EP1108143B1 - Trockenverdichtende schraubenspindelpumpe - Google Patents

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EP1108143B1
EP1108143B1 EP99941399A EP99941399A EP1108143B1 EP 1108143 B1 EP1108143 B1 EP 1108143B1 EP 99941399 A EP99941399 A EP 99941399A EP 99941399 A EP99941399 A EP 99941399A EP 1108143 B1 EP1108143 B1 EP 1108143B1
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EP
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rotor
dry
front face
cooling medium
spindles
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Ralf Steffens
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    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C18/082—Details specially related to intermeshing engagement type pumps
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
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    • F04C18/14—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C18/16—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with helical teeth, e.g. chevron-shaped, screw type
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    • F04C27/008—Sealing arrangements in rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids for other than working fluid, i.e. the sealing arrangements are not between working chambers of the machine
    • F04C27/009—Shaft sealings specially adapted for pumps
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    • F04C29/04—Heating; Cooling; Heat insulation

Definitions

  • the object of the present invention is to design a vacuum pump that is as simple and robust as possible, as well as particularly inexpensive and compact, in order to achieve significant improvements over the current state of the art thanks to the dry method of working in vacuum generation.
  • both displacement spindles are hollow throughout and a permanent coolant flow, preferably oil, is passed directly through each of the two displacement cylinders in order to continuously and reliably dissipate the amount of heat occurring during vacuum generation from each spindle rotor.
  • a permanent coolant flow preferably oil
  • the better heat transfer coefficient is achieved with this rotor heat transport between the displacement rotor material and the Cooling medium compared with a smaller rotor cylinder inner surface the larger heat-absorbing outer surface of the displacement rotor with a lower heat transfer coefficient between the rotor material and the pumped medium is used in favor of balanced rotor thermals, so that after a simple thermodynamic interpretation absorbed and dissipated rotor heat in the desired balance are.
  • the temperature level can be favorable for each application by setting and controlling the amount of coolant become. It is essential that the amount of coolant is evenly distributed on both displacement rotors by appropriate monitoring devices to watch out for.
  • the inner rotor bore preferably additionally with a direction of rotation
  • Internal conveyor threads run to both the inner Heat exchange surface between the displacer and the cooling medium as also the coolant flow through appropriate thread orientation improve.
  • the direction of rotation of each displacement rotor is according to the Pump delivery direction clearly fixed, so that the internal thread orientation the displacement rotor excavation can be carried out in such a way that accordingly this fixed direction of rotor rotation its coolant flow is supported and strengthened.
  • the entire coolant flow is preferably with its own pressure-generating Defined pump realized, so that this cooling medium (preferably Oil) not only specifically through the displacer cavities, storage, more specifically Sealing elements as well as synchronization and drive teeth is guided, but at the same time on the housing if possible with gravity support can be specifically directed to the recorded To release heat again.
  • This in a closed cycle constantly repeating process is supported by the well known additional external possibilities for heat exchange, starting with one ribbed housing, the suitable housing material, as well as the simple Fan, up to the additional heat exchanger connection, which is directly from the Coolant flow is flowed through.
  • your own pressure-generating Pump can alternatively and especially for smaller machine sizes kinetic energy of the rotor rotation can be exploited by using the displacement rotor directly connected an own oil pump according to the known principles becomes.
  • each displacement rotor 1, 2 immediately at the front at least on the coolant-discharging rotor side in capsule-like Rotor elements 4 is mounted, through which on one side Cooling medium in the desired amount directly into each of the continuous Displacement rotor bores supplied and removed again at the other end becomes.
  • the rotor bearing 5 is designed such that the bearing inner ring supported on a housing-fixed pin 6 while the Bearing outer ring in the capsule-like rotor element 4 permanently with the Displacement rotor 1 or 2 also rotates.
  • this form of rotor bearing can also be dispensed with at least on one side be by the according to the accompanying representation in Fig. 3
  • Inner bearing ring of the rotor bearing 5 is located on the displacement rotor and the Bearing outer ring is supported on the side part 7 fixed to the housing.
  • Rotor cooling can be realized by the housing-fixed pin 6 wide protrudes into the displacement rotor bore and both the inner bearing rings carries as well as the coolant supply 8 takes over.
  • the stiffness of this one-sided support is low Radial loads on a screw spindle vacuum pump can be easily implemented, by the lower bearing 5a having a larger bearing inner diameter has at the same time the higher axial forces due to the working pressure difference of the pumped medium.
  • the upper bearing 5b for example, can also be screw machines as a compact radial bearing or as an oil-lubricated plain bearing be carried out.
  • this cooling stream preferably oil
  • This branching in the coolant supply 8 takes place, for example via a shoulder 17 in the conical rotor insert 16 or via bores 10 in the rotor elements, as well as by means of oil overflow of the collecting channels 18 and also via spray oil when removing the oil channel via a pitot tube 19, the necessary amount of lubricant by dimensioning these elements can be set favorably.
  • the supply is preferably carried out via the lubricant distribution holes 10 or via the targeted channel overflow 24 the Siphon shaft seal 22 - see later explanation.
  • this object is achieved by the double-flow design known in screw pumps, so that the gas entry no longer takes place on the end face, but within the longitudinal side of the rotor, and the outlet-side pressure adjusts to the atmospheric pressure on each end face of the rotor.
  • both sides of the displacer pair are designed with the same spindle delivery thread, so that the gas flow to be delivered can be divided evenly. This advantageously reduces the necessary center distance and thus the overall size, while the overall length increases, whereby the overall manufacturing costs of such a machine will be reduced.
  • a displacement pair part (with the vertical direction of delivery the upper part) can only be designed as a simple leakage delivery thread in order to only return the internal gas backflow due to the pressure difference between the pump inlet and outlet side ,
  • This leakage conveying thread can be implemented both by mutual rotor engagement with the other displacement spindle or separately as a simple conveying thread in the solid cylinder fixed to the housing, comparable to the so-called Golubev thread.
