TROCKENE SCHRAUBENPUMPE MIT INNERER VERDICHTUNG

Beschreibung

[0001] Die Erfindung bezieht sich auf eine Verdrängerpumpe mit innerer Verdichtung nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.

Stand der Technik:

[0002] Trockenverdichtende Pumpen gewinnen in der industriellen Verdichtertechnik verstärkt an Bedeutung, denn durch zunehmende Verpflichtungen bei Umweltschutzvorschriften und steigende Betriebs- und Entsorgungskosten sowie erhöhte Anforderungen an die Reinheit des Fördermediums werden die bekannten nasslaufenden Pumpensysteme, wie Flüssigkeitsringmaschinen, Drehschieberpumpen und Öl- oder Wasser-eingespritzte Schraubenkompressoren, immer häufiger durch trockenverdichtende Pumpen ersetzt. Zu diesen Maschinen gehören trockene Schraubenverdichter, Klauenpumpen, Membranpumpen, Kolbenpumpen, Scroll-Maschinen sowie Wälzkolbenpumpen. Diesen Maschinen ist jedoch gemeinsam, dass sie die heutigen Ansprüche hinsichtlich Zuverlässigkeit und Robustheit sowie Baugröße und Gewicht bei gleichzeitig niedrigem Preisniveau und befriedigendem Verdichter-Wirkungsgrad immer noch nicht erreichen.

[0003] Zur Verbesserung dieser Situation bieten sich die bekannten trockenverdichtenden Schraubenspindelpumpen an, weil sie als typische 2-Wellenverdrängermaschinen ein hohes Kompressionsvermögen einfach dadurch realisieren, dass sie die notwendige Mehrstufigkeit als sogen. "Fördergewinde" durch Hintereinanderschaltung mehrerer abgeschlossener Arbeitskammern über die Anzahl der Umschlingungen je Verdrängerrotor äußerst unkompliziert erreichen. Zudem wird durch die berührungslose Abwälzung der beiden gegensinnig drehenden Schraubenspindelrotore eine erhöhte Rotordrehzahl ermöglicht, so dass bezogen auf die Baugröße gleichzeitig Nennsaugvermögen sowie Liefergrad ansteigen.

[0004] In der PCT-Schrift WO 00/12899 wird für eine trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe eine einfache Rotorkühlung beschrieben, indem in eine konisch Rotorbohrung bei jedem Rotor ein Kühlmittel, vorzugsweise Öl, eingebracht wird, um einen Teil der während des Verdichtungsvorgangs entstehenden Kompressionswärme permanent abzuführen. In dem Schutzrecht PCT/EP2008/068364 wird in Fortsetzung dieses Ansatzes das Kühlmittel mit einer internen (Öl-) Pumpe des weiteren noch zur Kühlung des Pumpengehäuses verwendet, um in einem Kühlmittel-Kreislauf dann über einen separaten Wärmetauscher die aufgenommenen Wärmemengen aus der Verdichtung des Fördermediums sowie der Verlustleistungen derart abzuführen, dass die Abstands-Spielwerte zwischen dem Rotorpaar und dem umgebenden Pumpengehäuse für alle Betriebszustände erhalten bleiben.

[0005] Für höhere Verdichterleistungen fehlt jedoch noch eine effiziente und preiswerte Lösung, wie die pumpenspezifisch auftretenden Kräfte in axialer und radialer Richtung sowie die erforderlichen Verdichterleistungswerte möglichst effizient, zuverlässig und robust sowie preiswert minimiert werden können. So müssen heute noch bei trockenverdichtenden Schraubenkompressoren für höhere Druckwerte, beispielsweise 11 bar als Absolut-Druck, immer noch 2 Schraubenverdichter mit Zwischengaskühlung eingesetzt werden bei einem zugleich unbefriedigendem Wirkungsgrad. Der entsprechende Gesamtaufwand ist somit ein ständiges Ärgernis sowohl bei der Anschaffung durch 2 Verdichtermaschinen zuzüglich erforderlicher Zwischengaskühlung als auch im Betrieb durch den insgesamt bescheidenen Wirkungsgrad. Dies soll nachdrücklich verbessert werden.

[0006] Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, für trockenverdichtende 2-Wellen-Rotations-Verdrängermaschinen der eingangs genannten Art den Wirkungsgrad zu verbessern und die Aufwendungen auch für höhere Verdichtungsdrücke zu senken sowie die Belastung durch die Gaskräfte in axialer und radialer Richtung deutlich zu vermindern.

[0007] Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe gelöst durch die Merkmale des Anspruchs 1.

[0008] Bei einer trockenverdichtenden Schraubenspindelpumpe mit einer Rotorinnenkühlung für das Spindelrotorpaar und einer Kühlung für das die Spindelrotore umgebende Pumpengehäuse besitzt das mehrstufige Schraubenspindelrotorpaar ein ineinandergreifendes Haupt-Fördergewinde und zusätzlich ein ineinandergreifendes Neben-Fördergewinde, wobei an jedem Schraubenspindelrotor beim Haupt-Fördergewinde der Außen-Kopfkreisdurchmesser des Fördergewindes in Gasauslass-Richtung abnimmt, wohingegen der Fußkreisdurchmesser entsprechend passend ansteigt, und das zusätzliche Neben-Fördergewinde an jedem Schraubenspindelrotor mit einem Fördergewinde versehen ist, dessen Nenn-Förderrichtung entgegengesetzt ist zur Nenn-Förderrichtung am Haupt-Fördergewinde des gleichen Spindelrotors, so dass das Neben-Fördergewinde genau eine umgekehrte Förderrichtung als das Haupt-Fördergewinde besitzt.

[0009] Vorzugsweise wird das Haupt-Fördergewinde anfänglich ungefähr so lange zylindrisch für den Außendurchmesser ausgeführt, bis die einlassseitig zum Schöpfen des Fördermediums sich öffnenden und das Fördermedium einschließenden Arbeitskammern ungefähr wieder geschlossen sind. Zur Verbesserung dieses sogen. "schluckenden" Schöpfverhaltens wird ferner die eingangsseitige Steigung des Haupt-Fördergewindes bis zum Schließen dieser ansaugenden Arbeitskammern auf einen Maximalwert erhöht, um fortan in Richtung des Gasauslass-Sammelraumes zur Umsetzung des applikationsspezifisch optimalen inneren Verdichtungsverhältnisses dann wieder verringert zu werden.

[0010] Dieses sogen. "eingebaute" innere Verdichtungsverhältnis als Quotient von saugseitigen zu auslassseitigen Arbeitskammer-Volumina wird beim Haupt-Fördergewinde über den jeweiligen Polytropenexponenten dem applikationsspezifisch geltenden Betriebsdruck derart angepasst, dass der Druck in der letzten Arbeitskammer kurz vor dem Öffnen beim Gasauslass-Sammelraum praktisch dem gewünschten Verdichtungs-Auslassdruck als Betriebsdruck entspricht.

