EP0834018A1 - Mehrstufiger schraubenspindelverdichter - Google Patents

Mehrstufiger schraubenspindelverdichter

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EP0834018A1
EP0834018A1 EP96922831A EP96922831A EP0834018A1 EP 0834018 A1 EP0834018 A1 EP 0834018A1 EP 96922831 A EP96922831 A EP 96922831A EP 96922831 A EP96922831 A EP 96922831A EP 0834018 A1 EP0834018 A1 EP 0834018A1
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EP
European Patent Office
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rotor
compressor according
rotors
bearing
bearing tube
Prior art date
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EP96922831A
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English (en)
French (fr)
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EP0834018B2 (de
EP0834018B1 (de
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Christian Dahmlos
Dietmar Rook
Ralf Steffens
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Sterling Industry Consult GmbH
Original Assignee
SIHI INDUSTRY CONSULT GmbH
SIHI Ind Consult GmbH
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Publication date
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    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C18/12—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C18/14—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C18/16—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with helical teeth, e.g. chevron-shaped, screw type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
    • F01C21/00—Component parts, details or accessories not provided for in groups F01C1/00 - F01C20/00
    • F01C21/02—Arrangements of bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/04—Heating; Cooling; Heat insulation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2240/00—Components
    • F04C2240/40—Electric motor
    • F04C2240/402—Plurality of electronically synchronised motors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2240/00—Components
    • F04C2240/50—Bearings
    • F04C2240/51—Bearings for cantilever assemblies

Definitions

  • the invention is therefore based on the object, a screw compressor in To provide the preamble of claim 1 type, in which the rotors are cooled independently of the conveyed medium in such a way that good conditions are created for a small game between the rotors among themselves and between the rotors and the pump chamber housing, without it from susceptible to failure ⁇ seals required.
  • the solution according to claim 1 is composed of two components, namely firstly the feature that the displacement rotors are cooled more on the pressure side than on the suction side, and secondly a cooling technology using the special design of the rotor bearing.
  • Multi-stage rotors are to be understood as those whose screw threads forming the compression chambers revolve the rotor several times, so that a plurality of compression chambers are formed over the rotor length, in each case on the suction and pressure sides.
  • the screw turns revolve three times around the associated rotor.
  • the number of stages can be determined in accordance with the respective printing area. At least five stages are preferably used.
  • the invention uses a special technology adapted to the type.
  • This type of construction presupposes that each displacement rotor is mounted in a floating manner on a stationary bearing tube which surrounds the rotor shaft and at least one rotor-side bearing and projects into the rotor. Only this is cooled directly, while the cooling of the rotor takes place indirectly by the mutually opposing peripheral surfaces of the rotor and the bearing body being heat exchangeable to one another. are ordered.
  • the bearings and the rotor shaft are particularly well cooled because they are located within the bearing tube.
  • the intermediate space should not be connected to the suction side but to the pressure side.
  • the surfaces can also be provided with elevations and depressions which improve the heat transfer coefficient to the medium located therebetween.
  • the mutual distance between the two surfaces should be as small as possible.
  • such a treatment of the surfaces can be provided that they have a high absorption number in the area of thermal radiation.
  • the heat transfer to the opposing surfaces of the rotor and the bearing body can also be improved in that the gas located between them is caused to flow.
  • the intermediate space can be connected to a gas source.
  • the gas flow can also be used for heat dissipation if the gas temperature is selected accordingly (cooling if necessary).
  • he can, if necessary, exercise a blocking function to protect the bearing and drive area from the access of the conveying medium or of substances contained in the conveying medium.
  • the gas used is expediently fed to the pressure side of the machine.
  • the interacting surfaces of the rotor and bearing body can be equipped with conveying elements to convey the gas. This can make it unnecessary to provide an external source of pressurized gas. This also applies if the gas supplied is primarily intended to serve as a blocking and not for cooling purposes.
  • the conveying effect of the surfaces can be brought about in particular by equipping them with a conveying thread on one or both sides. Instead of or in addition, they can also be conical, so that the centrifugal force is used for the promotion. Such means promoting the movement of the gas in the intermediate space are also useful for improving the heat transfer when no additional gas supply is provided.
  • the part of the bearing body protruding into the rotor cavity is expediently equipped with channels through which cooling liquid flows, which are preferably arranged close to the circumferential surface of the bearing body opposite the rotor.
  • the housing may be intensively cooled or at least kept at a predetermined temperature without the risk of the rotor starting up on the housing due to thermal play.
  • the efficiency of the pump can be increased by the cooling effect exerted on the pumped medium in this way.
  • pre-admission It is known in particular in the case of vacuum pumps to allow gas under higher pressure to flow into the compression cells of the machine in order to cool the conveying medium and / or to reduce noise.
  • This technique referred to as pre-admission, is also advantageously used in connection with the invention.
  • chilled gas from a suitable source can be used.
  • An external heat exchanger can be avoided by leading the pre-inlet gas through a heat exchanger located in the cooling chamber on the housing side.
  • liquid can also be added in the scooping chamber, which evaporates there and thereby extracts heat from the medium being conveyed.
  • the cooling of the bearing body at least in the area in which it is located in the heat influence of the rotor, has the great advantage that rolling bearings can be used which are permanently lubricated with grease and are therefore particularly low-maintenance and do not pose a risk of contamination for the delivery space .
  • the above-mentioned possibility of equipping the interacting surfaces of the rotor and bearing body with conveying elements can be used to protect the bearing area from foreign substances that could come from the scooping area.
  • the cooperating conveying members are designed with the conveying direction leading out of the rotor cavity.
  • This effect is increased by connecting the rotor cavity to a flushing or sealing gas source. Thanks to the promotional effect, this source need not be under pressure; however, this is not out of the question.
