DE102017000381A1 - Trockene Wasserdampf-Verdrängermaschine - Google Patents

Abstract

Die Erfindung bezieht sich auf die Wasserdampf-Verdichtung für die Kälte- und Wärmepumpen-Technik, sowohl für rechts- als auch linksdrehende (Carnot-) Kreisprozesse. Um Wirkungsgrad und Betriebsverhalten bei zugleich größerem Druckbereich zu verbessern, wird erfindungsgemäß eine trockene 2-Wellen-Verdrängermaschine als Spindelkompressor vorgeschlagen, deren Spindelrotore (2 und 3) einen Rotorpaar-Achsabstand haben, der auf der Einlass-Seite (11) mindestens 10% größer ist als auf der Auslass-Seite (12), per elektronischer Motorpaar(18+19)-Spindelrotor(2+3)-Synchronisation angetrieben werden und jeder Spindelrotor mit einer Innenkühlung versehen ist, wobei der Kreuzungswinkel alpha zwischen den beiden Rotordrehachsen in Kombination mit dem jeweiligen µ(z)-Wert in Rotorlängsachsrichtung derart ausgeführt wird, dass je Spindelrotor eine vorzugsweise zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) bei minimalen Wandstärken w am tragenden Fußgrundkörper (32) entsteht unter gleichzeitiger Berücksichtigung der (vorzugsweise) Blasloch-freien Profilgestaltung des Gas-Förder-Außengewindes (31) sowie „Spindelrotor-spezifisch passender“ biegekritischer Drehzahl und Umsetzung des inneren Volumenverhältnisses als iV-Wert, wobei die Anpassung des inneren Volumenverhältnisses im Betrieb über Zusatz-Teilauslass-Öffnungen (15) erfolgt und das Gas-Förder-Außengewinde (31) beim 2-zähnigen Spindelrotor (2) vorzugsweise mit zylindrischer Abflachung (27) im Einlass-Bereich ausgeführt wird.

Description

• Stand der Technik:
• Kreisprozesse werden vorzugsweise beschrieben nach Carnot mit Wärmeabgabe und Wärmeaufnahme sowie einem Verdichter als Antrieb für das Kreislaufmedium in der gasförmigen Phase. Kreisprozesse werden sehr häufig eingesetzt und sind aus unserem Alltag nicht mehr wegzudenken. Dazu gehören rechts- und linksdrehende Carnot-Prozesse, mit gewünschter/gezielter Wärme-Aufnahme zur Erfüllung einer Kühlungs-Aufgabe (in der Kälte- und Klimabranche) bzw. mit gewünschter/gezielter Wärme-Abgabe zur Erfüllung einer Erwärmungs-Aufgabe (Stichwort „Wärmepumpe“) mit Wärmetauschern zur Wärme-Aufnahme und zur Wärme-Abgabe. Für die Bewegung des Kreislaufmediums ist generell ein Antrieb in Form eines Verdichters (Kompressors) für das Kreislaufmedium in seiner gasförmigen Phase erforderlich. Zunächst ist das Kreislaufmedium mit seinen spezifischen Eigenschaften entscheidend. Dabei gibt es nun diverse künstliche (allgemein chemisch hergestellt wie FKW und HFKW, sowie HFO) Kreislaufmedien und natürliche (wie Ammoniak, Propan, Propylen, Isobutan, Ethan) Kreislaufmedien.
• Unwiderlegbar ist jedoch Wasser als Kreislaufmedium ideal wegen seiner generellen Verfügbarkeit, es ist völlig ungiftig, bei geringen Drücken als Wasserdampf bedenkenlos einsetzbar und erfüllt selbst strengste Richtlinien und Sicherheitsvorschriften, ist ressourcenschonend, umweltfreundlich, wartungsarm, effizient und ohne Gefahrenpotenzial.
• Die Herausforderung besteht auf der Verdichterseite, weil im Arbeitsdruckbereich von einigen mbar nicht nur enorme große Volumenstrommengen sondern zudem noch sehr hohe Druckverhältnisse erforderlich sind. Damit ergeben sich enorm schwierige Verdichtungsbedingungen insbes. durch hohe Temperaturen, zumal der Isentropenexponent für Wasserdampf in diesem Druckbereich mit etwa 1,327 recht hoch ist, zum Vergleich: Heutige Kältemittel liegen hier im Bereich von knapp über 1,1 mit entsprechend moderaten Temperatur-Erhöhungen im Verdichter.
• Die Aufgabe zur Wasserdampf-Verdichtung wird heutzutage von Turboverdichtern angegangen, die jedoch zur Erfüllung der hohen Druckverhältnisse mehrstufig ausgeführt werden müssen bei gleichzeitiger Zwischenkühlung. Dabei lässt aber die grundsätzliche Kennlinien-Schwäche als Strömungsmaschine nur mäßig befriedigende Temperatur- und Druck-Verhältnisse zu. Wenn es hier eine effizientere Verdichter-Lösung gäbe, wäre Wasserdampf als Kreislaufmedium wegen seiner enormen Vorteile ein bedeutsamer Fortschritt.
• Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, die Verdichtung von (vorzugsweise) Wasserdampf in dem bekannten Arbeitsgebiet und Druckbereich, der allgemein als Grobvakuum bezeichnet wird, durch eine Verdrängermaschine mit Beherrschung der jeweils gewünschten Druckdifferenzen sowie der großen p/p-Druckverhältnisse mit der für eine Verdrängermaschine typisch steilen Kennlinie (also Druckwerte über Volumenstrom mit den entsprechenden Arbeitspunkten) zu bewerkstelligen, wobei diese Arbeitsmaschine vollständig trockenlaufend (kein Betriebsfluid) sein muss und einen Gesamt-Wirkungsgrad für die gesamte Anlage aufweisen soll, der für den gesamten Einsatzbereich besser ist als bei den heutigen Turboverdichtern, so dass die Anwenderwünsche in der Kältetechnik und bei Wärmepumpen sowie anderen (Carnot-)Kreisprozessen besser erfüllt werden, insbesondere hinsichtlich eines größeren Druckbereiches.
• Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe zur Verdichtung von Wasserdampf bei Drücken unterhalb atmosphärischen Drucks (vorzugsweise zwischen 6 mbar und 300 mbar, also im klassischen Grobvakuumgebiet) im Leistungsbereich von unter 1 kW bis weit über 100 kW als Kälte-Kreislauf-Leistung für die Kältetechnik (also Industriekälte, Gewerbekälte und Gebäude-Klimatisierung) bzw. als Wärmepumpen-Kreislauf-Leistung [die jeweils erforderliche Verdichter-Leistung ist entsprechend um den sogen. „COP“ ^{(als Beispiel)}-Wert geringer] als 2-Wellen-Verdrängermaschine nach dem Spindelverdichterprinzip mit einer Gaseinlass-Raum (11) und einem Gasauslass-Raum (12), wobei der Achsabstand zwischen den Spindelrotoren auf der Gaseinlass-Seite (11) größer ist als auf der Gasauslass-Seite (12) und sich somit ein Kreuzungswinkel alpha ergibt, der vorzugsweise zwischen 3 und 25 Winkelgrad liegt und derart ausgeführt wird, dass die nachfolgend beschriebenen Merkmale erfüllt werden:
• Die erfindungsgemäßen Merkmale sind:
1. 1) elektronische Synchronisation, indem jeder Spindelrotor (2 bzw. 3) von seinem eigenen Antriebsmotor (18 bzw. 19) angetrieben wird, wobei jeder Antriebsmotor seinen eigenen FU (22 bzw. 23) mit jeweils eigenem Mess-System (20 bzw. 21) zur Erfassung der jeweiligen Drehwinkelposition aufweist sowie einer FU-Control-Unit (24), die dafür sorgt, dass diese Antriebsmotore (18 und 19) über ihren jeweils eigenen Frequenzumrichter (22 bzw. 23) mit entsprechender Drehzahl derart angetrieben werden, dass das Spindelrotorpaar (also 2 und 3) berührungsfrei zueinander arbeiten kann. Die Kühlfluid-Zuführung (9.2 bzw. 9.3) zur jeweiligen zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) jedes Rotors erfolgt dann zusätzlich durch die hohle Welle des jeweiligen Antriebs, wobei die Lager (10) dann vorzugsweise als Lebensdauer-fettgeschmierte Hybridlager oder auch Vollkeramiklager (bzw. sogar als Magnetlager) ausgeführt sind.
2. 2) zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) als „rotierender Zylinder-Verdampfer“ zum automatischen Kühlungs-Selbstausgleich, indem das zu verdampfende Wasser als Spindelrotor-Kühlfluid unter dem Druck p₀* und der Temperatur t₀* [diese Werte mit gewissen technischen Abweichungen, wie z.B. Druckverlusten, Temp.-Anstieg durch unvermeidbare Wärmeübergänge] aus dem Kreislauf gemäß 2 abgezweigt wird und in der zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung durch die Rotations-Fliehkräfte im Betrieb zwangsläufig immer genau dorthin geht, wo es aktuell für den jeweiligen Arbeitspunkt am dringlichsten benötigt wird, wobei die zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (vorzugsweise) folgende Merkmale besitzt gemäß nachfolgender Erläuterung: Ein „rotierender Zylinder-Verdampfer“, wie die Innenkühlung der Spindelrotore erfindungsgemäß ausgeführt ist, hat für die vorliegende Aufgabenstellung die denkbar günstigsten Wärmetransfer-Eigenschaften, weil durch die Fliehkräfte beständig der bestmögliche Wärmeübergang erreicht wird, indem die schweren Flüssigkeitsteile in der rotierenden zylindrischen Verdampfer-Kühlbohrung ständig die leichteren Gasanteile von den Wärmetransferflächen verdrängen, um selbst sogleich wieder zu verdampfen, so dass somit die nächsten Flüssigkeitsteile für den Wärmetransfer an das Rotormaterial zum gewünschten Wärmetransfer gelangen, und außerdem zugleich noch in Rotorlängsachsrichtung dank zylindrisch-gleicher Radienwerte die zu verdampfenden Flüssigkeitsteile zentrifugal-bedingt stets dorthin gedrängt werden, wo wegen der höchsten Verdampfung auch der größte Bedarf zur Wärmeabfuhr besteht, denn in Rotorlängsachsrichtung wird es für jeden Betriebspunkt unterschiedliche Leistungsverteilung geben, so dass bei den bekannt hohen Verdampfungs-Enthalpie-Differenzen mit geringer (vergl. Werte in 9) Kühlfluid-Zufuhr eine höchst effiziente Wärmeabführung während der Verdichtung erreicht wird, damit gemäß 8 die Verdichterlinie von
   
