DE19522559A1 - Verdichter mit axialer Förderrichtung, insbesondere in Schraubenspindel-Bauweise - Google Patents

Description

Bei Rotationskolbenverdichtern, wie sie aus der EP-A 472933 bekannt sind, hängt die erreichbare Druckdifferenz maßgeblich von den Leckverlusten zwischen den relativ zueinander bewegten Umfangsflächen der Rotoren und des Schöpfraumgehäuses ab. Im Hinblick darauf will man das Spiel zwischen diesen Flächen so klein als möglich halten. Jedoch verlangt die Betriebssicher­ heit mit Rücksicht auf die temperaturbedingte Wärmedehnung der Rotoren größeren Spielraum.

Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, die Voraussetzungen für ein geringes Spiel zwischen den Rotoren untereinander sowie zwischen den Rotoren und dem Schöpfraumgehäuse unter Aufrechterhaltung der Be­ triebssicherheit zu verbessern.

Die erfindungsgemäße Lösung besteht in den Merkmalen der Ansprüche 1 bzw. 3 sowie vorzugsweise in denen der Unter­ ansprüche.

Die Lösung nach Anspruch 1 sieht vor, daß die Verdrängerroto­ ren eines Verdichters mit axialer Förderrichtung, insbesondere einer Schraubenspindelpumpe, in ihrem der Druckseite benach­ barten Bereich stärker als in ihrem der Saugseite benachbarten Bereich gekühlt werden. Dies gilt vorzugsweise für mehrstufige Rotoren, die mindestens dreistufig sind. Der Erfindungsgedanke beruht darauf, daß bei diesen Maschinen der größere Teil der Verdichtungswärme in den näher der Druckseite befindlichen, von den Rotoren und dem Schöpfraumgehäuse eingeschlossenen Kammern entsteht, da sie infolge der Leckverlust 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 drei­ stufigen Anordnung umlaufen die Schraubengänge den zugehörigen Rotor jeweils dreimal. Die Stufenzahl kann entsprechend dem jeweiligen Druckeinsatzgebiet festgelegt werden. Vorzugsweise werden mindestens fünf Stufen eingesetzt.

Die Erfindung will zwar nicht ausschließen, daß die Rotoren unmittelbar durch Kühlmedium gekühlt werden. Bei derjenigen Verdichterbauart, bei welcher ein Verdrängerrotor fliegend an einem die Rotorwelle umgebenden und rohrförmig in den Rotor hineinragenden, stationären Lagerkörper gelagert ist, ist jedoch eine indirekte Kühlung besonders vorteilhaft, die dadurch stattfindet, daß der Lagerkörper gekühlt wird und die einander gegenüberstehenden Umfangsflächen des Rotors und des Lagerkörpers wärmeaustauschfähig zueinander angeordnet sind. Diese mittelbare Kühlanordnung ist auch bei Verdichtern anwendbar, die nicht als Schraubenspindelpumpe oder Zweiwel­ lenmaschine ausgebildet sind.

Um den Wärmetransport zwischen den einander gegenüberstehenden Flächen des Rotors und des Lagerkörpers zu verbessern, können diese mit den Wärmeaustausch verbessernden Eigenschaften aus­ gerüstet werden. Damit der konvektive Wärmeaustausch durch Vermittlung der zwischen den Flächen befindlichen Luftschicht intensiviert wird, sollte der Zwischenraum nicht mit der Saug­ seite 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 Strahlungs­ austauschs kann eine solche Behandlung der Oberflächen vorge­ sehen 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 Strömungsbewe­ gung 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 ausüben.

Das verbrauchte Gas wird zweckmäßigerweise der Druckseite der Maschine zugeführt. Zur Förderung des Gases können die zusam­ menwirkenden Oberflächen von Rotor und Lagerkörper mit Förder­ organen 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 Flächen 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 vorgesehen ist.

Der in den Rotorhohlraum hineinragende Teil des Lagerkörpers wird zweckmäßigerweise mit von Kühlflüssigkeit durchströmten Kanälen ausgerüstet, die vorzugsweise nahe der dem Rotor ge­ genüberliegenden Umfangsfläche des Lagerkörpers angeordnet sind.

Da die Wärmedehnung des Rotors dank der erfindungsgemäßen Küh­ lung 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 ausgeübte Kühlwirkung kann der Wirkungsgrad der Pumpe gesteigert werden.

Es ist insbesondere bei Vakuumpumpen bekannt, zur Kühlung des Fördermediums und/oder zur Lärmminderung in die Kompressions­ zellen der Maschine unter höherem Druck stehendes Gas einströ­ men 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 Wärmeaustauscher kann man vermeiden, indem man das Voreinlaßgas durch einen in der gehäuseseitigen Kühlkammer befindlichen Wärmetauscher führt. Statt Gas kann auch Flüssigkeit im Schöpfraum zugegeben werden, das dort verdampft und dadurch dem Fördermedium 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 verwendet werden können, die mit Fett dauergeschmiert sind und daher besonders war­ tungsarm sind und keine Kontaminationsgefährdung für den Schöpfraum darstellen.