  • the gas can also serve cooling purposes.
  • the cleaning liquid should, as far as it can get into the suction chamber, have a vapor pressure below the suction pressure. If the pump is multi-stage and the contamination (for example, depending on the pressure) is mainly reflected in the second and / or subsequent stages, there is the possibility of limiting the injection of the cleaning liquid to the second or subsequent stage and thereby to separate the suction side.
  • the flange plates 50 which in the example shown consist of one piece with the bearing bodies 7, are placed on the top of the base plate 3 with their outer edges 51, which essentially follow the circumference of the suction chamber housing 4, and their abutting inner edges 52.
  • the flange plates 50 are sealed with respect to the base plate 3.
  • the flange plates 50 Underneath the flange plates 50, between the edges 51, 52, there is a recess which, with the top of the base plate 3, encloses a space 39 which serves to accommodate synchronization gearwheels 40 which are rotatably fixed on the shafts by known means 20 are arranged between the bearings 21 and the motor rotors. So that they can mesh with each other in the area of the inner edges 52 of the flange plates 50, the inner edges have a cutout at a corresponding point through which the gearwheels pass.
  • a web remains on each side, to which the reference line in FIG. 1 refers to the reference number 52 which generally designates the inner edge. This web is advantageous not only for reasons of stability, but also because it enables a circumferential seal on the one hand with respect to the base plate 3 and on the other hand between the flattened secant surfaces of the flange plates 50.
  • the recesses 39 in the flange plates 50 have a diameter that is larger than the diameter of the synchronization gears 40. They are arranged a little eccentrically in relation to the inner edges 52, so that the synchronization gears 40 despite the assembly of the rotor units the presence of the sealing web at 52 can be used.
  • the synchronization gearwheels 40 can also serve as pulse encoder disks or can be supplemented by additional pulse encoder disks which are sensed by sensors 42, one of which is shown in FIG.
  • These sensors 42 are connected to a control device which monitors the respective rotational position of the rotors with respect to a target value and corrects them via the drive. It is a matter of electronic synchronization of the rotors, which is known as such and therefore does not require any further explanation here.
  • the play between the teeth of the synchronization gears 40 is slightly less than the backlash between the displacement projections 9 of the rotors 8. However, it is greater than the synchronization tolerance of the electronic synchronization device. If the latter function properly, neither the flanks of the displacement projections 9 nor the teeth of the synchronization gears 40 come into contact with one another. In the event that the latter should come into contact with one another, they are provided with a wear-resistant and possibly low-friction coating.
  • the performance data of the pump are determined by the displacement or delivery volume formed on the rotors and thus by the length of the rotors.
  • the delivery data can therefore be changed by changing the length of the pump part containing the rotors.
  • a series of pumps with different performance data is therefore preferably characterized in that the individual pumps of this series differ in the gradation of the length of these parts, to which the pump chamber housing, the rotors and, if applicable, the tubular parts of the projecting into the rotors Bearing body belong.
  • each rotor with the associated bearing and drive devices forms an independently mountable structural unit which, in addition to the rotor, comprises the bearings 21, 22, the bearing body 7, the cooling devices provided therein, the shaft 20, the synchronization gear 40, the associated sensor 42 and the motor rotor 35.
  • These units are completely pre-assembled in the pump. They can be easily removed or inserted from the base plate 3 after the removal of the pumping chamber housing. Their replacement can therefore be left to the user, while the manufacturer takes care of the maintenance of the sensitive units as such.
  • the pump is preferably of an isochoric design in order to be able to convey larger quantities of liquid without damage.

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Description

Mehrstufiger Schraubenspindelverdichter
Bei Schraubenspindelverdichtern, wie sie aus der EP-A 472933 bekannt sind, hängt die erreichbare Druckdifferenz maßgeblich von den Leckverlusten zwischen den relativ zuein¬ ander bewegten Umfangsflächen der Rotoren und des Schöpfraumgehäuses ab. Im Hin¬ blick darauf will man das Spiel zwischen diesen Flächen so klein als möglich halten. Je¬ doch verlangt die Betriebssicherheit mit Rücksicht auf die temperaturbedingte Wärmedeh¬ nung der Rotoren größeren Spielraum.
Es ist bekannt, Rotoren von Zweiwellenverdichtern direkt zu kühlen (EP-A 290664), indem in einem Lagerhohlraum des Rotors ein Wärmeübertragungsmittel (Schmieröl) vorgese¬ hen wird, das durch eine in den Lagerhohlraum hineinragende, stationäre Kühlschlange gekühlt wird. Dies hat den Nachteil, daß der Lagerhohlraum des Rotors abgedichtet wer¬ den muß. Die dafür erforderlichen Abdichtungen sind aber störungsanfällig, insbesondere bei hohen Umdrehungszahlen. Auch entstehen in dem Wärmeübertragungsmedium, das zwischen dem umlaufenden Rotor und der stationären Kühlschlange verwirbelt wird, hohe Verluste, die zu Wärmeerzeugung führen und den Kühleffekt in Frage stellen.
Üblich ist es, das geförderte Medium zu kühlen, indem beispielsweise flüssiges Kühlmittel eingespritzt wird (US-A4,515,540) oder ein Teil des geförderten Mediums nach Kühlung zurückgeführt wird (DE-A 25 44 082). Eine solche Kühlung kann auch in Kombination mit der Erfindung vorgesehen werden; jedoch zielt diese auf eine Kühlung des Rotors ab, damit dieser insbesondere im Bereich der empfindlichen Lager eine Temperatur anneh¬ men kann, die unterhalb der druckseitigen Temperatur des geförderten Mediums liegt.