   nach
   
   vorteilhaft steil und für den Verdichter klar besser als isentrop verlaufen wird. Dabei gelten für die zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung folgende Merkmale:
   1. a) Zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) mit Radius R_C auf der Länge L_C bei der Spindelrotor-Verdrängerprofil-Länge L_R, wobei die zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung im Einlass-Bereich vorzugsweise zwischen den Positionen E und S beginnt und vorzugsweise über das Auslass-Ende bei L hinausgeht, so dass die Werte für L_R und L_C vergleichbar (ungefähr gleich) groß sind. Die zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) wird als sogenannte „Innenstruktur“ vorzugsweise über Kühlfluid-Führungsnuten (16), Kühlfluid-Verteiler-Überlaufnuten (17) und Abstützstellen (7) ausgeführt.
   2. b) Die zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) soll möglichst genau zylindrisch sein (also Abweichungen deutlich unter 1%), wobei z.B. Fertigungstoleranzen bei den R_C-Werten vorzugsweise derartig festgelegt werden, dass Abweichungen eher zu größeren R_C-Werten in Richtung zum Auslass (also im Bereich der Position L) führen.
   3. c) Spindelrotor aus einer Alu-Legierung wird drehfest mit bereits fertig hergestellter „Innenstruktur“, wobei zu dieser „Innenstruktur“ die zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) vorzugsweise ausgeführt per Kühlfluid-Führungsnuten (16) mit Radius R_C und mehreren Abstützstellen (7) umfasst, auf der tragenden Stahlwelle an diesen Abstützstellen vorzugsweise aufgepresst, z.B. durch Bauteile-Temperatur-Differenz, indem der wärmere Alu-Rotorkörper auf die kältere Stahlwelle gefügt wird und beim Temperatur-Ausgleich dann zur festen Verbindung führt, wobei dann auch erst das Gas-Förder-„Außengewinde“ (31) gefertigt wird, so dass die Wandstärken w minimiert werden können, um die Wärmeleitung durch kürzere Wege bei Abführung der Verdichtungswärme zu verbessern. Der Nutgrund der Kühlfluid-Führungsnuten (16) wird vorzugsweise derart ausgeführt, dass die Nutgrundflächen mit Neigungswinkeln ψ(z) ausgeführt werden, die abhängig von der z-Position in Rotorlängsachsrichtung, die üblicherweise als z-Achse bezeichnet wird, vorzugsweise im Bereich 170° ≤ψ(z) ≤ 180° in Abhängigkeit von der Position z in Rotorlängsachsrichtung liegen, so dass die Verteilung des Kühlfluids (9) bei geringeren Kühlfluidmengen (denn es wird immer nur so viel Kühlfluid zugeführt, dass die Gesamt-Energiebilanz im jeweiligen Betriebspunkt den höchsten Wirkungsgrad ergibt) längs der Rotorachse durch die geringeren Füllquerschnitte abhängig von der jeweiligen Kühlfluidmenge passend zum Betriebspunkt verbessert wird. Dabei werden die Kühlfluid-Führungsnuten wie ein Gewinde vorzugsweise mit einer möglichst großen Steigung ausgeführt, z.B. wie bei dem Gas-Förder-Außengewinde (31), um damit die Aufgabe umzusetzen, dass die durch die Einbringung der Kühlflüssigkeit (9.2 bzw. 9.3) in jeden Rotor sich ergebende Verstärkung der Restunwucht (denn jede Flüssigkeit sammelt sich im rotierenden System auf die größtmögliche Entfernung vom aktuellen Drehpunkt und verstärkt somit die Restunwucht) minimiert wird, was beispielsweise bei einer Steigung Null der Kühlfluid-Führungsnuten ganz schlecht erfüllt wird. Dieser Effekt der Restunwucht-Verstärkung wird erfindungsgemäß gleichzeitig genutzt, um die zugeführte Kühlfluidmenge (9.2 bzw. 9.3) je Rotor zu minimieren, indem Schwingungssensoren (wie sie beispielsweise bei der Lagerüberwachung eingesetzt werden) diese Restunwucht-Verstärkung durch eine zu große Kühlfluidmenge im jeweiligen Rotorsystem anzeigen, wobei dank unterschiedlicher Rotordrehzahlen (der 2z-Rotor dreht stets 1,5-fach schneller) genau feststeht, bei welchem Rotor gerade die Kühlfluidmenge zu hoch ist, so dass die Control-Unit (25) über die Regulierorgane (38) die aktuell korrekte (im Sinne der mindest-erforderlichen Kühlfluidmenge) Einstellung vornehmen kann.
   4. d) Zur Kompensation von Abweichungen und zur Absicherung der möglichst sicheren Verteilung des zu verdampfenden Wassers in Rotorlängsachsrichtung bei der zylindrischen Verdampfer-Kühlbohrung (6) gibt es im Nutgrund der Kühlfluid-Führungsnuten (16) mit Radius R_C zusätzlich noch unterdimensionierte Kühlfluid-Verteiler-Überlaufnuten (17) mit einem Abstand zur Rotordrehachse, der größer ist als der R_C-Wert, die zugleich aber einen derart geringen Querschnitt aufweisen, so dass das darin enthaltene Wasser über den Querschnitt dieser Kühlfluid-Verteiler-Überlaufnuten (17) hinaustretend den Nutgrund der Kühlfluid-Führungsnuten (16) mit Radius R_C benetzt. Die Ausführung der zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) ist hier natürlich nur beispielhaft mit Abstützstellen (7) und Kühlfluid-Führungsnuten (16) mit Radius R_C sowie mit Kühlfluid-Verteiler-Überlaufnuten (17) beschrieben, hier sind natürlich auch andere Ausführungsformen denkbar.
   5. e) Zugabe von Kühlfluid (9) insbes. zu den Rotoren stets auf die minimale Menge beschränken, evtl. sogar nur sporadisch und implusmäßig, um sowohl kritische Unwuchten zu vermeiden als auch die Menge des abgezweigten Kühlfluidstroms (9) zu minieren im Sinne der Maximierung des Gesamt-Wirkungsgrads, weil dieser Kühlfluidstrom (9) dem eigentlichen Kreislaufmedium (28) im Verdampfer (35) bei der Wärmeaufnahme fehlt. Die zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) in jedem Spindelrotor erhält also immer nur so viel Wasser (mit einer technisch üblichen Toleranz von z.B. + 1%), wie gerade zur Verdampfung im jeweiligen Arbeitspunkt benötigt wird.
   6. f) Diese Minimierung der Kühlfluidstrommenge (9) wird erreicht beispielsweise durch Messung über bekannte und einfache Schwingungssensoren (z.B. zur Wälzlager-Überwachung) zur Feststellung des Füllgrades in der jeweiligen zylindrischen Verdampfer-Kühlbohrung (6) je Spindelrotor (2 bzw. 3), denn eine erhöhte Wassermenge in der jeweiligen zylindrischen Verdampfer-Kühlbohrung (6) wird die Restunwucht im rotierenden System verstärken und kann dank unterschiedlicher Drehzahlen der Spindelrotore (der 2-zähnige Spindelrotor dreht um den Faktor 1,5 schneller als der 3-zähnige Spindelrotor) als Unwucht-Anregung dem jeweiligen Rotationssystem des 2-zähnigen oder des 3-zähnigen Spindelrotors zugeordnet werden, so dass die jeweilige Kühlfluidmenge (9.2 bzw. 9.3) entsprechend auf die minimale Menge angepasst wird. Es wird also nur so viel Wasser zugeführt, wie gerade zur Verdampfung im aktuellen Betriebspunkt benötigt wird. Selbstredend sind auch andere Ansätze zur Minimierung der Kühlfluidstrommenge (9) einsetzbar.
3. 3) Dampfaustritt (14) aus der zylindrischen Verdampfer-Kühlbohrung (6) je Spindelrotor dadurch gekennzeichnet, dass die jeweilige zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) mit dem Radius R_C2 bzw. R_C3 ausgeführt ist und der Dampfaustritt (14) über Querbohrungen, die vorzugsweise zueinander ausgewuchtet angeordnet sind, nach einem Absatz über einen Radius R_D2 bzw. R_D3 erfolgt, wobei R_D2 bzw. R_D3 am jeweiligen Spindelrotor etwas (also wenige mm, z.B. 2 bis 5 mm) kleiner ist als der jeweilige R_C2- bzw. R_C3-Wert der entsprechenden zylindrischen Verdampfer-Kühlbohrung (6).
4. 4) optionale Kühlfluid-Einspritzung (33) in den Arbeitsraum zur gezielten Beeinflussung der Fördergas-Temperaturen im Arbeitsraum, also der Raum zwischen Einlass- (11) und Auslass-Sammelraum (12).
5. 5) Bei der für den Trockenläufer so bedeutsamen Wärmeabführung für die Arbeitsraum-Bauteile, also Spindelrotorpaar gemäß (2 und 3) und Verdichtergehäuse (1), sind zwei Stufen zu unterscheiden:
   1. A) Basis-Stufe bei der Bauteile-Wärmeabführung: Über die Wärmeabführung für die Arbeitsraum-Bauteile ist als Basis jederzeit sicherzustellen und zu gewährleisten, dass Spielaufzehrung (was generell zum Ausfall des Verdichters führt, sogen. „Crash“) zwischen den Arbeitsraum-Bauteilen verlässlich in jedem Betriebspunkt vermieden wird: Diese unverzichtbare Forderung wird schon mit geringen Kühlfluidmengen (9) erreicht, indem z.B. die Wärmeabführung für das Verdichtergehäuse (1) reduziert wird, also Drosselung des entsprechenden Kühlfluidstroms (9.1) bei minimalen Kühlfluidstrom-Mengen (9.1), so dass die Wärmeausdehnung der Arbeitsraum-Bauteile die Spiel-Situation nicht gefährdet. Zugleich ist bei dieser Basis-Stufe zur Bauteile-Wärmeabführung sicherzustellen, dass die Spielwerte (also die Abstandswerte zwischen den Arbeitsraum-Bauteilen) innerhalb eines gewissen Bereiches bleiben, d.h.: Indem die Mindest-Spielwerte im Betrieb bei etwa 0,03 bis 0,09 mm liegen (abhängig von der Baugröße, wobei große Maschinen mit > 150 mm Achsabstand oberhalb von 0,05 mm liegen), ist die Basis-Stufe zur Bauteile-Wärmeabführung im Betrieb so auszuführen, dass nicht nur die genannte Spielaufzehrung sicher vermieden wird (als unverzichtbare Muss-Anforderung, wobei die genannten Mindest-Spielwerte einen Sicherheitszuschlag von etwa 20% bis 50% erhalten), sondern auch die Spielwerte für andere Betriebspunkte wegen des unterschiedlichen thermischen Wärmeausdehnungsverhaltens der Bauteile gegenüber diesen unteren Spielwerten höchstens um Faktor 2 bis max. Faktor 3 größer werden, was durch diese Basis-Stufe zur Bauteile-Wärmeabführung im Betrieb zu gewährleisten ist und nunmehr erstmals mit einem Trockenläufer über die Control-Unit (25) erreichbar ist (bisher nur bei Nassläufern machbar).
   2. B) VET-Stufe bei der Bauteile-Wärmeabführung: (VET steht für Verdichtungs-End-Temperatur, also die Temperatur des Fördermediums am Ende der Verdichtung und üblicherweise die höchste Gas-Temperatur, wobei die VET gewöhnlich im Auslassraum (12) festgestellt wird.) Der Leistungsbedarf bei der Verdichtung eines Volumens (und genau das passiert bei dem vorliegenden Verdichter als sogen. Verdränger-Arbeitsmaschine) wird im Allgemeinen reduziert und damit die Effizienz (Wirkungsgrad) der Verdichtung verbessert, wenn der Temperatur-Anstieg in diesem Volumen während des Verdichtungsvorgangs möglichst gering gehalten werden kann. Die dafür nötige Wärmeabführung während der Verdichtung hängt bekanntermaßen auch von der Temperatur-Differenz zwischen dem Gas in diesem Volumen und den umgebenden Wärme-abführenden Oberflächen der Arbeitsraum-Bauteile ab, zusätzlich noch die Wärmeübergangskoeffizienten (bei Wasserdampf bekanntlich recht hohe Werte) sowie die Wärmeleitung (weshalb als Material für die Spindelrotor vorzugsweise eine Alu-Legierung genommen wird). Je kühler also die Oberflächen der Arbeitsraum-Bauteile über den jeweiligen Kühlstrom gehalten werden können, desto besser ist die Wärmeabführung während der Verdichtung und desto geringer auch der Temperatur-Anstieg des Fördergases in den geförderten und verdichteten Arbeitskammer-Volumina, folglich wird die Verdichter-Arbeitslinie zunehmend steiler - beispielhaft gemäß 8 zwischen den Punkten und gezeigt. Damit wird allgemein eine Reduzierung des Leistungsbedarfs bei der Verdichtung und damit eine verbesserte (höhere) Effizienz erreicht.
6. 6) Abhängig von den applikationsspezifischen Anforderungen und gemäß der dementsprechenden Parameter-Auslegung (also bzgl. Kreuzungswinkel, Rotorlänge, Einlass- und Auslass-Achsabstand, Kopf- und Fuß-Radien-Werte je Stirnschnitt, Steigungsverlauf und Stufenzahl sowie Gestaltung der sogen. „Innenstruktur“ und dem Spindelrotorpaar-Querschnitt) für die erfindungsgemäße Verdichterausführung lässt sich der Kühlfluidstrom (9) zur Wärmeabführung für die Arbeitsraum-Bauteile über die beiden folgenden Ansätze abbilden:
