DE19839501A1

DE19839501A1 - Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe

Info

Publication number: DE19839501A1
Application number: DE19839501A
Authority: DE
Inventors: Ralf Steffens
Original assignee: Leybold Vakuum GmbH
Current assignee: STEFFENS, RALF, DR., 79585 STEINEN, DE
Priority date: 1998-08-29
Filing date: 1998-08-29
Publication date: 2000-03-02
Also published as: EP1108143A1; KR100682586B1; KR20010043430A; WO2000012899A1; DE59906892D1; ATE248993T1; US6497563B1; JP2002523684A; CA2327080A1; AU4902799A; ES2207965T3; WO2000012900A1; EP1108143B1

Abstract

Die Erfindung bezieht sich auf eine trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe als Zweiwellenverdrängermaschine zur Förderung und Verdichtung von Gasen mit einem parallel angeordneten Rotorspindelpaar (1, 2) in einem geschlossenen Schöpfraum (3) mit Ein- und Auslaß sowie seitlichen Begrenzungen zur Abstützung der Rotore mittels Wälz- oder ähnlichen Lagern (5); um eine einfachere und robustere sowie kompaktere Bauweise zu erreichen, wird vorgeschlagen, daß beide Rotorspindeln innen hohl ausgeführt sind und daß ein Kühl-/Schmiermittel in diese Rotoraushöhlungen ständig zu- und abgeführt wird und daß zumindest auf derjenigen Rotorstirnseite mit der Abführung des Kühl-/Schmiermittels im wesentlichen kapselähnliche Rotorelemente (4) vorgesehen sind und daß sich jeweils die Gleit- oder Wälzlager (5) für diese Rotorstirnseiten einerseits auf der Innenwandung dieser kapselähnlichen Rotorelemente und andererseits auf einem in diese Kapsel hineinragenden, ruhenden Zapfen (6) gehäusefest abstützen.

Description

Stand der Technik

Erhöhte Anforderungen an die Reinheit des Fördermediums, steigende Betriebs- und Entsorgungskosten sowie zunehmende Verpflichtungen durch Umweltschutzvorschriften erfordern für Vakuumsysteme in zunehmendem Maße den Verzicht auf Betriebsflüssig keiten, die mit dem Fördermedium in Berührung kommen. Diese im Schöpfraum ohne Dicht- oder Schmiermedien, wie Wasser oder Öl, arbeitenden Maschinen werden allge mein als "Trockene, bzw. Trockenverdichtende Vakuumpumpen" bezeichnet. Dabei können für diese Pumpen selbstverständlich keine Zugeständnisse an die Zuverlässig keit und Betriebssicherheit gemacht werden.

Die Hersteller von Vakuumsystemen reagierten auf diese Anforderungen mit unter schiedlichen Lösungen, von denen die erfolgreichen Prinzipien ausnahmslos auf der Arbeitsweise der 2-Wellenverdrängermaschinen beruhen. Für die Vakuumerzeugung arbeiten diese trockenverdichtenden Maschinen wegen der geforderten Kompressions verhältnisse mit höheren Drehzahlen, wobei die Verdrängerrotore zur Erreichung der gewünschten Standzeit berührungslos gegeneinander im Schöpfraum mit möglichst geringem Abstand zueinander und zum umgebenden Pumpengehäuse rotieren.

Unter den verschiedenen Prinzipien der "Trockenverdichtenden Vakuumpumpen" hat sich das System der Schraubenspindelpumpe als besonders vorteilhaft erwiesen: Zwei parallel angeordnete zylindrische Rotore mit schraubenförmig verlaufenden Nuten (Ver tiefungen) auf der Zylinderfläche greifen ineinander und bilden in jeder Zahnlücke einen Schöpfraum, der bei gegensinniger Drehung beider Rotore von der Saug- zur Druck seite transportiert wird. Das für die Vakuumpumpe gewünschte hohe Kompressions verhältnis kann bei der Schraubenspindel-Vakuumpumpe vorteilhafterweise direkt über die Anzahl der abgeschlossenen Förderkammern einfach erreicht werden.

Dieser Stand der Technik bei den "Trockenverdichtenden Vakuumpumpen" ist aber noch von einigen schwerwiegenden Nachteilen gekennzeichnet:
So erreichen die heutigen "Trockenen Vakuumpumpen" bei weitem nicht die bisher geläufigen Qualitätswerte, wie sie von den bekannten Drehschieber-Vakuumpumpen und Flüssigkeitsringmaschinen realisiert werden. Dies betrifft insbesondere die unbe stritten hohe Zuverlässigkeit und Robustheit dieser Vakuumpumpen, die Kompaktheit sowie vordringlich die niedrigen Herstellkosten. Die Ursache dieser Schwierigkeiten liegt ursächlich in dem meist beträchtlichen Aufwand, den heutige "Trockenverdichtende Vakuumpumpen" zur Umsetzung der geforderten Leistungsmerkmale wie Enddruck und Saugvermögen immer noch benötigen.

Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, eine möglichst einfache und robuste sowie besonders preiswerte und kompakte "Trockenverdichtende Vakuum pumpe" zu konzipieren, um dank der trockenen Arbeitsweise bei der Vakuumerzeugung gegenüber dem heutigen Stand der Technik deutliche Verbesserungen zu erreichen.

Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe zunächst dadurch gelöst, daß beide Verdränger spindeln innen durchgehend hohl ausgeführt sind und ein permanenter Kühlmittelstrom, vorzugsweise Öl, direkt durch jeden der beiden Verdrängerzylinder geführt wird, um die bei der Vakuumerzeugung auftretende Wärmemenge aus jedem Spindelrotor kontinu ierlich und zuverlässig abzuführen.

Vorteilhafterweise wird bei diesem Rotorwärmetransport der bessere Wärmeübergangs koeffizient zwischen dem Verdrängerrotormaterial und dem Kühlmedium bei gleichzeitig geringerer Rotorzylinderinnenfläche gegenüber der größeren wärmeaufnehmenden Außenoberfläche des Verdrängerrotors bei geringerem Wärmeübergangskoeffizienten zwischen dem Rotormaterial und dem Fördermedium zugunsten einer ausgeglichenen Rotorthermik ausgenutzt so daß nach einer einfachen thermodynamischen Auslegung die aufgenommene und abgeführte Rotorwärmemenge im gewünschten Gleichgewicht sind. Günstigerweise kann für jeden Einsatzfall das Temperaturniveau durch Steuerung der Kühlmittelmenge gezielt eingestellt und gesteuert werden. Dabei ist unbedingt auf eine gleichmäßige Verteilung der Kühlmittelmenge auf beide Verdrängerrotore durch entsprechende Überwachungseinrichtungen zu achten.

Zur Verbesserung der Kühlwirkung sollte die Rotorinnenbohrung dabei vorzugsweise zusätzlich mit einem drehrichtungsorientierten Innenfördergewinde ausgeführt werden, um sowohl die innere Wärmeaustauschfläche zwischen Verdränger und Kühlmedium als auch den Kühlmittelstrom durch entsprechende Gewindeorientierung zu verbessern. Die Drehrichtung jedes Verdrängerrotors liegt entsprechend der Pumpenförderrichtung eindeutig fest, so daß die Innengewindeorientierung der Verdrängerrotoraushöhlung genau so ausgeführt werden kann, daß entsprechend dieser festgelegten Rotordreh richtung seine Kühlmitteldurchströmung unterstützt und verstärkt wird.