[0011] Damit werden die auslassseitigen Gas-Pulsationen minimiert und die Maschine wird leiser. Zudem werden dadurch schädliche Über- oder Unterverdichtung und folglich Leistungsverluste vermieden. Das innere sogen. "eingebaute" Verdichtungsverhältnis wird bei der Parameter-Auslegung der einzelnen Arbeitskammer-Volumina durch Änderung der Steigungs- und Durchmesser-Werte wunschgemäß ausgeführt.

[0012] Dabei wird der gehäusefeste Gaszugang für das Fördermedium derart gestaltet, dass dieser Gaseinlass zu den ansaugenden Arbeitskammern sowohl in radialer als auch in axialer Richtung erfolgt. Indem diese Maschine nur eine zulässige Drehrichtung hat, geschieht dies neben einer möglichst großzügigen Querschnittsgestaltung im Gaseinlassraum mit stirnseitig umfassendem Rotorzugang über zusätzliche gehäusefeste Einlass-Steuerkanten, die sich gezielt in einen Anfangsteil der zylindrischen Aufnahme-Bohrung für die Spindelrotore erstrecken.

[0013] Der Gasauslass-Sammelraum für das zu verdichtende Fördermedium befindet sich zwischen dem Haupt-Fördergewinde und dem Neben-Fördergewinde, wobei das Haupt-Fördergewinde in axialer Richtung eine größere Länge aufweist als das Neben-Fördergewinde. Die eigentliche Kompressor-Aufgabe zur Förderung und Verdichtung des Fördermediums mit dem gewünschten Nenn-Volumenstrom wird dabei praktisch nur vom Haupt-Fördergewinde erfüllt. Um den Leistungsbedarf gering zu halten, wird das Neben-Fördergewinde für einen deutlich geringeren Fördermengen-Volumenstrom ausgelegt, vorzugsweise mindestens Faktor 5 bis 10-fach kleiner als der Nenn-Volumenstrom des Haupt-Fördergewindes. Erfindungsgemäß wird dabei das Neben-Fördergewinde positioniert zwischen dem Gas-Auslass-Sammelraum des Haupt-Fördergewindes und den Arbeitsraum-Wellendurchführungen zum Getrieberaum, wo sich die ölgeschmierte Lagerung und die ölgeschmierten Antriebszahnräder sowie der Eintritt des Kühlmittels (Öl) in jeden der beiden Schraubenspindelrotore befinden.

[0014] Das Förderverhalten für das Neben-Fördergewinde wird erfindungsgemäß nun derart ausgeführt, dass die sich im Betrieb tatsächlich ergebende Gasströmung über dieses Neben-Fördergewinde in entgegengesetzter Richtung zur Nenn-Förderrichtung dieses Neben-Fördergewindes einstellt, so dass die resultierende, sich im Betrieb tatsächlich ergebende Gasströmung über dieses Neben-Fördergewinde vom Gasauslass-Sammelraum weggerichtet ist und in Richtung der Arbeitsraum-Wellendurchführung zum ölgeschmierten Getrieberaum weist. Diese Gasströmung stellt damit zwar eine Leckage- bzw. Verlust-Gasströmung dar, gewährleistet auf diese Weise jedoch zuverlässig die gewünschte Ölfreiheit für das Fördermedium im Pumpen-Arbeitsraum.

[0015] Zur Realisierung dieser tatsächlichen Strömungsrichtung wird das Kompressionsvermögen des Neben-Fördergewindes geringfügig schwächer als das Kompressionsvermögen des Haupt-Fördergewindes ausgeführt, indem die Auslegungsparameter für dieses Neben-Fördergewinde so gewählt werden, dass die faktische Gasströmung vom Gasauslass-Sammelraum des Haupt-Fördergewindes weggerichtet ist und in Richtung der Arbeitsraum-Wellendurchführung weist. Dazu werden beim Neben-Fördergewinde beispielsweise die jeweiligen Arbeitskammergrößen in Relation zu den Spielwerten reduziert und die Stufenzahl derart verändert, dass das tatsächlich sich ergebende Kompressionsverhalten des Neben-Fördergewindes geringfügig schwächer als das Kompressionsverhalten des Haupt-Fördergewindes ist. Die Höhe dieser Leckage- bzw. Verlust-Gasströmung über das Neben-Fördergewinde wird applikationsspezifisch festgelegt, wobei in Anwendungsfällen mit geringen Ansprüchen an die Ölfreiheit im Arbeitsraum diese Leckage-Gasströmung, die über das Neben-Fördergewinde vom Gasauslass-Sammelraum wegströmt, geringer ausgeführt wird als bei Applikationen mit hohen Anforderungen an die Ölfreiheit im Pumpen-Arbeitsraum.

[0016] Der Druck im Getrieberaum entspricht somit etwa dem Umgebungsdruck und die beiden Wellendurchführungen zum Pumpen-Arbeitsraum können als berührungsfreie Labyrinth-Abdichtung mit Hintereinanderschaltung mehrerer Abscheidekammern mit möglichst großen Puffer-Volumina ausgeführt werden.

[0017] Das Neben-Fördergewinde erhält eine Gasdurchtritts-Öffnung zwischen dem antriebsseitigen Rand des eigenen Fördergewindes und den Arbeitsraum-Wellendurchführungen zum Getrieberaum. Mit dieser Auslegungsanweisung wird eine Verölung des Arbeitsraums sicher vermieden, denn die saugseitige Lagerung der Schraubenspindelrotore wird mit lebensdauerfettgeschmierten Wälzlagern ausgeführt, für besondere Applikationen sogar als Hybrid-Lager, also mit Keramik-Kugeln auf Stahl-Lagerringen laufend.

[0018] Die Steigung des Fördergewindes wird sowohl an dem Haupt-Fördergewinde als auch an dem Neben-Fördergewinde erfindungsgemäß so ausgeführt, dass eine möglichst hohe Stufenzahl als Anzahl an Umschlingungen des Fördergewindes am Schraubenspindelrotor als sogen. "Mehrstufigkeit" erreicht wird. Diese Umschlingungsanzahl bzw. Stufenzahl zur Beschreibung dieser Mehrstufigkeit soll mindestens 800° als Winkelgrad betragen, vorzugsweise sind jedoch Werte über 1100° als Umschlingungs-Winkelgrad vorteilhafter.