   • • abgezweigter Kühlfluid-Teilstrom: (wie beispielhaft in 2 als Kühlfluidstrom (9) gezeigt) Wie in 2 beispielhaft dargestellt wird der Kühlfluidstrom (9) aus dem eigentlichen Kreislauf als Teilstrom abgezweigt, was als bevorzugte Lösung gilt, weil es die maximale Wärmeabführung mit der zylindrischen Verdampfer-Kühlbohrung (6) während der Verdichtung ermöglicht. Einziger Nachteil ist der Umstand, dass dieser abgezweigte Kühlfluidstrom (9) dem Hauptstrom entzogen wird und somit bei Erfüllung der Kern-Aufgabe in der Kältetechnik fehlt, also die Wärmeaufnahme im Verdampfer (35). Bei Wärmepumpen, wenn die Wärmeabgabe im Kondensator (36) die Kern-Aufgabe darstellt, fehlt dieser abgezweigte Kühlfluid-Teilstrom dem Kreislaufmedium (34) nicht. Damit gilt folgender Grundsatz: Wenn applikationsspezifisch der Vorteil durch Absenkung der Verdichtungstemperaturen in der genannten VET-Stufe bei der Bauteile-Wärmeabführung stärker ist als der Nachteil durch die reduzierte Kühlfluidmenge (28) durch den Verdampfer (35), dann ist der abgezweigte Kühlfluidstrom (9) mit der zylindrischen Verdampfer-Kühlbohrung (6) zu realisieren wie in 2 beispielhaft dargestellt, wobei die Menge des abgezweigten Kühlfluidstroms (9) gezielt und kontrolliert dem jeweiligen Anforderungsprofil in dem Sinne anzupassen ist, dass in jeder Situation und reguliert per Control-Unit (25) jeweils nur so viel Menge als Kühlfluidstrom (9) abgezweigt wird, dass die Verdichter-Effizienz-Verbesserung durch die Wärmeabführung gesamtenergetisch mehr Vorteile bringt als der zuvor beschriebene Nachteil beim Mehraufwand durch den abgezweigten Kühlfluidstrom. Sollte dieser Ansatz für einige Anwendungen nicht mehr erreichbar sein, dann gilt der nachfolgend beschriebene „separate Kühlwasserstrom“.
   • • separater Kühlwasserstrom: (wie in 6.d beispielhaft gezeigt) Wenn der Vorteil durch Absenkung der Verdichtungstemperaturen in der genannten VET-Stufe bei der Bauteile-Wärmeabführung für die jeweilige Applikation schwächer ist als der Nachteil durch die reduzierte Kühlfluidmenge (28) durch den Verdampfer (35), dann ist ein separater Kühlwasserstrom gemäß 6 mit der in PCT/ EP2016/077063 beschriebenen Rotorinnenkühlung zu realisieren, wodurch maßgeblich und unabhängig vom Kreislaufmedium dafür gesorgt wird, dass Spielaufzehrung zwischen den Arbeitsraum-Bauteilen vermieden wird. Der Nutzen, dass der separate Kühlwasserstrom zur Vermeidung der Spielaufzehrung quasi nebenbei die Verdichtungstemperaturen noch etwas senkt, ist fürwahr eingeschlossen. Dabei sind naturgemäß die jeweils verfügbaren Kühlwasser-Temperaturen ausschlagend, so dass es eine generell gültige Anweisung nicht geben kann und daher applikationsspezifisch entschieden werden muss. So werden (einfach ausgedrückt) die verfügbaren Kühlwasser-Temperaturen in heißer Umgebung (Länder in Äquator-Nähe) anders sein als in kalten Regionen zur jeweiligen Jahreszeit (Sibirien im Winter).
   • • verzögerte Verdampfung: Wenn es in den Kühlfluid-Führungsnuten (16) wegen der enormen Beschleunigungswerte nicht zur Verdampfung des Kühlfluids (9.2 bzw. 9.3) kommen sollte, dann wird erfindungsgemäß ferner vorgeschlagen, dass diese Kühlflüssigkeit (durch Aufnahme der Verdichtungswärme inzwischen erwärmt) per Staurohr (wie z.B. in DE 10 2013 009 040.7 oder auch in 10 2015 108 790.1 beschrieben) abgezapft wird, dabei wegen der hohen kinetischen Energie einen höheren Druck als p_c hat und folglich an eine Stelle nach dem Verdichtungsvorgang, z.B. im Auslass-Sammelraum (12), dem Kreislauf wieder zugeführt wird, wo diese Flüssigkeit dann verdampft und dabei aufgabenspezifisch wieder Wärme aufnehmen kann, wobei die Kühlfluidmenge dann so anzupassen ist, dass der Gesamt-Wirkungsgrad verbessert wird. In jedem Fall wird die richtige (im Sinne der Effizienz und der Unwuchtminimierung) Kühlfluidmenge für den jeweiligen Betriebs-/Arbeitspunkt von der Control-Unit (25) reguliert, wobei in dieser Control-Unit die entsprechenden Daten hinterlegt sind (z.B. nach entsprechender Prozess-Simulation) sowie auch per „Trial-and-error“ als Selbstlern-Vorgang, indem das System selbständig Variationen ausprobiert und anhand der Reaktionen (also Energiebedarf und Leistungsbilanz) selbst feststellt, mit welcher Einstellung in dem jeweiligen Arbeitspunkt die höchste Effizienz erreicht wird. Dieser Ansatz lässt sich auch als action Daher ist von Fall zu Fall zu entscheiden, welcher dieser Ansätze die applikationsspezifische Aufgabe am besten löst.
7. 7) Anpassung des inneren Volumenverhältnisses an den jeweiligen Betriebspunkt erfindungsgemäß durch Zusatz-Teilauslass-Öffnungen (15), die vorzugsweise federbelastet öffnen und einen Teilgasstrom aus der jeweiligen Arbeitskammer in den Auslass-Sammelraum (12) austreten lassen, wenn in dieser sich dem Auslass nähernden Arbeitskammer der Druck größer ist als der Druck im Auslass-Sammelraum (12), so dass in der Arbeitskammer eine schädliche (die Effizienz wird verschlechtert) Überverdichtung vermieden wird. Das innere Volumenverhältnis (also der Quotient aus den Arbeitskammer-Volumina zwischen Einlass und Auslass) als sogen. „iV-Wert“ ist für die möglichst effiziente (also Energie-einsparende) Verdichtung also dem jeweiligen Betriebspunkt bestmöglich anzupassen, um schädliche Über- oder Unterverdichtung zu vermeiden. Im Betrieb kann der iV-Wert erfindungsgemäß durch Zusatz-Teilauslass-Öffnungen (15) angepasst werden, muss aber zunächst über die Spindelrotorpaar-Auslegung festgelegt werden. Dabei wird der iV-Wert grundsätzlich durch folgende 3 Größen beeinflusst:
   • • Achsabstand zwischen den Rotordrehachsen (dank Kreuzungswinkel alpha zwischen den Rotordrehachsen veränderlich und am Gas-Einlass (11) größer als beim Gas-Auslass (12)
   • • Verhältnis der Rotorkopf-Radien zum Achsabstand im jeweiligen Stirnschnitt als sogen. µ(z)-Wert, über die nachfolgend genannten Gleichungen an jeder Stelle z in Rotorlängsachsrichtung, wobei außerdem der Fußwinkel γ_F2 gezielt gewählt wird, um das Nenn-Saugvermögen zu maximieren, wobei das genaue Vorgehen ebenfalls nachfolgend genau beschrieben wird.
   • • Steigungsverlauf in Rotorlängsachsrichtung (legt auch gleichzeitig die Stufenzahl fest, also die Anzahl der abgeschlossenen Arbeitskammern zwischen Ein- und Auslass), wobei die Rotorlänge bekanntlich bis zur biegekritischen Drehzahl möglichst lang ausgeführt wird.
   Bei Festlegung der genannten Rotorpaar-Parameter ist also das „innere Volumenverhältnis“ als sogen. „iV-Wert“ (also Quotient der ^[größeren] Einlass- zu den ^[kleineren] Auslass Arbeitskammer-Volumina) entsprechend dem Isentropenexponent des Fördermediums, dem Verdichtungsvorgang insbes. bzgl. der Wärmeabführung während der Arbeitskammer-Volumen-Änderung (also die Verdichtung) und dem gewünschten Kompressionsverhältnis (also der Quotient aus Auslass-Druck zu Einlass-Druck) zu realisieren. Beispielhaft sei dieser Zusammenhang anhand der in 7 genannten Werte einmal vorgeführt: Das Fördergas (Wasserdampf) soll beispielsweise von 7,0 mbar auf 95,9 mbar verdichtet werden, wodurch sich ein Kompressionsverhältnis von 95,5 durch 7,0 = 13,7 ergibt. Nur bei isothermer Verdichtung (also keine Temperatur-Änderung während der Verdichtung) wäre hier auch ein inneres Volumenverhältnis von 13,7 umzusetzen. Durch den Temperatur-Anstieg in der Arbeitskammer während der sogen. „polytropen“ Verdichtung wird sich erfindungsgemäß ausgehend von dem vorliegenden Isentropenexponent für Wasserdampf in diesem Bereich von etwa 1,327 durch die intensive Wärmeabführung während der Verdichtung über die zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) ein iV-Wert von etwa 10 ergeben, um sowohl Über- als auch Unter-Verdichtung zu vermeiden. Dieser iV-Wert als Änderung der Arbeitskammer-Volumina, die sich aus der Multiplikation von den betreffenden Spindelrotorpaar-Querschnittsflächen und der jeweiligen Erstreckung in Rotorlängsachsrichtung (allg. über die Profil-Steigung erfasst) ergeben, wird erfindungsgemäß nun technisch realisiert durch:
   1. a) Veränderung der Spindelrotorpaar-Querschnittsfläche in jedem Stirnschnitt (beispielhaft in 3 vereinfacht als ebene Schnittdarstellung gezeigt) in Rotorlängsachsrichtung, wobei der Einlassseitige Rotorpaar-Querschnitt größer ist als der Auslass-seitige Rotorpaar-Querschnitt. Diese Querschnitts-Veränderung am Spindelrotorpaar wird nun erreicht durch:
      • • Änderung des Achsabstandes über den Kreuzungswinkel alpha der beiden Rotordrehachsen
      • • Änderung der Profil-Zahnhöhe über den genannten µ(z)-Wert an jeder z-Position Diese Veränderung der Querschnittsflächen am Rotorpaar durch die Änderung von Achsabstand und µ(z)-Wert ergibt einen sogen. „iV.aµ-Wert“ (vergl. 9), wobei die jeweilige Arbeitskammer-Erstreckung zu beachten ist. Dabei ist zu gewährleisten, dass eine zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6), wobei jeder Spindelrotor seinen eigenen R_C-Werte hat, entsteht bei zugleich minimalen Wandstärken w im tragenden Fußgrundkörper (32) unter gleichzeitiger Berücksichtigung der unterschiedlichen biegekritischen Drehzahlen, wie dies beispielhaft in 9 einmal vorgeführt ist.
   2. b) Änderung der Profil-Steigung (allg. als m bezeichnet) in Rotorlängsachsrichtung: Durch Änderung der Profilsteigung entsteht ein sogen. „iV.m-Wert“ (vergl. 9 als Beispiel), der üblicherweise deutlich (mehr als Faktor 3) größer als der „iV.aµ-Wert“ ausgelegt wird, wobei die Stufenzahl (also die Anzahl abgeschlossener Arbeitskammern zwischen Ein- und Auslass) auf der biegekritisch noch zulässigen Rotorlänge L_R unter Einhaltung der sogen. „Kammgrenze“ (welche Zahnlücken-Tiefe ist relativ zur Zahnlücken-Breite fertigungstechnisch noch herstellbar) zu berücksichtigen ist.
   Diese beiden Änderungen wirken in Rotorlängsachsrichtung natürlich gleichzeitig und multiplikativ zueinander, um auf den gewünschten Gesamt-iV-Wert zu kommen, in diesem Beispiel = 10, was beispielhaft in 9 vorgeführt ist. Dabei gilt bekanntlich, dass der Gesamt-iV-Wert umso höher auszuführen ist, je intensiver die Wärmeabführung während der Verdichtung ist, wobei eine Minderung der Verdichtungstemperaturen generell zur einer Verbesserung der Verdichter-Effizienz (also Wirkungsgrad-Erhöhung) führt. Wenn nun der jeweilige Betriebspunkt von diesen genannten Druckwerten abweicht, sorgen die Zusatz-Teilauslass-Öffnungen (15) für die ideale Anpassung an die aktuellen Arbeitspunkte und damit für einen jederzeit effizienten Verdichtungsvorgang.
8. 8) Jeder Spindelrotor (also der Alu-Teil, der drehfest auf der Stahlwelle sitzt) besteht aus 3 Bereichen:
   1. a) Gas-Förder-Außengewinde (31) Das Gas-Förder-Außengewinde (31) wird vorzugsweise erst nach der drehfesten Verbindung mit der jeweiligen Stahlwelle gefertigt, um die Größe der Fußgrund-Wandstärke w minimieren zu können.
   2. b) Fußgrund-Wandstärke w (32) zu minieren, damit der Widerstand bei der Wärmeabführung minimiert und die Wärmeabführung entsprechend maximiert wird.
   3. c) sogen. „Innenstruktur“ bestehend aus zylindr. Verdampfer-Kühlbohrung (6) mit Abstützstellen (7) und seitlichen Auflagen, die Auslass-seitig abzudichten sind = z.B. per O-Ring) sowie Einlassseitigem Dampfaustritt (14) für das in der zylindrischen Verdampfer-Kühlbohrung (6) verdampfte Kühlfluid vom Kühlfluidstrom (9) je Arbeitsraum-Bauteil.
9. 9) Beispielhaft seien 4 Positionen in Rotorlängsachsrichtung zur Beschreibung der erfindungsgemäßen Spindelrotor-Ausführung genannt (man kann natürlich auch mehr oder weniger Positionen nehmen, gleichwohl lässt sich die erfindungsgemäße Spindelrotor-Gestaltung gut beschreiben, indem gemäß 1 und 4 sowie 5 vom Gas-Einlass (11) zum Gas-Auslass (12) gehend für die folgenden Positionen gilt: Dabei gilt für jede Position in Rotorlängsachsrichtung (üblicherweise als z bezeichnet) folgende Festlegung zum sogen. „µ(z)-Wert“ je Spindelrotor bei der Profilgestaltung an jeder z-Position für das Gas-Förder-Außengewinde (31) von jedem Spindelrotor: $${\text{R}}_{\text{K2}}\left(\text{z}\right)={\mathrm{\mu }}_{\text{2}}\left(z\right)\cdot \text{a}\left(\text{z}\right)$$
   