  • the Dispensing with a rotor bearing on the suction side offers the advantages of today's drying compressors Screw spindle vacuum pumps taken over and at the same time the disadvantages with regard to the considerable axial forces for the rotor bearing avoided.
  • the coolant preferably oil
  • the coolant must be permanent and safe introduced into the rotating rotor cylinder inner surface and finally be discharged again.
  • This oil feed takes place on the housing-fixed pin to the rotor shaft via a special conical insert 16 in the rotor bore with a suitable Counterpart (for example as a bevel) on the housing Pin to ensure an even oil distribution as possible.
  • a suitable Counterpart for example as a bevel
  • this rotating insert 16 receives such a paragraph 17 in its Taper inclination that the coolant / lubricant supplied via 8 pin-side hosed on the cone insert 16 to the desired small part is and in this way for the lubrication of the rotor bearing 5 and for siphon supply 20 arrives.
  • the much larger oil flow is groove-shaped Cutouts in the insert 16 in the displacement bore conducted to dissipate the compression loss heat.
  • this rotating siphon can only act as a dynamic seal, becomes a contacting shaft seal as a static seal 27, for example the known radial shaft sealing ring, such as in the rotating one Rotor element used that it seals securely at standstill and when rotation begins, when the siphon seal does its sealing job takes over, his sealing lip begins due to the centrifugal force take off, so that at the same time an optimal wear protection arises.
  • the oil leakage is advantageously not only for bearing lubrication, but at the same time both for feeding the sealing siphon as well as for lubrication of the synchronization teeth used.
  • this siphon rotates the slim sealing washer and the delimiting siphon side walls are fixed to the housing. This ensures the necessary lubrication of the synchronization teeth particularly favorable due to the targeted channel overflow the siphon pump chamber shaft seal in the gear meshing area of the Synchronization gear by placing the siphon side wall in exactly this Area is withdrawn.
  • This form of lower shaft seal with simultaneous supply of the synchronization teeth 1 is of course also for the flying bearing design according to FIG. 2 transferable and suitable.
  • Such a screw vacuum pump is preferably with vertical displacement rotor pair, but in any case the pump housing surrounding the displacement rotors is designed so that the possibly required liquid drain supports gravity from the pump delivery chamber is guaranteed at all times by the The outlet of the pumped medium is always at the geodetically lowest position located.
  • the two displacement spindles are synchronized using a simple, well-known oil-lubricated spur gear.
  • the drive with the necessary increase in speed preferably takes place via a larger spur gear, directly or via a simple countershaft directly drives this synchronization stage.
  • the drive motor will then preferably arranged parallel to the spindle pump. However, it can the drive motor not only for smaller machines in direct extension a displacement spindle are arranged, and the speed increase happens by means of frequency converter.
  • this gradation now takes place through the different combination of two factors of the internal gradation as a change in the delivery chamber volumes as shown in FIG. 2.
  • the one value is between 1.5 and 2.2 as a factor, preferably around 1.85 and becomes Technically implemented by continuously reducing the spindle pitch by exactly this factor while the outer diameter of the displacement rotor remains the same.
  • the second value is between a minimum of 2.0 and a maximum of 9.0 as a factor, preferably around 4.0 to 6.0, and is implemented technically by changing the volume of a working / delivery chamber by exactly this factor by a sudden change in the rotor geometry parameters is reduced, the displacement rotor outer diameter and thus the tooth groove height and, for larger values, the rotor spindle pitch to achieve this factor being reduced accordingly in combination.
  • each spindle rotor 2 conveyor threaded portions wherein the one part is designed with a continuous change in gradient (factor of about 1.85 in order to reduce the volume of a working / delivery chamber) at the same rotor outer diameter, while abruptly in the immediately subsequent second rotor spindle portion the
  • the volume of the working / delivery chamber is reduced by a factor of preferably between 4 and 6 by abruptly reducing the tooth height and possibly also the spindle pitch.
  • the Displacement section with the previously constant working / delivery chamber volume with a constant rotor outer diameter with a continuous Reduction of the rotor pitch is carried out. It should this change in slope value is also between 1.2 and 2.2, preferably at about 1.85. However, for some pump applications the possible overcompression in the rotor section with continuous Change in slope at a value of about 1.85 may be undesirable, so that this invention also proposes this preferred value to be distributed equally over both rotor sections, i.e. both displacer sections with a continuous change in slope from about 1.36 to 1.40 to execute.
  • the change in slope should also include a non-linear one
  • a non-linear one follow the course, for example a quadratic function, so that the slope change initially (from the suction side) rises more gently and later stronger again towards the end of the first rotor section increased so that the quotient from the final to the initial slope the desired Value reached, which is between 1.2 and 1.8, preferably about 1.5 is suggested.
  • the pressure curve is longitudinal of the displacement rotor cylinder between the inlet and outlet position with a seen from the inlet side, the pressure rise is as gentle as possible and that the critical transfer pressure between the two rotor sections both the compressibility in terms of its size and its position this vacuum pump is not affected too much. Therefore the first rotor section must have a sufficient length, that is have at least a number of steps of 2.0.
  • the embodiment of the inner gradation is shown by way of example, by the slope varies continuously in the first conveying screw portion by a value M 1 to a value of M2, so that finally the volume reaches a working / delivery chamber the value V 1 , In the transition between the two conveyor thread sections, this volume V 1 is abruptly reduced to the value V 2 at least by reducing the outer rotor diameter. In the second conveyor thread section, the spindle pitch is then continuously reduced from the value m1 to the value m2.
  • profile flank profile be designed as follows:
  • the profile flanks are usually for both spindle displacement rotors identical in the forehead section and mathematically correspond to the known course of the cycloid.