Die Erfindung wird im folgenden näher unter Bezugnahme auf die Zeichnung erläutert, die ein vorteilhaftes Ausführungsbeispiel veranschaulicht. Darin zeigen:

Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine erste Ausführungsform und

Fig. 2 einen Teillängsschnitt durch eine zweite Ausführungsform.

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 Lagerkörper 7 befestigt, die je zur La­ gerung eines Rotors 8 dienen, dessen Umfang vorzugsweise zweigängig schraubenförmig angeordnete Verdrängervorsprünge 9 trägt, die in der Art eines Zahneingriffs in die Förderhohl­ räume 10 zwischen den Verdrängervorsprüngen 9 des benachbarten Rotors eingreifen. Außerdem wirken die Verdrängervorsprünge 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 Verbindung.

Im Beispiel gemäß Fig. 2 ist zwischen die Rotoren 8 und den Saugraum 11 noch eine Rootspumpe zwischengeschaltet, deren Rotoren 13 drehfest mit den Schraubenrotoren 8 verbunden sind und deren Schöpfraum von dem Deckel 5 sowie oberen und unteren Steuerplatten 14, 15 begrenzt ist. Die erfindungsgemäße Pumpe kann meist ohne eine solche Vorstufe 13 auskommen. Der Deckel 5 ist dann entsprechend Fig. 1 und 2 ausgeführt.

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 dauergeschmiertes 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 ober­ halb 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 Flüssigkeit oder anderen schweren Verunreinigungen vom Schöpfraum her.

Im rohrförmigen Teil 23 des Lagerkörpers sind Kühlkanäle 25 vorgesehen, die über Kanäle 26 mit einer Kühlwasserquelle und über entsprechende Kanäle, die in der Zeichnung nicht erschei­ nen, mit einem Kühlwasserabfluß in Verbindung stehen. Die Kühlkanäle 25 sind vorzugsweise durch schraubenförmige Eindre­ hungen gebildet, die durch eine Hülse dicht abgedeckt sind. Die Kühlung der Rotorlager verlängert die Lebensdauer bzw. die Wartungsintervalle dieser Lager, wenn sie mit Fett dauerge­ schmiert sind. Ferner wird durch die Kühlung auch die Um­ fangsfläche des rohrförmigen Teils 23 des Lagerkörpers auf niedriger Temperatur gehalten. Diese Umfangsfläche steht der inneren Umfangsfläche 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 Kühleinrichtungen 25 abgeführt werden kann. Zur Verbesserung des Wärmeaustauschs zwischen den einander gegen­ überstehenden Flächen des rohrförmigen Teils 23 des Lagerkörpers und des Rotorhohlraums 24 können diese in geeig­ neter Weise ausgebildet sein. Beispielsweise können sie so behandelt bzw. brüniert sein, daß der Strahlungsaustausch durch hohe Absorptionskoeffizienten begünstigt wird. Der konvektive Wärmeaustausch vermittelst der dazwischen befindli­ chen Gasschicht kann durch geringen Oberflächenabstand 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 mög­ lich, 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 zweckmäßi­ gerweise 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 dargestell­ ten Fördergewinde, das einen Fördereffekt vom Rotorhohlraum 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 Oberflä­ che des Lagerkörpers von der Oberfläche des Rotors) bleibt dabei im wesentlichen konstant. Zusätzlich können auch in diesem Falle die einander gegenüberstehenden Flächen 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 Ko­ nizität sehr wirksam gegen das Eindringen von Flüssigkeit oder Feststoffteilchen abdichtet, kann oft auf zusätzliche Dicht­ einrichtungen verzichtet werden; jedoch können sie vorgesehen sein, und zwar vorzugsweise in berührungsfreier oder berüh­ rungsarmer Bauart, z. B. Labyrinthdichtungen oder kolbenringar­ tige Dichtungen.

Aufgrund der Dichtwirkung des Fördergewindes bzw. der Spalt­ konizität ist die erfindungsgemäße 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 Lageranord­ nung im Rotor, solange die Flüssigkeit im Schöpfraum das Lagerniveau nicht erreicht. Sie ist nicht nur dann wichtig, wenn das Fördermedium einen Flüssigkeitsschwall mit sich führt, sondern kann auch für die Reinigung und/oder Kühlung der Pumpe durch Flüssigkeitseinspritzung genutzt werden. Beispielsweise kann durch Düsen, von denen eine bei 27 ange­ deutet ist, Reinigungs- oder Kühlflüssigkeit eingesprüht werden. Es können dieselben oder gesonderte Düsen 27 zum Einsprühen der Reinigungsflüssigkeit und der Kühlflüssigkeit verwendet werden.

