ES2207965T3 - Bomba helicoidal de compresion en seco. - Google Patents

Abstract

Bomba helicoidal de compresión en seco realizada en forma de una bomba de desplazamiento positivo de doble árbol, que tiene un primer (1) y un segundo husillo rotor (2) dispuestos en paralelo entre sí y formando un par de husillos rotores que están dispuestos en una cámara de compresión cerrada (3) que tiene una entrada y una salida, caracterizada por el hecho de que los husillos rotores (1, 2) son huecos, porque un refrigerante es introducido por una primera parte frontal (11, 21) de los husillos rotores (1, 2) y es evacuado por una segunda parte frontal (12, 22) y porque la introducción del refrigerante y los medios de evacuación están conectados a un circuito refrigerante externo, donde las superficies internas de los husillos rotores huecos están realizadas de tal manera que el refrigerante es transportado desde la primera parte frontal (11, 21) a la segunda parte frontal (12, 22) sustancialmente bajo la influencia de la rotación del husillo rotor correspondiente.

Description

Bomba helicoidal de compresión en seco.

Las demandas cada vez mayores de pureza del medio de bombeo, el aumento de los costes de explotación y de eliminación de deshechos, así como las crecientes obligaciones establecidas por las medidas oficiales de control medioambiental requieren en gran medida, cada vez más, sistemas de vacío que prescindan de fluidos para su funcionamiento que entren en contacto con el medio de bombeo. Estas máquinas que funcionan sin ningún medio de sellado o lubricación, como agua o aceite, en la cámara de compresión, son generalmente llamadas bombas de vacío en seco o de compresión en seco (DE-A-4 444 535). No se puede conceder fiabilidad y seguridad operacional a estas bombas, por supuesto. Los fabricantes de sistemas de vacío han superado estos requisitos mediante soluciones diferentes, cuyo principio de éxito recae en el modo de funcionamiento de las bombas de desplazamiento positivo de doble árbol. Para producir un vacío, estas máquinas de compresión en seco funcionan a una mayor velocidad debido a la relación de compresión requerida, los rotores de compresión girando sin contacto en direcciones opuestas en la cámara de compresión de tal manera que se colocan lo más cerca posible unos respecto a otros y respecto al cuerpo de la bomba circundante para conseguir una durabilidad deseada. Entre los diferentes principios para bombas de vacío de compresión en seco, el sistema de bomba helicoidal ha demostrado ser particularmente ventajoso: dos rotores cilíndricos dispuestos en paralelo y provistos, en la superficie cilíndrica, de unas ranuras en forma de tornillo helicoidal (profundizaciones) se engranan y forman en cada indentación una cámara de compresión que es movida de la parte de succión a la parte de presión mientras que los dos rotores giran en direcciones opuestas. En la bomba de vacío helicoidal, la alta relación de compresión deseada para la bomba de vacío puede ser conseguida de forma favorable y sencilla directamente según el número de cámaras de bombeo cerradas.

El estado de la técnica al que pertenecen las bombas de compresión en seco está caracterizado además por algunos inconvenientes importantes: las bombas de vacío en seco actuales no se aproximan nada a los actuales valores de calidad conseguidos por las conocidas bombas de vacío rotativas de paleta y las bombas de anillo líquido. Esto es particularmente cierto por la innegable elevada fiabilidad y solidez de estas bombas de vacío, su compacidad, y sobretodo, por sus bajos costes de fabricación. La causa de estas dificultades recae en el esfuerzo considerable que todavía hoy necesitan conseguir las bombas de vacío de compresión en seco para lograr las características requeridas de rendimiento, como la capacidad final de presión y bombeo.

El objetivo de la presente invención es concebir una bomba de vacío de compresión en seco que sea lo más simple y robusta posible, así como particularmente económica y compacta con el objetivo de conseguir, gracias al modo de funcionamiento en seco, mejoras considerables en la producción del vacío en comparación con el estado de la técnica actual.

Según la invención, la solución para este objetivo es incluir dos husillos de desplazamiento positivos diseñados de tal manera que están huecos por todo el interior, y conducir un fluido refrigerante permanentemente, preferiblemente aceite, directamente a través de cada uno de los dos cilindros compresores, con el objetivo de evacuar el calor procedente de la generación del vacío, desde cada rotor de husillo de forma continua y fiable.

En este transporte de calor en el rotor, un mejor coeficiente de transmisión de calor entre el material del rotor de desplazamiento positivo y el medio de enfriamiento, con una superficie interna del cilindro del rotor más pequeña simultáneamente en comparación con una mayor superficie externa de absorción del calor del rotor de desplazamiento positivo con un menor coeficiente de transmisión del calor entre el material del rotor y el medio de bombeo, es utilizado ventajosamente en favor de una corriente térmica bien equilibrada en el rotor, de modo que, según una disposición termodinámica simple, la cantidad de calor captada y la eliminada se equilibran según se desee. El nivel de la temperatura puede ser ajustado y controlado de forma ventajosa para cada nuevo caso controlando la cantidad de refrigerante. De esta manera, es muy importante observar que la cantidad de refrigerante es distribuida de igual forma entre los dos rotores de desplazamiento positivo mediante unos sistemas de control apropiados. Para mejorar el efecto de enfriamiento, la perforación interna del rotor debería estar ventajosamente provista adicionalmente de una rosca de avance interno orientada en el sentido de la rotación con el objetivo de mejorar la superficie interna del intercambio térmico entre el pistón auxiliar y el refrigerante, así como el flujo del refrigerante mediante una apropiada orientación de la rosca. El sentido de la rotación de cada rotor de desplazamiento positivo se establece sin lugar a dudas de acuerdo con la dirección de elevación de la bomba, de modo que la orientación de la rosca interna de la perforación del rotor de desplazamiento positivo puede ser diseñada precisamente de tal manera que, según este sentido establecido de la rotación del rotor, ayude y refuerce el flujo del medio de enfriamiento.

Otra sugerencia es diseñar ventajosamente las perforaciones internas del rotor anteriormente mencionadas con la opción adicional de darle a la rosca una forma cónica, de manera que el diámetro más pequeño de la perforación esté situado en el lado de entrada del medio de enfriamiento y el diámetro un poco más grande de la perforación venga a situarse en el lado de salida del medio de enfriamiento, de modo que el efecto de transporte del medio de enfriamiento es reforzado gracias a la fuerza centrífuga, aumentando aún más el enfriamiento del rotor. Así, también es posible ventajosamente el hecho de poner en funcionamiento esta bomba helicoidal de vacío con el par de rotores de desplazamiento positivo mantenidos en vertical o bien orientados en dirección horizontal.