  • this has the disadvantage that on the one hand the circular line of engagement is not close enough to the cutting edge of the two Housing inner cylinder surfaces and on the other hand the profile rolling according to the gearing law even with minor Changes in the center distance, for example due to manufacturing deviations or temperature differences, is very sensitive because of the Cycloids in the area of the pitch circle transition in the first derivative of the Profile slope has a kink, so discontinuous in the following derivation is.
  • the profile flank course in the area of the pitch circle mathematically is designed as an involute, i.e. in the area of the pitch circle with a profile slope change of -1 as a value. Furthermore, it is proposed that the line of engagement is closer to the housing cut edge of the two Inner cylinder surfaces is brought up so that the internal gas leak there is reduced. In addition to improving the sealing effect between the two rotor spindle flanks and thus the raised one Compression still suggested that the flank run out composed of several contours in engagement at the same time becomes. For this purpose, the pitch point positions according to the gearing law of the corresponding profile flanks, one double overlay is usually sufficient.
  • the first rotor section primarily as Volume (more precisely: pumping speed) generator can be seen during the second rotor section as the pressure generator the larger absolute pressure difference must cope with.
  • gas cooling furthermore the pre-admission is used.
  • the still closed working / delivery chamber supplied cool gas which due to the prevailing pressure difference with the fluid mixes and both to lower the gas temperature in the working / delivery chamber also leads to a reduction in pressure differences at the moment the opening of the working / delivery chamber on the outlet side, so that reduces the noise caused by gas pulsations.
  • outlet edges should also be used accordingly be gently designed by the opening behavior of each Working / conveying chamber follows a function dependent on the angle of rotation and each abrupt change in cross-section when opening the work / conveyor chambers is avoided.
  • Ventilation wheels 29 on the outlet-side shaft end according to the enclosed 1 shows the pressure pulsations and gas column vibrations effectively disrupt and degrade.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section through a twin-shaft pump according to the invention with rotor bearings on both sides, continuous spindle rotor cooling and the siphon shaft sealing systems on both sides.
  • the spur gear teeth 11 are connected in a rotationally fixed manner to these spindle rotors 1, 2 by means of clamping elements 31 for exact adjustment of the synchronization for both displacement spindles.
  • FIG. 2 shows a longitudinal section through the dry-compressing screw pump with an exemplary design of the rotor gradation and, for a displacement spindle, the flying rotor bearing on the fixed journal 6 including the coolant / lubricant supply 8.
  • FIG 3 shows the possible rotor bearing 5 with the bearing outer ring and the bearing inner ring on the rotor shaft including the synchronization toothing 11 for the feed side of the coolant / lubricant.
  • Fig. 4 shows a particularly space-saving design for the outlet side in order to minimize the cross-sectional changes on the outlet side for the gas outlet of the pumped medium, by the rotor bearing 5 being carried out directly on the housing-fixed pin 6 and long sealing paths in without synchronization teeth, which is shifted to the other rotor end face Labyrinth shape with sealing gas option 32 can be realized.
  • the coolant / lubricant is removed from the displacement cavity via the collecting trough 18 and the stationary pitot tube 19 engaging therein.
  • the spray oil is sufficient for bearing lubrication during this removal process.
  • Fig. 5 shows similar to the representation in Fig. 4, the outlet-side rotor bearing 5 in the capsule-like rotor extension on the housing-fixed pin 6 with rotating siphon seal 20 and standing sealing disc 21 and downstream radial shaft sealing ring 27.
  • the synchronization toothing is to be provided on the other end face of the rotor, so that best possible space design conditions can be achieved for the delivery medium outlet design.
  • Fig. 6 shows a modification to the representation in Fig. 1 for the outlet-side rotor face another form for fastening the synchronization toothing 11 on the rotor spindle 1, 2, the rotor bearing 5 advantageously being carried out directly in the extended displacement spindle.
  • the dry-compressing screw pump is a two-shaft displacement machine to convey and compress gases with a parallel arranged rotor spindle pair 1, 2 in a closed scoop space 3 with inlet and outlet, both rotor spindles hollow inside are and a coolant / lubricant in these rotor hollows constantly is fed in and out.
  • a parallel arranged rotor spindle pair 1, 2 in a closed scoop space 3 with inlet and outlet, both rotor spindles hollow inside are and a coolant / lubricant in these rotor hollows constantly is fed in and out.
  • At least on the rotor timing side with the Coolant / lubricant discharge are essentially capsule-like Rotor elements 4 are provided.
  • the sliding or rolling bearings 5 for these rotor faces are supported on the one hand on the inner wall of this capsule-like Rotor elements and on the other hand on a protruding into this capsule, resting pin 6 from.
  • the coolant / lubricant is advantageously used constantly fed into these rotor cavities on one rotor side and continuously discharged on the other side of the rotor, the feed 8 of the Coolant / lubricant in particular on the housing-fixed pin 6 can.
  • the feed 8 of the Coolant / lubricant in particular on the housing-fixed pin 6 can.
  • the inner rotor bores are additional with such a direction of rotation-oriented internal conveyor thread 12, that according to the specified direction of rotation of each displacement rotor its coolant flow is supported.
  • the surfaces of the inner rotor bore be carried out in the same way as the dissipation of the compression loss heat requires.
  • the coolant / lubricant flow is advantageously provided by a separate pressure-generating one Pump 9 realized.
  • the coolant / lubricant flow energetically through the displacement rotors with its own oil pump be generated.
  • the temperature level be specifically set and regulated.
  • the Coolant quantity per displacer rotor monitored and for both displacer rotors be set immediately.
  • the coolant / lubricant is used for heat exchange advantageously bypassed the pump housing.
  • the rotor bearing is advantageously carried out on the inlet side of the cooling / Lubricant on the outer bearing ring in the side part 7.
  • Fixed with one-sided, flying rotor bearing one fixed to the housing Pin 6 into the corresponding displacement bore and carries both Rotor bearing inner rings.
  • the housing-fixed pin 6 with one-sided, flying rotor bearing preferably the coolant supply 8.