Wenn mit sehr starker Verschmutzung gerechnet werden muß, besteht die Möglichkeit, während des Betriebs ständig Reini­ gungsflüssigkeit einzusprühen. Beim Betrieb einer Vakuumpumpe sollte die Reinigungsflüssigkeit, soweit sie in den Saugraum gelangen kann, einen Dampfdruck unterhalb des Ansaugdrucks haben. Wenn die Pumpe mehrstufig ist und die Verschmutzung sich (beispielsweise druckabhängig) hauptsächlich in der zweiten und/oder folgenden Stufen niederschlägt, besteht die Möglichkeit, die Einspritzung der Reinigungsflüssigkeit auf die zweite bzw. folgende Stufe zu begrenzen und dadurch von der Saugseite zu trennen.

In den meisten Fällen erfolgt der Reinigungsbetrieb jedoch nicht ständig, sondern periodisch wenn Reinigungsbedarf (beispielsweise infolge Anstiegs des Antriebsdrehmoments) 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 Betriebs­ drehzahl nicht gehalten werden kann, kann die Drehzahl ent­ sprechend gesenkt werden. Dafür sind geeignete Steuerungsein­ richtungen vorgesehen. Beispielsweise kann die Drehzahl abhängig vom Antriebsdrehmoment gesteuert werden, was bei erhöhtem Leistungsbedarf selbsttätig zu einer entsprechenden Absenkung der Drehzahl gegenüber der Betriebsdrehzahl führt. Die fortdauernde Drehung der Rotoren auch während der Reini­ gungsphase dient nicht nur der Abdichtung der Rotorlagerung, sondern fördert auch die Einwirkung 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 Druck­ gasquelle 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 vor­ bestimmten Temperatur zu halten. Kühlung des Gehäusemantels ist nicht in allen Fällen erforderlich. Sie ist jedoch im erfindungsgemäßen Zusammenhang vorteilhafterweise möglich, weil auch die Rotoren 8 gekühlt sind und deren Wärmedehnung daher 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 Temperatur gehalten wird.

Die erfindungsgemäße Pumpe kann mit Voreinlaß ausgerüstet wer­ den. 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 Kompressionsstadium in diesem Bereich des Schöpfraums ent­ spricht, eingelassen wird, um nach bekannten Grundsätzen eine Kühlung und/oder Geräuschminderung zu bewirken. Gemäß einem vorteilhaften Merkmal der Erfindung kann das Voreinlaßgas un­ mittelbar der Druckseite der Pumpe entnommen werden, indem es in den Kühltaschen 30 des Schöpfraummantels 4 gekühlt wird. Zu diesem Zweck kann es durch Wärmetauscherrohre 32 geleitet werden.

Bei den Wälzlagern 21, 22 handelt es sich im dargestellten Beispiel um Schrägkugellager, die durch eine Feder 29 gegen­ einander angestellt sind. Jede Welle 20 trägt unterhalb des Lagers 21 vorzugsweise unmittelbar, d. h. ohne zwischenge­ schaltete Kupplung, den Läufer 35 des Antriebsmotors, dessen Stator 36 in dem Motorgehäuse 2 angeordnet ist. Das Motorge­ häuse kann mit Kühlkanälen 38 ausgerüstet sein.

Die Flanschplatten 50, die in dem dargestellten Beispiel mit den Lagerkörpern 7 aus einem Stück bestehen, sind mit ihren Außenrändern 51, die im wesentlichen dem Umfang des Schöpf­ raumgehäuses 4 folgen, und ihren aneinanderliegenden Innenrän­ dern 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 Dich­ tungseinlage ausgerüstet.

Unter den Flanschplatten 50, zwischen den Rändern 51, 52 ist eine Eindrehung vorgesehen, die mit der Oberseite der Grund­ platte 3 einen Raum 39 einschließt, der zur Aufnahme 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 hindurchgreifen. 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 Synchro­ nisations-Zahnräder 40. Sie sind im Verhältnis zu den Innen­ rändern 52 ein wenig exzentrisch angeordnet, damit die Syn­ chronisations-Zahnräder 40 bei der Montage der Rotor-Bau­ einheiten 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 Verschmutzung 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 Trockenlauf der Synchronisation-Zahnräder vereinfacht die Konstruktion, weil eine Abdichtung zwischen dem Raum 39 und den Antriebsmo­ toren nicht erforderlich ist.