Para un enfriamiento más eficaz de los rotores, la invención sugiere adicionalmente el diseño de las superficies de la perforación interna del rotor según la forma requerida por la disipación de la pérdida de calor de la compresión. Para la salida del compresor, así como la consiguiente pérdida de potencia, no hay constantes en el sentido longitudinal del rotor de desplazamiento positivo, de modo que los valores correspondientes de la superficie son construidos ventajosamente para ser más grandes en las áreas de mayor pérdida térmica del compresor. En general, esto hace referencia particularmente al área del rotor de desplazamiento positivo situada cerca de la salida, y a las áreas en las que los volúmenes de las cámaras de trabajo están sometidos a cambios importantes. También existe la posibilidad de maximizar el tamaño de la superficie interna del rotor al hacer que la curva externa con las ranuras cilíndricas sea seguida por la curva interna hueca de este contorno, minimizando el espesor global de la pared del rotor. Además de la transformación mecánica, la realización técnica puede también ser realizada mediante una formación explosiva de un tubo de paredes finas apropiado o mediante una envoltura laminar según la EP 0 477 601 A1.

El flujo global del medio de enfriamiento se realiza preferiblemente de forma definida mediante una bomba generadora de presión propia, de modo que el agente de enfriamiento (preferiblemente aceite) puede no sólo ser dirigido de manera controlada a través de las cavidades de desplazamiento, a través del almacenamiento de unos elementos de sellado especial, así como a través de un dispositivo de engranaje de un sincronizador y un mecanismo de transmisión, sino que también puede ser simultáneamente guiado de manera controlada a través del alojamiento, a ser posible con ayuda de la gravedad, con el objetivo de eliminar el calor absorbido. Este proceso, que se repite permanentemente en un circuito cerrado, es ayudado en su tarea por las posibilidades externas adicionales ya conocidas para el intercambio térmico, empezando por un alojamiento ranurado, que es el material apropiado para el cárter, y por un ventilador sencillo, y terminando con la conexión adicional de un intercambiador térmico a través del cual pasa directamente el flujo del refrigerante. De forma alternativa y en lugar de la bomba generadora de presión propia, la energía cinética de la rotación del rotor puede ser utilizada, particularmente en máquinas de dimensiones pequeñas, conectando una bomba de aceite propia al rotor de desplazamiento positivo de acuerdo con los principios conocidos.

De esta manera, la distribución de la temperatura en toda la máquina puede ser ventajosamente mucho más uniforme en las bombas de vacío de compresión en seco y, por tanto, cumplir con los estándares normalmente alcanzados únicamente por las máquinas rotativas de paleta y las bombas de anillo líquido ya conocidas. Estas temperaturas, que deben ser lo más homogéneas posible, representan una condición esencial para la robustez y la fiabilidad de una bomba de vacío y se consideran siempre como uno de los objetivos más importantes para desarrollar, que aún no han podido ser conseguidos en las bombas de vacío actuales de compresión en seco, en parte a causa de las diferencias de temperatura extremas que implican unos riesgos operacionales considerables.

Con el objetivo de llevar a cabo este enfriamiento lucrativo del rotor de una manera particularmente ventajosa, la invención sugiere soportar cada rotor de desplazamiento positivo 1, 2 directamente sobre la cara frontal, al menos sobre el lado del rotor por el cual se descarga el refrigerante en unos elementos del rotor en forma de caja 4, a través de los cuales se proporciona, por un lado, la cantidad deseada de refrigerante directamente en cada una de las perforaciones del rotor de desplazamiento positivo y se descarga nuevamente por el otro extremo. Con este objetivo, tal y como se muestra por ejemplo en la ilustración según la figura 1, el cojinete 5 del rotor está formado de tal manera que el anillo interno del cojinete permanece en vertical sobre un saliente 6 fijado firmemente al alojamiento, mientras que el anillo externo del cojinete, situado en el elemento del rotor en forma de caja 4, gira permanentemente junto con el rotor de desplazamiento positivo 1 ó 2. De esta manera, al estar el rotor sobre cojinetes, se consigue una estabilidad dinámica máxima a ambos lados a lo largo de la cara frontal del desplazador, la velocidad crítica de rotación siendo bastante más elevada que las velocidades de funcionamiento, puesto que por un lado el espacio entre los cojinetes ha sido minimizado y por otro lado se han aumentado óptimamente los valores de rigidez entre los cojinetes.

No obstante, al menos por un lado, se puede renunciar a este modo de soporte del rotor sobre cojinetes, según la ilustración incluida en la Fig. 3, al situar el anillo interno del cojinete 5 del rotor en el rotor de desplazamiento positivo y el anillo externo del cojinete sobre la parte lateral 7, que está fijada de manera inseparable al cárter.

Para reducir el número de entradas de árboles en la cámara de compresión, por ejemplo en casos particularmente complicados en los que se debe utilizar una bomba, al tiempo que se evita llevar el rotor a la parte de succión, puede ser ventajoso utilizar el denominado cojinete de rotor voladizo de una cara ya conocido. Según la ilustración incluida de la Fig. 2, el enfriamiento ventajoso del rotor también puede ser llevado a cabo en estos casos haciendo que el saliente 6, que está fijado de manera inseparable al cárter, sobresalga hacia el interior de la perforación del rotor de desplazamiento positivo, soportando los dos anillos internos del cojinete así como ocupándose del suministro de refrigerante 8. Puesto que la tensión radial en una bomba de vacío helicoidal es pequeña, la fuerza de flexión requerida para este saliente soportado sólo en un lado puede ser fácilmente alcanzada proporcionando un cojinete inferior 5a con un diámetro interno más grande, lo que al mismo tiempo permite absorber las fuerzas axiales superiores generadas por la diferencia de presión de trabajo del medio de bombeo. En bombas helicoidales más pequeñas, el cojinete superior 5b también puede ser diseñado como un cojinete de agujas del tipo con una envoltura radial, por ejemplo, o como un cojinete de deslizamiento lubrificado.

Una pequeña parte de este flujo de refrigerante, preferiblemente aceite, se usa directamente para lubricar y enfriar los cojinetes que soportan el rotor, consiguiendo así un máximo de seguridad, fiabilidad y durabilidad de estos cojinetes. Esta ramificación en el suministro de refrigerante 8 se realiza, por ejemplo, mediante un hombro 17 proporcionado en la parte cónica de inserción del rotor 16 o mediante perforaciones 10 en los elementos del rotor, así como mediante un desbordamiento del aceite de las tuberías recolectoras 18, o mediante aceite pulverizado cuando se saca de la corriente del aceite mediante el tubo de presión 19, de manera que, en consecuencia, la cantidad requerida de lubricante puede ser ajustada de manera favorable determinando las dimensiones de estos elementos.

Otra parte del flujo del medio de enfriamiento se utiliza ventajosamente al mismo tiempo para lubricar y enfriar el dispositivo de engranaje del sincronizador. De esta manera, el suministro se realiza a través de las perforaciones de distribución para el lubricante 10 o a través del desbordamiento controlado del conducto 24 de la junta de eje del sifón 22, ver la explicación a continuación.