[0019] Dazu werden die Flankensteigungswinkel für das Fördergewinde deutlich geringer als bei heutigen Schraubenkompressor-Verdrängerrotoren ausgeführt. Am Haupt-Fördergewinde soll der Flankensteigungswinkel für das Fördergewinde am Wälzkreis im Bereich der sich erfindungsgemäß ändernden Durchmesserwerte vorzugsweise deutlich unter 20° liegen. Unter gleichzeitiger Berücksichtigung praktischer Werkzeuge bei der Rotorfertigung liegt der Quotient von mittlerer Zahnlücken-Tiefe zu mittlerer Zahnlücken-Breite in einem Bereich zwischen 1,5 und bis zu 4 als dimensionslose Verhältniszahl. Die gesamte Länge der Spindelrotore wird möglichst lang ausgeführt, indem praktisch nur die biegekritische Drehzahl bzw. die Biegebelastung als Auslegungsgrenze genommen wird.

[0020] Es wird jedoch auch Ausführungen mit konstanter Steigung geben, wobei die innere Verdichtung dann über die erfindungsgemäße Durchmesseränderung am Haupt-Fördergewinde erreicht wird. Diese Durchmesseränderung kann linear oder über jedwede andere Funktion erfolgen.

[0021] Durch eine hohe Stufenzahl werden die Wärmeaustausch-Oberflächen vergrößert und damit der Verdichter-Wirkungsgrades verbessert, sowie das Kompressionsvermögen der Maschine erhöht und die Gaskräfte in radialer Richtung vermindert, sowie außerdem die Anforderungen an die Verdrehwinkel-Synchronisations-Genauigkeit bei der antreibenden Verzahnung vermindert.

[0022] Mit der konischen Ausführung am Haupt-Fördergewinde wird durch die größeren Wellen-Querschnitte die Biegesteifigkeit bei jedem Schraubenspindelrotor deutlich erhöht, indem zugleich auch die endseitigen Spindelrotor-Wellenenden dicker ausgeführt werden. Auf der Spindelrotor-Antriebsseite wird der Schaft der rotorfesten Zahnräder zur weiteren Verbesserung der Biegesteifigkeit zudem möglichst tief in die Kühlbohrung fest eingeführt, wobei der notwendige Durchlass für das Kühlmedium (Öl) dabei über Längsnuten in diesem eingesteckten Schaft des rotorfesten Zahnrades erfolgt.

[0023] Das Schraubenspindelrotorpaar wird vorzugsweise spiegelbildlich identisch und 2-gängig ausgeführt, besitzt also im Stirnschnitt zwei Zähne, so dass in jeder Stirnschnittebene sich stets Arbeitskammern gleichen Druckes im Gleichgewicht zueinander gegenüberliegend befinden.

[0024] Der Außen-Durchmesser für das Neben-Fördergewinde wird derartig gewählt, dass die Gaskräfte in axialer Richtung, die durch die Druckdifferenz zwischen dem Ansaugdruck am Gaseinlass und dem Verdichtungs-Enddruck am Gasauslass-Sammelraum entstehen, wirkungsvoll kompensiert bzw. von der Lagerung günstig aufgenommen werden.

[0025] Mit der permanenten Wärmeabführung über jeden Rotor-Kühlkonus und über die Kühlung für das Pumpengehäuse über das Kühlmittel (Öl), wird bereits während der Verdichtung zwischen dem Gaseinlass und dem Gasauslass wirksam Kompressionswärme abgeführt, so dass der Verdichter-Wirkungsgrad signifikant verbessert wird. Der Umfang dieser Wärmeabführung und damit die Erhöhung des Wirkungsgrades wird durch die absolute Maschinen-Größe und die Stufenzahl sowie über das Leistungsniveau per Nenn-Saugvermögen und Rotor-Drehzahl bei dem applikationsspezifisch gewünschten Druckniveau mit der Ausführung zum "eingebauten" inneren Verdichtungsverhältnis festgelegt. Dabei wird für die jeweilige Maschinengröße die Rotor-Drehzahl derart ausgeführt, dass NennSaugvermögen und Stufenzahl mit der gewünschten Wärmeabführung dem applikationsspezifischen Anforderungsprofil auch hinsichtlich der (Kosten)-Aufwendungen optimal entsprechen. So wird es entsprechend Baukasten-Ansatz erfindungsgemäße Maschinen geben, die aus Kosten-Spar-Gründen mit möglichst geringem Material-Einsatz über hohe Rotordrehzahlen die applikationsspezifischen Leistungsdaten erreichen, wobei dann die Wärmeabführung und damit der Verdichter-Wirkungsgrad ungünstiger sind, als wenn eine geometrisch größere und damit zunächst meist teurere Maschine gewählt worden wäre. Daher ist applikationsspezifisch die jeweils bestgeeignete Ausführung auszuführen.

[0026] Die Rotorinnenkühlung, vorzugsweise entsprechend PCT-Schrift WO 00/12899 als konische Rotorbohrung realisiert, in die das Kühlmittel (meist Öl) permanent eingebracht wird, erstreckt sich insbesondere im Bereich der zunehmenden Fußkreis-Durchmesser des Haupt-Fördergewindes. Dabei haben die Winkel der Konus-Kühlbohrung für die Rotor-Innenkühlung und die Winkel der sich ändernden Fußkreisdurchmesser am Haupt-Fördergewinde die gleiche Orientierung, so dass mit zunehmendem Bohrungsdurchmesser bei der konischen Rotorkühlbohrung auch der Fußkreisdurchmesser am Haupt-Fördergewinde ansteigt. Zur Verbesserung der Wärmeabführung ist der Kühlkonus-Winkel erhöhbar dank der konischen Gestaltung am Haupt-Fördergewinde mit den in gleicher Richtung laufenden Durchmesser-Änderungen.

[0027] Diese Rotorinnenkühlung reicht zudem auch für eine hinreichende Wärmeabführung am Neben-Fördergewinde, wobei der Konus-Kühlwinkel in diesem Bereich nicht mehr so steil zu sein braucht, weil das Kühlöl bereits mit hoher Geschwindigkeit für gute Wärmeübergangszahlen bei zugleich großen Kühlbohrungs-Durchmesserwerten ankommt und somit eine sichere Wärmeabführung gewährleistet ist.

[0028] Das Neben-Fördergewinde wird vorzugsweise zylindrisch ausgeführt, also mit konstanten Werten für den AUßen-Kopfkreis-Durchmesser ebenso wie für Fußkreis-Durchmesser, und kann zur Vereinfachung der Herstellung auch mit konstanter Steigung für das Fördergewinde gefertigt werden.

[0029] Zur gezielten Minderung der Gas-Temperaturen während der Verdichtung wird erfindungsgemäß außerdem vorgeschlagen, dass ein Fördermedium-Teilstrom aus einem TransportBereich mit höherem Druck abgezweigt und über einen Wärmetauscher gekühlt zu einem oder mehreren Bereichen des Haupt-Fördergewindes mit geringerem Druck wieder zurückgeführt wird. Dieser Vorgang soll als "Rückgas-Kühlung" bezeichnet werden.

