PL194708B1 - Pompa zębata o dużej wydajności, do pompowania płynów o dużej lepkości - Google Patents

Abstract

1. Pompa zebata o duzej wydajnosci, do pompowania plynów o duzej lepkosci zawiera- jaca: obudowe, która ma scianki wewnetrzne, kanal wlotowy, kanal wylotowy i komore prze- kladni znajdujaca sie miedzy kanalem wloto- wym a kanalem wylotowym; pierwsze i drugie kolo zebate, zamoco- wane obrotowo w komorze przekladni, przy czym zeby pierwszego i drugiego kola zebate- go wspólpracuja ze soba; i strefy sprezania wyznaczone miedzy obydwoma kolami zebatymi a wewnetrznymi sciankami komory przekladni, znamienna tym, ze grubosci obydwu stref sprezania (126, 127) zmieniaja sie w kierunku wzdluz dlugosci kól zebatych, przy czym te zmieniajace sie grubo- sci zmniejszaja sie od polozenia miedzy prze- ciwleglymi koncami kól zebatych w kierunku obu konców kól zebatych. PL PL PL PL PL PL PL

Description

Opis wynalazku

Przedmiotem wynalazku jest pompa zębata o dużej wydajności, do pompowania płynów o dużej lepkości, takich jak stopy polimerowe. Pompy zębate stosuje się na przykład do transportowania lepkiego stopu polimerowego z naczynia takiego, jak odparowalnik do innego stanowiska roboczego np. urządzenia do peletkowania. W większości przypadków bardzo lepki stop polimerowy wpływa do wlotu pompy pod wpływem grawitacji, bez udziału dodatkowego ciśnienia. W przypadku stosowania znanych pomp zębatych występuje szereg trudności technologicznych. W szczególności, w przypadku wszystkich znanych pomp niezależnie od ich geometrii, występuje poważne ograniczenie związane z lepkością przenoszonego płynu. W zasadzie, w miarę wzrostu lepkości płynu spada przepustowość pompy, która często stanowi wąskie gardło procesu produkcyjnego. Ponadto, zazwyczaj w miarę wzrostu tempa pracy pompy (RPM), jej przepustowość początkowo wzrasta, następnie jednak osiąga pewien poziom, powyżej którego dalszy wzrost tempa pracy nie powoduje znaczącego wzrostu przepustowości i również powstaje wąskie gardło. Dotychczas nie udawało się skutecznie zaradzić powstawaniu wąskiego gardła po osiągnięciu opisanego poziomu przepustowości, bez wymiany pompy na większą. Jednakże odparowalnik przystosowany jest zazwyczaj specjalnie do połączenia z pompą o konkretnym rozmiarze i na ogół wymiana typowej pompy na pompę o większej wydajności nie jest możliwa bez wymiany lub poważnej przeróbki odparowalnika. W związku z powyższym potrzebna jest pompa zębata, która mogłaby wydajniej pracować nie powodując powstawania wąskiego gardła procesu produkcyjnego i nie wymagając wymiany lub poważnej przeróbki odparowalnika.

Próbowano wiele razy zaprojektować pompę zębatą, którą można by było stosować do transportu płynów o większym zakresie lepkości i która mogłaby pracować z większą prędkością. Próby dotyczyły głównie opracowania odpowiedniego kształtu pompy, zwłaszcza jej strony wlotowej jak np. w rozwiązaniu ujawnionym w US 3476481. Nie były to jednak próby całkowicie satysfakcjonujące, istnieje więc potrzeba dalszych ulepszeń.

Przedmiotem wynalazku jest pompa zębata o dogodniejszym kształcie, który umożliwia zmniejszenie ograniczeń związanych z lepkością pompowanego płynu i tempem pracy pompy. W szczególności komora pompy zaprojektowana została w taki sposób, aby uzyskać strefy sprężania umożliwiające sprężenie większej ilości płynu na dłuższym odcinku między kołami zębatymi pompy, co pozwala zwiększyć wydajność pompy.

Ulepszony kształt umożliwia bardziej wydajne działanie pompy w większym zakresie prędkości pompy i w stosunkowo większym zakresie lepkości płynu.

W pompie zębatej według wynalazku strefy sprężania znajdują się między parą kół zębatych a wewnętrznymi ściankami komory i mają zmieniającą się grubość, co oznacza, że odległość między zębami kół zębatych pompy a wewnętrznymi ściankami komory przy strefie sprężania zmienia się wzdłuż kół zębatych.

