Bezeichnung : Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe Stand der Technik : Erhöhte Anforderungen an die Reinheit des Fördermediums, steigende Be- triebs- und Entsorgungskosten sowie zunehmende Verpflichtungen durch Umweltschutzvorschriften erfordern für Vakuumsysteme in zunehmendem Maße den Verzicht auf Betriebsflüssigkeiten, die mit dem Fördermedium in Berührung kommen. Diese im Schöpfraum ohne Dicht- oder Schmiermedi- en, wie Wasser oder 01, arbeitenden Maschinen werden allgemein als trok- kene, bzw. trockenverdichtende Vakuumpumpen bezeichnet. Dabei können für diese Pumpen selbstverständlich keine Zugeständnisse an die Zuverläs- sigkeit und Betriebssicherheit gemacht werden. Die Hersteller von Vakuum- systemen reagierten auf diese Anforderungen mit unterschiedlichen Lösun- gen, von denen die erfolgreichen Prinzipien ausnahmslos auf der Arbeitswei- se der 2-Wellenverdrängermaschinen beruhen. Für die Vakuumerzeugung arbeiten diese trockenverdichtenden Maschinen wegen der geforderten Kom- pressionsverhältnisse mit höheren Drehzahlen, wobei die Verdrängerrotore zur Erreichung der gewünschten Standzeit berührungslos gegeneinander im Schöpfraum mit möglichst geringem Abstand zueinander und zum umge- benden Pumpengehäuse rotieren. Unter den verschiedenen Prinzipien der trockenverdichtenden Vakuumpumpen hat sich das System der Schrauben- spindelpumpe als besonders vorteilhaft erwiesen : Zwei parallel angeordnete zylindrische Rotore mit schraubenförmig verlaufenden Nuten (Vertiefungen) auf der Zylinderfläche greifen ineinander und bilden in jeder Zahnlücke ei- nen Schöpfraum, der bei gegensinniger Drehung beider Rotore von der Saug- zur Druckseite transportiert wird. Das für die Vakuumpumpe gewünschte hohe Kompressions-verhältnis kann bei der Schraubenspindel-Vakuum- pumpe vorteilhafterweise direkt über die Anzahl der abgeschlossenen För- derkammern einfach erreicht werden.

Dieser Stand der Technik bei den trockenverdichtenden Vakuumpumpen ist aber noch von einigen schwerwiegenden Nachteilen gekennzeichnet : So erreichen die heutigen trockenen Vakuumpumpen bei weitem nicht die bisher geläufigen Qualitätswerte, wie sie von den bekannten Drehschieber- Vakuumpumpen und Flüssigkeitsringmaschinen realisiert werden. Dies be- trifft insbesondere die unbestritten hohe Zuverlässigkeit und Robustheit die- ser Vakuumpumpen, die Kompaktheit, sowie vordringlich die niedrigen Her- stellkosten. Die Ursache dieser Schwierigkeiten liegt ursächlich in dem meist beträchtlichen Aufwand, den heutige trockenverdichtende Vakuumpumpen zur Umsetzung der geforderten Leistungsmerkmale wie Enddruck und Saug- vermögen immer noch benötigen.

Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, eine möglichst einfache und robuste, sowie besonders preiswerte und kompakte trocken- verdichtende Vakuumpumpe zu konzipieren, um dank der trockenen Ar- beitsweise bei der Vakuumerzeugung gegenüber dem heutigen Stand der Technik deutliche Verbesserungen zu erreichen.

Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe zunächst dadurch gelöst, daß beide Verdrängerspindeln innen durchgehend hohl ausgeführt sind und ein per- manenter Kühlmittelstrom, vorzugsweise 01, direkt durch jeden der beiden Verdrängerzylinder geführt wird, um die bei der Vakuumerzeugung auftre- tende Wärmemenge aus jedem Spindelrotor kontinuierlich und zuverlässig abzuführen.