Además de esta dificultad en el enfriamiento, las bombas de vacío helicoidales actuales están diseñadas principalmente con un rotor voladizo para evitar soportar el rotor por el lado de succión. Esta importante ventaja debería obtenerse bajo cualquier circunstancia sin adoptar, sin embargo, los inconvenientes que conlleva el enfriamiento del rotor y la velocidad crítica de rotación. Es también muy deseable al mismo tiempo eludir las fuerzas axiales generadas por esta forma de soporte en voladizo del rotor de desplazamiento positivo debido a la diferencia de presión del medio de bombeo, puesto que constituyen la tensión más importante sobre el cojinete respecto a la fiabilidad y durabilidad.

En la presente invención, la solución a este objetivo se obtiene usando el tipo de doble entrada ampliamente conocido para bombas helicoidales, de modo que el gas ya no entra en el rotor frontalmente, sino por un lado longitudinal del rotor, y la presión que prevalece en el lado de salida se ajusta en cada extremo frontal del rotor para igualar prácticamente la presión atmosférica. La invención sugiere de este modo el diseño de ambos lados del par de pistón auxiliar con la misma rosca de avance, en bombas de vacío helicoidales grandes (es decir las que tengan una capacidad nominal de succión de más de aproximadamente 100 metros cúbicos por hora), de modo que el flujo de gas que debe ser elevado pueda ser distribuido homogéneamente. La distancia requerida al centro y, por lo tanto, el tamaño de la bomba pueden ser ventajosamente reducidos de esta manera, mientras que aumenta la longitud global, y al mismo tiempo los costes de producción de esta máquina quedando reducidos en consecuencia.

Para bombas de vacío helicoidales más pequeñas (que tengan una capacidad nominal de succión inferior a aproximadamente 100 metros cúbicos por hora), una parte del par de pistón auxiliar (la parte superior cuando la dirección de transporte es vertical) puede ser diseñada simplemente como una sencilla rosca de avance del caudal, únicamente con el objetivo de devolver el reflujo del gas interno a causa de la diferencia de presión entre la entrada y la salida de la bomba. De esta manera, esta rosca de avance del caudal puede ser diseñada como una rosca de avance sencilla en el cilindro completo, fijada de forma inseparable al alojamiento ya sea por acoplamiento recíproco del rotor al otro husillo de desplazamiento, o por separado, dicha rosca se puede comparar con la denominada rosca Golubev.

Esta solución de la invención adopta las ventajas de las bombas de vacío helicoidales de compresión en seco actuales, renunciando al hecho de que el rotor sea soportado sobre los cojinetes del lado de succión, superando simultáneamente las deficiencias relacionadas con las considerables fuerzas axiales por el soporte del rotor.

La hermeticidad requerida entre la cámara de compresión/trabajo, necesariamente seca, es decir sin aceite, y la parte lubricada con aceite/áreas del cojinete se consigue sobretodo mediante largas vías de sellado, con la ayuda aquí de juntas de laberinto simples que funcionan preferiblemente sin contacto, a través de las roscas de avance del caudal de Golubev y de distintas juntas de árbol bien conocidas. Ambas partes frontales de la bomba pueden, de esta manera, estar firmemente conectadas entre sí mediante un conducto de gas simple, proporcionando así una compensación de la presión constante, de manera que la diferencia de presión en las entradas de los árboles dentro de la cámara de compresión es minimizada.

Las juntas particularmente ventajosas utilizadas en la presente invención para las entradas de los árboles en la cámara de compresión son juntas de árbol por centrifugación especial, según se ilustra en la Fig. 1. En la parte en la que se proporciona el refrigerante, un disco de sellado 21 delgado, instalado rígidamente sobre el saliente, recibe un sifón rotativo 20 que obtiene el fluido de la lubricación del cojinete por un lado y que, por otro lado, realiza siempre la descarga necesaria de fluido y calor por medio de un tubo de presión 26 rígidamente instalado en dicho disco de sellado. Este sistema de sellado con un sifón rotativo también puede ser utilizado directamente en el lado de descarga del refrigerante/lubricante, según se indica por ejemplo en la ilustración correspondiente a la figura 5.

Con el objetivo de llevar a cabo el enfriamiento del tornillo de desplazamiento, según se ha descrito en esta invención, el refrigerante, preferiblemente aceite, tiene que ser transportado de forma constante y segura por el interior de la superficie interna rotativa del cilindro del rotor y debe ser descargado de nuevo por el extremo.

Este suministro de aceite hacia el árbol del rotor, que se produce en el saliente que está fijado de manera inseparable al cárter, se realiza mediante un inserto cónico 16 especial proporcionado en la perforación del rotor, el cual tiene una parte complementaria (diseñada por ejemplo como el reborde de la perforación) que encaja en el saliente integrado en el cárter, con el objetivo de asegurar que el aceite sea distribuido lo más uniformemente posible. Este inserto rotativo 16 consta por tanto de un hombro 17 en la superficie decreciente del cono, de manera que el refrigerante/lubricante introducido a través del saliente por 8 incide en el inserto cónico 16 y es pulverizado de vuelta hacia la parte pequeña deseada, de manera que lubrica la disposición de cojinetes 5 del rotor y suministra al sifón 20. El flujo de aceite considerablemente grande es dirigido a través de unos huecos en forma de surcos proporcionados en el inserto 16 en la perforación del desplazador con el objetivo de transportar el calor perdido en la compresión.

Puesto que este sifón rotativo sólo puede actuar como una junta dinámica, una junta de árbol de contacto 27, por ejemplo la conocida junta de árbol rotativa, es introducida adicionalmente como junta estática en el elemento rotativo del rotor, de manera que dicho elemento rotativo del rotor es sellado de manera segura y firme, y que, cuando comienza la rotación, es decir cuando la junta del sifón empieza a sellarse, su labio de fijación comienza a ascender a causa del efecto de la fuerza centrífuga, siendo al mismo tiempo proporcionada de forma ventajosa una protección óptima contra el desgaste.

Con el objetivo de minimizar la diferencia de presión de este sistema de sellado de árbol de la cámara de compresión, la rosca de avance del caudal de Golubev 25 anteriormente descrita se utiliza, por ejemplo, en el diámetro externo de los elementos en forma de caja. Como ya se ha descrito, se pueden llevar a cabo otras posibilidades alternativas para devolver el caudal interno. Otros elementos de sellado de diseños conocidos y que actúan principalmente en sentido axial pueden ser adicionalmente dispuestos en el lado frontal de los elementos en forma de caja. En casos de aplicación más complicada, la utilización habitual de gas de sellado, como un gas inerte, a lo largo de las vías de sellado es posible ventajosamente en cualquier momento de forma ventajosa con la conductancia más apropiada. En las ilustraciones anexas, la opción del gas de sellado se indica a modo de ejemplo mediante una línea doble discontinua 32.