Figura 1 przedstawia schematycznie przekrój poprzeczny przez znaną pompę zębatą, przy czym przekrój jest prostopadły do osi obrotu kół zębatych; fig. 2 przedstawia schematycznie przekrój poprzeczny przez pompę z fig. 1 płaszczyzną I-I; fig. 3 przedstawia schematycznie przekrój poprzeczny przez pompę zębatą według wynalazku, przy czym przekrój jest prostopadły do osi obrotu kół zębatych; fig. 4 przedstawia schematycznie przekrój poprzeczny przez pompę z fig. 3 płaszczyzną III-III; fig. 5 przedstawia widok z góry pompy zębatej z fig. 3, z której usunięto przekładnie i część wlotową; fig. 6 przedstawia przekrój poprzeczny płaszczyzną VI-VI z fig. 5, przez pompę z fig. 3 do 5, przy czym z pompy usunięto przekładnie; fig. 7 przedstawia przekrój poprzeczny płaszczyzną VII-VII z fig. 4, przez pompę z fig. 3 do 6, przy czym z pompy usunięto przekładnie; fig. 8 przedstawia widok z góry pompy zębatej z fig. 3 do 7, z kołami zębatymi o zębach daszkowych na swoim miejscu i z usuniętą częścią wlotową; fig. 9 przedstawia widok z góry pompy zębatej według innego wariantu wynalazku, w którym koła zębate mają zęby śrubowe, przy czym część wlotowa i przekładnie zostały usunięte; fig. 10 przedstawia przekrój poprzeczny płaszczyzną X-X z fig. 9, przez pompę z fig. 9, z przekładniami i częścią wlotową znajdującymi się na swoim miejscu; fig. 11 przedstawia widok z góry pompy zębatej z fig. 9 i 10, z przekładniami na swoim miejscu i z usuniętą częścią wlotową; fig. 12 przedstawia widok z góry pompy zębatej według kolejnego wariantu wynalazku, w którym przekładnia jest walcowa, przy czym przekładnia została usunięta zaś część wlotowa znajduje się na swoim miejscu; fig. 13 przedstawia widok z góry pompy zębatej z fig. 12, z której usunięto przekładnie walcowe i część wlotową.

PL 194 708 B1

Typowa, znana pompa zębata przedstawiona została schematycznie na fig. 1 i 2. Znana pompa zębata 10 zawiera obudowę 12, która ma wewnętrzne ścianki 14. Pompa 10 ma też kanał wlotowy 16, kanał wylotowy 18 i komorę przekładni 20, znajdującą się między kanałem wlotowym a kanałem wylotowym. Koła zębate 22, 23 są zamocowane obrotowo w komorze przekładni 20. Kierunki obrotu kół zębatych 22, 23 wskazano strzałkami 24, 25. Koła zębate 22 i 23 mają współpracujące zęby, np. zęby daszkowe. Między kołami zębatymi 22, 23 a wewnętrzną ścianką 14 komory przekładni 20 znajdują się strefy sprężania 26, 27. Strefy sprężania 26, 27 mają największą grubość od strony kanału wlotowego 16. Grubość stref sprężania 26, 27 zmniejsza się w kierunku kanału wylotowego 18 i osiąga wartość najmniejszą w okolicy płaszczyzny wyznaczonej przez równoległe osie kół zębatych 22, 23. Grubość strefy sprężania oznacza odległość zewnętrznych powierzchni zębów kół zębatych od najbliższej powierzchni wewnętrznej ścianki komory przekładni.

Jak widać na fig. 2 grubość stref sprężania 26, 27 nie zmienia się w kierunku równoległym do osi obrotu kół zębatych 22, 23.