[0030] Im Bereich des wieder zugeführten Fördermedium-Teilstromes wird sich durch Mischung wunschgemäß eine geringere Temperatur und auch ein höherer Druck einstellen. Daher ist für eine optimale Temperatur-Reduzierung eine möglichst gute Kühlung für diesen Teilstrom vorzusehen, was am günstigsten über den sowieso erforderlichen nachgeschalteten Gaskühler für die Druckluft unter Betriebs-Überdruck ausgeführt wird, denn am Ende des Verdichtungsvorganges muss bekanntermaßen ein nachgeschalteter Wärmetauscher die Druckluft-Temperatur deutlich absenken, um mit dieser Druckluft applikationsspezifisch die gewünschten Aufgaben problemlos erfüllen zu können.

[0031] Mit der Mischung im Bereich der Rückführung eines gekühlten Teilstromes wird auch der Druckverlauf längs der Spindelrotorachse verändert, indem ein schnellerer Druckanstieg erfolgt. Für das Kompressionsvermögen mit dem inneren "eingebauten" Verdichtungsverhältnis dieser Verdrängermaschinen-Ausführung sind daher sowohl der Steigungsverlauf als auch die Stufenzahl entsprechend diesem geänderten Druckverlauf derart anzupassen, dass am Ende der Verdichtung der Druck in der letzten geschlossenen Arbeitskammer wieder ungefähr dem Druck im Gasauslass-Sammelraum entspricht.

[0032] Der Gaskühler zur Wärmeabführung aus diesem abgezweigten Fördermedium-Teilstrom kann natürlich auch als separater Wärmetauscher ausgeführt werden, der ferner mit dem Kühlmittel betreibbar ist, das bereits zur Rotorinnenkühlung und zur Wärmeabführung für das Pumpengehäuse verwendet wird.

[0033] Die Rückführung eines gekühlten Fördermedium-Teilstromes wird über die Druckdifferenz zwischen den Zugangsstellen "angetrieben". Die Verbindungen zur Rückgas-Kühlung im Pumpenarbeitsraum müssen zur Wahrung des radialen Kräfte-Gleichgewichtes für beide Spindelrotore identisch erfolgen.

[0034] Wenn es applikationsspezifisch unterschiedliche Betriebsdrücke gibt, ist es technisch und energetisch vorteilhaft, wenn sich das innere Verdichtungsverhältnis des Kompressors diesen wechselnden Applikationsbedingungen möglichst einfach optimal anpasst, indem der Gasdruck in der letzten Arbeitskammer des Kompressors kurz vor dem Öffnen dieser Arbeitskammer am Gas-Auslass-Sammelraum möglichst gut dem Druck entspricht, der Gasauslass-seitig aktuell gerade anliegt bzw. gegenwärtig jeweils gewünscht ist. Dazu wird erfindungsgemäß durch relative Verschiebung in axialer Richtung zwischen dem Schraubenspindelrotorpaar und dem umgebenden Pumpengehäuse beim Haupt-Fördergewinde das innere Verdichtungsverhältnis des Kompressors zielkonform derart beeinflusst, dass sich dieses innere Verdichtungsverhältnis des Kompressors den applikationsspezifisch unterschiedlichen Betriebsdrücken jeweils optimal anpasst, indem sich durch diese axiale Verschiebung zwischen Schraubenspindelrotorpaar und Pumpengehäuse unterschiedlich hohe Kompressionsvermögen wegen der variablen Gasrückströmungen nur im konischen Bereich des Haupt-Fördergewindes durch die sich wegen dieser axialen Verschiebung veränderlichen Spalthöhen zwischen den Rotorköpfen und dem umgebenden Pumpengehäuse im konischen Bereich des Haupt-Fördergewindes ergeben, so dass das innere Verdichtungsverhältnis des Kompressors durch diese Verschiebung den herrschenden Bedingungen bestmöglich folgt.

[0035] Die relative Verschiebung wird durch die axialen Gasdruckdifferenz-Kräfte und/oder die Leistungsaufnahme gesteuert. Zugleich wird durch die im Gaseinlassbereich erfindungsgemäß zylindrische Gestaltung des Haupt-Fördergewindes bei der beschriebenen axialen Verschiebung eine Minderung des Nenn-Saugvermögens vermieden, weil diese axiale Verschiebung im zylindrischen Bereich praktisch keine Änderungen bei dem Gastransportvolumen bewirkt.

[0036] Die faktische Umsetzung dieser axialen Verschiebbarkeit erfolgt beispielsweise gleichsam wie die Ausführung zur saugseitigen Lagerung auch an der Festlagerung, wobei jedoch zur Wahrung der axialen Position der beiden Spindelrotore zueinander die Festlager als Einheit gemeinsam zu verschieben sind.

[0037] Alternativ kann auch beim Pumpengehäuse diese axiale Verschiebung realisiert werden, was durch die Kühlölgestaltung erleichtert wird, beispielsweise über einen axial verschieblichen Gehäuse-Einsatz.

[0038] Bei der saugseitigen Lagerung sitzt der Lageraußenring fest in einer Trägerbuchse, die in axialer Richtung verschiebbar ist, um die Loslager-Funktion stets sicher zu gewährleisten, wobei zwischen der Trägerbuchse und der Aufnahme-Bohrung im Pumpengehäuse eine Ölkammer mit beidseitiger Abdichtung vorgesehen ist, um die axiale Beweglichkeit zu erleichtern.

[0039] Fig. 1 zeigt eine beispielhafte Ausführung der vorliegenden Erfindung mit einem Schnitt durch die gesamte Schraubenspindelpumpe. Das spiegelbildlich identische Rotorpaar (1) dreht in einem Pumpengehäuse (3) mit einem Gas-Einlass (8) sowie einem Gas-Auslass-Sammelraum (9). Das Rotorpaar wird von einem Kronen- oder Kegelrad-Getriebe (12) mit Antriebswelle derart angetrieben, dass die Verdrängerrotore gegensinnig berührungslos im Pumpenarbeitsraum rotieren. Der Antriebsmotor ist nicht extra dargestellt.