  • the axial forces due to the working pressure difference with one-sided (flying) Rotor bearing advantageously accommodates the rotor bearing 5a closer to the support and is carried out with a larger bearing inner ring.
  • the rotor bearing further from the support 5b designed as a radial compact bearing (needle bearing, plain bearing) become.
  • Both sides of the displacement pair can be designed with the same spindle feed thread are. Furthermore, it is also possible to use a displacement pair side simple leakage conveyor thread 25 to perform.
  • Centrifugal shaft seals are advantageous for sealing the shaft bushings used. Furthermore, a seal is also by means of a narrow, housing-fixed sealing plate 21 possible, which rotates in a Siphon 20 engages, which is firmly connected to the displacement spindle 1, 2 is.
  • the rotating siphon 20 contains its sealing liquid from a partial flow of the coolant / lubricant for positive rotor cooling receives.
  • the rotating siphon 20 may have its sealing liquid also from the coolant / lubricant flow of the rotor bearing receive.
  • the liquid and heat dissipation for the rotating Siphon 20 can advantageously be fixed to the sealing disk 21 Pitot tube 26 take place.
  • the shaft sealing ring 27 is preferably designed such that that before reaching the operating speed, the sealing lip due to the centrifugal force takes off. For sealing, it is also advantageous if on long sealing paths with sealing gas option and leakage return threads can be realized.
  • the coolant / lubricant is after flowing through the rotor inner surfaces advantageously caught in at least one collecting trough 18.
  • there can the coolant / lubricant collected in the collecting channel 18 Holes 10 are specifically forwarded. In particular, this can be done in the Collecting channel 18 collected coolant / lubricant via at least one housing-fixed Pitot tube 19, which engages in collecting channel 18 at one end, be dissipated.
  • the collected coolant / lubricant can also specifically for cooling and lubricating the bearing and / or for cooling and lubrication of the synchronization and drive gearing become.
  • additional ventilation wheels 29 are provided on the outlet-side shaft end.
  • the two displacement spindles are preferably synchronized via a simple spur gear stage 11.
  • the displacement rotor pair consists of at least two conveyor thread sections through the Combination of at least two factors are graded to each other, whereby at least one continuous change in pitch with the same tooth height with at least one sudden change in the delivery chamber volumes interact with lower tooth height.
  • the internal gradation factor for the continuous change in gradient between 1.5 and 2.2 are, preferably 1.85
  • the abrupt gradation factor are between 2.0 and 9.0, preferably between 4 and 6.
  • both conveyor thread sections with a continuous change in pitch be graduated and between these two conveyor thread sections there is a sudden change in the working chamber volume.
  • the continuous change in gradient lower than the continuous one in the first conveyor thread section on the suction side Change in pitch in the subsequent conveyor thread section.
  • the continuous change in slope can be a non-linear follow the course. It has proven to be advantageous if the displacement rotor outer diameter in the area of the abrupt transition between the conveyor thread sections to just below the height of the pitch circle diameter is reduced.
  • an overpressure safety device 28 is provided.
  • flank profile engagement line is preferably close to the housing cut edge of the two inner cylinder surfaces.
  • Flank course from several profile contours engaged at the same time be put together.
  • the pre-inlet can also be used for gas cooling. By Reversing the pre-inlet flow direction can the pre-inlet gas supplies can be used as overload protection.

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Description

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 Betriebsflüssigkeiten, die mit dem Fördermedium in Berührung kommen. Diese im Schöpfraum ohne Dicht- oder Schmiermedien, wie Wasser oder Öl, arbeitenden Maschinen werden allgemein als trokkene, bzw. trockenverdichtende Vakuumpumpen bezeichnet DE-A-4 444 535. Dabei können für diese Pumpen selbstverständlich keine Zugeständnisse an die Zuverlässigkeit und Betriebssicherheit gemacht werden. Die Hersteller von Vakuumsystemen reagierten auf diese Anforderungen mit unterschiedlichen Lösungen, von denen die erfolgreichen Prinzipien ausnahmslos auf der Arbeitsweise der 2-Wellenverdrängermaschinen beruhen. Für die Vakuumerzeugung arbeiten diese trockenverdichtenden Maschinen wegen der geforderten Kompressionsverhältnisse 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 (Vertiefungen) auf der Zylinderfläche greifen ineinander und bilden in jeder Zahnlücke einen Schöpfraum, der bei gegensinniger Drehung beider Rotore von der Saugzur Druckseite 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 unbestritten 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 Vakuumpumpe 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 Verdrängerspindeln 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 kontinuierlich und zuverlässig abzuführen.
    Vorteilhafterweise wird bei diesem Rotorwärmetransport der bessere Wärmeübergangskoeffizient 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 Rotordrehrichtung seine Kühlmitteldurchströmung unterstützt und verstärkt wird.
    Desweiteren wird vorgeschlagen, die genannten Rotorinnenbohrungen mit zusätzlicher Gewindeoption vorteilhafterweise derartig konisch auszuführen, daß zur Kühlmitteleinlaßseite der geringere und zur Kühlmittelauslaßseite der etwas größere Bohrungsdurchmesser entsteht, so daß infolge der Fliehkraftunterstützung die Kühlmittelförderwirkung verstärkt wird, um die Rotorkühlung noch weiter zu verbessern. Damit ist es günstigerweise 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 Verdrängerrotors nicht konstant, so daß in den Bereichen höherer Verdichterwärmeverluste die entsprechenden Oberflächenwerte vorteilhafterweise größer gestaltet werden. Allgemein betrifft dies insbesondere den auslaßnäheren Verdrängerrotorbereich und die Gebiete mit größerer Änderung der Arbeitskammervolumina. Desweiteren 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 BIechpaketierung gemäß der EP 0 477 601 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, spezieller Abdichtungselemente sowie Synchronisations- und Antriebsverzahnung geführt wird, sondern gleichzeitig auch am Gehäuse möglichst mit Schwerkraftunterstützung gezielt vorbeigeleitet werden kann, um die aufgenommene Wärmemenge wieder abzugeben. Dieser im geschlossenen Kreislauf sich ständig wiederholende Prozeß wird unterstützt durch die bekannten zusätzlichen äußeren Möglichkeiten zum Wärmeaustausch, angefangen bei einem verrippten Gehäuse, dem geeigneten Gehäusewerkstoff, sowie vom einfachen Ventilator, bis zum zusätzlichen 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 angeschlossen 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 wesentliche Voraussetzung für die Robustheit sowie Zuverlässigkeit einer Vakuumpumpe und gelten stets als eines der wichtigsten Entwicklungsziele, die bei den heutigen trockenverdichtenden Vakuumpumpen bisher noch nicht befriedigend erreicht wurden, weil erhebliche Betriebsfunktionsrisiken durch teilweise extreme Temperaturunterschiede entstehen.