Pompa zębata według wynalazku przedstawiona jest na fig. 3 i 4. Pompa zębata 110 zawiera obudowę 112, która ma wewnętrzne ścianki 114, kanał wlotowy 116, kanał wylotowy 118 i komorę przekładni 120, znajdującą się między kanałem wlotowym 116 a kanałem wylotowym 118. Koła zębate 122, 123 są zamocowane obrotowo w komorze przekładni 120. Koła zębate 122 i 123 mają współpracujące zęby, w przypadku przykładu pokazanego na fig. 3-8 są to zęby daszkowe. Kierunki obrotu kół zębatych 122, 123 wskazano strzałkami 124, 125. Komora przekładni 120 podzielona jest ogólnie na dwie strefy sprężania 126, 127 i dwie strefy szczelne 128, 129. Strefy sprężania 126, 127 określa się jako te części wewnętrznej objętości dużej komory 120, które znajdują się między zębami kół zębatych 122, 123 a wewnętrznymi ściankami komory przekładni 120 i które znajdują się ponad strefami szczelnymi 128, 129. Strefy szczelne 128 i 129 określa się jako te części wewnętrznej objętości dużej komory 120, w których luz między zębami kół zębatych 122 i 123 jest tak mały, że praktycznie niemożliwe jest przedostawanie się znaczących ilości płynu przez przestrzeń między zębami kół zębatych 122, 123 a wewnętrznymi ściankami komory przekładni 120, co powoduje skuteczne uszczelnienie zapobiegające przepływowi płynu za zewnętrzne powierzchnie zębów kół zębatych 122, 123. Obie strefy sprężania 126, 127 mają zmieniającą się grubość. Grubość ta, równa odległości zewnętrznych powierzchni zębów kół zębatych 122, 123 od powierzchni wewnętrznych ścianek komory przekładni, jest największa od strony kanału wlotowego 116. Grubości obu stref sprężania 126, 127 zmniejszają się w sposób ciągły od strony kanału wlotowego 116 w kierunku kanału wylotowego 118. Korzystnie grubości te zmniejszają się gładko. Określenie „gładko” oznacza, że wewnętrzne ścianki 114 ograniczające strefy sprężania 126, 127 nie mają żadnych ostrych krawędzi powstałych wskutek przecinania się płaszczyzn, lecz są łagodnie zaokrąglone.

Jak widać na fig. 4 strefy sprężania 126, 127 mają również grubość zmieniającą się wzdłuż osi kół zębatych 122, 123 i grubość ta jest największa w środku odległości między przeciwległymi końcami kół zębatych 122, 123. Korzystnie grubość stref sprężania zmniejsza się w sposób ciągły od środka odległości między przeciwległymi końcami kół zębatych 122, 123 w kierunku przeciwległych końców kół zębatych 122, 123. Najkorzystniej, grubość stref sprężania zmniejsza się w sposób ciągły i gładki od środka odległości między przeciwległymi końcami kół zębatych 122, 123 w kierunku przeciwległych końców kół zębatych 122, 123. Strefy sprężania 126, 127 i strefy szczelne 128, 129 związane są również korzystnie następującymi warunkami: obszary stref sprężania są jak największe, pod warunkiem, że obszary stref szczelnych 128, 129 są dostatecznie duże, aby utrzymać niezawodną szczelność między zębami kół zębatych 122, 123 a wewnętrznymi ściankami komory przekładni 120. Powiększanie powierzchni obszaru strefy sprężania skutkuje powiększaniem objętości zawartej między przyległymi zębami a wewnętrznymi ściankami komory przekładni 120 w obszarach stref sprężania 126, 127, co z kolei wyraźnie zwiększa wydajność pompy. Oznacza to większą przepustowość, którą można osiągnąć przy danym rozmiarze pompy zębatej. Wyższa wydajność danego rozmiaru pompy daje w rezultacie znaczące oszczędności i eliminuje potrzebę wymiany lub zasadniczej przeróbki oprzyrządowania takiego jak odparowalnik w celu dopasowania go do większej pompy. Możliwość zastąpienia konwencjonalnej pompy zębatej ulepszoną według wynalazku pompą zębatą, która ma większą wydajność i przepustowość, powoduje również zmniejszenie nakładów na siłę roboczą. Dodatkowe nakłady byłyby konieczne przy wymianie oprzyrządowania w związku ze zmianą rozmiaru pompy. Skraca się ponadto czas przestoju w procesie produkcyjnym spowodowany wyłączeniem pompy.

Przedstawiona na rysunku pompa zębata 110 ma podwójną strefę sprężania. Pompowany płyn jest sprężany zarówno w kierunku obrotów kół zębatych 122, 123, jak i w kierunku równoległym do osi

PL 194 708 B1 obrotu kół zębatych 122, 123. Kształt podwójnych stref sprężania 126, 127 powoduje, że wskutek obrotów kół zębatych 122, 123, płyn wciągany jest przez zwężającą się szczelinę, co powoduje zwiększanie się ciśnienia w kierunku obrotów kół zębatych 122, 123, aż do gładkiego odcięcia w punkcie rozpoczynania się stref szczelnych 128, 129. Podstawową różnicą między pompą według wynalazku a znaną pompą jest to, że ciągłe i gładkie zakończenie stref sprężania zarówno w kierunku osiowym, jak w kierunku promieniowym, pozostawia więcej czasu na wypełnienie przestrzeni między zębami, wskutek czego możliwe jest sprężenie większej ilości płynu na dłuższym odcinku między zębami kół zębatych 122, 123, co powoduje zwiększenie wydajności i przepustowości.