Vorteilhafterweise wird bei diesem Rotorwärmetransport der bessere Wär- meübergangskoeffizient zwischen dem Verdrängerrotormaterial und dem Kühlmedium bei gleichzeitig geringerer Rotorzylinderinnenfläche gegenüber der größeren wärmeaufnehmenden Außenoberfläche des Verdrängerrotors bei geringerem Wärmeübergangskoeffizienten zwischen dem Rotormaterial und dem Fördermedium zugunsten einer ausgeglichenen Rotorthermik aus- genutzt, so daß nach einer einfachen thermodynamischen Auslegung die aufgenommene und abgeführte Rotorwärmemenge im gewünschten Gleich- gewicht sind. Günstigerweise kann für jeden Einsatzfall das Temperatur- niveau durch Steuerung der Kühlmittelmenge gezielt eingestellt und gesteu- ert werden. Dabei ist unbedingt auf eine gleichmäßige Verteilung der Kühl- mittelmenge auf beide Verdrängerrotore durch entsprechende Überwa- chungseinrichtungen zu achten. Zur Verbesserung der Kühlwirkung sollte die Rotorinnenbohrung dabei vorzugsweise zusätzlich mit einem drehrich- tungsorientierten Innenfördergewinde ausgeführt werden, um sowohl die in- nere Wärmeaustauschfläche zwischen Verdränger und Kühlmedium als auch den Kühlmittelstrom durch entsprechende Gewindeorientierung zu verbessern. Die Drehrichtung jedes Verdrängerrotors liegt entsprechend der Pumpenförderrichtung eindeutig fest, so daß die Innengewindeorientierung der Verdrängerrotoraushöhlung genau so ausgeführt werden kann, daß ent- sprechend dieser festgelegten Rotordrehrichtung seine Kühlmitteldurch- strömung unterstützt und verstärkt wird.

Desweiteren wird vorgeschlagen, die genannten Rotorinnenbohrungen mit zusätzlicher Gewindeoption vorteilhafterweise derartig konisch auszuführen, daß zur Kühlmitteleinlaßseite der geringere und zur Kühlmittelauslaßseite der etwas größere Bohrungsdurchmesser entsteht, so daß infolge der Flieh- kraftunterstützung die Kühlmittelförderwirkung verstärkt wird, um die Ro- torkühlung noch weiter zu verbessern. Damit ist es günstigerweise auch möglich, diese Schraubenspindel-Vakuumpumpe sowohl mit senkrecht ste- hendem als auch mit waagerecht ausgerichtetem Verdrängerrotorpaar zu betreiben.

Für eine möglichst effektive Rotorkühlung wird erfindungsgemäß außerdem noch empfohlen, daß die Oberflächen der Rotorinnenbohrung derartig aus- geführt werden, wie es die Verdichtungsverlustwärmeabführung erfordert.

Denn die Verdichterleistung und damit auch die entstehende Verlustleistung ist in Längsrichtung des Verdrängerrotors nicht konstant, so daß in den Be- reichen höherer Verdichterwärmeverluste die entsprechenden Oberflächen- werte vorteilhafterweise größer gestaltet werden. Allgemein betrifft dies ins- besondere den auslaßnäheren Verdrängerrotorbereich und die Gebiete mit größerer Änderung der Arbeitskammervolumina. Desweiteren besteht die Möglichkeit, die Größe der Rotorinnenfläche zu maximieren, indem entspre- chend dem äußeren Verlauf mit den zylindrischen Nuten auch der innere hohle Verlauf dieser Kontur durch Minimierung der gesamten Rotorwand- stärke folgt. Die technische Realisierung kann beispielsweise außer der me- chanischen Bearbeitung noch durch Explosionsumformung eines entspre- chend dünnwandigen Rohres erfolgen, oder durch BIechpaketierung gemäß der EP 0 477 601 A1.

Der gesamte Kühlmittelstrom wird vorzugsweise mit einer eigenen drucker- zeugenden Pumpe definiert realisiert, so daß dieses Kühlmedium (vorzugs- weise Öl) nicht nur gezielt durch die Verdrängerhohlräume, Lagerung, spezi- eller Abdichtungselemente sowie Synchronisations- und Antriebsverzahnung geführt wird, sondern gleichzeitig auch am Gehäuse möglichst mit Schwer- kraftunterstützung gezielt vorbeigeleitet werden kann, um die aufgenomme- ne Wärmemenge wieder abzugeben. Dieser im geschlossenen Kreislauf sich ständig wiederholende Prozeß wird unterstützt durch die bekannten zusätz- lichen äußeren Möglichkeiten zum Wärmeaustausch, angefangen bei einem verrippten Gehäuse, dem geeigneten Gehäusewerkstoff, sowie vom einfachen Ventilator, bis zum zusätzlichen Wärmetauscher-Anschluß, der direkt vom Kühlmittelstrom durchströmt wird. Statt der eigenen druckerzeugenden Pumpe kann alternativ und insbesondere für kleinere Maschinengrößen die kinetische Energie der Rotordrehung ausgenutzt werden, indem am Ver- drängerrotor direkt eine eigene Ölpumpe nach den bekannten Prinzipien an- geschlossen wird.