   bzw.: $${\text{R}}_{\text{K3}}\left(\text{z}\right)={\mathrm{\mu }}_{\text{3}}\left(z\right)\cdot \text{a}\left(\text{z}\right)$$
   
   Außerdem wird der Fußwinkel γ_F2 gezielt gewählt, indem dieser insbes. bei µ₂ > 0,6 größer als 90° ausgeführt wird, wobei die Kopfzylinderbreite b_K2(z) einen gewählten Grenzwert nicht unterschreitet, z.B. 5 mm.
   1. a) Position E: auf der Rotorpaar-Stirn-Einlass-Seite mit dem größten Abstand zwischen den Spindelrotor-Drehachsen als a_E-Wert erfindungsgemäß mit zylindrischer Abflachung (27) Einlass-seitig am 2-zähnigen Spindelrotor (2) über den Radius R_KE2, um die maximale / höchste Rotorkopfgeschwindigkeit auf einen größeren Spindelrotorbereich ausdehnen zu können, wobei vorzugsweise ein Radien-ähnlicher Übergang, in 2 beispielhaft als „R.tan“ dargestellt, die gleichmäßigen Übergänge ermöglicht.
   2. b) Position S: (durchaus auch als Bereich über mehrere z-Werte darstellbar) mit dem größten µ-Wert vorzugsweise derart, dass die Einlass-Arbeitskammer das größtmögliche Volumen erhält, ohne die genannten Randbedingungen zu verletzen (also zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung, Wandstärken am tragenden Fußgrund-Körper (32), Blasloch-Freiheit, biegekritische Drehzahl etc.), wobei der µ-Wert gemäß 3 und den angegebenen Gleichungen zu jeder z-Position in Rotorlängsachsrichtung gezielt ausgeführt wird, wie es in 9 beispielhaft gezeigt ist.
   3. c) Position V: (durchaus auch als Bereich über mehrere z-Werte darstellbar) entsprechend der Zahnhöhe angepasste Wandstärke mit Reduzierung der Querschnittsfläche zwecks Realisierung der inneren Verdichtung bei zugleich guten Wärmetransfer-Eigenschaften über den tragenden Fußgrund-Körper (32).
   4. d) Position L: (durchaus auch als Bereich über mehrere z-Werte darstellbar) vorzugsweise als zylindrischer Ausklang, der günstigerweise über das Außengewinde-Ende hinausgehend in den Auslassraum hineinragend ausgeführt wird, wie in 1 beispielhaft gezeigt. Als Übersichtstabelle sind für diese Positionen ihre bevorzugten spezifischen Werten in der 9 beispielhaft dargestellt. Die Betonung liegt auf beispielhaft, denn es sind sowohl andere Positionen als auch andere Werte realisierbar. Die in dieser 9 genannten Parameter zeigen lediglich eine sinnvolle Ausführung, die den „Geist“ dieser Erfindung zeigt. Dabei ist jede Position wahrlich auch als z-Bereich über mehrere z-Werte in Rotorlängsachsrichtung und nicht nur als singuläre z-Position umsetzbar.
10. 10) Der Kreuzungswinkel alpha gemäß 5 zwischen den beiden Spindelrotor-Drehachsen wird in Kombination mit dem jeweiligen µ(z)-Wert in Rotorlängsachsrichtung derart ausgeführt, dass je Rotor eine zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) bei minimalen (also bzgl. der Material-Festigkeit passend zur jeweiligen Zahnhöhe) Wandstärken w am tragenden Fußgrundkörper (32) entsteht (beispielsweise gemäß den vorgenannten Positionsbeschreibungen von E, S, V und L) unter gleichzeitiger Berücksichtigung der (vorzugsweise) Blasloch-freien Profilgestaltung des Gas-Förder-Außengewindes (31) sowie „Spindelrotor-spezifisch passender“ (°*°) biegekritischer Drehzahl gemäß dem Folgepunkt zur biegekritischen Drehzahl sowie Umsetzung des inneren Volumenverhältnisses gemäß der zuvor dargestellten Ausführung.