El caudal necesario de aceite siempre se produce en la parte frontal del rotor, provista de los elementos del rotor en forma de caja, y, según se prefiera, cuando el sentido del bombeo es vertical, ventajosamente en la parte inferior, aunque, según la ilustración mostrada en la Fig. 3, el suministro de aceite puede también realizarse en el lado frontal del rotor en el que el anillo interno del cojinete del rotor reposa directamente sobre el extremo prolongado del árbol del rotor de desplazamiento positivo. Según la ilustración en la Fig. 2, los medios de enfriamiento y lubricación pueden ahora ser extraídos del cilindro interno del rotor gracias a la fuerza centrífuga por medio de un tubo recolector 18 provisto con perforaciones de descarga y con un agujero ramificado que conduce al dispositivo de engranaje del sincronizador y/o a través de un tubo de presión 19 que se engrana directamente desde la proyección integrada en el cárter con el tubo recolector 18 situado en el lado del rotor.

En la ilustración mostrada en la Fig. 1, el caudal de aceite no se utiliza únicamente para favorecer la lubricación de los cojinetes, sino que sirve al mismo tiempo para alimentar el sifón de sellado y para lubricar el dispositivo de engranaje del sincronizador. Al contrario que en sifón superior, en este sifón se encuentra el disco delgado de sellado giratorio, las paredes laterales adyacentes al sifón estando integradas en el cárter. La lubricación necesaria del dispositivo del dispositivo de engranaje del sincronizador se realiza por tanto de una forma particularmente ventajosa gracias al desbordamiento controlado del canal de sellado del árbol de la cámara de compresión del sifón en la zona de engranaje del dispositivo engranaje de la transición del sincronizador, la pared lateral del sifón siendo recibida de nuevo precisamente en esta región. Este tipo de sellado del árbol de la cámara de compresión inferior combinado con el suministro simultáneo del dispositivo de engranaje del sincronizador, según la ilustración mostrada en la Fig. 1, es por supuesto también apropiado y puede ser usado de la misma manera para el cojinete voladizo según la figura 2.

Una bomba de vacío helicoidal de este tipo está preferiblemente diseñada con un par de rotores de desplazamiento positivo verticales, donde el cárter de la bomba, que envuelve los rotores de desplazamiento positivo, está diseñado en cualquier caso de tal manera que la descarga del líquido fuera de la cámara de bombeo, que puede resultar necesaria, está siempre asegurada con la ayuda del centro de gravedad, el puerto de salida del medio de bombeo estando siempre situado en la posición geodésica más profunda.

La sincronización de los dos tornillos de desplazamiento positivo se realiza mediante un sencillo dispositivo conocido de engranaje cilíndrico recto. El accionamiento, con el simultáneo aumento de velocidad necesario, se produce preferiblemente mediante una rueda cilíndrica recta grande que ejecuta esta fase de sincronización directamente o mediante una fase de transmisión sencilla. En este caso, el motor de transmisión está dispuesto preferiblemente de manera que se sitúa en paralelo a la bomba helicoidal. El motor de transmisión también puede, no sólo para máquinas pequeñas, estar dispuesto como prolongación directa de un husillo de pistón auxiliar, el aumento de velocidad se consigue gracias a un convertidor de frecuencias.

Otro importante intento para mejorar las bombas de vacío helicoidales de compresión en seco según la técnica de la invención, es el hecho de minimizar la energía motriz requerida con el objetivo de moderar considerablemente la situación térmica de la máquina completa. De hecho, cuanto más baja sea la energía suministrada, más fácil será mantener las temperaturas en el interior de la bomba de vacío helicoidal dentro de unos límites razonables con un gasto de enfriamiento apropiado y, en la fase de desarrollo siguiente, reducir el tamaño de la bomba y por lo tanto los costes de producción de la máquina como conjunto.

Esta minimización de la potencia de entrada se consigue mediante un tipo especial de gradación interna que reduce a conveniencia el volumen de una cámara de trabajo/bombeo desde el principio del procedimiento de succión hasta la salida. Para el proceso de compresión, lo mejor sería una gradación interna constante variable que adapte continuamente las distintas condiciones de presión. En las bombas de vacío helicoidales de compresión en seco, esto se podría realizar, por ejemplo, usando unas válvulas, pero la experiencia ha demostrado que estas válvulas no son apropiadas para las bombas en seco con respecto a su durabilidad y fiabilidad.

Según la invención esta gradación se consigue, mediante la combinación variada de dos factores de gradación interna, para una modificación de los volúmenes de la cámara de bombeo según la ilustración de la Fig. 2. Como factor, un valor está comprendido entre 1.5 y 2.2, y preferiblemente alcanza aproximadamente 1.85, y se emplea técnicamente reduciendo continuamente el paso de rosca precisamente por este factor, mientras el diámetro externo del rotor de desplazamiento positivo permanece constante. El segundo valor se encuentra entre un mínimo de 2.0 y un máximo de 9.0 como factor, preferiblemente entre aproximadamente 4.0 y 6.0, y se emplea técnicamente reduciendo el volumen de una cámara de trabajo/bombeo precisamente por este factor, modificando bruscamente los parámetros geométricos del rotor, el diámetro externo del rotor de desplazamiento positivo y, en el mismo nivel de importancia, la altura de la muesca del diente, así como el paso del husillo del rotor con unos valores superiores, para conseguir que este factor se reduzca consecuentemente en combinación.

Cada rotor de husillo consta por lo tanto de 2 secciones de tornillo de avance, una parte estando diseñada con un cambio continuo en el paso (factor de aproximadamente 1.85 para reducir el volumen de una cámara de trabajo/bombeo), y el diámetro externo del rotor permaneciendo invariado, mientras que, en la segunda sección adyacente al husillo rotor, el volumen de la cámara de trabajo/bombeo es reducido bruscamente por un factor preferiblemente comprendido entre 4 y 6, reduciendo bruscamente la altura del diente y posiblemente el paso del husillo. La secuencia de estas consideraciones está orientada desde el lado de succión hacia el lado de descarga. No obstante, también se puede invertir realizando en primer lugar la gradación grande entre los factores preferidos 4 y 6 y luego, tras una reducción brusca del diámetro externo del rotor en la segunda sección de bombeo del husillo, el cambio de paso continuo de aproximadamente 1,85. El engranaje del rotor contrahusillo debe ser realizado, por supuesto, con un correspondiente cambio en su geometría.

Además se debe destacar que al cambiar bruscamente la geometría del rotor, las dos secciones del husillo no pueden ser interconectadas con un sellado ilimitado, puesto que el ajuste del rotor opuesto está siempre sometido a ligeras variaciones y puesto que el contacto entre las diferentes secciones del desplazador debe ser evitado en todo caso, de modo que se debe proporcionar una pequeña separación entre las dos secciones diferentes del rotor. Esta medida se corresponde directamente con una reducción del diámetro externo del rotor y ventajosamente termina justo debajo de la altura de la circunferencia primitiva.

Como se sabe bien, las presiones de succión generadas en la entrada durante el proceso de vaciado son más elevadas, de modo que el exceso de presión obligatoriamente aumenta principalmente en esta posición de transición de la sección del rotor, debido a la reducción del volumen de las cámaras de trabajo/bombeo, donde dicho exceso de presión puede provocar una sobrecarga. Con el objetivo de evitar este exceso de presión, se debe proporcionar simultáneamente en esta posición en el lado del cárter una protección contra el exceso de presión 28 que funcione de la manera conocida, en forma de un muelle simple y/o de una válvula de contrapeso, con el objetivo de transportar el exceso de presión hacia la salida.