Jak wspomniano powyżej, ważnym ograniczeniem wielkości przestrzeni stref sprężania 126, 127 jest konieczność utrzymania niezawodnego uszczelnienia między zębami kół zębatych 122, 123 a wewnętrznymi ściankami komory przekładni 120. Ogólnie oznacza to, że strefy szczelne 128, 129 muszą być wymiarowane i ukształtowane tak, aby przynajmniej jeden ząb każdego z kół zębatych 122, 123 na całej swej długości znajdował się dostatecznie blisko swej strefy szczelnej, aby utrzymać skuteczne odizolowanie strefy sprężania od kanału wylotowego. Jednak, jak widać na fig. 7, ogólnie korzystne jest takie wymiarowanie i kształtowanie stref szczelnych 128, 129, że przynajmniej dwa sąsiednie zęby na każdym kole zębatym 122, 123 znajdują się dostatecznie blisko swoich stref szczelnych, aby utrzymać skuteczną izolację (to znaczy stan, w którym zerowa ilość lub bardzo niewiele płynu może przeniknąć między zębami a ściankami komory przekładni w obszarze stref szczelnych) na całej długości dwóch sąsiednich zębów. Zapobiega to wpływowi drobnych uszkodzeń pojedynczych zębów, wynikających na przykład ze zużycia ciernego, na wydajność pompy, co pozwala uzyskać jej długotrwałe, niezawodne działanie bez zmniejszenia jej wydajności i przepustowości.

W związku z tym, że strefy szczelne 128, 129 są ukształtowane w taki sposób, aby obejmowały swoją długością przynajmniej jeden, a korzystnie dwa sąsiednie zęby kół zębatych 122, 123, ich kształt zależy od modelu zębów. W przypadku zębów daszkowych, zęby wędrują po linii śrubowej wokół osi obrotu kół zębatych 122, 123, przy czym na odcinku od jednego brzegu koła do jego środka ruch zęba odbywa się w pierwszym kierunku (np. zgodnie z ruchem zegara), zaś na odcinku od środka do drugiego brzegu koła - w przeciwnym kierunku (np. przeciwnie do ruchu zegara), co widać na fig. 8. W tej sytuacji, w przypadku pompy 110, która ma podwójny kanał wylotowy z dwoma otworami wylotowymi 130, 131 (fig. 5 i 6) i która ma koła zębate 122, 123 o zębach daszkowych, powiększanie obszaru strefy sprężania przy utrzymywaniu skutecznej szczelności między przynajmniej dwoma zębami a częścią wewnętrznych ścianek komory przekładni 120, które ograniczają strefy szczelne 128, 129 daje w efekcie strefę szczelną w kształcie litery V, co widać na fig. 5. Strefy szczelne ograniczone są liniami 132, 133. Należy zauważyć, że granice 132, 133 stref szczelnych pokazane są tylko na rysunku, ponieważ przejście od strefy sprężania do strefy szczelnej jest łagodne i w zasadzie nie jest widoczne.

Podwójny kanał wylotowy (pokazany na fig. 5 i 6) jest rozwiązaniem korzystnym, ponieważ daje większy obszar strefy sprężania od strony zasysania pompy 110, przy zachowaniu warunku, że przynajmniej jeden ząb, a najlepiej dwa zęby z każdego koła zębatego 122, 123 odizolowują część komory przekładni jako strefę szczelną. Dzięki podwójnemu kanałowi wylotowemu możliwe jest również uzyskanie większego kąta obrotu kół zębatych 122, 123 zanim szczelność zostanie przerwana.

Na fig. od 9 do 11 przedstawiono alternatywne rozwiązanie według wynalazku, w którym zastosowano koła zębate o zębach śrubowych. Tak samo, jak w przypadku pompy 110, pompa 210 posiada obudowę 212 o ściankach wewnętrznych 214, kanał wlotowy 216, kanał wylotowy 218 i komorę przekładni 220 znajdującą się między kanałem wlotowym a wylotowym. Walcowe koła zębate 222, 223 są zamocowane obrotowo wewnątrz komory przekładni 220. Walcowe koła zębate 222, 223 mają współpracujące zęby oplatające je śrubowo na całej długości. Podobnie jak w przypadku pompy 110, strefy sprężania 226, 227 i strefy szczelne wyznaczone są przy założeniu, że strefa sprężania ma być podwójna, zaś płyn ma być w niej sprężany zarówno w kierunku obrotu kół zębatych 222, 223 jak w kierunku równoległym do osi obrotu kół, przy czym płyn ma być przetłaczany wskutek obrotów kół zębatych i zgodnie z kierunkiem tych obrotów, przez stopniowo zwężającą się szczelinę, powodując wzrost ciśnienia w płynie aż do położenia, w którym przepływ płynu zostanie łagodnie zatrzymany na początku stref szczelnych 228, 229. Tak samo, jak w pompie 110, grubość obu stref sprężania 226, 227 stopniowo zmniejsza się od kanału wlotowego 216 w kierunku kanału wylotowego 218 i obie strefy mają grubości zmieniające się wzdłuż podłużnej osi walcowych kół zębatych 222, 223. Jednakże, jak widać na fig. 9, grubość strefy sprężania jest największa w okolicy jednego z końców walcowych kół zębatych 222, 223 i zmniejsza się w sposób ciągły w miarę zbliżania się do drugiego końca.