Des weiteren wird vorgeschlagen, die genannten Rotorinnenbohrungen mit zusätzlicher Gewindeoption vorteilhafterweise derartig konisch auszuführen, daß zur Kühlmittelein laßseite der geringere und zur Kühlmittelauslaßseite der etwas größere Bohrungsdurch messer entsteht, so daß infolge der Fliehkraftunterstützung die Kühlmittelförderwirkung verstärkt wird, um die Rotorkühlung noch weiter zu verbessern. Damit ist es günstiger weise auch möglich, diese Schraubenspindel Vakuumpumpe sowohl mit senkrecht stehendem als auch mit waagerecht ausgerichtetem Verdrängerrotorpaar zu betreiben.

Für eine möglichst effektive Rotorkühlung wird erfindungsgemäß außerdem noch empfohlen, daß die Oberflächen der Rotorinnenbohrung derartig ausgeführt werden, wie es die Verdichtungsverlustwärmeabführung erfordert. Denn die Verdichterleistung und damit auch die entstehende Verlustleistung ist in Längsrichtung des Verdränger rotors nicht konstant, so daß in den Bereichen höherer Verdichterwärmeverluste die entsprechenden Oberflächenwerte vorteilhafterweise größer gestaltet werden. Allge mein betrifft dies insbesondere den auslaßnäheren Verdrängerrotorbereich und die Gebiete mit größerer Änderung der Arbeitskammervolumina.

Des weiteren besteht die Möglichkeit, die Größe der Rotorinnenfläche zu maximieren, indem entsprechend dem äußeren Verlauf mit den zylindrischen Nuten auch der innere hohle Verlauf dieser Kontur durch Minimierung der gesamten Rotorwandstärke folgt. Die technische Realisierung kann beispielsweise außer der mechanischen Bearbeitung noch durch Explosionsumformung eines entsprechend dünnwandigen Rohres erfolgen, oder durch Blechpaketierung gemäß der EP 0477 601 A1.

Der gesamte Kühlmittelstrom wird, vorzugsweise mit einer eigenen druckerzeugenden Pumpe definiert realisiert, so daß dieses Kühlmedium (vorzugsweise Öl) nicht nur gezielt durch die Verdrängerhohlräume, Lagerung, spez. Abdichtungselemente sowie Synchro nisations- und Antriebsverzahnung geführt wird, sondern gleichzeitig auch am Gehäuse möglichst mit Schwerkraftunterstützung gezielt vorbeigeleitet werden kann, um die auf genommene Wärmemenge wieder abzugeben. Dieser im geschlossenen Kreislauf sich ständig wiederholende Prozeß wird unterstützt durch die bekannten zusätzlichen äuße ren Möglichkeiten zum Wärmeaustausch, angefangen bei einem verrippten Gehäuse, dem geeigneten Gehäusewerkstoff, sowie vom einfachen Ventilator, bis zum zusätz lichen Wärmetauscher-Anschluß, der direkt vom Kühlmittelstrom durchströmt wird. Statt der eigenen druckerzeugenden Pumpe kann alternativ und insbesondere für kleinere Maschinengrößen die kinetische Energie der Rotordrehung ausgenutzt werden, indem am Verdrängerrotor direkt eine eigene Ölpumpe nach den bekannten Prinzipien ange schlossen wird.

Vorteilhafterweise wird auf diese Weise für "Trockenverdichtende Vakuumpumpen" eine sehr viel gleichmäßigere Temperaturverteilung in der gesamten Maschine erreicht, wie sie sonst nur bei den bekannten Drehschieber- und Flüssigkeitsringmaschinen geläufig ist. Diese möglichst gleichmäßigen Temperaturverhältnisse sind jedoch eine wesent liche Voraussetzung für die Robustheit sowie Zuverlässigkeit einer Vakuumpumpe und gelten stets als eines der wichtigsten Entwicklungsziele, die bei den heutigen "Trocken verdichtenden Vakuumpumpen" bisher noch nicht befriedigend erreicht wurden, weil erhebliche Betriebsfunktionsrisiken durch teilweise extreme Temperaturunterschiede entstehen.

Zur besonders günstigen Umsetzung dieser lukrativen Rotorkühlung wird erfindungsge mäß vorgeschlagen, daß jeder Verdrängerrotor (1, 2) unmittelbar stirnseitig mindestens auf der kühlmittelabführenden Rotorseite in kapselähnlichen Rotorelementen (4) gela gert wird, durch die auf der einen Seite das Kühlmedium in der gewünschten Menge direkt in jede der durchgehenden Verdrängerrotorbohrungen zugeführt und am anderen Ende wieder abgeführt wird.

Dafür wird, wie es in der Darstellung gemäß Fig. 1 beispielhaft gezeigt ist, die Rotor lagerung (5) derart ausgeführt, daß sich der Lagerinnenring auf einem gehäusefesten Zapfen (6) stehend abstützt, während sich der Lageraußenring in dem kapselähnlichen Rotorelement (4) permanent mit dem Verdrängerrotor (1 bzw. 2) mitdreht.

Des weiteren wird durch diese Ausführung der Rotorlagerung beidseitig unmittelbar an der Verdrängerstirnseite ein Höchstmaß an dynamischer Stabilität erreicht, indem die biegekritische Drehzahl weit jenseits der Betriebsdrehzahlen liegt, weil einerseits die Lagerabstände minimiert und andererseits die Steifigkeitswerte zwischen der Lagerung optimal erhöht sind.

Zumindest einseitig kann jedoch auch auf diese Form der Rotorlagerung verzichtet werden, indem gemäß der beiliegenden Darstellung in Fig. 3 sich der Lagerinnenring des Rotorlagers (5) auf dem Verdrängerrotor befindet und der Lageraußenring sich am gehäusefesten Seitenteil (7) abstützt.

Zur Reduzierung der Anzahl der schöpfraumseitigen Wellendurchführungen, beispiels weise für besonders schwierige Pumpeneinsatzfälle bei gleichzeitiger Vermeidung einer saugseitigen Rotorlagerung kann auch die bekannte einseitige, sogen. "fliegende" Rotorlagerung vorteilhaft sein. Gemäß beiliegender Darstellung in Fig. 2 kann auch für diese Einsatzfälle die vorteilhafte Rotorkühlung realisiert werden, indem dem gehäuse feste Zapfen (6) weit in die Verdrängerrotorbohrung hineinragt und sowohl die beiden Lagerinnenringe trägt als auch die Kühlmittelzuführung (8) übernimmt. Die erforderliche Biegesteifigkeit dieses einseitig abgestützten Zapfens ist bei den geringen Radial belastungen einer Schraubenspindelvakuumpumpe einfach realisierbar, indem das untere Lager (5a) einen größeren Lagerinnendurchmesser aufweist, um gleichzeitig auch die höheren Axialkräfte durch die Arbeitsdruckdifferenz des Pumpenförder mediums aufzunehmen. Für kleinere Schraubenspindelmaschinen kann das obere Lager (5b) beispielsweise auch als radialkompaktbauendes Nadellager oder auch als ölgeschmiertes Gleitlager ausgeführt werden.