Die Synchronisations-Zahnräder 40 können auch als Impulsgeber­ scheiben dienen, die von Sensoren 42 abgetastet werden, von denen in Fig. 1 einer dargestellt ist. Diese Sensoren 42 stehen mit einer Regeleinrichtung in Verbindung, die die jeweilige Drehstellung der Rotoren gegenüber einem Sollwert überwacht und über den Antrieb korrigiert. Es handelt sich dabei um eine Synchronisation der Rotoren auf elektronischem Wege, die als solche bekannt ist und daher hier keiner näheren Erläuterung bedarf. Das Spiel zwischen den Zähnen der Synchronisations­ zahnräder 40 ist etwas geringer als das Flankenspiel zwischen den Verdrängervorsprüngen 9 der Rotoren 8. Es ist jedoch größer als die Synchronisationstoleranz der elektronischen Synchronisationseinrichtung. Bei ordnungsgemäßem Funktionieren der letzteren kommen somit weder die Flanken der Verdränger­ vorsprünge 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 Antriebs­ leistung und Drehzahl durch das an den Rotoren gebildete Ver­ dränger- 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 unterschied­ lichen 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 Lager­ körper 7, dem darin vorgesehenen Kühleinrichtungen, der Welle 20, dem Synchronisationszahnrad 40, dem zugehörigen Sensor 42 und dem Motorläufer 35 besteht. Diese Einheiten werden kom­ plett 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 (19)

1. Verdichter mit axialer Förderrichtung, insbesondere in Schraubenspindel-Bauweise, dadurch gekennzeichnet, daß die Verdrängerrotoren (8) in ihrem der Druckseite benachbarten Bereich stärker als in ihrem der Saugseite benachbarten Bereich gekühlt sind.

2. Verdichter nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Rotoren (8) mehrstufig, insbesondere mindestens dreistufig ausgebildet sind.

3. Verdichter, insbesondere nach Anspruch 1 oder 2 mit wenigstens einem Verdrängerrotor (8), der fliegend gela­ gert ist an einem die Rotorwelle (20) umgebenden und rohrförmig in den Rotor (8) hineinragenden, stationären Lagerkörper (7, 23), dadurch gekennzeichnet, daß der in den Rotor hineinragende Teil (23) des Lagerkörpers (7) Ein­ richtungen zur Kühlung des Rotors (8) aufweist.

4. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß der in den Rotor (8) hineinragende Teil des Lagerkörpers (7) gekühlt ist und die einander gegenüberstehenden Umfangsflächen des Rotors (8) und des Lagerkörpers (23) wärmeaustauschfähig zueinander angeord­ net sind.

5. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Zwischenraum zwischen den einander gegenüberstehenden Oberflächen des Rotors (8) und des Lagerkörpers (23) mit der Druckseite (12) in Verbindung steht.

6. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch ge­ kennzeichnet, daß wenigstens eine der genannten Umfangs­ flächen mit den Wärmeaustausch mit dem dazwischen befindlichen Medium verbessernden Erhöhungen und Vertie­ fungen versehen sind.

7. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die genannten Umfangsflächen mediums­ fördernd ausgebildet sind.

8. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die genannten Umfangsflächen mit einer hohen Absorptionszahl für Wärmestrahlung ausgestattet sind.

9. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch ge­ kennzeichnet, daß mindestens der in den Rotor (8) hinein­ ragende Teil (23) des Lagerkörpers von Kühlflüssigkeit durchströmte Kanäle (25) enthält.

10. Verdichter nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Kühlkanäle (25) nahe der dem Rotor (8) gegenüberlie­ genden Umfangsfläche des Lagerkörpers (23) angeordnet sind.

11. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch ge­ kennzeichnet, daß auch das den Schöpfraum bildende Gehäuse (4) gekühlt ist.

12. Verdichter nach einen der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß der Zwischenraum lagerseitig mit einer Gasquelle in Verbindung steht.

13. Verdichter nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß der Gasweg eine Umgehung der Lager umfaßt.

14. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch ge­ kennzeichnet, daß die am Lagerkörper vorgesehenen Wälz­ lager fettgeschmiert sind.

15. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß eine Voreinlaßkühlung vorgesehen ist.

16. Verdichter nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß gekühlte Gas bzw. kalte atmosphärische Luft bzw. Inertgas für den Voreinlaß verwendet wird.

17. Verdichter nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß Voreinlaßkühlung durch einen von der Druckseite abgezweig­ ten Gasstrom vorgesehen ist, der durch einen in einem Kühlflüssigkeitsraum des Schöpfraumgehäuses (4) vorgesehe­ nen Wärmetauscher geführt ist.

18. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß der Voreinlaßstrom durch einen exter­ nen Wärmetauscher geführt ist.

19. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß Kühlflüssigkeit als Einspritzkühlung eingespritzt wird.