PL 194 708 B1

Modyfikacja ta ma na celu zastosowanie idei wynalazku do pompy 210 o walcowych kołach zębatych 222, 223 z zębami śrubowymi. Podobnie jednak, jak w przypadku kół daszkowych, strefy szczelne 228, 229 i strefy sprężania 226, 227 wyznaczone są przez linie graniczne 232, 233 biegnące śladem krawędzi śrubowych zębów kół 222, 223. W związku z powyższym strefy szczelne 228, 229 mają kształt w przybliżeniu trójkątny.

Ideę wynalazku można również zastosować do pompy 310 (fig. 12 i 13) o kołach zębatych czołowych 322, 323, to znaczy mających zęby rozciągające się wzdłuż linii prostych, równoległych do osi kół zębatych 322, 323, jak na widać na fig. 12. Pompa 310 jest podobna do pompy 110 pod względem kształtu obudowy 312, przy czym główna różnica polega na tym, że strefy szczelne 328, 329 i strefy sprężania 326, 327 wyznaczone są przez linie graniczne 332, 333 stref szczelnych, które są liniami prostymi, równoległymi do osi obrotów kół 322, 323. Dzięki temu obszar stref sprężania 326, 327 jest maksymalny, przy utrzymaniu stref szczelnych między przynajmniej jednym zębem, a korzystnie dwoma zębami każdego koła 322, 323 a wewnętrznymi ściankami obudowy 312 w obszarze stref szczelnych 328, 329.

Pompa według wynalazku została poddana testom laboratoryjnym i wypróbowana przy produkcji polistyrenu, dla pewnego określonego materiału i określonej różnicy ciśnień (między wlotem a wylotem pompy). Wydajność (stosunek objętości przepompowanego produktu do bazowej objętości pompy wyznaczonej przez objętość zęba) w zależności od prędkości pracy pompy (RPM) okazała się być stosunkowo wysoka (powyżej 85%) dla szerszego zakresu prędkości pomp w porównaniu z konwencjonalnymi pompami zębatymi.

Dla specjalisty oczywiste jest, że w ramach wynalazku mieści się wiele jego modyfikacji.

Claims (5)

1. Zastrzeżenia patentowe

   1. Pompa zębata o dużej wydajności, do pompowania płynów o dużej lepkości zawierająca: obudowę, która ma ścianki wewnętrzne, kanał wlotowy, kanał wylotowy i komorę przekładni znajdującą się miedzy kanałem wlotowym a kanałem wylotowym;

   pierwsze i drugie koło zębate, zamocowane obrotowo w komorze przekładni, przy czym zęby pierwszego i drugiego koła zębatego współpracują ze sobą; i strefy sprężania wyznaczone między obydwoma kołami zębatymi a wewnętrznymi ściankami komory przekładni, znamienna tym, że grubości obydwu stref sprężania (126, 127) zmieniają się w kierunku wzdłuż długości kół zębatych, przy czym te zmieniające się grubości zmniejszają się od położenia między przeciwległymi końcami kół zębatych w kierunku obu końców kół zębatych.
2. 2. Pt^rm^iawf^c^łłKjzi^i^trz^. 1, znamienna tym, że gr^LH^c^s^c^i stref sprężania (126, 1127) zmnieeszają się w sposób ciągły od położenia centralnego między przeciwległymi końcami kół zębatych w kierunku obu końców kół zębatych.
3. 3. Pompawedługzastrz. 1, znamienna tym. że grubości , 1277 zmnieeszają się w sposób ciągły i gładki od położenia centralnego między przeciwległymi końcami kół zębatych w kierunku obu końców kół zębatych.
4. 4. Pompa według zass^. 3, znamiennatym, że grubość obu str^^f sprężania(126, 11277 (^^s największa od strony kanału wlotowego i zmniejsza się w sposób ciągły w kierunku do kanału wylotowego.
5. 5. Pompa według zastrz. 4, znamienna tym, że grubość obu stref (126, 127) zmnieesza się w sposób gładki w kierunku od kanału wlotowego do kanału wylotowego.