Con el objetivo de reducir la sobrecompresión en el caso de presiones de succión más elevadas en la posición del rotor mediante la reducción brusca del volumen de las cámaras de trabajo/bombeo, la presente invención sugiere además realizar la sección del desplazador con los volúmenes hasta ahora constantes de las cámaras de trabajo/bombeo en el diámetro externo todavía constante del rotor con una reducción continua del paso del rotor. Este valor de la variación del paso debería también estar comprendido entre 1.2 y 2.2, y debería preferiblemente ser aproximadamente 1.85. En algunos casos de aplicación de la bomba, la posible sobrecompresión en la sección del rotor con una variación continua en el paso en un valor de aproximadamente 1,85 puede no ser deseada, por lo tanto esta invención también sugiere adicionalmente una distribución homogénea de este valor preferido entre las dos secciones del rotor, es decir, el diseño de ambas secciones del desplazador con una variación continua en el paso de aproximadamente entre 1.36 y 1.40.

Como se sabe bien, el caudal del gas interno a través de la ranura en el interior de la cámara de trabajo de la bomba, que es inevitable en las bombas de vacío de compresión en seco, perjudica la capacidad de compresión de estas máquinas. Para llevar a cabo la disminución de la gradación, la invención sugiere diseñar la primera sección del rotor en el lado de succión con una variación más pequeña en el paso que en la segunda sección del rotor para cumplir con el propósito de mejora del comportamiento de la compresión.

Además, la variación en el paso debería seguir una curva no lineal, por ejemplo, una función cuadrática, de modo que la variación en el paso (vista desde el lado de succión) aumenta lentamente al principio y de forma más rápida más adelante cuando alcanza el extremo de la sección del primer rotor, de modo que la proporción obtenida desde el cociente del paso final hasta el paso inicial es el valor deseado, que está comprendido entre 1.2 y 1.8, mientras que el valor preferido sugirió cantidades de aproximadamente 1.5. El mismo intento de diseño de una curva de variación del paso se realiza para la segunda sección del rotor con las dos únicas diferencias de que, por un lado, el paso inicial de la segunda sección del rotor es bruscamente más pequeño por un factor entre 2.0 y un máximo de 8.0 que el paso final de la sección del primer rotor y, por otro lado, la variación del paso, que tampoco es lineal, tiene una proporción del paso final al paso inicial relativamente más elevada por un factor de 1.2 a 1.8, en comparación con la proporción de la sección del primer rotor, mientras que se sugiere un valor absoluto de aproximadamente 2.0 para la proporción de la segunda variación del paso. Como resultado, el recorrido de la presión a lo largo del cilindro del rotor de desplazamiento positivo entre la posición de toma y de descarga se describe ventajosamente de tal manera que, visto desde el lado de la toma, el aumento de presión es lo más leve posible y la presión crítica de descarga entre las dos secciones del rotor no afecta demasiado a la capacidad de compresión de esta bomba de vacío con respecto a su tamaño y su posición. Para ello, la primera sección del rotor tiene que estar provista de la suficiente longitud, además de al menos varias fases de 2.0.

La ilustración según la figura 2 muestra un ejemplo de una forma de realización de la gradación interna en la que el paso cambia constantemente desde un valor M1 hasta un valor M2 en la primera sección del tornillo de avance de modo que finalmente el volumen de una cámara de trabajo/bombeo alcanza el valor V1. En la transición entre las dos secciones del tornillo de avance, este volumen se reduce hasta el valor V2 mediante al menos la reducción brusca del diámetro externo del rotor. En la segunda sección del tornillo de avance, el paso del husillo es finalmente reducido de forma continua desde el valor m1 hasta el valor m2.

Para mejorar adicionalmente el comportamiento de compresión de esta bomba helicoidal de compresión en seco, la presente invención sugiere además diseñar la curva del flanco de perfil de la siguiente manera:

Normalmente, las curvas de los flancos de perfil son idénticas en la sección delantera para ambos rotores de desplazamiento positivo del husillo y se corresponden, desde un punto de vista matemáticamente equidistante, con el recorrido del cicloide ya conocido. El inconveniente de esto, no obstante, es que, por un lado, la línea de acoplamiento circular no se extiende lo suficientemente lejos como para acercarse bastante al borde de corte de las dos superficies cilíndricas dentro del cárter y, por otro lado y según la normativa del funcionamiento de ruedas dentadas, el dispositivo de engranaje evolvente es muy susceptible a las leves variaciones de distancia entre ejes ocasionadas por ejemplo por divergencias en la producción o por diferencias de temperatura, debido a que el cicloide describe una inflexión en el área de transición a la circunferencia primitiva en la primera derivación del paso del perfil, siendo por lo tanto discontinuo en la derivación posterior. Estas dos características del cicloide reducen la capacidad de compresión de toda la máquina puesto que, de esta manera, aumenta el caudal interno del gas entre los dos rotores de desplazamiento positivo. La presente invención sugiere ahora diseñar matemáticamente la curva del flanco de perfil en el área de la circunferencia primitiva de forma evolvente, es decir diseñarla en el área de la circunferencia primitiva con una variación en el paso del perfil con un valor de -1. También sugiere acercar la línea de acoplamiento al borde de corte de las dos superficies del cilindro en el interior del cárter, de modo que el caudal interno del gas disminuye. Además otra sugerencia para mejorar el efecto de sellado entre los dos flancos de los husillos rotores y, por lo tanto, de la capacidad de compresión incrementada, es que la curva del flanco esté compuesta por distintos contornos de perfil que se engranan simultáneamente. Según la normativa de funcionamiento de ruedas dentadas, las posiciones del punto de paso de los flancos del perfil correspondientes están superpuestos, siendo suficiente en la mayoría de los casos una superposición doble.

Es obvio y, en consecuencia, sólo se hace alusión por motivos de perfeccionamiento, que en lugar de una división en dos partes, también se puede realizar una división en tres partes o más, pudiendo incluso ser lo más sensato para ciertas formas de realización, particularmente en máquinas grandes. Además, en la forma de realización del husillo rotor, se prefiere el tipo de doble dentado debido a su mejor capacidad ventajosa de equilibrio, mientras que, al mismo tiempo, la necesidad de una longitud de construcción es reducida para lograr el número de fases.

Para un mejor entendimiento, se debe destacar que la primera sección del rotor debe ser considerada principalmente como un generador de volumen (más precisamente: un generador de velocidad de succión), mientras que la segunda sección del rotor, que sirve como generador de presión, debe superar la mayor diferencia de presión absoluta.