    °*°

    „Spindelrotor-spezifisch passend“ bedeutet, dass gemäß den Drehzahl-Unterschieden zwischen den beiden Spindelrotoren der 1,5-fach schneller drehende 2-zähnige Spindelrotor sowohl eine höhere Biegesteifigkeit als auch eine relativ geringere Rotationsmasse erhält, so dass die biegekritischen Drehzahlen von beiden Spindelrotoren gleichermaßen ausgeschöpft werden.

11. 11) biegekritische Drehzahl ω_kritisch für die beiden Spindelrotore über deren Parameter-Auslegung (also hinsichtlich Durchmesser = Steifigkeit derart, dass $${\mathrm{\omega }}_{\begin{array}{l}\text{kritisch}\\ 2\text{-Rotor}\end{array}}=\mathrm{1,5}\cdot {\mathrm{\omega }}_{\begin{array}{l}\text{kritisch}\\ 3\text{-Rotor}\end{array}}$$
    
    mit $${\mathrm{\omega }}_{\begin{array}{l}\text{kritisch}\\ \text{allgemein}\end{array}}=\sqrt{\frac{\text{c}}{\text{m}}}$$
    
    biegekritische Drehzahl allgemein als Wurzel aus Steifigkeit (incl. Lager) durch Masse. Zur Erreichung hoher Drehzahlen ist jedes Rotorsystem erfindungsgemäß als Rotationseinheit (40) ausgeführt, wie es beispielhaft in 6b dargestellt ist, von entscheidender Bedeutung, weil die Wuchtung für die komplette Rotationseinheit (40) erfolgt, wodurch die Wuchtgüte verbessert wird. Denn bekanntlich führen selbst gut ausgewuchtete Einzelteile, die später zu einer Rotationseinheit, die als Einheit nicht mehr separat gewuchtet werden kann (was bei 2-Wellen-Verdrängermaschinen nach dem Stand der Technik praktisch immer der Fall ist), montiert werden, in ihrer Summe dann zu einer schlechteren Wuchtgüte als die separat gewuchtete und fortan unveränderte Rotationseinheit, wie sie erfindungsgemäß in 6b beispielhaft dargestellt ist.
12. 12) Spieleinstellung zwischen Spindelrotor und dem Verdichtergehäuse über Schälscheiben (26), indem bei der Montage zunächst jeder Spindelrotor einzeln in das Verdichtergehäuse (1) bis zur Berührung der Spindelrotorköpfe mit der Gehäuse-Bohrung eingeführt und über die Schälscheiben (26) wieder herausgezogen und fixiert wird, so dass sich der gewünschte Kopfspaltwert zwischen Rotorkopf und Gehäuse genau ergibt, in 6c beispielhaft als Δ2.1 im Detail dargestellt.
13. 13) Für die Lager sind folgende Regeln zu beachten: Indem die Lager nur noch einziges Element mit Berührung und damit Verschleiß-behaftet sind, ist die Gestaltung der Lager mit besonderer Sorgfalt auszuführen. Daher sind folgende Regeln für die Lager zu beachten: Bei Wasserdampf sind die Lagerkräfte (sowohl axial als auch radial) sehr gering und die wesentliche Belastung entsteht durch die hohe Drehzahl, weshalb in der Lagertechnik der sogen. n·d_m-Faktor als Drehzahl-Kennwert herangezogen wird, also das Produkt aus mittlerem Lagerdurchmesser [in mm] multipliziert mit der Drehzahl [in rpm = 1/min], wobei der Werkzeugmaschinenbau unter dem Stichwort \ „Spindel-Lagerung“ hierbei genaue Ausführungsempfehlungen bietet. Wenn dieser Drehzahl-Kennwert eine Million mm/min übersteigt, ist besonderer Wert auf die Drehzahlfestigkeit und die Schmierung zu legen. Die Rotordrehzahl ergibt sich über die maximal zulässige Rotorkopfgeschwindigkeit unterhalb von Überschall für das Fördermedium in dem Arbeitsgebiet. Als Grenzwert für Wasserdampf in dem Druckbereich werden etwa 400 m/sec angegeben, weshalb gemäß 9 in der Tabelle beispielhaft mit 350 m/sec ein Wert mit genügend Sicherheitsreserve gewählt wird. Erfindungsgemäß ist nun der 2-zähnige Spindelrotor (2) im Einlass-Bereich auch zylindrisch abgeflacht, um in diesem Bereich nicht zu früh an die Drehzahlgrenze zu stoßen, denn in Auslass-Richtung fällt die Rotorkopfgeschwindigkeit wegen kleinerer Durchmesserwerte schnell ab (vergl. in 9 die Tabellenwerte). So sind für die vorliegende Erfindung die Lager beispielsweise / vorzugsweise auszuführen als Hybrid-Spindellager (z.B. Typ XCB70..) beidseitig abgedichtet mit entsprechend angepasstem Lebensdauer-Schmierstoff und vom Fördermedium über die Arbeitsraum-Wellen-Abdichtungen entsprechend weit entfernt, wobei diese Arbeitsraum-Wellen-Abdichtungen neben Abscheide- und Abwehr-Einrichtungen (vergl. ima-Katalog aus dem WZ-Maschinenbau für Spindelabdichtungen) noch neutrale Sammel-/Pufferräume (13) als Schutz aufweisen sowie der unbedingten(!) Vermeidung jedweder Gasströmung durch die Lager, die ausnahmslos einen sicheren Bypass brauchen, also eine gasdurchlässige Umgehung (Kanäle, Bohrungen) mit geringsten Strömungswiderständen. Statt der genannten Hybrid-Spindellager sind natürlich auch Vollkeramiklager ebenso umsetzbar wie auch ggfls. Magnetlager.
14. 14) Die Verdampfer-Kühlung für die Arbeitsraum-Bauteile lässt sich gemäß 8 als waagerechte Linie mit dem Druck p₀* bei t₀* darstellen, wie beispielhaft in 2 benannt: Zur Differenzierung sind die * bitte zu beachten, denn dabei kann sich dieser Druck durchaus und gezielt unterscheiden von dem Druck p₀ bei t₀ im Verdampfer (35), wenn es entsprechend der applikationsspezifischen Prozess-Simulation vorteilhaft ist. Ebenfalls ist es möglich die Verdampfer-Kühlung für die Arbeitsraum-Bauteile über einen eigenen Kältekreislauf durchzuführen.
15. 15) Statt der Rotorpaarung mit 2-zähnigen Spindelrotor (2) und 3-zähnigen Spindelrotor (3) als „Tribivari“ sind auch andere Rotorpaarungen denkbar (wenn auch wahrscheinlich weniger effizient), wie z.B.: Rotorpaarung als „SynchroVari“ gemäß DE 10 2016 004 048.3 sowie die klassische 2:2-Zykloiden-Rotorpaarung (allerdings mit Blasloch)
16. 16) Die Control-Unit (25) setzt die jeweiligen applikationsspezifischen Anforderungen um, indem die Control-Unit (25) das gesamte System führt und intelligent reguliert, steuert und überwacht. Sämtliche relevanten Daten sind in der Control-Unit (25) hinterlegt und werden gesammelt sowie ausgewertet.
17. 17) Der erfindungsgemäße Verdrängermaschine, nachfolgend vereinfachend als „Tribivari“ bezeichnet, wird als intelligentes System ausgeführt, was durch die nachfolgend beschriebenen Merkmale und Eigenschaften gelöst wird, wobei ES für die erfindungsgemäße „Elektronische Motorpaar-Spindelrotor-Synchronisation“ steht. Diese neuartige Intelligenz lässt sich über folgende spezielle Werkzeuge darstellen:
    • ➯ (Eigen-) Diagnose-Werkzeuge
    • ➯ Regulier-Werkzeuge
• Figurenliste
• Bem.: In der CAD-Darstellung ist als Index statt Tiefstellung einfach ein Punkt gesetzt, so dass also z.B. R.F2 bedeutet R_F2 und bezeichnet hier also den Fußkreis-Radius am 2-zähnigen Spindelrotor, wobei:

  F	steht für	Profil-Fuß
  K	steht für	Profil-Kopf
  C	steht für	Cool (also Kühlung)
  WK	steht für	Wälzkreis einer Rotorpaarung
  2	steht für	den 2-zähnigen Spindelrotor (2)
  3	steht für	den 3-zähnigen Spindelrotor (3)	etc.

• 1: beispielhaft dargestellt ist der 2-zähnige Spindelrotor (2) im Längsschnitt erfindungsgemäße Rotorgeometrie mit erfindungsgemäßer zylindrischer Verdampfer-Kühlbohrung (6) und angepassten Verdrängerprofil-Fußgrund-Wandstärken w für den tragenden Fußgrund-Körper (32) am Beispiel des 2z-Rotors mit Detail zum Dampfaustritt (14) über mehrere (ausgewuchtet mit der nötigen Querschnitt-Σ ) Querbohrungen aus der zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) mit den Radien-Werten, die wie folgt ausgeführt sind: $${\text{R}}_{\text{W2}}\mathrm{<}{\text{R}}_{\text{D2}}\mathrm{<}{\text{R}}_{\text{C2}}$$
  
  für die vorzugsweise Blasloch-freien Profilpaarung befindet sich das Gas-Förder-„Außengewinde“ (31) am 2-zähnigen Spindelrotor oberhalb der Wälzkreislinie (37) Bekanntlich besteht der Antriebsmotor (18) aus einem Motorrotor (drehfest auf der Trägerwelle 4) und einem Motorstator-Paket mit den elektrischen Motorstatorwicklungen (in senkrechter Kreuzschraffur), optional: Absaugung zur Vakuumpumpe (29) setzt an den neutralen Räumen (13) der Arbeitsraum-Wellen-Durchführungen an, um im Bedarfsfall die Lager vor dem Fördermedium zu schützen
• 2: beispielhaft dargestellt: als herkömmlicher (klassischer) Kühlkreislauf mit Abzweigung von t₀-Kühlfluid (9) aus dem Kreislauf mit optionaler Kühlfluid-Einspritzung (33) in den Verdichter-Arbeitsraum je Arbeitspunkt gezielte Anpassung des inneren Verdichter-Volumenverhältnisses als iV-Wert durch Zusatz-Teilauslass-Öffnungen (15) mit Dampfaustritt (14) je Arbeitsraum-Bauteil, also Gehäuse (1) und Rotorpaar (2 und 3), in den Einlass-Raum (11) dargestellt das noch dargestellte Expansionsventil wird bei Wasserdampf als Kreislaufmedium vorzugsweise ersetzt über den einfachen Höhen-Unterschied mit Nutzung der Schwerkraft als sogen. hydrostatische Druck-Differenz (wobei die vorliegende Darstellung zur Schwerkraft-Richtung dann anzupassen wäre). Die Control-Unit (25) erhält und verarbeitet diverse Signale zu den aktuellen Betriebsanforderungen, dem gesamten Kreislaufsystem sowie insbes. auch vom erfindungsgemäßen Verdichter, um insbes. über die Regulierorgane (38) die Verdichter-Bauteile für den jeweiligen Arbeitspunkt derart einzustellen, dass die Anforderungen bestmöglich erfüllt werden - erst mit der Control-Unit (25) kann das System betriebssicher und effizient arbeiten (prakt. eine „Neue Intelligenz“). PS: Verweisend auf PCT/EP2015/062376 = ähnlich, jetzt aber verbessert durch die genannten erfinderischen Merkmale, um die Wasserdampf-Anforderungen erfüllen zu können.
• 3: beispielhaft dargestellt: Spindelrotorpaar-Stirnschnitt mit Anpassung der µ(z)-Werte in Rotorlängs-Achsrichtung vereinfacht als Projektion in eine gemeinsame Ebene dargestellt, denn die Rotordrehachsen stehen ja unter dem Winkel alpha zueinander und müssten dreidimensional dargestellt werden für die verschiedenen gemäß Positionen E, S, V und L gemäß 5 wobei für die µ(z)-Werte gilt: $${\text{R}}_{\text{K2}}\left(\text{z}\right)={\mathrm{\mu }}_2\left(\text{z}\right)\cdot \text{a}\left(\text{z}\right)$$
  