    Zur besonders günstigen Umsetzung dieser lukrativen Rotorkühlung wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, daß jeder Verdrängerrotor 1, 2 unmittelbar stirnseitig mindestens auf der kühlmittelabführenden Rotorseite in kapselähnlichen Rotorelementen 4 gelagert 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 Rotorlagerung 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. Desweiteren 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, beispielsweise für besonders schwierige Pumpeneinsatzfälle, bei gleichzeitiger Vermeidung einer saugseitigen Rotorlagerung kann auch die bekannte einseitige, sogenannte fliegende Rotorlagerung vorteilhaft sein. Gemäß beiliegender Darstellung in Fig. 2 kann auch für diese Einsatzfälle die vorteilhafte Rotorkühlung realisiert werden, indem der gehäusefeste 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 Radialbelastungen einer Schraubenspindelvakuumpumpe einfach realisierbar, indem das untere Lager 5a einen größeren Lagerinnendurchmesser aufweist, um gleichzeitig auch die höheren Axialkräfte durch die Arbeitsdruckdifferenz des Pumpenfördermediums 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 Kühlmittelzuführung 8 erfolgt beispielsweise über einen Absatz 17 im kegelförmigen Rotoreinsatzteil 16 oder über Bohrungen 10 in den Rotorelementen, sowie mittels Ölüberlauf der Sammelrinnen 18 als auch über Spritzöl bei der Ölrinnenentnahme per Staurohr 19, wobei mittels Dimensionierung dieser Elemente die notwendige Schmiermittelmenge 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 Nachteile hinsichtlich Rotorkühlung und biegekritische Drehzahl zu übernehmen. Gleichzeitig ist es sehr erstrebenswert, die bei dieser fliegenden Verdrängerrotorlagerung auftretenden 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 Schraubenspindelpumpen bekannte zweiflutige Ausführung gelöst, so daß der Gaseintritt nicht mehr stirnseitig, sondern innerhalb der Rotorlängsseite erfolgt und sich auf jeder Rotorstirnseite der auslaßseitige Druck in der Nähe des atmosphärischen Druckes einstellt. Dabei wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, daß für größere Schraubenspindelvakuumpumpen (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 notwendige 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 Nennsaugvermögen) 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, vergleichbar zum sogenannten Golubev-Gewinde.
    Vorteilhafterweise werden bei dieser erfindungsgemäßen Lösung durch den Verzicht auf eine saugseitige Rotorlagerung die Vorteile der heutigen trokkenverdichtenden Schraubenspindel-Vakuumpumpen übernommen und gleichzeitig die Nachteile hinsichtlich der erheblichen Axialkräfte für die Rotorlagerung vermieden.
    Die erforderliche Abdichtung zwischen dem notwendigerweise trockenen, also ölfreien Schöpf-/Arbeitsraum und den ölgeschmierten Seiten-/Lagerräumen erfolgt günstigerweise 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 Rotorzylinderinnenfläche 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 gleichmäßige 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 Verdichtungsverlustwärme 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. Desweiteren sind an den kapselähnlichen Elementen stirnseitig 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 strichdoppelpunktierte 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 derjenigen 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 Figur 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-SchöpfraumweIlenabdichtung 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 selbstverständlich 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 Verdrängerrotore umgebende Pumpengehäuse so ausgeführt, daß der möglicherweise erforderliche Flüssigkeitsablauf schwerkraftunterstützt aus dem Pumpenförderraum jederzeit gewährleistet ist, indem der Auslaß des Fördermediums sich stets an der geodätisch tiefstgelegenen Position befindet.
    Die Synchronisation der beiden Verdrängerspindeln erfolgt über ein einfaches, hinlänglich bekanntes ölgeschmiertes Stirnradgetriebe. Der Antrieb mit der gleichzeitig notwendigen 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 Schraubenspindel-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 darauffolgenden 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 entsprechend 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 Rotorspindelsteigung 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 Rotorspindelabschnitt 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 Ansaugdrücke, so daß sich primär an dieser Rotorabschnittsübergangsstelle zwingend Überdrücke 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 desweiteren 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 Abstufung wird nun zwecks Verbesserung des Kompressionsverhaltens erfindungsgemäß vorgeschlagen, den saugseitig ersten Rotorabschnitt mit einer geringeren Steigungsänderung als den zweiten Rotorabschnitt auszuführen.