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, einen Schraubenspindelverdichter der im Oberbegriff des Anspruchs 1 genannten Art zu schaffen, in welchem die Rotoren unab¬ hängig von dem geförderten Medium derart gekühlt werden, daß gute Voraussetzungen für ein geringes Spiel zwischen den Rotoren untereinander sowie zwischen den Rotoren und dem Schöpfraumgehäuse geschaffen werden, ohne daß es störungsanfälliger Ab¬ dichtungen bedarf.
Die erfindungsgemäße Lösung besteht in den Merkmalen des Anspruchs 1 sowie vor¬ zugsweise in denen der Unteransprüche.
Die Lösung nach Anspruch 1 setzt sich aus zwei Komponenten zusammen, nämlich er¬ stens dem Merkmal, daß die Verdrängerrotoren druckseitig stärker als saugseitig gekühlt werden, und zweitens einer die besondere Bauart der Rotorlagerung nutzende Kühltech¬ nik.
Der Gedanke, die Rotoren druckseitig stärker als saugseitig zu kühlen, beruht darauf, daß bei diesen Maschinen der größere Teil der Verdichtungswärme in den näher der Druck¬ seite befindlichen, von den Rotoren und dem Schöpfraumgehäuse eingeschlossenen Kammern entsteht, da sie infoige der Leckverluste und ggf. auch des Voreinlasses bei ggf. gleichem Volumen eine größere Gasmasse enthalten, als die der Saugseite näheren Kammern. Wenn man die Wärme bevorzugt von dem der Druckseite nahen Bereich der Rotoren abführt, wird man eher in der Lage sein, konstante Durchmesserverhältnisse der Rotoren über deren ganze Länge zu erzielen, als wenn die Rotoren über ihre gesamte Länge gekühlt werden. Unter mehrstufigen Rotoren sind dabei solche zu verstehen, deren die Verdichtungskammern bildenden Schraubengänge den Rotor mehrfach umlaufen, so daß über die Rotorlänge mehrere jeweils saug- und druckseitig voneinander getrennte Kompressionskammern gebildet sind. Bei einer dreistufigen Anordnung umlaufen die Schraubengänge den zugehörigen Rotor jeweils dreimal. Die Stufenzahl kann entspre¬ chend dem jeweiligen Druckeinsatzgebiet festgelegt werden. Vorzugsweise werden min¬ destens fünf Stufen eingesetzt.
Für die Kühlung bedient sich die Erfindung einer besonderen, der Bauart angepaßten Technik. Diese Bauart setzt voraus, daß jeder Verdrängerrotor fliegend an einem die Ro¬ torwelle und wenigstens ein rotorseitiges Lager umgebenden, in den Rotor hineinragen¬ den, stationären Lagerrohr gelagert ist. Nur dieses wird unmittelbar gekühlt, während die Kühlung des Rotors dadurch indirekt stattfindet, daß die einander gegenüberstehenden Umfangsflächen des Rotors und des Lagerkörpers wärmeaustauschfähig zueinander an- geordnet sind. Besonders gut gekühlt werden die Lager und die Rotorwelle, da die sich innerhalb des Lagerrohrs befinden.
Um den Wärmetransport zwischen den einander gegenüberstehenden Flächen des Ro¬ tors und des Lagerkörpers zu verbessern, können diese mit den Wärmeaustausch ver¬ bessernden Eigenschaften ausgerüstet werden. Damit der konvektive Wärmeaustausch durch Vermittlung der zwischen den Flächen befindlichen Luftschicht intensiviert wird, sollte der Zwischenraum nicht mit der Saugseite sondern der Druckseite in Verbindung stehen. Auch können die Oberflächen mit Erhöhungen und Vertiefungen versehen sein, die die Wärmeübergangszahl zu dem dazwischen befindlichen Medium verbessern. Der gegenseitige Abstand der beiden Flächen sollte möglichst gering sein. Zur Verbesserung des Strahlungsaustauschs kann eine solche Behandlung der Oberflächen vorgesehen sein, daß diese eine hohe Absorptionszahl im Bereich der Wärmestrahlung aufweisen.
Der Wärmeübergang zu den einander gegenüberstehenden Flächen des Rotors und des Lagerkörpers kann auch dadurch verbessert werden, daß das dazwischen befindliche Gas in Strömungsbewegung versetzt wird. Zu diesem Zweck kann der Zwischenraum mit einer Gasquelle in Verbindung gesetzt werden. Der Gasstrom kann bei entsprechend niedriger Wahl der Gastemperatur (ggf. Kühlung) auch zur Wärmeabfuhr herangezogen werden. Außerdem kann er ggf. eine Sperrfunktion zum Schutz des Lager- und Antriebsbereichs vor dem Zutritt des Fördermediums oder von im Fördermedium enthaltenen Stoffen aus¬ üben.
Das verbrauchte Gas wird zweckmäßigerweise der Druckseite der Maschine zugeführt. Zur Förderung des Gases können die zusammenwirkenden Oberflächen von Rotor und Lagerkörper mit Förderorganen ausgerüstet sein. Dadurch kann es entbehrlich werden, eine externe Druckgasquelle vorzusehen. Dies gilt auch dann, wenn das zugeführte Gas in erster Linie nicht Kühl- sondern Sperrzwecken dienen soll. Die Förderwirkung der Flä¬ chen kann insbesondere dadurch hervorgerufen werden, daß sie einseitig oder beiderseits mit Fördergewinde ausgestattet werden. Statt dessen oder zusätzlich können sie auch konisch ausgebildet sein, so daß die Fliehkraftwirkung zur Förderung ausgenutzt wird. Solche die Bewegung des Gases im Zwischenraum fördernde Mittel sind auch dann zur Verbesserung des Wärmeübergangs sinnvoll, wenn keine zusätzliche Gaszufuhr vorgese¬ hen ist.