La idea del generador de volumen (más precisamente: el generador de velocidad de succión) puede ahora ser desarrollada ventajosamente para que esta bomba helicoidal de compresión en seco también sea apta para ser usada en otros casos de aplicación:

Normalmente, estas bombas helicoidales de compresión en seco se emplean en la tecnología de vacío para comprimir gas en relación a la presión atmosférica en el lado de descarga. Según la invención, esta máquina puede ahora emplearse directamente como una bomba de Roots, simplemente intercambiando el par de husillos de desplazamiento positivo mediante un aumento drástico del paso del perfil. Con la misma, o al menos una potencia de transmisión similar, la diferencia de presión que se puede alcanzar entre la toma y la descarga disminuye, lo que precisamente se corresponde con el caso de aplicación de la bomba de vacío de Roots. Por lo tanto, la bomba de vacío más apropiada para cada caso de aplicación para una bomba, con unos valores específicos de capacidad de succión y de diferencia de presión, puede ser proporcionada fácil y ventajosamente mediante un equipo de construcción modular de la bomba helicoidal de compresión en seco.

Además del enfriamiento ventajoso del rotor descrito, se utiliza la toma previa para enfriar el gas. En un procedimiento conocido, el gas frío es dirigido a la cámara de trabajo/bombeo todavía cerrada, donde se mezcla con el medio de bombeo debido la diferencia existente de presión y provoca un descenso de la temperatura del gas en la cámara de trabajo/bombeo, así como una reducción de las diferencias de presión el momento en que la cámara de trabajo/bombeo se abre por el lado de descarga, de modo que se reduce el desarrollo del ruido causado por las pulsaciones de gas.

Para reducir la compresión sobrecargada descrita con presiones de succión más altas, el sentido del flujo de la toma previa es simplemente invertido, de modo que actúa como una protección de sobrecarga automática.

Con el objetivo de reducir el ruido, los bordes de descarga deberían ser suaves, lo que se consigue haciendo que el funcionamiento de apertura de cada cámara de trabajo/bombeo siga una función dependiendo de la rotación infinitesimal y evitando cualquier cambio abrupto en sección cuando la cámara de trabajo/bombeo se está abriendo.

Para reducir el ruido, la invención sugiere además perturbar eficazmente y reducir las pulsaciones de la presión y las oscilaciones de la columna de gas mediante unas ruedas de ventilación 29 adicionales proporcionadas al final del árbol localizado en el lado de descarga según la ilustración en la Fig. 1 aquí incluida.

En los ejemplos ilustrados de las formas de realización, la figura 1 muestra una vista en sección longitudinal a través de una bomba de doble árbol según la invención, con un rotor soportado por cojinetes en cada lado, y un enfriamiento continuo del rotor del husillo y unos sistemas de sellado de árbol del sifón proporcionados en cada lado. El dispositivo de engranaje cilíndrico 11 está unido de forma no rotativa con estos rotores de husillo 1, 2 mediante unos elementos de tensionado 31 para conseguir un ajuste preciso de la sincronización de los dos husillos de desplazamiento positivo.

La Figura 2 muestra una vista en sección longitudinal a través de la bomba helicoidal de compresión en seco con un ejemplo de una forma de realización de la gradación del rotor y, por ejemplo, para un husillo de desplazamiento positivo, el cojinete en voladizo del rotor en la proyección 6 integrado en el cárter con el suministro de refrigerante/lubricante 8.

La Figura 3 muestra un posible cojinete del rotor 5 con el anillo externo del cojinete integrado en el cárter y con el anillo interno del cojinete localizado en el eje del rotor con el dispositivo de engranaje del sincronizador 11 en el lado de la toma del refrigerante/lubricante.

La Figura 4 muestra una forma de realización del lado de descarga para ahorrar particularmente espacio, la cual pretende minimizar los cambios en la sección para la salida del gas del medio de bombeo por el lado de descarga, haciendo que el rotor 5 sea soportado directamente sobre el saliente 6 integrado en el cárter sin dispositivo de engranaje sincronizador y realizando largas vías de sellado laberíntico con la opción de utilizar gas de sellado 32. El refrigerante/lubricante es vaciado de la cavidad del desplazador por medio del tubo recolector 18 y el tubo de presión fijo 19 que se engrana en dicho tubo colector. El aceite salpicado es suficiente para lubricar los cojinetes en este proceso de vaciado.

La Figura 5 muestra, de forma similar a la ilustración en la Fig. 4, el cojinete 5 soportando el rotor por el lado de descarga sobre la prolongación en forma de caja del rotor en la proyección 6 integrada en el cárter, junto con un sellado de sifón rotativo 20 y un disco de sellado fijo 21, así como con un anillo de estanqueidad radial 27. El dispositivo de engranaje sincronizador debe ser proporcionado en la otra cara frontal del rotor, de modo que se pueden alcanzar las mejores condiciones posibles para diseñar la ubicación de salida para el medio de bombeo.

En una variación de la ilustración de la Fig. 1, la figura 6 muestra, para la cara frontal del rotor localizada en el lado de salida, otro modo de fijación del dispositivo de engranaje del sincronizador 11 al husillo del rotor 1, 2, el rotor estando soportado ventajosamente por un cojinete 5 directamente en el husillo del desplazador prolongado.

Las formas de realización de una bomba helicoidal de compresión en seco mencionadas son particularmente ventajosas para la tecnología de vacío, aunque también pueden ser usadas para otros casos de aplicación con la única restricción de que estas bombas sólo pueden ser utilizadas para distribuir gas puesto que asumen que el medio de bombeo es comprimible.

La bomba helicoidal de compresión en seco está realizada en forma de bomba de desplazamiento positivo de doble árbol para elevar y comprimir gases mediante un par de husillos rotores 1, 2 dispuestos en paralelo entre sí en una cámara de compresión 3 cerrada con una entrada y una salida, ambos husillos rotores siendo huecos y un refrigerante/lubricante siendo constantemente introducido y evacuado. Unos elementos rotores esencialmente en forma de caja 4 están provistos al menos en la parte frontal del rotor en la que el refrigerante/lubricante es descargado. Los cojines de deslizamiento o rodamiento 5 para estas partes frontales del rotor descansan por un lado en la pared interna de estos elementos rotores en forma de caja y por el otro lado en una proyección estática 6 que se extiende hacia el interior de dicha caja. El refrigerante/lubricante es ventajosamente conducido de forma continua en el interior de las cavidades del rotor por un lado del rotor y son permanentemente descargados por su otro lado, mientras que el suministro 8 de refrigerante/lubricante puede particularmente ser realizado a través de la proyección 6 incorporada al cárter. Surgen ventajas particulares por la distribución y alimentación del refrigerante/lubricante por medio de una inserción cónica 16 con un hombro de paso 17, así como con unos recesos en forma de ranura en la cavidad del rotor en el lado de introducción.

En un desarrollo preferido, las perforaciones internas del rotor están adicionalmente equipadas con un tornillo de avance interno 12 orientado hacia la dirección de rotación, de tal manera que, según la dirección de rotación determinada de cada rotor de desplazamiento positivo, contribuyen al paso del refrigerante.