[0040] Jeder Schraubenspindelrotor ist Gaseinlass-seitig in lebensdauerfettgeschmierten Wälzlagern (14) als Loslagerung und Antriebs-seitig in ölgeschmierten Wälzlagern (13) als Festlagerung zur Sicherung der axialer Rotorposition gehalten. Zwischen dem Pumpen-Arbeitsraum und dem ölgeschmierten Raum des Getriebekastens (11) befinden sich die Arbeitsraum-Wellenabdichtungen (20) für beide Spindelrotor-Wellenenden. Die Innenkühlung (2) für jeden Schraubenspindelrotor ist gestrichelt dargestellt und wird in Fig. 3 deutlicher gezeigt. Beim Schraubenspindelrotorpaar ist das ineinandergreifende Haupt-Fördergewinde (5) zwischen dem Gas-Einlass (8) und dem Gasauslass-Sammelraum (9) in vereinfachter Illustration dargestellt. Ebenso ist das Neben-Fördergewinde (7) zwischen dem Gasauslass-Sammelraum (9) und den Arbeitsraum-Wellenabdichtungen (20) mit dem Gas-Durchtritt (10) gezeigt. Beim Haupt-Fördergewinde (5) sind Nenn-Förderrichtung (21) und tatsächliche Gas-Hauptströmungsrichtung (22) gleichgerichtet vom Gaseinlass (8) zum Gasauslass-Sammelraum (9). Demgegenüber weist beim Neben-Fördergewinde (7) die Nenn-Förderrichtung (23) vom Gasdurchtritt (9) zum Gasauslass-Sammelraum (9), wohingegen die tatsächliche Gasströmung (24) über das Neben-Fördergewinde (7) in die andere Richtung als sogen. "Leckage- oder Verlust-Gasströmung" geht. Der Gasauslass-Sammelraum (9) steht unter dem Betriebs-Verdichterdruck p_u, während der Gaseinlass (8) unter dem Druck p_ein und sowohl der Gasdurchtritt (10) für das Neben-Fördergewinde (7) als auch der Raum im Getriebekasten (11) unter Umgebungsdruck, einfach als "atm." eingetragen, stehen.

[0041] Das Haupt-Fördergewinde (5) hat gut sichtbar einen zylindrischen Abschnitt (6) und einen konischen Teil mit Änderung von Kopfkreis-Durchmesser (28) und Fußkreis-Durchmesser (27). Für die kontinuierliche Kühlung während der Verdichtung wird das Kühlmittel (26), das zugleich auch Schmiermittel im Getrieberaum ist, von der Förderpumpe (19) zur Spindelrotor-Innenkühlung (2) und an den Wärmeabführungsflächen (4) des Pumpengehäuses (2) gefördert. Die darstellungsgemäß hohe Stufenzahl am Spindelrotor sorgt einerseits für das gewünscht hohe Kompressionsvermögen von p_ein auf p_ü als auch für genügend Wärmeaustauschflächen zusammen mit der Pumpengehäusekühlung, um während des Gastransportes nennenswert Verdichtungswärme abzuführen, wodurch bekanntlich der Verdichter-Wirkungsgrad wunschgemäß ansteigt.

[0042] Fig. 2 zeigt für die vorliegende Erfindung beispielhaft eine Ausführung zur gezielten Senkung der Gas-Temperaturen während der Verdichtung über die "Rückgas-Kühlung". Mit Abzweigung (29) einer Fördermedium-Teilmenge und Rückführung (31) dieser Teilmenge in den Pumpenarbeitsraum ist dabei im oberen Bereich diese Rückgas-Kühlung über einen separaten Wärmetauscher (30) dargestellt, während im unteren Bereich die in den Arbeitsraum zurückgeführte Fördermedium-Teilmenge (31) direkt von dem Fördermedium (32) abgezweigt wird, das im nachgeschalteten Kühler (33) in der Regel ohnehin gekühlt werden muss. Dabei wird dieser Kühler (33) üblicherweise mit einem externen Kühlfluid (34) betrieben, wobei es sich meist um Luft oder (seltener) um Wasser handelt. Die Rückführung (31) der gekühlten Förderstrom-Teilmenge in den Pumpenarbeitsraum erfolgt symmetrisch für beide Schraubenspindelrotore (1) an gleicher Längs-Achsposition.

[0043] Fig. 3 zeigt für die vorliegende Erfindung beispielhaft eine detailliertere Schnittzeichnung als praktisch vollständiger Konstruktionsentwurf. Dabei ist insbesondere die Darstellung zur Rotorinnenkühlung (2) genauer gezeigt, ebenso wie die Ausführung zum rotorfesten Zahnrad des Kronenrad-Antriebes (12) im Sinne einer verbesserten Biegesteifigkeit am antriebsseitigen Wellenende der Schraubenspindelrotore (1). Bei der Innenkühlung (2) ist dabei zu Darstellungszwecken lediglich auf einer Seite der konischen Kühlbohrung ein wellenförmiges Gewinde zur Erhöhung der Kühl-Oberfläche beispielhaft gezeigt. Ansonsten gilt exakt die Beschreibung entsprechend Fig.1 zur Erläuterung.

[0044] Fig. 4 zeigt detaillierter die Ausführung zur saugseitigen Lagerung (14) mit Verbesserung der gewünschten Loslager-Funktion über die in axialer Richtung verschiebbaren Trägerbuchse (15) mit ölgefülltem Aussparungsraum (16) und den Abdichtungen (17). Dabei sitzt der Lageraußenring von der saugseitigen Lagerung (14) fest in der Trägerbuchse (15). Ein potenzielles Mitdrehen der Trägerbuchse (15) kann beispielsweise über stirnseitige Stifte, die hier nicht extra dargestellt sind, verhindert werden. Normalerweise sollte jedoch die Reibung der beiden Dichtringe (17) ein unerwünschtes Mitdrehen der Trägerbuchse (15) zuverlässig verhindern. Bei der Ausführung als gepaarte Wälzlager für die saugseitige Lagerung (14) kann bekanntlich zwischen O- und X-Anordnung gewählt werden, wobei in dieser Figur der Einfachheit halber beide Ausführungen dargestellt sind.

[0045] Diese günstige Ausführung zur axialen Verschiebbarkeit ist zugleich auch nutzbar für die beschriebene Option zur relativen Axial-Verschiebung zwischen dem Schraubenspindelrotorpaar (1) und dem umgebenden Pumpengehäuse (3), indem deren Festlagerung (13) ebenso in einer verschiebbaren Trägerbuchse sitzt, wobei diese Trägerbuchse jedoch zwingend die Rotor-Festlager (13) von beiden Schraubenspindelrotoren umfassen muss.

[0046] Für die genannte und in Fig. 2 beispielhaft dargestellte "Rückgas-Kühlung" kann es gemäß Darstellung in Fig. 5 für einige Anwendungen vorteilhaft sein, die Gasmenge bei der Abzweigung (29) der Fördermedium-Teilmenge durch eine Steuerungseinrichtung (35) den jeweiligen Applikationsanforderungen gezielt anzupassen.