Ein geringer Teil dieses Kühlstroms, vorzugsweise Öl, wird direkt zur Schmierung und Kühlung dieser Rotorlagerung genutzt so daß für diese Lager eine optimale Sicherheit, Zuverlässigkeit und Lebensdauer erreichbar wird. Diese Abzweigung bei der Kühlmittel zuführung (8) erfolgt beispielsweise über einen Absatz (17) im kegelförmigen Rotor einsatzteil (16), oder über Bohrungen (10) in den Rotorelementen, sowie mittels "Öl überlauf" der Sammelrinnen (18) als auch über Spritzöl bei der Ölrinnenentnahme per Staurohr (19), wobei mittels Dimensionierung dieser Elemente die notwendige Schmier mittelmenge günstig eingestellt werden kann.

Ein weiterer Teil des Kühlmittelstroms wird vorteilhafterweise auch gleichzeitig noch zur Schmierung und Kühlung der Synchronisationsverzahnung eingesetzt. Dabei erfolgt die Versorgung vorzugsweise über die Schmiermittelverteilungsbohrungen (10) oder über den gezielten Rinnenüberlauf (24) der "Siphon"-Wellenabdichtung (22) - vergl. spätere Erläuterung.

Neben dieser Kühlungsproblematik werden heutige Schraubenspindel-Vakuumpumpen überwiegend mit fliegender Rotorlagerung ausgeführt, um die saugseitige Lagerung zu vermeiden. Dieser wichtige Vorteil ist unbedingt anzustreben, ohne jedoch die Nach teile hinsichtlich Rotorkühlung und biegekritische Drehzahl zu übernehmen. Gleichzeitig ist es sehr erstrebenswert, die bei dieser fliegenden Verdrängerrotorlagerung auftreten den Axialkräfte aufgrund der Druckdifferenz des Fördermediums zu vermeiden, weil sie die maßgebende Lagerbelastung für die Zuverlässigkeit und Lebensdauer darstellen.

In der vorliegenden Erfindung wird diese Aufgabe durch die bei Schraubenspindel pumpen bekannte zweiflutige Ausführung gelöst, so daß der Gaseintritt nicht mehr stirnseitig sondern innerhalb der Rotorlängsseite erfolgt und sich auf jeder Rotorstirn seite der auslaßseitige Druck in der Nähe des atmosphärischen Druckes einstellt. Dabei wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, daß für größere Schraubenspindelvakuum pumpen (also mehr als etwa 100 m³/h Nennsaugvermögen) beide Verdrängerpaar seiten mit dem gleichem Spindelfördergewinde ausgeführt werden, so daß sich der zu fördernde Gasstrom gleichmäßig aufteilen kann. Damit wird günstigerweise der not wendige Achsabstand und damit die Baugröße verringert, während sich die Baulänge hingegen erhöht, wodurch sich die Herstellkosten einer derartigen Maschine insgesamt verringern werden.

Für kleinere Schraubenspindel-Vakuumpumpen (weniger als etwa 100 m³/h Nennsaug vermögen) kann ein Verdrängerpaarteil (bei senkrechter Förderrichtung der obere Teil) lediglich als einfaches "Leckage"-Fördergewinde ausgeführt werden, um ausschließlich die innere Gasrückströmung aufgrund der Druckdifferenz zwischen Pumpenein- und Auslaßseite zurückzufördern. Dabei kann dieses "Leckage"-Fördergewinde sowohl durch gegenseitigen Rotoreingriff zur anderen Verdrängerspindel als auch separat als einfaches Fördergewinde im gehäusefesten Vollzylinder ausgeführt werden, vergleich bar zum sogenannten "Golubev"-Gewinde.

Vorteilhafterweise werden bei dieser erfindungsgemäßen Lösung durch den Verzicht auf eine saugseitige Rotorlagerung die Vorteile der heutigen "Trockenverdichtenden Schraubenspindel-Vakuumpumpen" übernommen und gleichzeitig die Nachteile hin sichtlich der erheblichen Axialkräfte für die Rotorlagerung vermieden.

Die erforderliche Abdichtung zwischen dem notwendigerweise trockenen, also ölfreien Schöpf-/Arbeitsraum und den ölgeschmierten Seiten-/Lagerräumen erfolgt günstiger weise zunächst über lange Dichtungswege und wird dabei unterstützt von einfachen, vorzugsweise berührungslos arbeitenden Labyrinth-Abdichtungen, über "Golubev"- Leckagefördergewinde und verschiedene hinlänglich bekannte Wellenabdichtungen. Beide Pumpenstirnseiten können dabei über eine einfache Gasleitung fest miteinander verbunden werden und sorgen auf diese Weise für einen ständigen Druckausgleich, so daß die Druckdifferenz an den Schöpfraumwellendurchführungen minimiert wird.

Als besonders vorteilhafte Abdichtung der Schöpfraumwellendurchführungen werden in der vorliegenden Erfindung spezielle Zentrifugal-Wellendichtungen entsprechend der Darstellung in Fig. 1 eingesetzt. Auf der Kühlmitteleinspeiseseite greift eine schmale, am Zapfen feste Abdichtscheibe (21) in einen "rotierenden Siphon" (20), der einerseits seine Flüssigkeit von der Lagerschmierung erhält und andererseits die notwendige Flüssigkeits- und Wärmeabführung über ein an dieser Abdichtungsscheibe festes Staurohr (26) stets erledigt. Dieses Abdichtungssystem mit dem "rotierenden Siphon" läßt sich auch direkt auf die Abführungsseite des Kühl-/Schmiermittels anwenden, wie es beispielhaft in der Darstellung gemäß Fig. 5 gezeigt ist.

Zur Umsetzung der in dieser Erfindung beschriebenen Verdrängerspindelkühlung muß nun das Kühlmittel, vorzugsweise Öl, permanent und sicher in den rotierende Rotor zylinderinnenfläche eingebracht und abschließend wieder abgeführt werden.

Dabei erfolgt diese Öleinspeisung am gehäusefesten Zapfen zur Rotorwelle über einen speziellen kegelförmigen Einsatz (16) in der Rotorbohrung mit passendem Gegenstück (beispielsweise als Bohrungsfase) am gehäusefesten Zapfen, um eine möglichst gleich mäßige Ölverteilung zu gewährleisten. Dabei erhält dieser rotierende Einsatz (16) einen derartigen Absatz (17) in seiner Kegelneigung, daß das über 8 zapfenseitig zugeführte Kühl-/Schmiermittel am Kegeleinsatz 16 auftreffend zu dem gewünscht geringen Teil abgespritzt wird und auf diese Weise zur Schmierung der Rotorlagerung 5 sowie zur Siphon-Versorgung 20 gelangt. Der wesentlich größere Ölstrom wird über nutenförmige Aussparungen in dem Einsatz 16 in die Verdrängerbohrung zwecks Abführung der Ver dichtungsverlustwärme geleitet.

Da dieser rotierende Siphon nur als dynamische Dichtung wirken kann, wird zusätzlich als statische Abdichtung eine berührende Wellendichtung (27), beispielsweise der bekannte Radialwellendichtring, derartig in dem rotierenden Rotorelement eingesetzt, daß dieser im Stillstand sicher abdichtet und bei beginnender Rotation, wenn die Siphon-Dichtung ihre Abdichtungsaufgabe übernimmt, seine Dichtlippe aufgrund der Fliehkraftwirkung anfängt abzuheben, so daß gleichzeitig günstigerweise ein optimaler Verschleißschutz entsteht.