Se obtienen otras ventajas si las perforaciones internas del rotor tienen una forma cónica (13), de manera que el diámetro de perforación más pequeño queda en la parte de toma del refrigerante y el diámetro de perforación de más grande queda en la parte de descarga del refrigerante.

Se obtienen ventajas térmicas si las superficies de la perforación interna del rotor son diseñadas según se requiera para disipar el calor perdido en la compresión.

Se logra otra ventaja al diseñar las superficies internas del rotor siguiendo el contorno del borde externo del rotor.

La corriente de refrigerante/lubricante se realiza ventajosamente mediante una bomba generadora de presión 9. La corriente de refrigerante/lubricante puede ser particularmente generada enérgicamente por los rotores de desplazamiento positivo mediante una bomba de aceite propia. Mediante el control 14 de la cantidad de refrigerante, puede ajustarse y regularse el nivel de temperatura según se requiera. Particularmente, la cantidad de refrigerante por rotor de desplazamiento positivo puede ser controlada y ajustada para que sea igual en ambos rotores de desplazamiento positivo. Para el intercambio térmico, se hace pasar ventajosamente el refrigerante/lubricante a través del cárter de la bomba.

Se obtienen ventajas particulares si se utiliza parte del refrigerante/lubricante para el suministro del cojinete del rotor 5, del dispositivo de engranaje sincronizador 11, o de las juntas de árbol 15.

Ventajosamente, el rotor es soportado sobre cojinetes por el lado en el que se toma el refrigerante/lubricante en el anillo del cojinete externo en la parte lateral 7 integrada en el cárter. Ventajosamente, cuando el rotor está soportado en voladizo por un lado, un saliente 6 integrado en el cárter se extiende hacia el interior de la perforación de desplazamiento positivo correspondiente y soporta ambos anillos internos del cojinete del rotor. Además, cuando el rotor está soportado sobre cojinetes en voladizo por un lado, el saliente 6 integrado en el cárter incluye preferiblemente la admisión de refrigerante 8. El cojinete del rotor 5ª, que está más cerca del soporte, absorbe ventajosamente las fuerzas axiales generadas por la diferencia de la presión de trabajo cuando el rotor está soportado sobre cojinetes por un lado (en voladizo) y está provisto de un anillo interno más grande. Cuando el rotor está soportado sobre cojinetes por un lado (en voladizo), el cojinete del rotor 5b que está más lejos del soporte puede ser diseñado como un cojinete radial compacto (cojinete de agujas, cojinete deslizante).

Resulta una ventaja para todos los ejemplos de las formas de realización anteriormente mencionadas el hecho de que la presión del lado de descarga está presente en cualquiera de las partes frontales del rotor de desplazamiento positivo.

Ambos lados del par de pistón auxiliar pueden ser realizados con la misma rosca de avance del husillo. También es posible configurar un lado del par de pistón auxiliar en forma de una rosca de avance del caudal sencilla 25.

Ventajosamente, se emplean juntas de árbol centrífugas para sellar las entradas de los árboles. El sellado también es posible mediante un disco de sellado delgado 21 incorporado al cárter y engranado en un sifón rotativo 20 que está rígidamente conectado al husillo del desplazador 1, 2. En este caso, resulta ventajoso que el sifón rotativo 20 obtenga su fluido de sellado de una corriente de refrigerante/lubricante parcial destinada a refrigerar el rotor de desplazamiento positivo. El sifón rotativo 20 puede también obtener su fluido de sellado del flujo de refrigerante/lubricante destinado a los cojinetes del rotor. La evacuación de fluido y la disipación térmica del sifón rotativo puede realizarse ventajosamente por medio de un tubo de presión 26 fijado al disco de sellado 21. Adicionalmente, un anillo de estanqueidad estático de contacto (radial) 27 puede ser insertado en el elemento rotor rotativo en forma de caja 4 detrás de la junta de árbol centrífuga del sifón. El anillo de estanqueidad 27 está aquí diseñado de tal manera que, bajo el efecto de la fuerza centrifuga, el labio de sellado aumenta antes de alcanzar la velocidad operacional. Es además ventajoso para el sellado que se provean largas vías de sellado con opción de sellado de gas y rosca de retorno del caudal en las juntas de árbol de la cámara de descompresión.

Después de haber pasado a través de las superficies internas del rotor, el refrigerante/lubricante es ventajosamente recogido en al menos un tubo recolector 18. El refrigerante/lubricante recogido en el tubo recolector 18 puede luego ser reenviado según se requiera por medio de perforaciones 10. El refrigerante/lubricante recogido en el tubo recolector 18 puede particularmente transportarse por medio de al menos un tubo de presión 19 integrado al cárter y asociado por un extremo al tubo recolector 18. El refrigerante/lubricante recogido puede adicionalmente ser empleado según se requiera para refrigerar y lubrificar los cojinetes y/o refrigerar y lubricar el dispositivo de engranaje de accionamiento y sincronización. Esto también ocurre cuando el refrigerante/lubricante es dirigido hacia una junta de árbol centrífuga con sifón fijo 22 y hacia un disco de sellado 23 que gira junto con el husillo de desplazamiento 1, 2 después de haber pasado por las superficies internas del rotor. Se obtienen ventajas particulares si la pared lateral de sellado del sifón 22, que está incorporada al cárter es retirada en la región de acoplamiento del dispositivo de engranaje del sincronizador con el objetivo de lubricar el engranaje.

Para enfriar la bomba helicoidal según la invención, se proveen ventajosamente unas ruedas de ventilación adicionales 29 en el extremo del lado de descarga del árbol.

Resulta particularmente ventajoso situar, para las posiciones del árbol del rotor horizontal y vertical, la descarga del medio de bombeo en el cárter de la bomba en la posición geodésica más profunda posible.

La sincronización de los dos husillos de pistón auxiliar se realiza preferiblemente mediante una simple fase del engranaje cilíndrico 11.

Resultó ser particularmente ventajoso hacer que el par de husillos de pistón auxiliar consistiera en al menos dos secciones de husillo de avance graduadas una con respecto a la otra mediante la combinación de al menos dos factores, al menos una variación continua del paso a la misma altura de los dientes en combinación con al menos una variación brusca en los volúmenes de la cámara de bombeo a una altura reducida de los dientes. El factor de gradación interno para la variación continua del paso puede ser particularmente entre 1,5 y 2.2, preferiblemente 1.85, y el factor de gradación brusco puede ser entre 2.0 y 9.0, preferiblemente entre 4 y 6. Ambas secciones de husillo de avance pueden además estar graduadas con una variación continua en el paso y puede tener lugar una variación brusca en el volumen de la cámara de trabajo entre estas dos secciones de husillo de avance. Resulta particularmente ventajoso que la variación continua en el paso en la primera sección del husillo de avance en la parte de succión sea más pequeña que la variación continua en el paso de la sección de husillo de avance posterior. La variación continua del paso puede particularmente seguir una curva no lineal. Resultó ser particularmente ventajoso que el diámetro externo del rotor de desplazamiento positivo fuera reducido en la región de la transición brusca entre las secciones del husillo de avance hasta justo por debajo de la altura del diámetro de la circunferencia primitiva.