Der in den Rotorhohlraum hineinragende Teil des Lagerkörpers wird zweckmäßigerweise mit von Kühlflüssigkeit durchströmten Kanälen ausgerüstet, die vorzugsweise nahe der dem Rotor gegenüberliegenden Umfangsflache des Lagerkörpers angeordnet sind.
Da die Wärmedehnung des Rotors dank der erfindungsgemäßen Kühlung begrenzt wird, darf das Gehäuse intensiv gekühlt oder wenigstens auf einer vorbestimmten Temperatur gehalten werden, ohne daß durch thermische Spielaufzehrung die Gefahr des Anlaufens des Rotors am Gehäuse entsteht. Durch die auf das Fördermedium auf diese Weise aus¬ geübte Kühlwirkung kann der Wirkungsgrad der Pumpe gesteigert werden.
Es ist insbesondere bei Vakuumpumpen bekannt, zur Kühlung des Fördermediums und/oder zur Lärmminderung in die Kompressionszellen der Maschine unter höherem Druck stehendes Gas einströmen zu lassen. Diese als Voreinlaß bezeichnete Technik wird mit Vorteil auch im Zusammenhang mit der Erfindung angewendet. Beispielsweise kann gekühltes Gas von einer geeigneten Quelle verwendet werden. Einen externen Wärme¬ austauscher kann man vermeiden, indem man das Voreinlaßgas durch einen in der ge- häuseseitigen Kühlkammer befindlichen Wärmetauscher führt. Statt Gas kann auch Flüs¬ sigkeit im Schöpfraum zugegeben werden, das dort verdampft und dadurch dem Förder¬ medium Wärme entzieht.
Die Kühlung des Lagerkörpers zumindest in demjenigen Bereich, in welchem dieser sich in dem Wärmeinfluß des Rotors befindet, hat den großen Vorteil, daß Wälzlager verwen¬ det werden können, die mit Fett dauergeschmiert sind und daher besonders wartungsarm sind und keine Kontaminationsgefährdung für den Schöpfraum darstellen.
Die oben erwähnte Möglichkeit, die zusammenwirkenden Oberflächen von Rotor und La¬ gerkörper mit Förderorganen auszurüsten, kann dazu benutzt werden, den Lagerbereich vor Fremdstoffen zu schützen, die aus dem Schöpfraum kommen könnten. Zu diesem Zweck werden die zusammenwirkenden Förderorgane mit aus dem Rotorhohlraum hin¬ ausführender Förderrichtung ausgebildet.
Dadurch werden Fremdstoffe, insbesondere auch spezifisch schwerere Stoffe als das Fördermedium, bei Zufuhr von Sperrmedium auch das Fördermedium selbst, gehindert, entgegen der Förderrichtung in den Rotorhohlraum einzudringen und in den Lager- und Antriebsbereich vorzudringen. Diese Wirkung wird durch die Schwerkraft unterstützt.
Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform geschieht die Ausführung der zusammenwir- kenden Flächen als Förderorgane dadurch, daß wenigstens eine von ihnen mit einem Fördergewinde versehen ist. Es können auch beide mit Fördergewinde versehen werden. Die Richtung des Gewindes bzw. der Gewinde wird so gewählt, daß sich die gewünschte Förderrichtung ergibt. Nach einer anderen Ausführungsform der Erfindung verlaufen die einander gegenüberstehenden Umfangsflächen des Rotors und des Lagerkörpers konisch mit einem in Förderrichtung sich vergrößernden Durchmesser, so daß die Zentrifugalkraft etwa eindringende Stoffe in der Richtung des sich vergrößernden Durchmessers, also zum Schöpf räum hin, zurücktreibt. Es können auch mehrere derartige Fördermittel (z.B. Fördergewinde und Konizität) miteinander kombiniert werden.
Diese Wirkung wird durch die Verbindung des Rotorhohlraums mit einer Spül- oder Sperr¬ gasquelle gesteigert. Dank der Förderwirkung braucht diese Quelle nicht unter Überdruck zu stehen; jedoch ist dies nicht ausgeschlossen. Das Gas kann auch Kühlzwecken die¬ nen.
Eine besonders wichtige Konsequenz der Erfindung ist die Sicherheit gegen das Eindrin¬ gen von Flüssigkeit in den Lager- und Antriebsbereich. Dadurch wird die Pumpe nicht nur hinsichtlich der Abdichtwirkung unempfindlich gegenüber Flüssigkeitsschwall, sondern sie kann auch gezielt gespült werden insbesondere zur Reinigung. Zu diesem Zweck können besondere Einrichtungen zum Einlaß einer Waschflüssigkeit vorgesehen sein, die bei¬ spielsweise dazu dient, auf den Rotor- oder Gehäuseoberflächen abgesetzte Verun¬ reinigungen zu lösen und auszuschwemmen. Falls die Betriebsdrehzahl währenddessen nicht gehalten werden kann, sollten die Rotoren mit angemessen verminderter Geschwin¬ digkeit angetrieben werden. Dafür können entsprechende Steuerungs- oder Regelein¬ richtungen vorgesehen sein. Besonders einfach und vorteilhaft ist es, die Drehzahl dreh¬ momentabhängig zu regein, weil sich dann die Drehzahlverminderung von selbst ergibt. Die Drehzahlabsenkung kann gering sein, wenn lediglich in den Gasförderstrom relativ geringe Mengen von Flüssigkeit eingesprüht werden. Je größer der Flüssigkeitsanteil an der Füllung der Förderräume ist, um so niedriger wird bei drehmomentabhängigem Antrieb die Drehzahl sein. Es kann sogar vollständige Flutung des Schöpfraums vorgesehen wer¬ den, solange die dann mögliche, geringe Drehzahl und die dabei im Zwischenraum zwi¬ schen Rotor und Lagerkörper noch vorhandene Förderwirkung in Verbindung mit der geo¬ dätischen Höhe des Lagerkörpers innerhalb des Rotors dazu ausreicht, den Übertritt der Spülflüssigkeit in den Lagerbereich zu verhindern.