Um die Druckdifferenz an diesem Schöpfraumwellenabdichtungssystem zu minimieren, wird auf dem äußeren Durchmesser der kapselähnlichen Elemente beispielsweise das zuvor beschriebene "Golubev"-Leckagefördergewinde 25 eingesetzt. Alternativ können, wie bereits beschrieben, auch andere Möglichkeiten zur Rückförderung der inneren Leckage realisiert werden. Des weiteren sind an den kapselähnlichen Elementen stirn seitig noch weitere, vorwiegend axial wirkende Abdichtungselemente der bekannten Ausführungsformen einsetzbar. Für schwierigere Applikationen ist selbstverständlich der geläufige Einsatz von Sperrgas als inertes Schutzgas längs der vorteilhaft langen Dichtungswege mit optimal geeigneten Leitwerten jederzeit günstig möglich. In den beiliegenden Darstellungen ist die Sperrgasoption als strich-doppelpunktierte Linie (32) beispielhaft eingetragen.

Der notwendige Ölaustritt erfolgt stets an der Rotorstirnseite mit den kapselähnlichen Rotorelementen und bei vorzugsweise senkrechter Förderrichtung günstigerweise unten, wohingegen gemäß der Darstellung in Fig. 3 die Öleinspeisung auch auf der jenigen Rotorstirnseite erfolgen kann, wo der Innenring der Rotorlagerung direkt auf dem verlängerten Wellenende des Verdrängerrotors sitzt.

Der Abführung des Kühl- und Schmiermittels aus dem Rotorinnenzylinder kann nun entsprechend der Darstellung in Fig. 2 fliehkraftunterstützt über eine Sammelrinne (18) mit Ablaufbohrungen inklusive einer Abzweigbohrung zur Synchronisationsverzahnung erfolgen, und/oder über ein Staurohr (19), das vom gehäusefesten Zapfen direkt in die rotorseitige Sammelrinne (18) greift.

In der Darstellung gemäß Fig. 1 wird der Ölaustritt vorteilhafterweise nicht nur zur Lagerschmierung sondern gleichzeitig sowohl zur Speisung des Abdichtungssiphons als auch zur Schmierung der Synchronisationsverzahnung genutzt. Im Gegensatz zum oberen Siphon rotiert bei diesem Siphon die schlanke Abdichtungsscheibe und die begrenzenden Siphonseitenwände sind gehäusefest. Damit erfolgt die notwendige Schmierung der Synchronisationsverzahnung besonders günstig durch den gezielten Rinnenüberlauf der "Siphon"-Schöpfraumwellenabdichtung im Zahnradeingriffsgebiet des Synchronisationsgetriebes, indem die Siphonseitenwand in genau diesem Gebiet zurückgenommen wird.

Diese Form der unteren Schöpfraumwellenabdichtung bei gleichzeitiger Versorgung der Synchronisationsverzahnung entsprechend der Darstellung in Fig. 1 ist selbstverständ lich auch für die "fliegende" Lagerausführung gemäß Fig. 2 übertragbar und geeignet.

Eine derartige Schraubenspindel-Vakuumpumpe wird vorzugsweise mit senkrecht stehendem Verdrängerrotorpaar ausgeführt, in jedem Fall wird jedoch das die Ver drängerrotore umgebende Pumpengehäuse so ausgeführt, daß der möglicherweise erforderliche Flüssigkeitsablauf schwerkraftunterstutzt aus dem Pumpenförderraum jederzeit gewährleistet ist, indem der Auslaß des Fördermediums sich stets an der geodatisch tiefstgelegenen Position befindet.

Die Synchronisation der beiden Verdrängerspindeln erfolgt über ein einfaches, hinläng lich bekanntes ölgeschmiertes Stirnradgetriebe. Der Antrieb mit der gleichzeitig notwen digen Drehzahlerhöhung erfolgt vorzugsweise über ein größeres Stirnrad, das direkt oder über eine einfache Vorgelegestufe unmittelbar diese Synchronisationsstufe treibt.

Der Antriebsmotor wird dann vorzugsweise parallel zur Spindelpumpe angeordnet. Allerdings kann der Antriebsmotor auch nicht nur für kleinere Maschinen in direkter Verlängerung einer Verdrängerspindel angeordnet werden, und die Drehzahlerhöhung geschieht mittels Frequenzumformer.

Ein weiterer wesentlicher Verbesserungsansatz bei "Trockenverdichtenden Schrauben spindel-Vakuumpumpen" gegenüber dem Stand der Technik besteht erfindungsgemäß darin, die erforderliche Antriebsleistung zu minimieren, um die thermische Situation der gesamten Maschine deutlich zu entlasten. Denn je geringer die eingebrachte Leistung ist, desto einfacher wird es, die Temperaturen in der Schraubenspindel-Vakuumpumpe mit angemessenem Kühlungsaufwand innerhalb vernünftiger Grenzen zu halten und im darauf folgenden Entwicklungsschritt die Baugröße und damit den Herstellungskosten der gesamten Maschine zu reduzieren.

Diese Minimierung der Leistungseinbringung erfolgt durch eine spezielle Art der inneren Abstufung. Dabei wird das Volumen einer Arbeits-/Förderkammer vom Beginn des Ansaugens bis zum Auslaß gezielt verringert. Ideal für den Verdichtungsvorgang wäre eine variable innere stetige Abstufung, die sich permanent den unterschiedlichen Druckverhältnissen anpaßt. Bei "Trockenlaufenden Schraubenspindel-Vakuumpumpen" wäre dies beispielsweise durch den Einsatz von Ventilen realisierbar, diese sind jedoch hinsichtlich ihrer Standzeit und Zuverlässigkeit beim "Trockenläufer" erfahrungsgemäß ungeeignet.

Erfindungsgemäß erfolgt diese Abstufung nun durch die unterschiedliche Kombination zweier Faktoren der inneren Abstufung als Änderung der Förderkammervolumina ent sprechend der Darstellung in Fig. 2:
Dabei liegt der eine Wert zwischen 1,5 und 2,2 als Faktor, vorzugsweise bei etwa 1,85 und wird technisch umgesetzt, indem bei gleichbleibendem Außendurchmesser des Verdrängerrotors die Spindelsteigung um genau diesen Faktor kontinuierlich verringert wird.

Der zweite Wert liegt zwischen minimal 2,0 und maximal 9,0 als Faktor, vorzugsweise bei etwa 4,0 bis 6,0 und wird technisch umgesetzt, indem durch eine sprunghafte Änderung der Rotorgeometrieparameter das Volumen einer Arbeits-/Förderkammer um genau diesen Faktor verringert wird, wobei der Verdrängerrotoraußendurchmesser und damit gleichbedeutend die Zahnnutenhöhe sowie bei größeren Werten auch die Rotor spindelsteigung zur Erreichung dieses Faktors in Kombination entsprechend reduziert werden.

Somit besteht jeder Spindelrotor aus 2 Fördergewindeabschnitten, wobei der eine Teil mit einer kontinuierlichen Steigungsänderung (Faktor von etwa 1,85 zur Verringerung des Volumens einer Arbeits-/Förderkammer) bei gleichem Rotoraußendurchmesser ausgeführt ist, während sich in dem unmittelbar daran anschließenden zweiten Rotor spindelabschnitt sprunghaft das Volumen der Arbeits-/Förderkammer um einen Faktor vorzugsweise zwischen 4 und 6 verringert, indem Zahnhöhe und möglichenfalls auch die Spindelsteigung abrupt reduziert werden.

