordingly, the Fig. 4 the pump chamber 8 marked by dots on its outer surface is open to the fluid outlet 4, since the free end 14 of the wall 15 delimiting it is again spaced 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 off from both the fluid inlet 3 and the fluid outlet 4.
  • the pressure in the respective pump chamber 7, 8, 9 before or when the opening rotation angle is reached is only increased by a few percent of the differential pressure between the suction pressure and the pressure in the area of the fluid outlet 4 compared to the suction pressure of the screw spindle pump 1, which is present in the area of the fluid inlet 3.
  • the pressure in the pump chamber when opened can be a maximum of 10% or a maximum of 20% of the differential pressure above the suction pressure.
  • the screw spindle pump 1 uses a special pump geometry in which the described behavior 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 running spindle 6 are used.
  • Fig. 4 In the rotational position shown, only exactly 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 in the example shown.
  • the inner diameter 16 of the screw profile of the drive and running spindle 5, 6, as in particular in Fig. 5 is significantly smaller, for example approximately by a factor of 2, than the outer diameter 18 of the respective spindle.
  • the radial gap 25 can be narrower than two thousandths of the outer diameter 18.
  • the pump geometry of the screw spindle pump 1 and a sufficiently high speed work together to achieve the effects explained above.
  • the speed should be selected such 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 on the outer profile 18 of the drive spindle 5 or the running spindle 6 is at least 15 m/s.

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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.
  • DE 36 21 967 A1 offenbart ein rohrförmiges Pumpenaggregat mit Antriebsmotor. Die Pumpe kann als Exzenterschraubenpumpe ausgebildet sein. Der Antriebsmotor ist mit einem Mehrphasenstrom bei einstellbarer Frequenz antreibbar, wodurch die Drehzahl unter Berücksichtigung der eingesetzten Pumpenart dem zu fördernden Medium angepasst werden kann. Hierbei sollen für Exzenterschraubenpumpen niedrige Drehzahlen genutzt werden, während zum Antrieb von Turbinen- bzw. Propellerpumpen hohe Drehzahlen bereitgestellt werden können. Die Anpassung der Drehzahl bzw. der Frequenz des Antriebsstroms kann auch dazu genutzt werden, die Pumpe an das jeweilige, zu fördernde Medium anzupassen, wobei unterschiedliche Viskositäten zu unterschiedlichen Drehzahlanforderungen führen können.
  • US 6 457 950 B1 offenbart eine Schraubenspindelpumpe zur Förderung mehrphasiger Fluide.
  • 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, das die Merkmale des unabhängigen Anspruchs 1 aufweist.
  • 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.
  • Erfindungsgemäß ist die erste Sollfrequenz um wenigstens 10 % oder um wenigstens 20 % größer als die Eckfrequenz der Asynchronmaschine, an der bei gegebener Maximalbetriebsspannung der Feldschwächbereich beginnt. Ergänzend kann die erste Sollfrequenz um maximal 30 % oder um maximal 40 % größer sein als die Eckfrequenz. Die erste Sollfrequenz wird 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. Die Steuereinrichtung betreibt 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, erfasst r die Steuereinrichtung die Messgröße und wird in Abhängigkeit der Messgröße im ersten oder zweiten Betriebsmodus betrieben. Es erfolgt bei Erfüllung der von der Messgröße abhängenden Frequenzänderungsbedingung ein Wechsel in den zweiten Betriebsmodus.
  • Die erfindungsgemäße Schraubenspindelpumpe kann mit den zum erfindungsgemäßen Verfahren erläuterten Merkmalen mit den dort genannten Vorteilen weitergebildet werden.
  • 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, wobei die erste Sollfrequenz (37) um wenigstens 10% oder um wenigstens 20% größer ist als die Eckfrequenz (41) des Asynchronmotors (10), an der bei gegebener Maximalbetriebsspannung der Feldschwächbereich (40) beginnt,
    - 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 den Asynchronmotor (10) aufgebrachtes Drehmoment oder eine Stromstärke eines dem Asynchronmotor (10) zugeführten Wechselstroms (42) oder eine Drehzahl des Asynchronmotors (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 vorgegebenen Wert regelt.
  4. Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, 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 den Asynchronmotor 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 der Asynchronmotor (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.
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