Durch die Erfindung kann Sicherheit gegen den Durchtritt von Flüssigkeit sowohl im Be- triebszustand als auch im Ruhezustand erreicht werden. In beiden Zuständen wirken die Schwerkraft und die Druckdifferenz, im Betriebszustand zusätzlich die Förderorgane.
Die Erfindung wird im folgenden näher unter Bezugnahme auf die Zeichnung erläutert, die einen Längsschnitt durch ein vorteilhaftes Ausführungsbeispiel veranschaulicht.
Auf dem Fußteil 1 ruht das Motorgehäuse 2, das oben mit der flanschartigen Grundplatte 3 ggf. einstückig verbunden ist, auf der das Schöpfraumgehäuse 4 aufgebaut ist. Dieses wird oben durch einen Deckel 5 abgeschlossen, der eine Saugöffnung 6 enthält.
An der Grundplatte 3 sind in später zu erläuternder Weise die Flanschplatten 50 der La¬ gerkörper 7 befestigt, die je zur Lagerung eines Rotors 8 dienen, dessen Umfang vor¬ zugsweise zweigängig schraubenförmig angeordnete Verdrängervorsprünge 9 trägt, die in der Art eines Zahneingriffs in die Förderhohlräume 10 zwischen den Verdränger- vorsprüngen 9 des benachbarten Rotors eingreifen. Außerdem wirken die Verdrängervor¬ sprünge 9 am Umfang mit der Innenfläche des Schöpfraumgehäuseteils 4 zusammen. Die Rotoren 8 stehen oben mit dem Saugraum 11 und unten mit dem Druckraum 12 in Ver¬ bindung.
Der Druckraum 12 steht in Verbindung mit einem nicht gezeigten Druckauslaß. Diese Teile sind am unteren Ende des vertikal aufgestellten Schöpfraumgehäuses vorgesehen.
Jeder Rotor 8 ist drehfest mit einer Welle 20 verbunden, die unten im Lagerkörper 7 durch ein dauergeschmiertes Wälzlager 21 gelagert ist. Ein zweites, gleichfalls dauerge- schmiertes Wälzlager 22 befindet sich am oberen Ende eines rohrförmigen Teils 23 des Lagerkörpers 7, der in eine nach unten, also druckseitig, offene, konzentrische Bohrung 24 des Rotors 8 hineinragt. Dieses Lager 22 befindet sich vorzugsweise oberhalb der Mitte des Rotors 8. Der rohrförmige Teil 23 des Lagerkörpers erstreckt sich vorzugsweise durch den größeren Teil der Länge des Rotors 8. Das Ende des rohrförmigen Teils 23 liegt bei vertikaler Anordnung der Pumpe wesentlich höher als der Druckauslaß 17. Dies ist hilfreich für den Schutz der Lager- und Antriebsregion vor dem Eindringen von Flüssig¬ keit oder anderen schweren Verunreinigungen vom Schöpfraum her.
Im rohrförmigen Teil 23 des Lagerkörpers sind Kühlkanäle 25 vorgesehen, die über Ka¬ näle 26 mit einer Kühlwasserquelle und über entsprechende Kanäle, die in der Zeichnung nicht erscheinen, mit einem Kühlwasserabfluß in Verbindung stehen. Die Kühlkanäle 25 sind vorzugsweise durch schraubenförmige Eindrehungen gebildet, die durch eine Hülse dicht abgedeckt sind. Die Kühlung der Rotorlager verlängert die Lebensdauer bzw. die Wartungsintervalle dieser Lager, wenn sie mit Fett dauergeschmiert sind. Ferner wird durch die Kühlung auch die Umfangsflache des rohrförmigen Teils 23 des Lagerkörpers auf niedriger Temperatur gehalten. Diese Umfangsflache steht der inneren Umfangsflache des Hohlraums 24 des Rotors mit geringem Abstand gegenüber. Diese Flächen sind so ausgebildet, daß sie zu gutem Wärmeaustausch fähig sind und somit Wärme aus dem Rotor mittelbar über den rohrförmigen Teil 23 des Lagerkörpers und dessen Kühleinrich¬ tungen 25 abgeführt werden kann. Zur Verbesserung des Wärmeaustauschs zwischen den einander gegenüberstehenden Flächen des rohrförmigen Teils 23 des Lagerkörpers und des Rotorhohlraums 24 können diese in geeigneter Weise ausgebildet sein. Bei¬ spielsweise können sie so behandelt bzw. brüniert sein, daß der Strahlungsaustausch durch hohe Absorptionskoeffizienten begünstigt wird. Der konvektive Wärmeaustausch vermittelst der dazwischen befindlichen Gasschicht kann durch geringen Ober¬ flächenabstand und geeignete Oberflächenstruktur, die zur Erhöhung der Wärmeüber¬ gangszahl führt, verbessert werden. Eine Fläche oder beide können zu diesem Zweck rauh oder mit Wärmeaustauschrippen oder Gewinde oder dergleichen ausgebildet sein. Es ist auch möglich, dem Rotorhohlraum 24 durch den Lagerkörper oder die Welle 20 ein Sperrgas zuzuführen, das mit dem Fördermedium vom Druckraum 12 abgeführt wird. Es kann neben der Absperrung der Lagerregion auch der zusätzlichen Kühlung des Lagers, des Lagerkörpers und des Rotors dienen, wobei es aber zweckmäßigerweise nicht durch das bzw. die Lager geführt wird, um diese nicht zu verschmutzen, sondern über einen eine Umgehung bildenden Kanal 28.