Dabei ist diese Betrachtungsreihenfolge jetzt von der Saug- zur Auslaßseite gerichtet, sie kann jedoch auch umgekehrt werden, indem zuerst die große Abstufung zwischen den Vorzugsfaktoren von 4 und 6 erfolgt und anschließend nach einer sprunghaften Verringerung des Rotoraußendurchmessers im zweiten Spindelförderabschnitt die kontinuierliche Steigungsänderung von etwa 1,85 erfolgt. Selbstverständlich ist der im Eingriff befindliche Gegenspindelrotor mit einer entsprechenden Geometrieänderung auszuführen.

Aus technischen Gründen muß dabei noch erwähnt werden, daß bei der sprunghaften Rotorgeometrieänderung die beiden Spindelabschnitte nicht unendlich dicht aneinander angeschlossen werden können, weil der gegenseitige Rotoreingriff stets geringen Abweichungen unterliegt und ein Kontakt unterschiedlicher Verdrängerabschnitte unbedingt vermieden werden muß, so daß ein geringer Abstand zwischen den beiden unterschiedlichen Rotorabschnitten vorzusehen ist. Diese Maßnahme entspricht direkt einer Reduzierung des Rotoraußendurchmessers, die günstigerweise nur bis auf knapp unterhalb der Höhe des Wälzkreises erfolgt.

Beim Abpumpvorgang ergeben sich bekanntermaßen eingangsseitig höhere Ansaug drücke, so daß sich primär an dieser Rotorabschnittsübergangsstelle zwingend Über drücke durch die Volumenverringerung der Arbeits-/Förderkammern ergeben werden, die zu einer Überlastung führen können. Daher ist vorteilhafterweise zur Vermeidung dieser Überdrücke an dieser Position gehäuseseitig eine Überdrucksicherung (28) gleichzeitig vorzusehen, die technisch hinlänglich bekannt als einfaches feder- und/oder gewichtsbelastetes Ventil zum Ableiten des Überdruckes hin zum Auslaß arbeitet.

Um die Überverdichtung bei höheren Ansaugdrücken an der Rotorposition mit der sprunghaften Volumenverringerung der Arbeits-/Förderkammern zu reduzieren, wird erfindungsgemäß des weiteren vorgeschlagen, daß auch der Verdrängerabschnitt mit dem bisher konstanten Arbeits-/Förderkammervolumen bei weiterhin konstantem Rotoraußendurchmesser mit einer kontinuierlichen Verringerung der Rotorsteigung ausgeführt wird. Dabei sollte dieser Wert der Steigungsänderung ebenfalls zwischen 1,2 und 2,2 liegen, vorzugsweise bei etwa 1,85.

Für einige Pumpeneinsatzfälle kann jedoch auch die mögliche Überverdichtung in dem Rotorabschnitt mit kontinuierlicher Steigungsänderung bei einem Wert von etwa 1,85 unerwünscht sein, so daß in dieser Erfindung außerdem noch vorgeschlagen wird, diesen Vorzugswert auf beide Rotorabschnitte gleichermaßen zu verteilen, also beide Verdrängerabschnitte mit einer kontinuierlichen Steigungsänderung von etwa 1,36 bis 1,40 auszuführen.

Die bei "Trockenverdichtende Vakuumpumpen" unvermeidbare innere Gasleckage durch die Spalte innerhalb des Pumpenarbeitsraumes beeinträchtigt bekanntermaßen das Kompressionsvermögen dieser Maschinen. Für die Ausführung der inneren Ab stufung wird nun zwecks Verbesserung des Kompressionsverhaltens erfindungsgemäß vorgeschlagen, den saugseitig ersten Rotorabschnitt mit einer geringeren Steigungs änderung als den zweiten Rotorabschnitt auszuführen.

Des weiteren soll die Steigungsänderung zusätzlich auch einem nichtlinearen Verlauf folgen, beispielsweise einer quadratischen Funktion, so daß die Steigungsänderung anfänglich (von der Saugseite aus gesehen) sanfter ansteigt und sich später gegen Ende des ersten Rotorabschnittes dann wieder stärker erhöht, so daß der Quotient aus der End- zu Anfangssteigung den gewünschten Wert erreicht, der bei einem Wert zwischen 1,2 und 1,8 liegt, vorzugsweise wird etwa 1,5 vorgeschlagen. Für den zweiten Rotorabschnitt gilt der gleiche Ansatz zum Verlauf der Steigungsänderung mit den bei den einzigen Unterschieden, daß einerseits die Anfangssteigung des zweiten Rotor abschnittes um einen Faktor zwischen 2,0 bis maximal 8,0 sprunghaft geringer ist als die Endsteigung des ersten Rotorabschnittes und andererseits die ebenfalls nichtline are Steigungsänderung einen um den Faktor 1,2 bis 1,8 relativ höheren Quotienten aus der End- zu Anfangssteigung gegenüber dem Quotienten des ersten Rotorabschnittes aufweist, vorzugsweise wird als Absolutwert für den Quotienten der zweiten Steigungs änderung etwa 2,0 vorgeschlagen. Damit ergibt sich vorteilhafterweise, daß der Druck verlauf längs des Verdrängerrotorzylinders zwischen Ein- und Auslaßposition mit einem von der Einlaßseite aus gesehen möglichst sanften Druckanstieg erfolgt und daß der kritische Übergabedruck zwischen den beiden Rotorabschnitten sowohl hinsichtlich seiner Größe als auch bezüglich seiner Position das Kompressionsvermögen dieser Vakuumpumpe nicht zu sehr beeinträchtigt. Dafür muß der erste Rotorabschnitt eine hinreichende Länge aufweisen, also mindestens eine Stufenzahl von 2,0 aufweisen.

In der Darstellung entsprechend Fig. 2 ist die Ausführung der inneren Abstufung beispielhaft gezeigt indem im ersten Fördergewindeabschnitt sich die Steigung kontinuierlich von einem Wert M1 auf den Wert M2 verändert, so daß abschließend das Volumen einer Arbeits-/Förderkammer den Wert V₁ erreicht. Im Übergang der beiden Fördergewindeabschnitte wird dieses Volumen V₁ mindestens durch Reduzierung des Rotoraußendurchmessers sprunghaft auf den Wert V₂ reduziert. Im zweiten Förder gewindeabschnitt wird dann abschließend die Spindelsteigung kontinuierlich von dem Wert m1 auf den Wert m2 verringert.