  bzw.: $${\text{R}}_{\text{K3}}\left(\text{z}\right)={\mathrm{\mu }}_3\left(\text{z}\right)\cdot \text{a}\left(\text{z}\right)$$
  
  Anpassung der µ(z)-Werte bei dem erfindungsgemäßen Rotorpaarung, vorzugsweise als 3:2-Paarung zur Erfüllung der folgenden 3 Kern-Aufgaben:
  • • Maximierung des Nenn-Saugvermögens (bezogen auf die Rotorpaar-Querschnittsfläche mögl. viel Schöpffläche erreichen)
  • • bei Blasloch-freier Rotorpaarung (innere Leckage minimieren)
  • • mit optimaler Nutzung der biegekritischen Drehzahl an jedem Spindelrotor spezifisch zu seiner jeweiligen Drehzahl
  Ausführung: jeweils für den 2z-Rotor und den 3z-Rotor mit unterschiedlichen Kühlbohr-∅-Werten R_C2 und R_C3 wobei die jeweils tragende Stahlwelle zur Vereinfachung nicht dargestellt wurde sowie unterschiedlicher Kopfstärken-Verteilung, indem der Fußwinkel γ_F2 > 90° ausgeführt wird, so dass der Zahnquerschnitt am 2-zähnigen Spindelrotor (2) etwas schlanker wird, ohne eine Mindestkopfbreite b_K2 zu unterschreiten (z.B. 5 mm). Dies geschieht derart, dass die biegekritischen Drehzahlen je Rotor (also für 2z und 3z) passen, so dass für das Spindelrotorpaar Folgendes erreicht wird:
  • • Die Rotorpaarung ist ohne Blasloch, so dass die innere Leckage reduziert wird.
  • • Bezogen auf den dargestellten Rotorpaar-Querschnitt wird durch diese Gestaltung deutlich mehr Schöpffläche und damit ein erhöhtes Saugvermögen bezogen auf den Querschnitt erreicht, was für die Wasserdampf-Verdichtung angestrebt wird.
  • • Dazu passend hat der 2-zähnigen Spindelrotor auch die größere Kühl-Bohrung zur Wärmeabfuhr während der Verdichtung, so dass die Bauteil-Wärmebilanz bzgl. Wärme-Aufnahme und WärmeAbführung verbessert wird.
  • • Der 2z-Rotor hat eine 1,5-fach höhere Drehzahl als der 3z-Rotor und dementsprechend wird er erfindungsgemäß derart ausgeführt, dass dieser 2-zähnigen Spindelrotor die biegesteifere Welle dank R_F2 > R_F3 bei reduzierter (dank γ_F2 > 90°) Masse hat, was sich günstig bzgl. Erhöhung der biegekritischen Drehzahl auswirkt, weil der 2-zähnigen Spindelrotor ja auch schneller drehen muss und dementsprechend mit der höheren biegekritischen Drehzahlgrenze erfindungsgemäß auszuführen ist.
  • • Demgemäß hat der langsamere 3z-Rotor eine niedrigere biegekritische Drehzahl durch die geringere Biegesteifigkeit, dafür dreht er ja auch langsamer.
  
  Erfindungsgemäß wird das Rotorpaar nun derart ausgeführt, dass die biegekritische Drehzahl am 2z-Rotor 1,5-fach höher ist als die biegekritische Drehzahl am 3z-Rotor, wobei anzustreben ist: $${\mathrm{\omega }}_{\begin{array}{l}\text{kritisch}\\ 2\text{-Rotor}\end{array}}=\mathrm{1,5}\cdot {\mathrm{\omega }}_{\begin{array}{l}\text{kritisch}\\ 3\text{-Rotor}\end{array}}$$
  
  mit $${\mathrm{\omega }}_{\begin{array}{l}\text{kritisch}\\ \text{allgemein}\end{array}}=\sqrt{\frac{\text{c}}{\text{m}}}$$
  
  biegekritische Drehzahl allgemein als Wurzel aus Steifigkeit durch Masse
• 4: beispielhaft dargestellt: wie 1 nur am 3z-Rotor mit Außenprofil-Fördergewinde-Bereich unterhalb der Wälzkreislinie (37), Verdrängerprofil-Bereich = wo das Außen-Fördergewinde (31) mit Profilzähnen und Zahnlücken-Bereichen, die die jeweiligen Arbeitskammern als Serienschaltung zwischen Ein- und Auslass bilden und unterhalb der Wälzkreislinie (37) für die Blasloch-freie Verdichtung sorgen
• 5: beispielhaft dargestellt: Rotore aus 1 und 3 gepaart zur Darstellung der Gesamt-Rotor-Geometrie und Aufzeigen zum Kreuzungswinkel alpha sowie der Spindelrotorpaarung mit dem mittig ineinandergreifenden Eingriffslinsengebiet
• 6: beispielhaft dargestellt insges. 4 CAD-Darstellungen zu:
  • 6.a) Verdichtergehäuse (1) ausgeführt als sogen. „Topfgehäuse“: also Auslass-seitig geschlossene Bodenseite und Innen-Bearbeitung des Arbeitsraums von der offenen Einlass-Seite
  • 6.b) Rotationseinheit: jeder Spindelrotor mit Trägerwelle, Lagerung, Antriebsmotor und Mess-System als komplett fertig montierte und gewuchtete Einheit (40), fertig zur Montage und fortan unverändert hier nur am Beispiel des 2-zähnigen Spindelrotors gezeigt, dto. für den 3-zähnigen Spindelrotor, wobei die zylindr. Abflachung (27) am 2z-Rotor-Eingang noch nicht dargestellt ist.
  • 6.c) Montage und Spiel-Einstellung: für jede der beiden über Schälscheiben (26) für das wichtige Rotorkopfspiel zum Gehäuse, beispielhaft als Detail für das Kopfspiel Δ2.1 zwischen 2-zähnigem Spindelrotorkopf und Gehäuse dargestellt
  • 6.d) fertige Maschine: Beide Rotationseinheiten im Topfgehäuse montiert zzgl. Frequenzumrichter (22 und 23) je Motor incl. FU-Control-Unit (24), die zum ständigen Datenaustausch mit der Control-Unit (25) kommuniziert, welche wiederum mit der Prozess-Steuerung des Anwenders verbunden ist. Gegenüber dem Fördermedium sind die Motorwicklungen der beiden Antriebsmotore (18 und 19) geschützt, beispielsweise durch vakuumfestes Vergießen der Motorstator-Wicklungspakete oder auch durch eingezogene Spalttöpfe zwischen Motorstator und Motorrotor etc.
  wichtige Bemerkung: Die Rotorinnengeometrie gemäß 1 bis 4 mit der zylindrischen Verdampfer-Kühlbohrung ist in 6 nicht eingeflossen, denn diese Ausführung gilt wie beschrieben statt für die beschriebene Verdampfer-Bauteile-Kühlung über zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) gemäß 2 in dieser Darstellung nun für die Option mit separatem Kühlwasserstrom als Kühlwasser-Betrieb entsprechend dem Schutzrecht PCT/ EP2016/077063 , wobei in dieser Ausführungsform eine zylindrische Rotorinnenkühlung nicht erforderlich ist, denn es reicht die in 6 dargestellte Rotorinnenkühlung. In dieser Abfolge der 6 von 6.a) bis 6.d) wird überzeugend aufgezeigt:
  • ♦ gute und sichere Wuchtung für die Rotationseinheiten insbes. für die angestrebt hohen Drehzahlen, die bei Wasserdampf bis etwa 350 m/sec als max. Rotorkopfgeschwindigkeit ausgeführt werden.
  • ♦ einfache Montage als modulares Baukastensystem, indem versch. Rotorpaar-Varianten in gleicher Gehäuse-Geometrie
  • ♦ gezielte Spiel-Einstellung über die Schälscheiben (26), um die jeweilige Toleranz-Situation (denn alle Fertigungsteile haben Abweichungen/Abmessungs-Unterschiede innerhalb gewisser Toleranzen) durch unvermeidbare Fertigungstoleranzen „individuell“ (als genau für diese jeweiligen Bauteile) kompensieren zu können.
  • ♦ elektron. Synchronisation über (18) und (19) als Antrieb für jede Rotationseinheit
  • ♦ und mit µC als Control-Unit für die intelligente Kühlung der Bauteile (wie zuvor beschrieben)
• 7: beispielhaft dargestellt: Betriebs-/Arbeitspunkte als Grundlagen (Excel) Stand der Technik = per Turbo Verbesserung per vorliegender Erfindung durch das höhere ΔT bei der Wärmeabführung für t_C mehr ΔT für die Wärmeabgabe unter t_C erwünscht = das kann ein heutiger Turbo (schon 2-stufig arbeitend) nicht schaffen = da muss ein Verdränger her, der das p/p-Druckverhältnis schafft = zugleich wg. Wasserdampf unbedingt als absoluter/vollständiger Trockenläufer
• 8: beispielhaft dargestellt: Darstellung zum Verdichtungsvorgang im Druck-Enthalpie-Diagramm bei Wasserdampf-Verdichtung mit Aufzeigen der Verbesserung durch die intensive Verdampfer-Wärmeabführung während der Verdichtung
  • • Stand der Technik als kleinkarierte Linie (mit Beschriftung)
  • • erfindungsgemäße Verbesserung als gestrichelte Linie (mit Beschriftung) von nach verdichtend Darstellungszweck:
  Stand der Technik per Turbo, der 2-stufig mit Zwischenkühlung arbeiten muss, gegenüber der erfindungsgemäßen Verbesserung, hier als „HydroCom“ (kurz auch HC) bezeichnet Erläuterung Stand der Technik: Um von 8 mbar (t₀ = 4°C) auf 48 mbar (t_C = 32°C) isentrop zu verdichten ^(Carnot), ist bei 2-stufig Turbo die Zwischenkühlung unverzichtbar, denn bereits isentrop von 8 mbar auf 48 mbar ergäbe einen Temperaturanstieg von 4°C auf ca. 200°C ohne Zwischenkühlung. erfindungsgemäße Verbesserung: Wegen der enormen p/p-Druckverhältnisse bei hohem Isentropenexponent ist für bestmögliche Wärmeabführung während der Verdichtung zu sorgen, was sonst zum fatal (im Sinne erhöhter Verdichterleistung) hohen Anstieg der Verdichtungstemperaturen führen würde, so dass gemäß 8 prakt. fast an der Taulinie entlang verdichtet wird (also besser als isentrop), wobei der Rotorpaar-Kühlaufwand per t₀ durch den abgezweigten Kühlfluidstrom (9.2 und 9.3) in der Kältetechnik die Gesamt-Effizienz etwas verschlechtert. Damit erfüllt HC ein stärkeres Anforderungsprofil gemäß 7, indem erfindungsgemäß verbessert HC von 7 mbar = 2°C auf 96 mbar = 45°C dank effizienter Wärmeabfuhr während der Verdichtung arbeitet.
• 9: beispielhaft dargestellt: Excel-Auslegungstabelle mit Beispielwerten zu den Parameterwerten für die beispielhaft genannten Positionen E, S, V und L in Rotorlängsachsrichtung für das Spindelrotorpaar mit Einzelwerten je Spindelrotor, wobei die angegebenen Leistungsangaben nur ganz grobe und vorläufige Anhaltswerte sind. Dabei ist sowohl die Auswahl der genannten Positionen natürlich als auch die Wahl anderer Parameter-Werte für das jeweilige applikationsspezifische Anforderungsprofil unbedingt geboten. Daher sei an dieser Stelle noch einmal unbedingt betont, dass es sich hierbei lediglich um ein Beispiel handelt, mit dem nur eine von vielen möglichen Auslegungs-Möglichkeiten für die erfindungsgemäße Rotorpaar-Ausführung lediglich zu Demonstrationszwecken dargestellt ist.
• Für einige Anwendungen kann es günstig sein, dass die zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) in mehrfach zylindrisch abgestufter Form ausgeführt wird, quasi als „Terrassen“ mit der Überlaufkante wie in der 1 beispielhaft dargestellt.
• Wenn hier allgemein Kühlfluid genannt wird, so hier das in der Kältetechnik bekannte R718 gemeint, das bei dem gewählten Unterdruck natürlich als Wasserdampf in der erfindungsgemäßen Verdrängermaschine verdichtet wird, bzw. in flüssiger Form als Kühlfluid (9) für die Bauteile-Kühlung per Verdampfung sorgt.
• Indem die tiefsten Temperaturen bei Wasserdampf oberhalb von 0°C liegen, ist für niedrigere TemperaturWerte (z.B. zur Tiefkühlung) die Kombination mit dem Kältemittel R744 als CO₂ vorteilhaft (als 2-stufige Lösung).
• Bezugszeichenliste