Zum Schutz des Lager- und Antriebsbereichs vor vom Schöpfraum her eindringenden Einflüssen sind geeignete Dicht- und/oder Sperreinrichtungen vorgesehen. Besonders vorteilhaft ist die Ausrüstung der einander gegenüberstehenden Flächen des Lager¬ körpers 23 und der Innenflächen des Rotorhohlraums 24 auf einer Seite oder auf beiden Seiten mit einem nicht dargestellten Fördergewinde, das einen Fördereffekt vom Rotor¬ hohlraum 24 zum Druckraum 12 hin ausübt. Dieser Fördereffekt wirkt sich wegen deren höherer Dichte vornehmlich auf feste oder flüssige Teilchen aus und verhindert dadurch deren Eindringen in den Lager- und Antriebsbereich. Das Fördergewinde wird zweckmäßi¬ gerweise so ausgebildet, daß dieser Effekt auch bei erheblich abgesenkter Drehzahl noch wirksam ist.
Der Fördereffekt kann auch dadurch herbeigeführt werden, daß der Spalt zwischen Rotor und Lagerkörper sich konisch zum Druckraum hin erweitert. Die Spaltweite (Abstand der Oberfläche des Lagerkörpers von der Oberfläche des Rotors) bleibt dabei im wesentlichen konstant. Zusätzlich können auch in diesem Falle die einander gegenüberstehenden Flä¬ chen auf einer Seite oder auf beiden Seiten mit Fördergewinde versehen sein; erforderlich ist dies aber nicht.
Da die Ausrüstung des Spalts zwischen Rotor und Lagerkörper mit einem Fördergewinde oder einer fördernd wirkenden Konizität sehr wirksam gegen das Eindringen von Flüssig¬ keit oder Feststoffteilchen abdichtet, kann oft auf zusätzliche Dichteinrichtungen verzichtet werden; jedoch können sie vorgesehen sein, und zwar vorzugsweise in berührungsfreier oder berührungsarmer Bauart, z.B. Labyrinthdichtungen oder kolbenringartige Dichtungen.
Aufgrund der Dichtwirkung des Fördergewindes bzw. der Spaltkonizität ist die erfindungs¬ gemäße Pumpe unempfindlich gegen das Vorhandensein von Flüssigkeit im Schöpfraum, solange sich die Rotoren in Drehung befinden. Diese Unempfindlichkeit besteht auch im stationären Zustand dank der hohen Lageranordnung im Rotor, solange die Flüssigkeit im Schöpfraum das Lagerniveau nicht erreicht. Sie ist nicht nur dann wichtig, wenn das För¬ dermedium einen Flüssigkeitsschwall mit sich führt, sondern kann auch für die Reinigung und/oder Kühlung der Pumpe durch Flüssigkeitseinspritzung genutzt werden. Beispiels¬ weise kann durch Düsen, von denen eine bei 27 angedeutet ist, Reinigungs- oder Kühl¬ flüssigkeit eingesprüht werden. Es können dieselben oder gesonderte Düsen 27 zum Ein¬ sprühen der Reinigungsflüssigkeit und der Kühlfiüssigkeit verwendet werden.
Wenn mit sehr starker Verschmutzung gerechnet werden muß, besteht die Möglichkeit, während des Betriebs ständig Reinigungsflüssigkeit einzusprühen. Beim Betrieb einer Vakuumpumpe sollte die Reinigungsflüssigkeit, soweit sie in den Saugraum gelangen kann, einen Dampfdruck unterhalb des Ansaugdrucks haben. Wenn die Pumpe mehrstu¬ fig ist und die Verschmutzung sich (beispielsweise druckabhängig) hauptsächlich in der zweiten und/oder folgenden Stufen niederschlägt, besteht die Möglichkeit, die Einsprit¬ zung der Reinigungsflüssigkeit auf die zweite bzw. folgende Stufe zu begrenzen und da¬ durch von der Saugseite zu trennen.
In den meisten Fällen erfolgt der Reinigungsbetrieb jedoch nicht ständig, sondern peri¬ odisch wenn Reinigungsbedarf (beispielsweise infolge Anstiegs des Antriebsdrehmo¬ ments) festgestellt wird. Dank der Unempfindlichkeit der Pumpe gegenüber Flüssigkeiten können dann auch verhältnismäßig große Flüssigkeitsmengen verwendet werden. Wenn aufgrund der Menge oder Art der verwendeten Reinigungsflüssigkeit die Betriebsdrehzahl nicht gehalten werden kann, kann die Drehzahl entsprechend gesenkt werden. Dafür sind geeignete Steuerungseinrichtungen vorgesehen. Beispielsweise kann die Drehzahl ab¬ hängig vom Antriebsdrehmoment gesteuert werden, was bei erhöhtem Leistungsbedarf selbsttätig zu einer entsprechenden Absenkung der Drehzahl gegenüber der Betriebs¬ drehzahl führt. Die fortdauernde Drehung der Rotoren auch während der Reinigungs¬ phase dient nicht nur der Abdichtung der Rotorlagerung, sondern fördert auch die Einwir¬ kung der Reinigungsflüssigkeit auf die verschmutzten Oberflächen.
Die Förderwirkung im Spalt zwischen Rotor und Lagerkörper kann auch zur Förderung von Sperrgas unabhängig von einer externen Druckgasquelle genutzt werden. Im allgemeinen wird man aber zur Förderung des Sperrgases die Wirkung einer solchen Druckgasquelle bevorzugen, um in der Sperrgaszufuhr unabhängig von der Rotordrehzahl zu sein.