Zur weiteren Verbesserung des Kompressionsverhaltens dieser "Trockenverdichtenden" Schraubenspindelpumpe wird erfindungsgemäß des weiteren vorgeschlagen, daß der Profilflankenverlauf folgendermaßen gestaltet wird:
Üblicherweise sind die Profilflankenverläufe für beide Spindelverdrängerrotore im Stirn schnitt identisch und entsprechen äquidistant mathematisch dem bekannten Verlauf der Zykloide. Dies hat jedoch den Nachteil, daß einerseits die kreisförmige Eingriffslinie nicht nah genug an die Schnittkante der beiden Gehäuseinnenzylinderflächen heran reicht und andererseits die Profilabwälzung entsprechend dem Verzahnungsgesetz schon bei geringfügigen Änderungen des Achsabstandes, beispielsweise aufgrund von Fertigungsabweichungen oder Temperaturdifferenzen, sehr empfindlich reagiert, weil die Zykloide im Bereich des Wälzkreisüberganges in der ersten Ableitung der Profil steigung einen Knick aufweist, in der folgenden Ableitung also unstetig ist. Diese beiden Merkmale der Zykloide vermindern das Kompressionsvermögen der gesamten Maschine, weil die innere Gasleckage zwischen den beiden Verdrängerrotoren damit erhöht wird. Erfindungsgemäß wird nun vorgeschlagen, daß der Profilflankenverlauf im Bereich des Wälzkreises mathematisch als Evolvente ausgeführt wird, also im Bereich des Wälzkreises mit einer Profilsteigungsänderung von -1 als Wert. Des weiteren wird vorgeschlagen, die Eingriffslinie dichter an die Gehäuseschnittkante der beiden Innen zylinderflächen herangeführt wird, so daß die dortige innere Gasleckage vermindert wird. Zusätzlich wird zur Verbesserung der Abdichtwirkung zwischen den beiden Rotor spindelflanken und damit des erhöhten Kompressionsvermögens noch vorgeschlagen, daß der Flankenverlauf aus mehreren gleichzeitig im Eingriff befindlichen Profilkonturen zusammengesetzt wird. Dazu werden gemäß dem Verzahnungsgesetz die Wälzpunkt positionen der entsprechenden Profilflanken übereinandergelegt, wobei eine zweifache Überlagerung meist schon ausreichend ist.

Es ist naheliegend und sei an dieser Stelle nur der Vollständigkeit halber erwähnt, daß statt einer Zweiteilung auch eine Drei- oder Mehrfachaufteilung möglich und für einige Ausführungen, insbesondere für größere Maschinen, sinnvoll sein kann. Des weiteren sei noch ergänzt, daß für die Ausführung der Rotorspindel die zweizähnige Form wegen der günstigeren Wuchtbarkeit bei gleichzeitig geringerem Baulängenbedarf zur Stufenzahlerreichung vorzuziehen ist.

Zur Erläuterung sei noch genannt, daß der erste Rotorabschnitt primär als "Volumen"- (genauer: "Saugvermögen")-Erzeuger anzusehen ist, während der zweite Rotorabschnitt als "Druck"-Erzeuger die größere absolute Druckdifferenz bewältigen muß.

Der Ansatz des "Volumen"-(genauer: "Saugvermögen")-Erzeugers kann nun vorteilhafter weise dahingehend fortgeführt werden, daß diese "Trockenverdichtende" Schrauben spindelpumpe auch für weitere Einsatzfälle erfolgversprechend genutzt werden kann:

Üblicherweise werden diese "Trockenverdichtenden" Schraubenspindelmaschinen in der Vakuumtechnik zur Gasverdichtung gegenüber Atmosphärendruck an der Auslaßseite eingesetzt. Erfindungsgemäß kann nun diese Maschine im wesentlichen lediglich durch einfaches Auswechseln des Verdrängerspindelpaares direkt als Wälzkolbenpumpe genutzt werden, indem die Profilsteigung drastisch erhöht wird. Bei sonst gleicher, oder zumindest ähnlicher Antriebsleistung sinkt somit die erreichbare Druckdifferenz zwischen Ein- und Auslaß, was jedoch genau dem Einsatzfall der Wälzkolbenvakuum pumpe entspricht. Für jeden Pumpeneinsatzfall mit seinen spezifischen Werten für Saugvermögen und Druckdifferenz kann somit die optimal geeignete Vakuumpumpe über ein modulares Baukastensystem der "Trockenverdichtenden" Schraubenspindel maschine einfach und vorteilhaft bereitgestellt werden.

Neben der beschriebenen vorteilhaften Rotorkühlung wird zur Gaskühlung des weiteren der "Voreinlaß" eingesetzt. Dabei wird bekanntermaßen der noch abgeschlossenen Arbeits-/Förderkammer kühles Gas zugeführt, das aufgrund der vorherrschenden Druckdifferenz sich mit dem Fördermedium mischt und sowohl zur Senkung der Gas temperatur in der Arbeits-/Förderkammer führt als auch zu einer Reduzierung der Druckdifferenzen im Moment des auslaßseitigen Öffnens der Arbeits-/Förderkammer, so daß sich die Geräuschentwicklung aufgrund von Gaspulsationen verringert.

Für den Abbau der beschriebenen Überverdichtung bei höheren Ansaugdrücken wird zusätzlich einfach die Umkehrung dieser Voreinlaßströmungsrichtung genutzt und wirkt so selbsttätig als Überlastschutz.

Zur Geräuschreduzierung sollten des weiteren die Auslaßkanten entsprechend "sanft" gestaltet werden, indem das Öffnungsverhalten der jeweiligen Arbeits-/Förderkammer einer drehwinkelabhängigen Funktion folgt und jede sprunghafte Querschnittsänderung beim Öffnen der Arbeits-/Förderkammern vermieden wird.

Außerdem wird zur Geräuschminderung vorgeschlagen, durch zusätzliche "Lüftungs räder" (29) am auslaßseitigen Wellenende gemäß der beiliegenden Darstellung in Fig. 1 die Druckpulsationen und Gassäulenschwingungen wirkungsvoll zu stören und abzu bauen.

In den dargestellten Ausführungsbeispielen zeigt Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine Zweiwellenpumpe nach der Erfindung mit beidseitiger Rotorlagerung, durchgehender Spindelrotorkühlung und den beidseitigen "Siphon"-Wellenabdichtungssystemen. Dabei wird die Stirnradverzahnung (11) über Spannelemente (31) zur exakten Einstellung der Synchronisation für beide Verdrängerspindeln drehfest mit diesen Spindelrotoren (1, 2) verbunden.

Fig. 2 zeigt einen Längsschnitt durch die trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe mit beispielhafter Ausführung der Rotorabstufung und für eine Verdrängerspindel exemplarisch die fliegende Rotorlagerung auf dem gehäusefesten Zapfen (6) inklusive der Kühl-/Schmiermittelzuführung (8).

Fig. 3 zeigt für die Einspeiseseite des Kühl-/Schmiermittels die mögliche Rotorlage rung (5) mit dem gehäusefesten Lageraußenring und dem Lagerinnenring auf der Rotorwelle einschließlich der Synchronisationsverzahnung (11).

Fig. 4 zeigt für die Auslaßseite eine besonders platzsparende Ausführung, um die auslaßseitigen Querschnittsänderungen für den Gasaustritt des Fördermediums zu minimieren, indem ohne Synchronisationsverzahnung, die auf die andere Rotorstirn seite verlagert ist, die Rotorlagerung (5) direkt auf dem gehäusefesten Zapfen (6) erfolgt und lange Abdichtungswege in Labyrinthform mit Sperrgasoption (32) realisiert werden können. Die Entnahme des Kühl-/Schmiermittels aus dem Verdrängerhohlraum erfolgt über die Sammelrinne (18) und das darin eingreifende ortsfeste Staurohr (19). Zur Lagerschmierung reicht das Spritzöl bei diesem Entnahmevorgang.