    Desweiteren 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 beiden einzigen Unterschieden, daß einerseits die Anfangssteigung des zweiten Rotorabschnittes um einen Faktor zwischen 2,0 bis maximal 8,0 sprunghaft geringer ist als die Endsteigung des ersten Rotorabschnittes und andererseits die ebenfalls nichtlineare 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 Steigungsänderung etwa 2,0 vorgeschlagen. Damit ergibt sich vorteilhafterweise, daß der Druckverlauf 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 M 1 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 Fördergewindeabschnitt 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 desweiteren vorgeschlagen, daß der Profilflankenverlauf folgendermaßen gestaltet wird:
    Üblicherweise sind die Profilflankenverläufe für beide Spindelverdrängerrotore im Stirnschnitt 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 heranreicht 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 Profilsteigung 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. Desweiteren wird vorgeschlagen, daß die Eingriffslinie dichter an die Gehäuseschnittkante der beiden Innenzylinderflächen herangeführt wird, so daß die dortige innere Gasleckage vermindert wird. Zusätzlich wird zur Verbesserung der Abdichtwirkung zwischen den beiden Rotorspindelflanken 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 Wälzpunktpositionen 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. Desweiteren 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 vorteilhafterweise dahingehend fortgeführt werden, daß diese trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe 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 Wälzkolbenvakuumpumpe entspricht. Für jeden Pumpeneinsatzfall mit seinen spezifischen Werten für Saugvermögen und Druckdifferenz kann somit die optimal geeignete Vakuumpumpe über ein modulares Baukastensystem der trockenverdichtenden Schraubenspindelmaschine einfach und vorteilhaft bereitgestellt werden.
    Neben der beschriebenen vorteilhaften Rotorkühlung wird zur Gaskühlung desweiteren 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 Gastemperatur 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 desweiteren 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 Lüftungsräder 29 am auslaßseitigen Wellenende gemäß der beiliegenden Darstellung in Fig. 1 die Druckpulsationen und Gassäulenschwingungen wirkungsvoll zu stören und abzubauen.
    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 Rotorlagerung 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 Rotorstirnseite 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 Rotorstirnseite 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 Rotorspindel 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 Einsatzfälle, wenn auch mit der einzigen Einschränkung, daß diese Pumpen ausschließlich zur Gasförderung einsetzbar sind, weil sie von einer Kompressibilität des Fördermediums ausgehen.
    Die trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe ist als Zweiwellenverdrängermaschine zur Förderung und Verdichtung von Gasen mit einem parallel angeordneten Rotorspindelpaar 1, 2 in einem geschlossenen Schöpfraum 3 mit Ein- und Auslaß ausgeführt, wobei beide Rotorspindeln innen hohl ausgeführt sind und ein Kühl-/Schmiermittel in diese Rotoraushöhlungen ständig zu- und abgeführt wird. Zumindest auf derjenigen Rotorstimseite mit der Abführung des Kühl-/Schmiermittels sind im wesentlichen kapselähnliche Rotorelemente 4 vorgesehen. Die Gleit- oder Wälzlager 5 für diese Rotorstirnseiten sützen sich einerseits auf der Innenwandung dieser kapselähnlichen Rotorelemente und andererseits auf einem in diese Kapsel hineinragenden, ruhenden Zapfen 6 ab. Vorteilhafterweise wird das Kühl-/Schmiermittel an der einen Rotorseite ständig in diese Rotoraushöhlungen zugeführt und an der anderen Rotorseite ständig abgeführt, wobei die Zuführung 8 des Kühl-/Schmiermittels insbesondere über den gehäusefesten Zapfen 6 erfolgen kann. Besondere Vorteile ergeben sich bei Verteilung und Einleitung des Kühl-/Schmiermittels über einen kegelförmigen Einsatz 16 mit einem Abschleuder-Absatz 17 sowie nutenförmigen Aussparungen in der Rotoraushöhlung auf der Einführungsseite.
    In einer bevorzugten Weiterbildung sind die Rotorinnenbohrungen zusätzlich mit einem drehrichtungsorientierten Innenfördergewinde 12 derartig ausgeführt, daß entsprechend der festgelegten Drehrichtung jedes Verdrängenrotors seine Kühlmitteldurchströmung unterstützt wird.
    Weitere Vorteile ergeben sich, wenn die Rotorinnenbohrungen derartig konisch (13) ausgeführt werden, daß zur Kühlmitteleinlaßseite der geringere und zur Kühlmittelauslaßseite der größere Bohrungsdurchmesser entsteht.
    Weiterhin ergeben sich thermische Vorteile, die Oberflächen der Rotorinnenbohrung derartig ausgeführt werden, wie es die Abführung der Verdichtungsverlustwärme erfordert.
    Vorteilhaft ist auch, wenn die Gestaltung der Rotorinnenflächen dem äußeren Rotorkonturverlauf folgt.
    Der Kühl-/Schmiermittelstrom wird vorteilhaft von einer eigenen druckerzeugenden Pumpe 9 verwirklicht. Insbesondere kann der Kühl-/Schmiermittelstrom energetisch durch die Verdrängerrotore mittels eigener Ölpumpe erzeugt werden. Durch Steuerung 14 der Kühlmittelmenge kann das Temperaturniveau gezielt eingestellt und reguliert werden. Insbesondere kann die Kühlmittelmenge je Verdrängerrotor überwacht und für beide Verdrängerrotore gleich eingestellt werden. Zum Wärmeaustausch wird das Kühl/Schmiermittel vorteilhaft am Pumpengehäuse vorbeigeleitet.
    Besondere Vorteile ergeben sich, wenn ein Teil des Kühl-/Schmiermittels zur Versorgung der Rotorlagerung 5 der Synchronisationsverzahnung 11 oder der Wellenabdichtungen 15 genutzt wird.
    Vorteilhaft erfolgt die Rotorlagerung auf der Einführungsseite des Kühl/ Schmiermittels am Außenlagerring im gehäusefesten Seitenteil 7. Vorzugsweise ragt bei einseitiger, fliegender Rotorlagerung jeweils ein gehäusefester Zapfen 6 in die entsprechende Verdrängerbohrung hinein und trägt beide Rotorlagerinnenringe. Weiterhin enthält der gehäusefeste Zapfen 6 bei einseitiger, fliegender Rotorlagerung vorzugsweise die Kühlmittelzuführung 8. Die Axialkräfte aufgrund der Arbeitsdruckdifferenz bei einseitiger (fliegender) Rotorlagerung nimmt das abstützungsnähere Rotorlager 5a vorteilhaft auf und wird mit einem größeren Lagerinnenring ausgeführt. Insbesondere kann bei einseitiger (fliegender) Rotorlagerung das abstützungs-fernere Rotorlager 5b als radialkompaktbauendes Lager (Nadellager, Gleitlager) ausgeführt werden.