En un desarrollo ventajoso de la bomba helicoidal según la invención se provee una protección contra el exceso de presión 28.

Respecto al recorrido del flanco del perfil en la región de la circunferencia primitiva, resultó ventajoso haberlo diseñado matemáticamente de forma envolvente. La línea de acoplamiento del perfil del flanco es llevada preferiblemente cerca del borde de corte del cárter de las dos superficies cilíndricas internas. El recorrido del flanco puede estar compuesto aquí por varios contornos del perfil acoplados simultáneamente.

Gracias a un aumento obvio en el paso del husillo, esta bomba helicoidal de compresión en seco puede ser empleada como una bomba de Roots.

Para enfriar el gas se puede emplear la toma previa. Invirtiendo la dirección del flujo de la toma previa se pueden utilizar las admisiones de gas de la toma previa como protección contra sobrecargas.

Se obtienen ventajas particulares, particularmente con respecto al ruido, cuando el comportamiento de apertura de la cámara de trabajo/bombeo apropiada sigue una función dependiente de la rotación infinitesimal y cuando se evita cualquier variación brusca en la sección durante la apertura de las cámaras de trabajo/bombeo.

Claims (14)

1. Bomba helicoidal de compresión en seco realizada en forma de una bomba de desplazamiento positivo de doble árbol, que tiene un primer (1) y un segundo husillo rotor (2) dispuestos en paralelo entre sí y formando un par de husillos rotores que están dispuestos en una cámara de compresión cerrada (3) que tiene una entrada y una salida, caracterizada por el hecho de que los husillos rotores (1, 2) son huecos, porque un refrigerante es introducido por una primera parte frontal (11, 21) de los husillos rotores (1, 2) y es evacuado por una segunda parte frontal (12, 22) y porque la introducción del refrigerante y los medios de evacuación están conectados a un circuito refrigerante externo, donde las superficies internas de los husillos rotores huecos están realizadas de tal manera que el refrigerante es transportado desde la primera parte frontal (11, 21) a la segunda parte frontal (12, 22) sustancialmente bajo la influencia de la rotación del husillo rotor correspondiente.

2. Bomba helicoidal de compresión en seco según la reivindicación 1, caracterizada por el hecho de que las superficies internas de los husillos rotores (1, 2) están provistas de una rosca de avance interna (12) cuyo sentido de rotación ha sido elegido de modo que se genera un flujo de refrigerante bajo la influencia de la rotación del husillo rotor correspondiente, que fluye desde la primera parte frontal (11, 21) hacia la segunda parte frontal (12, 22).

3. Bomba helicoidal de compresión en seco según la reivindicación 1, caracterizada por el hecho de que el diámetro interno de los husillos rotores (1, 2) aumenta de forma monótona desde la primera parte frontal (11, 21) hacia la segunda parte frontal (12, 22), de modo que se genera un flujo de refrigerante bajo la influencia de la rotación del husillo rotor correspondiente que fluye desde la primera parte frontal (11, 21) hacia la segunda parte frontal (12, 22).

4. Bomba helicoidal de compresión en seco según la reivindicación 1, caracterizada por el hecho de que los husillos rotores están soportados sobre cojinetes en la primera parte frontal (11, 21) en un eje fijo (61), particularmente en un saliente (611) fijado de manera inseparable al cárter, dicho eje estando provisto de una perforación preferiblemente coaxial a través de la cual el refrigerante es llevado hacia las superficies internas del rotor.

5. Bomba helicoidal de compresión en seco según la reivindicación 1, caracterizada por el hecho de que los husillos rotores (1, 2) están soportados sobre cojinetes en la segunda parte frontal (12, 22) en un eje fijo (62), particularmente en un saliente (612) fijado de manera inseparable al cárter, dicho eje estando provisto de una perforación preferiblemente coaxial a través de la cual el refrigerante es evacuado de las cavidades de los husillos rotores.

6. Bomba helicoidal de compresión en seco según las reivindicaciones 4 y 5, caracterizada por el hecho de que los husillos rotores (1, 2) están soportados sobre cojinetes en un eje común (6) en la primera y segunda parte frontal.

7. Bomba helicoidal de compresión en seco según la reivindicación 1, caracterizada por el hecho de que el flujo local de refrigerante en las superficies internas del rotor se adapta a la carga térmica local de los husillos rotores rotativos (1, 2), dicha adaptación siendo por ejemplo realizada seleccionando adecuadamente los pasos de rosca locales de las roscas de avance internas (12) o el cambio de diámetro de las superficies internas.

8. Bomba helicoidal de compresión en seco según la reivindicación 1, caracterizada por el hecho de que la proporción de transferencia de calor local de las superficies internas de los husillos rotores al refrigerante se adapta a la carga térmica local de los husillos rotores rotativos (1, 2), particularmente, dando forma apropiadamente a la cara superior de las superficies internas, por ejemplo mediante una variación intencionada de la rugosidad de la superficie.

9. Bomba helicoidal de compresión en seco según la reivindicación 1, caracterizada por el hecho de que la temperatura de los husillos rotores (1, 2) es controlada por la cantidad de refrigerante que pasa a través de éstos.

10. Bomba helicoidal de compresión en seco según la reivindicación 1, caracterizada por el hecho de que los husillos rotores están soportados de forma rotativa sobre cojinetes (5), particularmente cojinetes deslizantes o de rodamiento y porque el refrigerante que pasa a través del espacio interno de los husillos rotores es al menos parcialmente utilizado para lubrificar y/o refrigerar los cojinetes.

11. Bomba helicoidal de compresión en seco según la reivindicación 1, caracterizada por el hecho de que los husillos rotores (1, 2) son impermeables al gas de la cámara de compresión (3) mediante juntas de estanqueidad (15), el fluido de sellado usado para ello siendo al menos parte del medio de enfriamiento que pasa a través del espacio interno de los husillos rotores.

12. Bomba helicoidal de compresión en seco según la reivindicación 1, caracterizada por el hecho de que los husillos rotores (1, 2) están sincronizados mediante un engranaje y porque al menos parte del refrigerante que pasa a través del espacio interno de los husillos rotores es empleados para lubrificar y/o refrigerar el engranaje.

13. Bomba helicoidal de compresión en seco según la reivindicación 1, caracterizada por el hecho de que, durante el funcionamiento de la bomba, el refrigerante forma una película que tiene un espesor inferior a 5 mm, preferiblemente inferior a 3 mm, particularmente inferior a 1 mm en las superficies internas del rotor.

14. Bomba helicoidal de compresión en seco según la reivindicación 1, caracterizada por el hecho de que, durante el funcionamiento de la bomba, la velocidad de los husillos rotores es superior a 5000 rpm, preferiblemente superior a 7500 rpm, particularmente superior a 10,000 rpm.