[0047] Im konischen Bereich der Haupt-Förderstufe (5) wird durch den Druckanstieg in Rotor-Längsachsrichtung immer noch eine in axialer Richtung wirkende Kraft erzeugt, die von der Rotor-Lagerung aufgenommen werden muss, denn der Durchmesser an der Neben-Förderstufe ist wegen der Montierbarkeit nicht beliebig vergrößerbar, um diese Axialkräfte vollständig kompensieren zu können. Insbesondere für höhere Betriebs-Überdrücke p_ü kann es nun zum Ausgleich dieser Axialbelastung sinnvoll sein, entsprechend der beispielhaften Darstellung in Fig. 6 erfindungsgemäß eine Steuergas-Förderstufe (39) zusätzlich vorzusehen, die an den beiden Einlass-seitigen Spindelrotor-Wellenenden befestigt wird. Dabei wird der Steuerdruck p_ax im Steuergas-Sammelraum (37) über eine Druck-/Mengen-Regler-Einrichtung (36) als minimaler Teilstrom (40) abgezweigt vom gekühlten Fördermedium (32) derart eingestellt, dass die resultierenden Axialkräfte das gewünscht niedrigere Belastungsniveau für die Spindelrotor-Lagerung (13) erreichen.

[0048] Die Steuergas-Förderstufe (39) hat eine Nenn-Förderrichtung (41), die entgegengesetzt zur Nenn-Förderrichtung (21) der Haupt-Förderstufe (5) weist. Dabei befindet sich die Steuergas-Förderstufe (39) in einem Steuergas-Gehäuse (38) und wird auf der einen Seite in dem Sammelraum (37) mit dem Druck p_ax und auf der anderen Seite mit dem Druck p_ein betrieben, wobei der Einlass-Druck p_ein über eine Bypass-Öffnung (42) sichergestellt wird.

[0049] Zur Abführung der Rotor-Erwärmung an der Steuergas-Förderstufe (39) wird außerdem als Option vorgeschlagen, gemäß der beispielhaften Darstellung in Fig. 6 eine in jeden Rotorabschnitt der Steuergas-Förderstufe (39) hineinragende topfförmige Kühlung (44) vorzusehen, die über den engen Kühlspalt (43) Wärme vom Rotor aufnimmt und an das Kühlmittel (39) im Kühltopf abgibt. Diese Kühlung ist in Fig. 6 beispielhaft nur an einem Rotorabschnitt der Steuergas-Förderstufe (39) detaillierter dargestellt.

[0050] Außerdem wird erfindungsgemäß noch vorgeschlagen, dass durch einen nichtlinearen Verlauf der Durchmesser-Änderung im konischen Bereich der Haupt-Förderstufe (5) die resultierenden Axialkräfte reduziert werden, indem entsprechend dem Druckanstieg längs der konischen Haupt-Förderstufe die Durchmesser-Änderung derart erfolgt, dass die axialen Arbeitskammer-Gaskräfte minimiert werden:

Dies geschieht beispielsweise, indem in einem Bereich längs der Spindelrotorachse mit höherem Druckanstieg die Durchmesser-Änderung im konischen Bereich der Haupt-Förderstufe geringer ausgeführt wird als in einem Bereich mit geringeren Druckanstieg, wo eine stärkere Durchmesser-Änderung erfolgt. Dabei wird der Verlauf der inneren Verdichtung neben der Durchmesser-Änderung noch über die Änderung der Steigung längs der Rotorachse ausgeführt.

[0051] Sowohl die Neben-Förderstufe (7) als auch die Steuergas-Förderstufe (39) seien im Folgenden als "Zusatzstufen" bezeichnet. Damit ist sowohl jede einzelne dieser Stufen gemeint als auch beide Stufen, so dass die folgenden Aussagen sowohl auf jede einzelne als auch auf beide zu beziehen sind:

Die Parameter zu den Zusatzstufen werden vorzugsweise "motorisch" ausgelegt. Dabei wird der Druckunterschied längs dem Fördergewinde dieser Zusatzstufen genutzt, um die Rotoren dieser Zusatzstufen anzutreiben. Diese Zusatzstufen wirken also nicht als Pumpe, die ein Fördermedium von einem niedrigeren auf einen höheren Druck fördern, sondern diese Zusatzstufen wirken als Motor, der das zur Verfügung stehende Gas mit höherem Druck auf ein geringeres Druckniveau entspannt und dabei die Verdrängerrotore der Zusatzstufen antreibt. Technisch erfolgt die Ausführung derart, dass die Parameter für diese Zusatzstufen so ausgeführt werden, dass die Leerlauf-Drehzahl, also die Drehzahl dieser Zusatzstufen-Verdrängerrotore ohne mechanische Verluste, oberhalb der späteren tatsächlichen Betriebsdrehzahl der Haupt-Förderstufe liegt.

[0052] Zugleich wird bei der Parameter-Auslegung die Gasmenge für jede Zusatzstufe minimiert, indem beispielsweise die Stufenzahl höher gesetzt wird und/oder die Spielwerte reduziert werden.

[0053] Die Zusatzstufen werden vorzugsweise einzähnig, auch "eingängig" genannt, ausgeführt.

Ansprüche

1. Trockenverdichtende 2-Wellen-Rotations-Verdrängermaschine zur Förderung und Verdichtung von gasförmigen Fördermedien mit einer über ein Kühlmittel (26) arbeitenden Rotorinnenkühlung (2) für das berührungslos und gegensinnig drehende Schraubenspindelrotorpaar (1) in einem Pumpengehäuse (3) sowie mit einem Gas-Einlass (8) und einem Gas-Auslass-Sammelraum (9) für das Fördermedium
dadurch gekennzeichnet, dass das Schraubenspindelrotorpaar (1) mehrstufig ausgeführt ist mit einem ineinander-greifenden Haupt-Fördergewinde (5) und zusätzlich mit einem ineinandergreifenden Neben-Fördergewinde (7) sowie mit einem Gas-Auslass-Sammelraum (9) zwischen diesen beiden Fördergewinden, wobei der Außen-Kopfkreis-Durchmesser (28) des Haupt-Fördergewindes (5) in Gasauslass-Richtung abnimmt, während der Fußkreisdurchmesser (27) des Haupt-Fördergewindes (5) entsprechend zunimmt, und dass beim Neben-Fördergewinde (7) die Nenn-Förderrichtung (23) in entgegengesetzter Richtung zur Nenn-Förderrichtung (21) des Haupt-Fördergewindes (5) ausgeführt ist.

2. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das das Neben-Fördergewinde (7) mehrstufig ausgeführt ist.

3. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass bei jedem Schraubenspindelrotor die Umschlingungsgradzahl als Winkeigradzahl, wobei 360° für eine Umdrehung gelten, sowohl für das Haupt-Fördergewinde (5) als auch für das Neben-Fördergewinde (7) mindestens größer als 800° ist.

4. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Haupt-Fördergewinde (5) auf der Seite des Gaseinlasses (8) anfänglich mit einem zylindrischen Teil (6) ausgeführt ist.

5. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Steigung am Haupt-Fördergewinde (5) in Richtung zum Gasauslass-Sammelraum (9) für das eingebaute innere Verdichtungsverhältnis abnimmt, und dass die Steigung und die Zahn-Höhe bzw. Zahnlücken-Tiefe am Haupt-Fördergewinde (5) in Richtung zum Gasauslass-Sammelraum (9) derart abnehmen, dass der Druck in der letzten Arbeitskammer unmittelbar vor dem Öffnen zum Gasauslass-Sammelraum (9) dem Druck entspricht, der am Gasauslass als Betriebsdruck herrscht.

6. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Nenn-Volumenstrom des Neben-Fördergewindes (7) um mindestens Faktor 5 bis 10-fach kleiner als der Nenn-Volumenstrom des Haupt-Fördergewindes (5) ist.

7. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Neben-Fördergewinde (7) derart ausgeführt ist, dass der tatsächliche Gasstrom (24) am Neben-Fördergewinde (7) entgegengesetzt zur Nenn-Förderrichtung (23) des Neben-Fördergewindes (7) verläuft und damit als "Leckage-Gasströmung" vom Gasauslass-Sammelraum (9) weggerichtet ist.

8. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass in Richtung ansteigender Durchmesserwerte bei der konischen Rotorinnenkühlung (2) die Fußkreis-Durchmesser am Haupt-Fördergewinde (5) ebenfalls zunehmen.

9. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Außen-Durchmesser am Neben-Fördergewinde (7) derart ausgeführt ist, dass die resultierenden Axial-Kräfte, die mit der Druckdifferenz zwischen dem Druck am Gas-Einlass (8) und dem Druck im Gasauslass-Sammelraum (9) sowie zum Umgebungsdruck am Durchtritt (10) entstehen, weitestgehend kompensiert werden und gut verträglich von der Rotorlagerung (13) aufgenommen werden.

10. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Außenring der saugseitigen Lagerung (14) in einer Trägerbuchse (15), die in axialer Richtung verschiebbar ist, sitzt.

11. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Trägerbuchse (15) und/oder die die Trägerbuchse aufnehmende Gehäusebohrung Aussparungsräume (16) besitzt, die mit Öl gefüllt und per Dichtungen (17) abgedichtet sind.

12. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass bei einigen Applikationen, beispielsweise toxische oder sonstwie gefährliche Fördermedien, der Gas-Durchtritt (10) vom Neben-Fördergewinde (7) für die "Leckage-Gasströmung" mit dem Gas-Einlass (8) verbunden wird.

13. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Abzweigung (29) einer Fördermedium-Teilmenge am Ende des nachgeschalteten Kühlers (33) für das Fördermedium erfolgt.

14. Schraubenspindelpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass im konischen Bereich der Haupt-Förderstufe (5) die Änderung der Durchmesserwerte am Fußkreis (27) bzw. am Kopfkreis (28) im Bereich mit höherem Druckanstieg längs der Spindelrotorachse geringer ausgeführt wird als in einem Bereich mit geringeren Druckanstieg längs der Spindelrotorachse, wo eine stärkere Änderung der Durchmesserwerte erfolgt, um dann auf die gewünschten Durchmesser-Werte am Gasauslass-Sammelraum zu kommen.

15. Schraubenspindelpumpe nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass die innere Verdichtung durch Änderung der Kammergröße neben der Durchmesser-Änderung noch durch Änderung der Steigung umgesetzt wird.

Claims

1. A dry-compressing dual-shaft rotary displacement machine for delivering and compressing gaseous delivery media, comprising an internal rotor cooling system (2), which operates with a coolant (26), for the contactless and counter-rotating screw spindle rotor pair (1) in a pump housing (3), and comprising a gas inlet (8) and a gas outlet collector space (9) for the delivery medium,
characterised in that the spindle rotor pair (1) is configured in multiple stages, with an intermeshing primary delivery thread (5) and additionally an intermeshing secondary delivery thread (7) and a gas outlet collector space (9) between these two delivery threads, wherein the outer tip circle diameter (28) of the primary delivery thread (5) decreases in the gas outlet direction, whereas the root circle diameter (27) of the primary delivery thread (5) increases correspondingly, and that, in the case of the secondary delivery thread (7), the nominal delivery direction (23) is configured in the opposite direction to the nominal delivery direction (21) of the primary delivery thread (5).

2. The screw spindle pump according to claim 1, characterised in that the secondary delivery thread (7) is configured in multiple stages.

3. The screw spindle pump according to any one of the preceding claims, characterised in that for each screw spindle rotor, the loop degrees as angular degrees are at least greater than 800° both for the primary delivery thread (5) as well as for the secondary delivery thread (7), wherein 360° represent one rotation.

4. The screw spindle pump according to any one of the preceding claims, characterised in that on the side of the gas inlet (8), the primary delivery thread (5) is initially configured with a cylindrical part (6).

5. The screw spindle pump according to any one of the preceding claims, characterised in that the pitch on the primary delivery thread (5) preferably decreases in the direction towards the gas outlet collector space (9) for the built-in internal compression ratio, and that the pitch and the tooth height or tooth-space depth on the primary delivery thread (5) decrease in the direction towards the gas outlet collector space (9) in such a way that the pressure in the final working chamber directly before it opens to the gas outlet collector space (9) corresponds to the pressure which exists as the operating pressure at the gas outlet.

6. The screw spindle pump according to any one of the preceding claims, characterised in that the nominal volume flow of the secondary delivery thread (7) is smaller by at least a factor of 5 to 10 than the nominal volume flow of the primary delivery thread (5).

7. The screw spindle pump according to any one of the preceding claims, characterised in that the secondary delivery thread (7) is configured in such a way that the actual gas flow (24) at the secondary delivery thread (7) runs contrary to the nominal delivery direction (23) of the secondary delivery thread (7) and is therefore, as a "leakage gas flow", directed away from the gas outlet collector space (9).

8. The screw spindle pump according to any one of the preceding claims, characterised in that the root circle diameters on the primary delivery thread (5) increase also in the direction of increasing diameter values of the conical internal rotor cooling system (2).

9. The screw spindle pump according to any one of the preceding claims, characterised in that the outer diameter on the secondary delivery thread (7) is configured in such a way that the resulting axial forces, which are produced by the pressure difference between the pressure at the gas inlet (8) and the pressure in the gas outlet collector space (9) as well as to the ambient pressure at the passage (10), are largely compensated and absorbed by the rotor bearing (13) in a highly compatible manner.

10. The screw spindle pump according to any one of the preceding claims, characterised in that the outer ring of the suction-side bearing (14) is seated in a carrier bushing (15) which can be shifted in the axial direction.

11. The screw spindle pump according to claim 10, characterised in that the carrier bushing (15) and/or the housing bore accommodating the carrier bushing comprises recessed spaces (16) that are filled with oil and sealed by seals (17).