    Vorteilhaft ist bei allen vorstehenden Ausführungsbeispielen, wenn auf jeder Verdrängerrotorstirnseite der auslaßseitige Druck anliegt.
    Beide Verdrängerpaarseiten können mit gleichem Spindelfördergewinde ausgeführt sind. Weiterhin ist es auch möglich, eine Verdrängerpaarseite als einfaches Leckage-Fördergewinde 25 auszuführen.
    Zur Abdichtung der Wellendurchführungen werden vorteilhaft Zentrifugal-Wellendichtungen eingesetzt. Weiterhin ist eine Abdichtung auch mittels einer schmalen, gehäusefesten Abdichtscheibe 21 möglich, die in einen rotierenden Siphon 20 greift, der fest mit der Verdrängerspindel 1, 2 verbunden ist. Hier ist es von Vorteil, wenn der rotierende Siphon 20 seine Abdichtungsflüssigkeit aus einem Teilstrom der Kühl-/Schmiermittel zur Verdrängerrotorkühlung erhält. Jedoch kann der rotierende Siphon 20 seine Abdichtungsflüssigkeit auch aus dem Kühl-/Schmiermittelstrom der Rotorlagerung erhalten. Die Flüssigkeits- und Wärmeabführung für den rotierenden Siphon 20 kann vorteilhaft über ein an der Abdichtungsscheibe 21 festes Staurohr 26 erfolgen. Weiterhin kann nachgeschaltet zur Zentrifugal-Siphon-Wellendichtung ein statisch wirkender, berührender (Radial-) WeI-Iendichtring 27 in dem rotierenden kapselähnlichen Rotorelement 4 eingesetzt werden. Dabei ist der Wellendichtring 27 vorzugsweise so ausgelegt, daß vor Erreichen der Betriebssdrehzahl die Dichtlippe aufgrund der Fliehkraftwirkung abhebt. Zur Abdichtung ist es weiterhin vorteilhaft, wenn an den Schöpfraumwellenabdichtungen lange Dichtungswege mit Sperrgasoption und Leckagerückfördergewinde realisiert werden.
    Das Kühl-/Schmiermittel wird nach dem Durchströmen der Rotorinnenflächen vorteilhaft in mindestens einer Sammelrinne 18 aufgefangen. Dabei kann das in der Sammelrinne 18 aufgefangene Kühl-/Schmiermittel über Bohrungen 10 gezielt weitergeleitet werden. Insbesondere kann das in der Sammelrinne 18 aufgefangene Kühl-/Schmiermittel über mindestens ein gehäusefestes Staurohr 19, das an einem Ende in die Sammelrinne 18 greift, abgeführt werden. Das aufgefangene Kühl-/Schmiermittel kann ausserdem gezielt zur Kühlung und Schmierung der Lagerung und/oder zur Kühlung und Schmierung der Synchronisations- und Antriebsverzahnung genutzt werden. Insbesondere gilt dies auch, wenn 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. Besondere Vorteile ergeben sich, wenn die gehäusefeste Abdichtungsseitenwand des Siphons 22 im Bereich des Synchronisationsverzahnungseingriffs zur Verzahnungsschmierung zurückgenommen ist.
    Vorteilhaft zur Kühlung der erfindungsgemässen Schraubenspindelpumpe sind zusätzliche Lüftungsräder 29 am auslaßseitigen Wellenende vorgesehen.
    Besonders vorteilhaft ist es, wenn sich für waagerechte und senkrechte Rotorwellenlage der Auslaß für das Fördermedium am Pumpengehäuse stets an der geodätisch tiefstgelegenen Position befindet.
    Die Synchronisation der beiden Verdrängerspindeln erfolgt vorzugsweise über eine einfache Stirnradgetriebestufe 11.
    Als besonders günstig hat sich erwiesen, wenn das Verdrängerspindelrotorpaar aus mindestens zwei Fördergewindeabschnitten 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. Insbesondere kann der innere Abstufungsfaktor für die kontinuierliche Steigungsänderung zwischen 1,5 und 2,2 liegen, vorzugsweise bei 1,85, und der sprunghafte Abstufungsfaktor zwischen 2.0 und 9,0 liegen, vorzugsweise zwischen 4 und 6. Weiterhin können beide Fördergewindeabschnitte mit einer kontinuierlichen Steigungsänderung abgestuft sein und zwischen diesen beiden Fördergewindeabschnitten eine sprunghafte Änderung des Arbeitskammervolumens erfolgen. Besonders vorteilhaft ist es, wenn die kontinuierliche Steigungsänderung im saugseitig ersten Fördergewindeabschnitt geringer als die kontinuierliche Steigungsänderung im darauffolgenden Fördergewindeabschnitt. Insbesondere kann die kontinuierliche Steigungsänderung einem nichtlinearen Verlauf folgen. Dabei hat sich als vorteilhaft erwiesen, wenn der Verdrängerrotoraußendurchmesser im Bereich des sprunghaften Überganges zwischen den Fördergewindeabschnitten bis auf knapp unterhalb der Höhe des Wälzkreisdurchmessers reduziert wird.
    In einer vorteilhaften Weiterbildung der erfindungsgemässen Schraubenspindelpumpe ist eine Überdrucksicherung 28 vorgesehen.
    Bezüglich des Profilflankenverlaufs im Bereich des Wälzkreises hat es sich als vorteilhaft erwiesen, wenn dieser mathematisch als Evolvente ausgeführt wird. Vorzugsweise wird die Flankenprofileingriffslinie nahe an die Gehäuseschnittkante der beiden Innenzylinderflächen herangeführt. Dabei kann der Flankenverlauf aus mehreren gleichzeitig im Eingriff befindlichen Profilkonturen zusammengesetzt werden.