Das Schöpfraumgehäuse 4 kann eine Kammer 30 enthalten, die ganz oder über einen großen Teil des Umfangs umläuft und durch die Kühlwasser zirkuliert, um das Gehäuse auf einer vorbestimmten Temperatur zu halten. Kühlung des Gehäusemantels ist nicht in allen Fällen erforderlich. Sie ist jedoch im erfindungsgemäßen Zusammenhang vorteil¬ hafterweise möglich, weil auch die Rotoren 8 gekühlt sind und deren Wärmedehnung da¬ her begrenzt ist. Es braucht nicht befürchtet zu werden, daß die Rotoren nur deshalb am Gehäuse anlaufen, weil sie sich dehnen, während das Gehäuse auf geringerer Tempera¬ tur gehalten wird.
Die erfindungsgemäße Pumpe kann mit Voreinlaß ausgerüstet werden. Das bedeutet, daß in den Bereichen hoher, ggf. auch schon mittlere Kompression im Gehäuse Kanäle 31 vorgesehen sind, durch die in den Schöpfraum Gas von höherem Druck als es dem Kom¬ pressionsstadium in diesem Bereich des Schöpfraums entspricht, eingelassen wird, um nach bekannten Grundsätzen eine Kühlung und/oder Geräuschminderung zu bewirken. Gemäß einem vorteilhaften Merkmal der Erfindung kann das Voreinlaßgas unmittelbar der Druckseite der Pumpe entnommen werden, indem es in den Kühltaschen 30 des Schöpf¬ raummantels 4 gekühlt wird. Zu diesem Zweck kann es durch Wärmetauscherrohre 32 ge¬ leitet werden.
Bei den Wälzlagern 21 , 22 handelt es sich im dargestellten Beispiel um Schrägkugellager, die durch eine Feder 29 gegeneinander angestellt sind. Jede Welle 20 trägt unterhalb des Lagers 21 vorzugsweise unmittelbar, d.h. ohne zwischengeschaltete Kupplung, den Lau- fer 35 des Antriebsmotors, dessen Stator 36 in dem Motorgehäuse 2 angeordnet ist. Das Motorgehäuse kann mit Kühlkanälen 38 ausgerüstet sein.
Die Flanschplatten 50, die in dem dargestellten Beispiel mit den Lagerkörpern 7 aus ei¬ nem Stück bestehen, sind mit ihren Außenrändern 51 , die im wesentlichen dem Umfang des Schöpfraumgehäuses 4 folgen, und ihren aneinanderliegenden Innenrändern 52 auf die Oberseite der Grundplatte 3 aufgesetzt. Die Flanschplatten 50 sind gegenüber der Grundplatte 3 gedichtet. Auch die im Radialschnitt einer Sekante folgenden Stirnflächen 53, an denen sie aneinander anliegen, sind mit einer Dichtungseinlage ausgerüstet.
Unter den Flanschplatten 50, zwischen den Rändern 51 , 52 ist eine Eindrehung vorgese¬ hen, die mit der Oberseite der Grundplatte 3 einen Raum 39 einschließt, der zur Aufnah¬ me von Synchronisations-Zahnrädern 40 dient, die mit bekannten Mitteln drehfest auf den Wellen 20 zwischen den Lagern 21 und den Motorläufern angeordnet sind. Damit sie im Bereich der Innenränder 52 der Flanschplatten 50 miteinander kämmen können, weisen die Innenränder an entsprechender Stelle einen Ausschnitt auf, durch den die Zahnräder hindurchgreifeπ. Unterhalb dieses Ausschnitts bleibt auf jeder Seite ein Steg stehen, auf den in Fig. 1 die Bezugslinie der den Innenrand allgemein bezeichnenden Bezugsziffer 52 weist. Dieser Steg ist nicht nur aus Stabilitätsgründen vorteilhaft, sondern auch weil er eine umlaufende Abdichtung einerseits gegenüber der Grundplatte 3 und andererseits zwischen den abgeflachten Sekantenflächen der Flanschplatten 50 ermöglicht.
Die Ausdrehungen 39 in den Flanschplatten 50 haben einen Durchmesser, der größer ist als der Durchmesser der Synchronisations-Zahnräder 40. Sie sind im Verhältnis zu den innenrändern 52 ein wenig exzentrisch angeordnet, damit die Synchronisations-Zahnräder 40 bei der Montage der Rotor-Baueinheiten trotz des Vorhandenseins des Dichtungsstegs bei 52 eingesetzt werden können.
Da der die Synchronisations-Zahnräder 40 enthaltende Raum 39 von dem Schöpfraum vollständig getrennt ist, besteht für die Synchronisations-Zahnräder die Gefahr der Ver¬ schmutzung nicht. Sie dienen lediglich der Notsynchronisation der Rotoren. Ihre Zähne kommen normalerweise nicht miteinander in Berührung. Eine Schmierung ist deshalb in der Regel nicht erforderlich. Zwar ist sie gewünschtenfalls anwendbar, aber der Trocken¬ lauf der Synchronisation-Zahnräder vereinfacht die Konstruktion, weil eine Abdichtung zwischen dem Raum 39 und den Antriebsmotoren nicht erforderlich ist. Die Synchronisations-Zahnräder 40 können auch als Impulsgeberscheiben dienen oder durch zusätzliche Impulsgeberscheiben ergänzt sein, die von Sensoren 42 abgetastet werden, von denen in Fig.1 einer dargestellt ist. Diese Sensoren 42 stehen mit einer Re¬ geleinrichtung in Verbindung, die die jeweilige Drehstellung der Rotoren gegenüber einem Sollwert überwacht und über den Antrieb korrigiert. Es handelt sich dabei um eine Syn¬ chronisation der Rotoren auf elektronischem Wege, die als solche bekannt ist und daher hier keiner näheren Erläuterung bedarf. Das Spiel zwischen den Zähnen der Synchronisa¬ tionszahnräder 40 ist etwas geringer als das Flankenspiel zwischen den Verdrängervor- sprüngen 9 der Rotoren 8. Es ist jedoch größer als die Synchronisationstoleranz der elek¬ tronischen Synchronisationseinrichtung. Bei ordnungsgemäßem Funktionieren der letzte¬ ren kommen somit weder die Flanken der Verdrängervorsprünge 9 noch die Zähne der Synchronisationszahnräder 40 miteinander in Kontakt. Für den Fall, daß die letzteren doch einmal miteinander in Kontakt kommen sollten, sind sie mit einer verschleißfesten und ggf. gleitgünstigen Beschichtung versehen.