12. The screw spindle pump according to claim 7, characterised in that in some applications, for example in the case of toxic or otherwise dangerous delivery media, the gas passage (10) of the secondary delivery thread (7) for the "leakage gas flow" is connected to the gas inlet (8).

13. The screw spindle pump according to any one of the preceding claims, characterised in that the branch-off (29) of a partial delivery medium quantity is realised at the end of the downstream cooler (33) for the delivery medium.

14. The screw spindle pump according to any one of the preceding claims, characterised in that, in the conical area of the primary delivery stage (5), the change of the diameter values on the root circle (27) or on the tip circle (28) is configured to be smaller in the area with a higher pressure increase along the spindle rotor axis than in an area with a lower pressure increase along the spindle rotor axis, where the diameter values are changed to a greater extent, in order to then arrive at the desired diameter values at the gas outlet collector space.

15. The screw spindle pump according to claim 14, characterised in that the internal compression by changing the chamber size is carried out, besides by changing the diameter, also by changing the pitch.

Revendications

1. Machine volumétrique rotative à deux arbres à compression à sec, pour le transport et la compression de milieux gazeux de transport, avec un refroidissement interne de rotor (2) travaillant par un fluide de refroidissement (26) et destiné à la paire de rotors à broche hélicoïdale (1) dans un carter de pompe (3), qui tournent sans contact et en sens inverse, ainsi qu'avec une entrée de gaz (8) et une chambre collectrice de sortie de gaz (9) pour le milieu de transport, caractérisée par le fait que la paire de rotors à broche hélicoïdale (1) est réalisée à plusieurs étages, avec un filetage transporteur principal à engrènement (5) et, en sus, avec un filetage transporteur secondaire à engrènement (7) ainsi qu'avec une chambre collectrice de sortie de gaz (9) entre ces deux filetages transporteurs, le diamètre extérieur de tête (28) dudit filetage transporteur principal (5) diminuant en direction de la sortie de gaz tandis que le diamètre de pied (27) du filetage transporteur principal (5) augmente de manière correspondante, et que, dans ledit filetage transporteur secondaire (7), la direction nominale de transport (23) est réalisée en direction opposée à la direction nominale de transport (21) du filetage transporteur principal (5).

2. Pompe à broche hélicoïdale selon la revendication 1, caractérisée par le fait que le filetage transporteur secondaire (7) est réalisé à plusieurs étages.

3. Pompe à broche hélicoïdale selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée par le fait que, dans chaque rotor à broche hélicoïdale, le nombre de degré d'enroulement en tant que nombre de degré d'angle, 360° valant pour un tour, est au moins supérieur à 800° aussi bien pour le filetage transporteur principal (5) que pour le filetage transporteur secondaire (7).

4. Pompe à broche hélicoïdale selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée par le fait que ledit filetage transporteur principal (5) commence, du côté de l'entrée de gaz (8), par une partie cylindrique (6).

5. Pompe à broche hélicoïdale selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée par le fait que le pas sur ledit filetage transporteur principal (5) diminue en direction de ladite chambre collectrice de sortie de gaz (9) pour le rapport de compression interne intégré et que le pas et la hauteur de dent ou bien la profondeur de l'entre-dents sur ledit filetage transporteur principal (5) diminuent en direction de ladite chambre collectrice de sortie de gaz (9) de telle manière que la pression dans la dernière chambre de travail correspond, immédiatement avant l'ouverture vers la chambre collectrice de sortie de gaz (9), à la pression qui règne sur la sortie de gaz en tant que pression de service.

6. Pompe à broche hélicoïdale selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée par le fait que le débit volumique nominal du filetage transporteur secondaire (7) est plus petit d'au moins un facteur compris entre 5 et 10 fois que le débit volumique nominal du filetage transporteur principal (5).

7. Pompe à broche hélicoïdale selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée par le fait que le filetage transporteur secondaire (7) est réalisé de telle manière que le courant de gaz (24) réel sur le filetage transporteur secondaire (7) s'écoule en sens opposé à la direction de transport nominale (23) du filetage transporteur secondaire (7) et est ainsi, comme « écoulement de gaz de fuite », opposé à ladite chambre collectrice de sortie de gaz (9).

8. Pompe à broche hélicoïdale selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée par le fait que, en direction de valeurs de diamètre croissantes dans le refroidissement de rotor interne conique (2), les diamètres de pied sur le filetage transporteur principal (5) augmentent eux aussi.

9. Pompe à broche hélicoïdale selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée par le fait que le diamètre extérieur sur le filetage transporteur secondaire (7) est réalisé de manière à ce que les forces axiales résultantes qui sont produites avec la différence de pression entre la pression présente sur l'entrée de gaz (8) et la pression présente à l'intérieur de la chambre collectrice de sortie de gaz (9) ainsi que par rapport à la pression ambiante sur le passage (10) soient très largement compensées et soient absorbées par le logement de rotor (13) de manière à être bien supportées.

10. Pompe à broche hélicoïdale selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée par le fait que la bague extérieure du logement côté aspiration (14) est placée dans une douille de support (15) qui est déplaçable dans la direction axiale.

11. Pompe à broche hélicoïdale selon la revendication 10, caractérisée par le fait que ladite douille de support (15) et/ou le perçage de carter recevant la douille de support présente des espaces d'évidement (16) qui sont remplis d'huile et rendus étanches par des joints d'étanchéité (17).

12. Pompe à broche hélicoïdale selon la revendication 7, caractérisée par le fait que dans certaines applications, par exemple milieux de transport toxiques ou autrement dangereux, le passage de gaz (10) du filetage transporteur secondaire (7) est relié à l'entrée de gaz (8) pour « l'écoulement de gaz de fuite ».

13. Pompe à broche hélicoïdale selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée par le fait que le prélèvement (29) d'une quantité partielle de milieu de transport se fait au bout du refroidisseur (33) pour le milieu de transport qui est monté en aval.

14. Pompe à broche hélicoïdale selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée par le fait que, dans la zone conique de l'étage de transport principal (5), le changement des valeurs de diamètre sur le cercle de pied (27) ou bien sur le cercle de tête (28) est réalisé de manière à être plus faible dans la zone avec une augmentation de pression plus élevée le long de l'axe de rotor à broche que dans une zone avec une augmentation de pression plus faible le long de l'axe de rotor à broche où un plus fort changement des valeurs de diamètre est réalisé afin de parvenir donc aux valeurs de diamètre souhaitées sur la chambre collectrice de sortie de gaz.

15. Pompe à broche hélicoïdale selon la revendication 14, caractérisée par le fait que la compression interne par une modification de la taille de chambre est réalisée, outre le changement du diamètre, encore par un changement du pas.

Zeichnung