    Durch eine deutliche Erhöhung der Spindelsteigung kann diese trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe als Wälzkolbenpumpe genutzt werden.
    Weiterhin kann zur Gaskühlung der Voreinlaß eingesetzt werden. Durch Umkehrung der Voreinlaßströmungsrichtung können die Voreinlaßgaszuführungen als Überlastschutz genutzt werden.
    Besondere Vorteile, insbesondere bezüglich der Geräuschentwicklung, ergeben sich, wenn das Öffnungsverhalten der jeweiligen Arbeits-/Förderkammer einer drehwinkelabhängigen Funktion folgt und jede sprunghafte Querschnittsänderung beim Öffnen der Arbeits-/Förderkammern vermieden wird.

    Claims (14)

    1. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe ausgeführt als Zweiwellenverdrängermaschine mit einer ersten (1) und einer zweiten Rotorspindel (2), die parallel zueinander angeordnet sind und ein Rotorspindelpaar bilden, welches in einem geschlossenen Schöpfraum (3) angeordnet ist, der einen Einlaß und einen Auslaß aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass die Rotorspindeln (1, 2) hohl ausgeführt sind, an einer ersten Stirnseite (11, 21) der Rotorspindeln (1, 2) ein Kühlmittel zugeführt wird, an einer zweiten Stirnseite (12, 22) abgeführt wird und Kühlmittelzuführung und - abführung mit einem externen Kühlmittelkreislauf verbunden sind, wobei die Innenflächen der hohlen Rotorspindeln dergestalt ausgeführt sind, dass das Kühlmittel im wesentlichen unter dem Einfluß der Rotation der jeweiligen Rotorspindel von der ersten Stirnseite (11, 21) zur zweiten Stirnseite (12, 22) transportiert wird.
    2. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe gemäss Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Innenflächen der Rotorspindeln (1, 2) mit einem Innenfördergewinde (12) versehen sind, dessen Drehsinn so gewählt ist, dass sich unter dem Einfluß der Rotation der jeweiligen Rotorspindel ein Kühlmittelfluss von der ersten Stirnseite (11, 21) zur zweiten Stirnseite (12, 22) einstellt.
    3. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe gemäss Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Innendurchmesser der Rotorspindeln (1, 2) von der ersten Stirnseite (11, 21) zur zweiten Stirnseite (12, 22) monoton zunimmt, so dass sich unter dem Einfluss der Rotation der jeweiligen Rotorspindel ein Kühlmittelfluss von der ersten Stirnseite (11, 21) zur zweiten Stirnseite (12, 22) einstellt.
    4. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe gemäss Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Rotorspindeln an der ersten Stirnseite (11, 21) auf einer feststehenden Achse (61), insbesondere einem gehäusefesten Zapfen (611) gelagert sind, welche eine vorzugsweise koaxiale Bohrung aufweist, durch welche das Kühlmittel den Rotorinnenflächen zugeführt wird.
    5. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe gemäss Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Rotorspindeln (1, 2) an der zweiten Stirnseite (12, 22) auf einer feststehenden Achse (62), insbesondere einem gehäusefesten Zapfen (62) gelagert sind, welche eine vorzugsweise koaxiale Bohrung aufweist, über welche das Kühlmittel aus den Rotorspindelhohlräumen abgeführt wird.
    6. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe gemäss Anspruch 4 und 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Rotorspindeln (1, 2) an der ersten und der zweiten Stirnseite auf einer gemeinsamen Achse (6) gelagert sind.
    7. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe gemäss Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der lokale Kühlmittelfluß auf den Rotorinnenflächen an die lokale Wärmebelastung der umlaufenden Rotorspindeln (1, 2) angepasst ist, beispielsweise durch angepasste Wahl der lokalen Gewindesteigungen der Innenfördergewinde (12) oder der Änderung des Durchmessers der Innenflächen.
    8. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe gemäss Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die lokale Wärmeübergangsrate von den Rotorspindelinnenflächen zum Kühlmittel an die lokale Wärmebelastung der umlaufenden Rotorspindeln (1, 2) angepasst ist, insbesondere durch geeignete Ausformung der Oberflächen der Innenflächen, beispielsweise gezielte Variation der Oberflächenrauhigkeit.
    9. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe gemäss Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Temperatur der Rotorspindeln (1, 2) durch die durch sie hindurchtretende Kühlmittelmenge gesteuert wird.
    10. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe gemäss Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Rotorspindeln mittels Lagern (5), insbesondere mittels Gleit- oder Wälzlagern drehbar gelagert sind und das durch das Rotorspindelinnere hindurchtretende Kühlmittel zumindest teilweise zur Schmierung und/oder Kühlung der Lager verwendet wird.
    11. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe gemäss Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Rotorspindeln (1, 2) mittels flüssigkeitsdichtender Dichtungen (15) gasdicht gegen den Schöpfraum (3) abgeschlossen sind, wobei als Abdichtungsflüssigkeit zumindest ein Teil des durch das Rotorspindelinnere hindurchtretenden Kühlmittel verwendet wird.
    12. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe gemäss Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Rotorspindeln (1,2) mittels eines Getriebe synchronisiert werden und zumindest ein Teil des durch das Rotorspindelinnere hindurchtretenden Kühlmittels zur Schmierung und/oder Kühlung des Getriebes verwendet wird.
    13. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe gemäss Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Kühlmittel im Betrieb der Pumpe auf den Rotorspindelinnenflächen einen Film mit einer Dicke unter 5 mm, vorzugsweise unter 3 mm, insbesondere unter 1 mm bildet.
    14. Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe gemäss Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehzahlen der Rotorspindeln im Betrieb der Pumpe oberhalb von 5000 Umdrehungen/min, vorzugsweise oberhalb von 7500 Umdrehungen/min, insbesondere oberhalb von 10000 Umdrehungen/min liegen.
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