Vorteilhafterweise wird auf diese Weise für trockenverdichtende Vakuum- pumpen eine sehr viel gleichmäßigere Temperaturverteilung in der gesamten Maschine erreicht, wie sie sonst nur bei den bekannten Drehschieber- und Flüssigkeitsringmaschinen geläufig ist. Diese möglichst gleichmäßigen Tem- peraturverhältnisse sind jedoch eine wesentliche Voraussetzung für die Ro- bustheit sowie Zuverlässigkeit einer Vakuumpumpe und gelten stets als ei- nes der wichtigsten Entwicklungsziele, die bei den heutigen trockenverdich- tenden Vakuumpumpen bisher noch nicht befriedigend erreicht wurden, weil erhebliche Betriebsfunktionsrisiken durch teilweise extreme Tempera- turunterschiede entstehen.

Zur besonders günstigen Umsetzung dieser lukrativen Rotorkühlung wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, daß jeder Verdrängerrotor 1, 2 unmittelbar stirnseitig mindestens auf der kühlmittelabführenden Rotorseite in kapse- lähnlichen Rotorelementen 4 gelagert wird, durch die auf der einen Seite das Kühlmedium in der gewünschten Menge direkt in jede der durchgehenden Verdrängerrotorbohrungen zugeführt und am anderen Ende wieder abge- führt wird. Dafür wird, wie es in der Darstellung gemäß Fig. 1 beispielhaft gezeigt ist, die Rotorlagerung 5 derart ausgeführt, daß sich der Lagerinnen- ring auf einem gehäusefesten Zapfen 6 stehend abstützt, während sich der Lageraußenring in dem kapselähnlichen Rotorelement 4 permanent mit dem Verdrängerrotor 1 bzw. 2 mitdreht. Desweiteren wird durch diese Ausfüh- rung der Rotorlagerung beidseitig unmittelbar an der Verdrängerstirnseite ein Höchstmaß an dynamischer Stabilität erreicht, indem die biegekritische Drehzahl weit jenseits der Betriebsdrehzahlen liegt, weil einerseits die Lager- abstände minimiert und andererseits die Steifigkeitswerte zwischen der La- gerung optimal erhöht sind.

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

Zur Reduzierung der Anzahl der schöpfraumseitigen Wellendurchführungen, beispielsweise für besonders schwierige Pumpeneinsatzfälle, bei gleichzeiti- ger Vermeidung einer saugseitigen Rotorlagerung kann auch die bekannte einseitige, sogenannte fliegende Rotorlagerung vorteilhaft sein. Gemäß bei- liegender Darstellung in Fig. 2 kann auch für diese Einsatzfälle die vorteil- hafte Rotorkühlung realisiert werden, indem der gehäusefeste Zapfen 6 weit in die Verdrängerrotorbohrung hineinragt und sowohl die beiden Lagerin- nenringe trägt als auch die Kühlmittelzuführung 8 übernimmt. Die erforder- liche Biegesteifigkeit dieses einseitig abgestützten Zapfens ist bei den gerin- gen Radialbelastungen einer Schraubenspindelvakuumpumpe einfach reali- sierbar, indem das untere Lager 5a einen größeren Lagerinnendurchmesser aufweist, um gleichzeitig auch die höheren Axialkräfte durch die Arbeits- druckdifferenz des Pumpenfördermediums aufzunehmen. Für kleinere Schraubenspindelmaschinen kann das obere Lager 5b beispielsweise auch als radialkompaktbauendes Nadellager oder auch als ölgeschmiertes Gleitla- ger ausgeführt werden.

Ein geringer Teil dieses Kühlstroms, vorzugsweise Öl, wird direkt zur Schmierung und Kühlung dieser Rotorlagerung genutzt, so daß für diese La- ger eine optimale Sicherheit, Zuverlässigkeit und Lebensdauer erreichbar wird. Diese Abzweigung bei der Kühlmittelzuführung 8 erfolgt beispielsweise über einen Absatz 17 im kegelförmigen Rotoreinsatzteil 16 oder über Boh- rungen 10 in den Rotorelementen, sowie mittels Ölüberlauf der Sammelrin- nen 18 als auch über Spritzöl bei der Ölrinnenentnahme per Staurohr 19, wobei mittels Dimensionierung dieser Elemente die notwendige Schmier- mittelmenge günstig eingestellt werden kann.

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

Neben dieser Kühlungsproblematik werden heutige Schraubenspindel- Vakuumpumpen überwiegend mit fliegender Rotorlagerung ausgeführt, um die saugseitige Lagerung zu vermeiden. Dieser wichtige Vorteil ist unbedingt anzustreben, ohne jedoch die Nachteile hinsichtlich Rotorkühlung und bie- gekritische Drehzahl zu übernehmen. Gleichzeitig ist es sehr erstrebenswert, die bei dieser fliegenden Verdrängerrotorlagerung auftretenden Axialkräfte aufgrund der Druckdifferenz des Fördcrmediums zu vermeiden, weil sie die maßgebende Lagerbelastung für die Zuverlässigkeit und Lebensdauer dar- stellen.