Die Leistungsdaten der Pumpe werden außer durch die Antriebsleistung und Drehzahl durch das an den Rotoren gebildete Verdränger- bzw. Fördervolumen und somit durch die Länge der Rotoren bestimmt. Man kann daher die Förderdaten dadurch verändern, daß man die Länge des die Rotoren enthaltenden Pumpenteils ändert. Eine Baureihe von Pumpen mit unterschiedlichen Leistungsdaten zeichnet sich deshalb vorzugsweise da¬ durch aus, daß die einzelnen Pumpen dieser Baureihe sich durch Abstufung der Länge dieser Teile unterscheiden, zu denen das Schöpfraumgehäuse, die Rotoren sowie ggf. die rohrförmigen, in die Rotoren hineinragenden Teile der Lagerkörper gehören.
Man erkennt, daß jeder Rotor mit den zugehörigen Lager- und Antriebseinrichtungen eine selbständig montierbare Baueinheit bildet, die neben dem Rotor aus den Lagern 21 , 22, dem Lagerkörper 7, dem darin vorgesehenen Kühleinrichtungen, der Welle 20, dem Syn¬ chronisationszahnrad 40, dem zugehörigen Sensor 42 und dem Motorläufer 35 besteht. Diese Einheiten werden komplett vormontiert in die Pumpe eingesetzt. Sie können nach der Abnahme des Schöpfraumgehäuses leicht von der Grundplatte 3 abgenommen bzw. eingesetzt werden. Ihre Auswechslung kann daher dem Anwender überlassen bleiben, während der Hersteller die Wartung der empfindlichen Einheiten als solchen besorgt.
Die Pumpe ist vorzugsweise von isochorer Bauart, um auch größere Flüssigkeitsmengen schadlos mitfördern zu können.

Claims

Patentansprüche
1. Mehrstufiger Schraubenspindelverdichter, dessen Verdrängerrotoren (8) druckseitig fliegend gelagert sind an einem die Rotorwelle (20) und wenigstens ein rotorseitiges Lager (22) einschließenden, jeweils in den Rotor (8) hineinragenden, stationären Lagerrohr (23), dadurch gekennzeichnet, daß die Rotoren (8) druckseitig stärker als saugseitig gekühlt werden, indem der jeweils in einen Rotor hineinragende Teil des Lagerrohrs (23) gekühlt ist und die einander gegenüberstehenden Umfangsflächen
. des Rotors (8) und des Lagerrohrs (23) wärmeaustauschfähig zueinander angeord¬ net sind.
2. Verdichter nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, daß der Zwischenraum zwi¬ schen den einander gegenüberstehenden Oberflächen des Rotors (8) und des La¬ gerrohrs (23) mit der Druckseite (12) in Verbindung steht.
3. Verdichter nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens eine der genannten Umfangsflächen mit den Wärmeaustausch mit dem dazwischen be¬ findlichen Medium verbessernden Erhöhungen und Vertiefungen versehen sind.
4. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die ge¬ nannten Umfangsflächen mit einer hohen Absorptionszahl für Wärmestrahlung aus¬ gestattet sind.
5. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß minde¬ stens der in den Rotor (8) hineinragende Teil des Lagerrohrs (23) von Kühlflüssigkeit durchströmte Kanäle (25) enthält.
6. Verdichter nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Kühlkanäle (25) na¬ he der dem Rotor (8) gegenüberliegenden Umfangsflache des Lagerrohrs (23) an¬ geordnet sind.
7. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die einander mit geringem Spiel gegenüberstehenden Umfangsflächen des Rotors (8) und des Lagerrohrs ( 23) als berührungsfrei zusammenwirkende Förderorgane mit aus dem Rotor (8) hinausführender Förderrichtung ausgebildet sind.
8. Verdichter nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß er im wesentlichen verti¬ kal mit geodätisch tief gelegener Auslaßöffnung angeordnet ist.
9. Verdichter nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens eine der bei¬ den einander gegenüberstehenden Umfangsflächen mit einem Fördergewinde (28) versehen ist.
10. Verdichter nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die einander gegenüber¬ stehenden Umfangsflächen konisch mit einem in Förderrichtung sich vergrößernden Durchmesser ausgebildet sind.
11. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Rotorhohlraum (24) mit einer Sperrgasquelle verbunden ist.
12. Verdichter nach einem der Ansprüche 7 bis 11 , dadurch gekennzeichnet, daß Ein¬ richtungen zum drehmomentabhängigen Steuern/Regeln des Rotorantriebs vorge¬ sehen sind.
13. Verdichter nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß Einrichtungen (27) zum Einlaß einer Waschflüssigkeit in den Schöpfraum vorgesehen sind.
14. Verfahren zum Reinigen eines Verdichters nach einem der Ansprüche 1 bis 13, da¬ durch gekennzeichnet, daß Waschflüssigkeit in den Schöpfraum gegeben und die Rotoren drehmomentabhängig angetrieben werden.
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