• 1.		Verdichtergehäuse mit äußeren Kühlungs-Bereichen und Einlass-seitig größerem Abstand der Spindelrotor-Aufnahmebohrungen als Auslass-seitig, wobei diese Bohrungs-Achsen vorzugsweise schneidend (also mit Lotabstand Null) oder auch kreuzend (bzw. windschief) ausgeführt sind, mit äußeren Kühlungsrippen für einen per Control-Unit (25) geführten Kühlfluid-Volumenstrom (9.1), vorzugsweise mit in Rotorlängsachsrichtung abschnittsweiser Kühlfluid-Durchströmung, beispielsweise gemäß (9.1a) und (9.1b), wobei für größere Rotorlängen (z.B. > 500 mm) mehrere Kühlfluid-Durchströmungsabschnitte am Verdichtergehäuse ausgeführt werden, und das Verdichtergehäuse vorzugsweise als sogen. Topfgehäuse gemäß 6a ausgeführt wird.
  2.		Spindelrotor, vorzugsweise mit 2-zähnigem Gasförder-Außengewinde (31), kurz „2z-Rotor“ genannt, vorzugsweise aus einer Alu-Legierung mit guter Wärmeleitfähigkeit (vorzugsweise über 150 W/m/K) bestehend, drehfest über Abstützstellen (7) auf einer Stahlwelle (4) und innen eine zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) mit Radius RC2 aufweisend
  3.		Spindelrotor, vorzugsweise mit 3-zähnigem Gasförder-Außengewinde (31), kurz „3z-Rotor“ genannt, vorzugsweise aus einer Alu-Legierung mit guter Wärmeleitfähigkeit (vorzugsweise über 150 W/m/K) bestehend, drehfest über Abstützstellen (7) auf einer Stahlwelle (5) und innen eine zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) mit Radius RC3 aufweisend
  4.		2z-Rotor-Trägerwelle, mit dem 2z-Rotor drehfest auf Radius RW2 verbunden (vorzugsweise aufgepresst) mit zentraler Kühlfluid-Zuführ-Bohrung (4.a), vorzugsweise einstückig zugleich auch Welle für den 2z-Antriebsmotor (18)
  5.		3z-Rotor-Trägerwelle, mit dem 3z-Rotor drehfest auf Radius RW3 verbunden (vorzugsweise aufgepresst) mit zentraler Kühlfluid-Zuführ-Bohrung (5.a), vorzugsweise einstückig zugleich auch Welle für den 3z-Antriebsmotor (19)
  6.		zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung mit Radius RC und Länge LC für den jeweiligen Spindelrotor, vzw. mit Kühlfluid-Führungsnuten (16), Kühlfluid-Verteiler-Überlaufnuten (17) und Abstützstellen (7)
  7.		Abstützstellen als drehfester Kontakt zwischen Spindelrotor (2 bzw. 3) und Rotor-Trägerwelle (4 bzw. 5)
  8.		Synchronisationsverzahnung für das Spindelrotorpaar bei elektronischer Synchronisation als Rückfall-Getriebe mitlaufend für den Notfall, z.B. Stromausfall, wobei die Motoren dann zunächst automatisch in generatorischen Betrieb umschalten, um somit über eigene Strom-Erzeugung bei höheren Drehzahlen kontrolliert herunterfahren zu können und erst am Ende (Eigenstrom-Erzeugung reicht nicht mehr aus) verhindert das Getriebe den Spindelrotorkontakt. Als Rückfall-Getriebe ist kein Schmieröl erforderlich, wobei diese Verzahnung mit erhöhtem Sprungüberdeckungsgrad ausgeführt wird (also größerer Verzahnungsschrägungswinkel), so dass die Profilüberdeckung reduziert werden kann, indem die Zahnhöhen verringert werden für geringere Gleitanteile im Zahneingriff, um Reibung und damit Verschleiß zu vermindern, wobei die Zahnflanken als Schutz vorzugsweise noch eine Trockenlauf-Beschichtung erhalten.
  9.		Kühlfluidstrom zur Kühlung der Verdichter-Arbeitsraum-Bauteile, also Rotorpaar und Gehäuse, entweder abgezweigt vom Kreislaufmedium (34) gemäß beispielhaft in 2 oder als separater Kühlfluidstrom gemäß 6d allgemein gezeigt, wobei beispielsweise gilt:
  9.1		Kühlfluidstrom zum Verdichtergehäuse, für größere Rotorlängen (z.B. > 500 mm) aufteilbar in:
  		9.1a	Kühlfluidstrom durch einen Abschnitt des Verdichtergehäuses (z.B. Gehäuse-Auslass-Seite)
  		9.1b	Kühlfluidstrom durch einen anderen Abschnitt des Verdichtergehäuses (z.B. mittiger Bereich)
  9.2		Kühlfluidstrom zum 2z-Rotor
  9.3		Kühlfluidstrom zum 3z-Rotor
  10.		Spindelrotor-Festlagerung zur Aufnahme der Gasdruck-Axialkräfte und zur exakten Fixierung jedes Spindelrotors in Längsachsrichtung
  11.		Fördergas-Einlass-Sammelraum für das Fördermedium mit dem Gasdruck p0 (vereinfachend werden Druckverluste in den Leitungen zunächst vernachlässigt)
  12.		Fördergas-Auslass-Sammelraum für das Fördermedium mit dem Gasdruck pC (vereinfachend werden Druckverluste in den Leitungen zunächst vernachlässigt)
  13.		neutraler Sammel-/Pufferraum je Arbeitsraum-Wellendurchführung mit gegenüber dem Systemdruck verringertem Gasdruck, vorzugsweise z.B. durch eine Unterdruck-/Vakuum-Pumpe erzeugt.
  14.		Dampfaustritt über mehrere Querbohrungen nach einem Absatz mit Radius RD2 bzw. RD3 je Rotor
  15.		Zusatz-Teilauslass-Öffnungen als abgezweigter Fördermedium-Auslass-Teilgasstrom mit einem Regulierungsorgan (Druckdifferenz-Ventil) zur jeweiligen Anpassung des inneren Volumenverhältnisses
  16.		Kühlfluid-Führungsnuten mit dem jeweiligen Radius RC je zylindrischer Verdampfer-Kühlbohrung (6) mit Nutgrundflächen unter einem Neigungswinkel ψ, der vzw. bei 170° ≤ ψ ≤ 180° liegt, und die Kühlfluid-Führungsnuten wie eine Gewinde mit einer möglichst großen Steigung = wie bei (31)
  17.		Kühlfluid-Verteiler-Überlaufnuten (mit unterdimensioniertem Querschnitt) vzw. im Nutgrund von (16)
  18.		2z-Antriebsmotor als Direkt-Antrieb für den 2z-Rotor, vorzugsweise als Synchronmotor ausgeführt
  19.		3z-Antriebsmotor als Direkt-Antrieb für den 3z-Rotor, vorzugsweise als Synchronmotor ausgeführt
  20.		Drehgeber zur Messung der genauen Drehwinkelstellung der Motor-2z-Rotor-Trägerwelle (4)
  21.		Drehgeber zur Messung der genauen Drehwinkelstellung der Motor-3z-Rotor-Trägerwelle (5)
  22.		Frequenzumrichter, als „FU.2“ bezeichnet, für den 2z-Antriebsmotor (18)
  23.		Frequenzumrichter, als „FU.3“ bezeichnet, für den 3z-Antriebsmotor (19)
  24.		FU-Control-Unit, als „FU-CU“ bezeichnet, für die beide Frequenzumrichter FU.2 (22) und FU.3 (23), wobei FU-CU direkt mit der Control-Unit (25) die Daten zum Spindelkompressorbetrieb austauscht.
  25.		Control-Unit CU als Steuer- und Regulierungs-Einheit mit Auswertung der jeweils aktuellen Messwerte und darauf basierender Ausgabe der Regulierungssignale zum intelligenten Betrieb des Spindelkompressors bei vorzugsweise im CU-Speicher hinterlegten Verknüpfungen und Daten sowie fortwährend lernenden Abhängigkeiten zwischen den jeweils eingehenden Messwerten und den Spaltwerten gemäß vorangegangener Simulation, Verifikation und laufenden Erfahrungen, die Control-Unit ist verbunden mit FU-CU (24) sowie Anwender-seitig mit der Prozessleittechnik für dessen Applikationssystem sowie Fabrik-Steuerung i.S. von „Industrie-4.0“
  26.		Distanz-/Abstandsscheiben, vorzugsweise als sogen. „Schälscheiben“ ausgeführt, zur individuellen Fixierung des jeweiligen Spindelrotors in Rotorlängsachsrichtung zur gezielten Spaltwert-Einstellung als Δ2.1-Wert am 2z-Rotor (2) bzw. als Δ3.1-Wert am 3z-Rotor (3)
  27.		zylindrische Abflachung (als „zyl.“-Maßbezeichnung in 2 dargestellt) am 2-zähnigen Spindelrotor (2) über den Radius RKE2 an seiner Rotor-Einlass-Seite
  28.		Kreislaufmedium durch den Verdampfer (35) zur Wärme-Aufnahme (als Kern-Aufgabe in der Kältetechnik)
  29.		Vakuumpumpe zur Entfernung von Fremdgasen und zur Erzeugung des erforderlichen Unterdrucks für den Wasserdampf-Kreislauf, vorzugsweise in den neutralen Räumen (13) absaugend, um die (Rotor-)Lager zu schützen.
  30.		Wasser-Reservoir zum Ausgleich von Wasser-Verlusten
  31.		Gas-Förder-Außengewinde mit vorzugsweise Blasloch-freier Profilrotorpaarung zur Erfüllung der Verdichter-Kernaufgabe, nämlich das gasförmige Fördermedium vom Einlass (11) zum Auslass (12) zu transportieren und dabei zu verdichten
  32.		tragender Fußgrund-Körper mit Wandstärke w bei jedem Spindelrotor (2 bzw. 3)
  33.		(optionale) Kühlfluid-Einspritzung in den Arbeitsraum des Verdichters
  34.		Kreislaufmedium durch den Kondensator (36) zur Wärme-Abgabe (als Kern-Aufgabe bei Wärmepumpen), Kreislaufmedium hier Wasserdampf (im Kreislauf durch verschiedene Zustände laufend), grundsätzlich aber auch für andere Kreislaufmedien geeignet, sowohl für rechts- als auch linksdrehende Carnot-Prozesse
  35.		Verdampfer für das Kreislaufmedium, in dem eine Wärmemenge aufgenommen wird.
  36.		Kondensator für das Kreislaufmedium, in dem eine Wärmemenge abgegeben wird.
  37.		Wälzkreislinie (Kürzel: WK) zum jeweiligen Spindelrotor
  38.		Regulierorgane zur gezielten Anpassung der jeweiligen Volumenstrommenge des Kühlfluidstroms (9) geführt von der Control-Unit (25)
  39.		Schwingungssensoren zur Feststellung veränderter Restunwucht-Anregungen durch unterschiedliche Kühlfluidmengen je Spindelrotor-Innenkühlung
  40.		Rotationseinheit je Spindelrotorsystem, jeweils vollständig fertig montiert und gewuchtet, primär bestehend aus:
  		• Spindelrotor (2 bzw. 3)
  		• Trägerwelle (4 bzw. 5)
  		• Synchronisationsverzahnung (8)
  		• Lagerung, mit (10) als Festlager zzgl. Arbeitsraum-Wellenabdichtungen, z.B. mit (13)
  		• Antriebsmotor (18 bzw. 19)
  		• Drehgeber-Mess-System (20 bzw. 21)
  		insgesamt also zwei Stück Rotationseinheiten (40) je Spindelkompressor

• ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
• Diese Liste der vom Anmelder aufgeführten Dokumente wurde automatisiert erzeugt und ist ausschließlich zur besseren Information des Lesers aufgenommen. Die Liste ist nicht Bestandteil der deutschen Patent- bzw. Gebrauchsmusteranmeldung. Das DPMA übernimmt keinerlei Haftung für etwaige Fehler oder Auslassungen.
• Zitierte Patentliteratur
• EP 2016/077063 [0007, 0008]
• DE 102013009040 [0007]
• DE 102015108790 [0007]
• DE 102016004048 [0007]

Claims (10)

1. Spindelkompressor als im Arbeitsraum ohne Betriebsfluid arbeitende 2-Wellen-Rotations-Verdrängermaschine zur Förderung und Verdichtung gasförmiger Fördermedien, vorzugsweise Wasserdampf, mit einem Spindelrotorpaar (2 und 3) in einem Verdichtergehäuse (1) mit Einlass-Sammelraum (11) und Auslass-Sammelraum (12), dadurch gekennzeichnet, dass der Spindelrotorpaar-Achsabstand Einlass-seitig mindestens 10% größer ist als Auslass-seitig und der Spindelkompressor mit „Elektronischer Motorpaar(18+19)-Spindelrotor(2+3)-Synchronisation“ (wie zuvor beschrieben) angetrieben wird und somit ölfrei arbeitet/ausgeführt ist.
2. Spindelkompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass jeder Spindelrotor (2 bzw. 3) eine Innenkühlung hat, die vorzugsweise als zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) mit Radius R_C2 am 2-zähnigen Spindelrotor (2) bzw. mit Radius R_C3 am 3-zähnigen Spindelrotor (3) ausgeführt wird, mit sogenannter „Innenstruktur“ vorzugsweise bestehend aus: a) Kühlfluid-Führungsnuten (16) mit mögl. genauer (mit Δ < 1%) Einhaltung des R_C-Wertes a.1) Nutgrundflächen unter Neigungswinkeln ψ(z) mit 170° ≤ ψ(z) ≤ 180° als f(z) a.2) im Auslass-Bereich mit größeren Wärmetransfer-Oberflächen als im Einlass-Bereich b) Kühlfluid-Verteiler-Überlaufnuten (17) c) Abstützstellen (7) zur drehfesten Abstützung auf der jeweiligen Trägerwelle (4 bzw. 5) d) Dampfaustritt (14) in den Einlassraum (11), (wie zuvor erläutert).
3. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass jedes Spindelrotorsystem als fertig montierte und gewuchtete Rotationseinheit (40) ausgeführt ist, wobei die finale Spieleinstellung zwischen Rotorköpfen und Gehäuse über Schälscheiben (26) erfolgt, und als Δ2.1 in Fig. 6c für den 2-zähnigen Spindelrotorkopf beispielhaft dargestellt ist.
4. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die zugeführte Menge des Kühlfluidstroms (9) auf die zur Maximierung des Gesamt-Wirkungsgrads entsprechende Menge beschränkt wird, was vorzugsweise über Schwingungssensoren (39) durch Auswertung (vorzugsweise) in der Control-Unit (25) festgestellt wird.
5. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Spindelrotore entsprechend den genannten Ausführungen so ausgelegt werden, dass die biegekritische Drehzahl des 2-zähnigen Spindelrotors etwa (mit einer Toleranz von vorzugsweise weniger als ± 30%) 1,5-fach höher als die biegekritische Drehzahl des 3-zähnigen Spindelrotors (3) ist.
6. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Kreuzungswinkel alpha zwischen den beiden Spindelrotor-Drehachsen in Kombination mit dem jeweiligen µ(z)-Wert in Rotorlängsachsrichtung derart ausgeführt wird, dass je Rotor eine zylindrische Verdampfer-Kühlbohrung (6) bei minimalen (also bzgl. der Material-Festigkeit passend zur jeweiligen Zahnhöhe) Wandstärken w am tragenden Fußgrundkörper (32) entsteht (beispielsweise gemäß den vorgenannten Positionsbeschreibungen von E, S, V und L) unter gleichzeitiger Berücksichtigung der (vorzugsweise) Blasloch-freien Profilgestaltung des Gas-Förder-Außengewindes (31) sowie „Spindelrotor-spezifisch passender“ (wie erläutert) biegekritischer Drehzahl und Umsetzung des inneren Volumenverhältnisses als iV-Wert (wie erläutert), wobei das Gas-Förder-Außengewinde (31) am 2-zähnigen Spindelrotor (2) vorzugsweise mit zylindrischer Abflachung (27) im Einlass-Bereich ausgeführt wird.
7. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Regulierung der Wärmehaushalte für die Arbeitsraum-Bauteile erfolgt applikationsspezifisch als Basis-Stufe (wie erläutert) bei der Bauteile-Wärmeabführung im Betrieb zur Einhaltung der Spielwerte zwischen Vermeidung der Spielaufzehrung und zu großer Unterschiede bei den Spielwerten (wie erläutert) sowie als VET-Stufe (wie erläutert) bei der Bauteile-Wärmeabführung zur Wirkungsgrad-Verbesserung • als abgezweigter Kühlfluidstrom (wie erläutert) • als separater Kühlwasserstrom (wie erläutert) • über verzögerte Verdampfung (wie erläutert) mit optionaler Kühlfluid-Einspritzung (33) in den Verdichter-Arbeitsraum, vorzugsweise im Bereich des Einlass-Sammelraums (11), was alles von der Control-Unit (25) reguliert und gesteuert wird.
8. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass jeder Spindelrotor (2, 3) aus einer Alu-Legierung besteht und drehfest mit bereits fertig hergestellter „Innenstruktur“ auf seiner Stahlwelle (4, 5) an den Abstützstellen (7) vorzugsweise aufgepresst wird, und dann erst das Gas-Förder-Außengewinde (31) gefertigt wird.
9. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die gesamte Maschine über die Control-Unit (25) intelligent*°* geführt wird, *°*wie erläutert über die genannten „(Eigen-) Diagnose-Werkzeuge“ (wie zuvor beschrieben) sowie die genannten „Regulier-Werkzeuge“ (wie zuvor beschrieben)
10. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass dass die Anpassung des inneren Volumenverhältnisses an die jeweiligen Betriebsbedingungen über Zusatz-Teilauslass-Öffnungen (15) erfolgt.

Images