Fig. 5 zeigt ähnlich zur Darstellung in Fig. 4 die auslaßseitige Rotorlagerung (5) in der kapselähnlichen Rotorverlängerung auf dem gehäusefesten Zapfen (6) mit rotierender Siphon-Abdichtung (20) und stehender Abdichtscheibe (21) sowie nachgeschaltetem Radialwellendichtring (27). Die Synchronisationsverzahnung ist auf der anderen Rotor stirnseite vorzusehen, so daß für die Fördermediumauslaßgestaltung bestmögliche Platzgestaltungsbedingungen erreicht werden.

Fig. 6 zeigt in Abwandlung zur Darstellung in Fig. 1 für die auslaßseitige Rotorstirnseite eine andere Form zur Befestigung der Synchronisationsverzahnung (11) an der Rotor spindel (1, 2), wobei die Rotorlagerung (5) vorteilhafterweise direkt in der verlängerten Verdrängerspindel erfolgt.

Die genannten Ausführungen einer Trockenverdichtenden Schraubenspindelpumpe sind vorrangig für die Vakuumtechnik besonders vorteilhaft, sie gelten jedoch ebenso für andere Einsatzfalle, wenn auch mit der einzigen Einschrankung, daß diese Pumpen ausschließlich zur Gasforderung einsetzbar sind, weil sie von einer Kompressibilität des Fördermediums ausgehen.

Bezugszeichenliste

1

,

2

Verdränger-/Rotorspindelpaar

3

Schöpfraum

4

kapselähnliche Rotorelemente

5

Gleit-/Wälzlager der Verdränger

6

gehäusefester/ruhender Zapfen

7

gehäusefestes Seitenteil

8

Kühl-/Schmiermittelzuführung

9

druckerzeugende Pumpe

10

Schmiermittelbohrungen

11

Synchronisationsverzahnung

12

drehrichtungsorientiertes Innenfördergewinde

13

konische Gestaltung der Rotorinnenbohrung

14

Steuereinrichtung der Kühlmittelmenge

15

Wellenabdichtungen gemäß SIPHON

16

kegelförmiger Einsatz zur Verteilung des Kühl-/Schmiermittels

17

Absatz im kegelförmiger Einsatz (

16

)

18

Sammelrinne

19

Staurohr zur Ölentnahme

20

rotierende Siphon-Abdichtung mit (

21

)

21

stehende Siphon- Abdichtscheibe

22

stehende Siphon-Abdichtung mit (

23

)

23

rotierender Siphon- Abdichtscheibe

24

Überlauf der Siphon-Wellenabdichtung

25

"Leckage"-Fördergewinde nach "Golubev"

26

Staurohr zur Siphon-Ölentnahme

27

berührende Wellenabdichtung (Radialwellendichtring)

28

Überlastsicherung

29

auslaßseitige Lüftungsräder

30

Wälzkreisrücknahme im "Sprungübergang"

31

Spannelement zur Einstellung der Synchronisationsverzahnung

32

Sperrgasoption

Claims

1. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe als Zweiwellenverdrängermaschine zur Förderung und Verdichtung von Gasen mit einem parallel angeordneten Rotor spindelpaar (1, 2) in einem geschlossenen Schöpfraum (3) mit Ein- und Auslaß, dadurch gekennzeichnet, daß beide Rotorspindeln innen hohl ausgeführt sind und daß ein Kühl-/Schmiermittel in diese Rotoraushöhlungen ständig zu- und ab geführt wird und daß zumindest auf derjenigen Rotorstirnseite mit der Abführung des Kühl-/Schmiermittels im wesentlichen kapselähnliche Rotorelemente (4) vor gesehen sind und daß sich jeweils die Gleit- oder Wälzlager (5) für diese Rotor stirnseiten einerseits auf der Innenwandung dieser kapselähnlichen Rotorelemente und andererseits auf einem in diese Kapsel hineinragenden, ruhenden Zapfen (6) abstützen.

2. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 1, dadurch ge kennzeichnet, daß das Kühl-/Schmiermittel an der einen Rotorseite ständig in diese Rotoraushöhlungen zugeführt und an der anderen Rotorseite ständig ab geführt wird.

3. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach den Ansprüchen 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Zuführung (8) des Kühl-/Schmiermittels über den gehäusefesten Zapfen (6) erfolgt.

4. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 3, dadurch ge kennzeichnet, daß die Verteilung und Einleitung des Kühl-/Schmiermittels über einen kegelförmigen Einsatz (16) mit einem "Abschleuder"-Absatz (17) sowie nuten förmigen Aussparungen in der Rotoraushöhlung auf der Einführungsseite erfolgt.

5. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 1, dadurch ge kennzeichnet, daß die Rotorinnenbohrungen zusätzlich mit einem drehrichtungs orientierten Innenfördergewinde (12) derartig ausgeführt sind, daß entsprechend der festgelegten Drehrichtung jedes Verdrängerrotors seine Kühlmitteldurchströ mung unterstützt wird.

6. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 1, dadurch ge kennzeichnet, daß die Rotorinnenbohrungen derartig konisch (13) ausgeführt werden, daß zur Kühlmitteleinlaßseite der geringere und zur Kühlmittelauslaßseite der größere Bohrungsdurchmesser entsteht.

7. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 1, dadurch ge kennzeichnet, daß die Oberflächen der Rotorinnenbohrung derartig ausgeführt werden, wie es die Verdichtungsverlustwärmeabführung erfordert.

8. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 1, dadurch ge kennzeichnet, daß die Gestaltung der Rotorinnenflächen dem äußeren Rotor konturverlauf folgt.

9. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Kühl-/Schmiermittelstrom von einer eigenen druckerzeugenden Pumpe (9) verwirklicht wird.

10. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Kühl-/Schmiermittelstrom energetisch durch die Verdrängerrotore mittels eigener Ölpumpe erzeugt wird.

11. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach den Ansprüchen 9 und 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Temperaturniveau durch Steuerung (14) der Kühlmittelmenge gezielt eingestellt und reguliert wird.

12. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach den Ansprüchen 9 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Kühlmittelmenge je Verdrängerrotor über wacht und für beide Verdrängerrotore gleich eingestellt wird.

13. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Kühl-/Schmiermittel am Pumpengehäuse vorbeigeleitet wird.

14. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß ein Teil des Kühl-/Schmiermittels zur Versorgung der Rotorlagerung (5) genutzt wird.

15. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß ein Teil des Kühl-/Schmiermittels zur Versorgung der Synchronisationsverzahnung (11) genutzt wird.

16. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß ein Teil des Kühl-/Schmiermittels zur Versorgung der Wellenabdichtungen (15) genutzt wird.

17. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß auf der Einführungsseite des Kühl-/Schmiermittels die Rotorlagerung am Außenlagerring im gehäusefesten Seitenteil (7) erfolgt.

18. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß bei einseitiger, "fliegender" Rotor lagerung jeweils ein gehäusefester Zapfen (6) in die entsprechende Verdränger bohrung hineinragt und beide Rotorlagerinnenringe trägt.

19. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß bei einseitiger, "fliegender" Rotorlagerung der gehäusefeste Zapfen (6) die Kühlmittelzuführung (8) enthält.

20. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß bei einseitiger ("fliegender") Rotorlagerung das abstützungsnähere Rotorlager (5a) die Axialkräfte aufgrund der Arbeitsdruckdifferenz aufnimmt und mit einem größeren Lagerinnenring ausgeführt wird.

21. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß bei einseitiger ("fliegender") Rotorlagerung das abstützungsfernere Rotorlager (5b) als radialkompaktbauendes Lager (Nadellager, Gleitlager) ausgeführt wird.

22. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß auf jeder Verdrängerrotorstirnseite der auslaßseitige Druck anliegt.

23. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß beide Verdrängerpaarseiten mit gleichem Spindelfördergewinde ausgeführt sind.

24. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß eine Verdrängerpaarseite als einfaches "Leckage"-Fördergewinde (25) ausgeführt ist.

25. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß zur Abdichtung der Wellendurch führungen Zentrifugal-Wellendichtungen eingesetzt werden.

26. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 25, dadurch ge kennzeichnet, daß eine schmale, gehäusefeste Abdichtscheibe (21) in einen "rotierenden Siphon" (20) greift, der fest der Verdrängerspindel (1, 2) verbunden ist.

27. Trocken erdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 26, dadurch ge kennzeichnet, daß der "rotierende Siphon" (20) seine Abdichtungsflüssigkeit aus einem Teilstrom der Kühl-/Schmiermittel zur Verdrängerrotorkühlung erhält.

28. Trocken erdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 26, dadurch ge kennzeichnet, daß der "rotierende Siphon" (20) seine Abdichtungsflüssigkeit aus dem Kühl-/Schmiermittelstrom der Rotorlagerung erhält.

29. Trocken erdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 26, dadurch ge kennzeichnet, daß die Flüssigkeits- und Wärmeabführung für den "rotierenden Siphon" (20) über ein an der Abdichtungsscheibe (21) festes Staurohr (26) erfolgt.

30. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 25, dadurch ge kennzeichnet, daß nachgeschaltet zur Zentrifugal-"Siphon"-Wellendichtung ein statisch wirkender, berührender (Radial-)Wellendichtring (27) in dem rotierenden kapselähnlichen Rotorelement (4) eingesetzt wird.

31. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 30, dadurch ge kennzeichnet, daß der Wellendichtring (27) so ausgelegt ist, daß vor Erreichen der Betriebsdrehzahl die Dichtlippe aufgrund der Fliehkraftwirkung abhebt.

32. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß an den Schöpfraumwellen abdichtungen lange Dichtungswege mit Sperrgasoption und "Leckagerückförder gewinde" realisiert werden.

33. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß das Kühl-/Schmiermittel nach dem Durchströmen der Rotorinnenflächen in mindestens einer Sammelrinne (18) aufgefangen wird.

34. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 32, dadurch ge kennzeichnet, daß das in der Sammelrinne (18) aufgefangene Kühl-/Schmier mittel über Bohrungen (10) gezielt weitergeleitet wird.

35. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 32, dadurch ge kennzeichnet, daß das in der Sammelrinne (18) aufgefangene Kühl-/Schmier mittel über mindestens ein gehäusefestes Staurohr (19), das an einem Ende in die Sammelrinne (18) greift, abgeführt wird.

36. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 32, dadurch ge kennzeichnet, daß das aufgefangene Kühl-/Schmiermittel gezielt zur Kühlung und Schmierung der Lagerung genutzt wird.

37. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 32, dadurch ge kennzeichnet, daß das aufgefangene Kühl-/Schmiermittel gezielt zur Kühlung und Schmierung der Synchronisations- und Antriebsverzahnung genutzt wird.

38. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß das Kühl-/Schmiermittel nach dem Durchströmen der Rotorinnenflächen einer Zentrifugal-Wellendichtung mit "stehendem Siphon" (22) und einer mit der Verdrängerspindel (1, 2) rotierenden Abdichtscheibe (23) zugeführt wird.

39. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß die gehäusefeste Abdichtungs seitenwand des Siphons (22) im Bereich des Synchronisationsverzahnungseingriffs zur Verzahnungsschmierung zurückgenommen ist.

40. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß für waagerechte und senkrechte Rotorwellenlage sich der Auslaß für das Fördermedium am Pumpengehäuse stets an der geodätisch tiefstgelegenen Position befindet.

41. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß die Synchronisation der beiden Verdrängerspindeln über eine einfache Stirnradgetriebestufe (11) erfolgt.

42. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß das Verdrängerspindelrotorpaar aus mindestens zwei Fördergewindeabschnitte besteht, die durch die Kombination von mindestens zwei Faktoren zueinander abgestuft sind, wobei mindestens eine kontinuierliche Steigungsänderung bei gleicher Zahnhöhe mit mindestens einer sprunghaften Änderung der Förderkammervolumina bei geringerer Zahnhöhe zusammenwirken.

43. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 42, dadurch ge kennzeichnet, daß der innere Abstufungsfaktor für die kontinuierliche Steigungs änderung zwischen 1,5 und 2,2 liegt, vorzugsweise bei 1,85, und daß der sprung hafte Abstufungsfaktor zwischen 2,0 und 9,0 liegt, vorzugsweise zwischen 4 und 6.

44. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 42, dadurch ge kennzeichnet, daß beide Fördergewindeabschnitte mit einer kontinuierlichen Steigungsänderung abgestuft sind, und daß zwischen diesen beiden Förder gewindeabschnitten eine sprunghafte Änderung des Arbeitskammervolumens erfolgt.

45. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 44, dadurch ge kennzeichnet, daß die kontinuierliche Steigungsänderung im saugseitig ersten Fördergewindeabschnitt geringer als die kontinuierliche Steigungsänderung im darauffolgenden Fördergewindeabschnitt ist.

46. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach den Ansprüchen 42 bis 45, dadurch gekennzeichnet, daß die kontinuierliche Steigungsänderung einem nichtlinearen Verlauf folgt.

47. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 42, dadurch ge kennzeichnet, daß der Verdrängerrotoraußendurchmesser im Bereich des sprunghaften Überganges zwischen den Fördergewindeabschnitten bis auf knapp unterhalb der Höhe des Wälzkreisdurchmessers reduziert wird.

48. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß eine Überdrucksicherung (28) vorgesehen ist.

49. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß der Profilflankenverlauf im Bereich des Wälzkreises mathematisch als Evolvente ausgeführt wird.

50. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß die Flankenprofileingriffslinie nahe an die Gehäuseschnittkante der beiden Innenzylinderflächen herangeführt wird.

51. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß der Flankenverlauf aus mehreren gleichzeitig im Eingriff befindlichen Profilkonturen zusammengesetzt wird.

52. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß durch deutliche Erhöhung der Spindelsteigung diese trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe als Wälz kolbenpumpe genutzt wird.

53. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß zur Gaskühlung der Voreinlaß eingesetzt wird.

54. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 53, dadurch ge kennzeichnet, daß durch Umkehrung der Voreinlaßströmungsrichtung die Vor einlaßgaszuführungen als Überlastschutz genutzt werden.

55. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß das Öffnungsverhalten der jeweiligen Arbeits-/Förderkammer einer drehwinkelabhängigen Funktion folgt und jede sprunghafte Querschnittsänderung beim Öffnen der Arbeits-/Förderkammern vermieden wird.

56. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß zusätzliche "Lüftungsräder" (29) am auslaßseitigen Wellenende vorgesehen sind.