In der vorliegenden Erfindung wird diese Aufgabe durch die bei Schrauben- spindelpumpen bekannte zweiflutige Ausführung gelöst, so daß der Gasein- tritt nicht mehr stirnseitig, sondern innerhalb der Rotorlängsseite erfolgt und sich auf jeder Rotorstirnseite der auslaßseitige Druck in der Nähe des atmosphärischen Druckes einstellt. Dabei wird erfindungsgemäß vorge- schlagen, daß für größere Schraubenspindelvakuumpumpen (also mehr als etwa 100 m3/h Nennsaugvermögen) beide Verdrängerpaar-Seiten mit dem gleichem Spindelfördergewinde ausgeführt werden, so daß sich der zu för- dernde Gasstrom gleichmäßig aufteilen kann. Damit wird günstigerweise der notwendige Achsabstand und damit die Baugröße verringert, während sich die Baulänge hingegen erhöht, wodurch sich die Herstellkosten einer derar- tigen Maschine insgesamt verringern werden.

Für kleinere Schraubenspindel-Vakuumpumpen (weniger als etwa 100 m3/h Nennsaugvermögen) kann ein Verdrängerpaarteil (bei senkrechter Förder- richtung der obere Teil) lediglich als einfaches Leckage-Fördergewinde aus- geführt werden, um ausschließlich die innere Gasrückströmung aufgrund der Druckdifferenz zwischen Pumpenein- und Auslaßseite zurückzufördern.

Dabei kann dieses Leckage-Fördergewinde sowohl durch gegenseitigen Ro- toreingriff zur anderen Verdrängerspindel als auch separat als einfaches Fördergewinde im gehäusefesten Vollzylinder ausgeführt werden, vergleich- bar zum sogenannten Golubev-Gewinde.

Vorteilhafterweise werden bei dieser erfindungsgemäßen Lösung durch den Verzicht auf eine saugseitige Rotorlagerung die Vorteile der heutigen trok- kenverdichtenden Schraubenspindel-Vakuumpumpen übernommen und gleichzeitig die Nachteile hinsichtlich der erheblichen Axialkräfte für die Ro- torlagerung vermieden.

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

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

Zur Umsetzung der in dieser Erfindung beschriebenen Verdrängerspindel- kühlung muß nun das Kühlmittel, vorzugsweise Öl, permanent und sicher in den rotierende Rotorzylinderinnenfläche eingebracht und abschließend wieder abgeführt werden.

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

Da dieser rotierende Siphon nur als dynamische Dichtung wirken kann, wird zusätzlich als statische Abdichtung eine berührende Wellendichtung 27, beispielsweise der bekannte Radialwellendichtring, derartig in dem rotie- renden Rotorelement eingesetzt, daß dieser im Stillstand sicher abdichtet und bei beginnender Rotation, wenn die Siphon-Dichtung ihre Abdichtungs- aufgabe übernimmt, seine Dichtlippe aufgrund der Fliehkraftwirkung an- fängt abzuheben, so daß gleichzeitig günstigerweise ein optimaler Ver- schleißschutz entsteht.

Um die Druckdifferenz an diesem Schöpfraumwellenabdichtungssystem zu minimieren, wird auf dem äußeren Durchmesser der kapselähnlichen Ele- mente beispielsweise das zuvor beschriebene Golubev-Leckagefördergewinde 25 eingesetzt. Alternativ können, wie bereits beschrieben, auch andere Mög- lichkeiten zur Rückförderung der inneren Leckage realisiert werden. Des- weiteren sind an den kapselähnlichen Elementen stirnseitig noch weitere, vorwiegend axial wirkende Abdichtungselemente der bekannten Ausfüh- rungsformen einsetzbar. Für schwierigere Applikationen ist selbstverständ- lich der geläufige Einsatz von Sperrgas als inertes Schutzgas längs der vor- teilhaft langen Dichtungswege mit optimal geeigneten Leitwerten jederzeit günstig möglich. In den beiliegenden Darstellungen ist die Sperrgasoption als strichdoppelpunktierte Linie 32 beispielhaft eingetragen.

Der notwendige Ölaustritt erfolgt stets an der Rotorstirnseite mit den kap- selähnlichen Rotorelementen und bei vorzugsweise senkrechter Förderrich- tung günstigerweise unten, wohingegen gemäß der Darstellung in Fig. 3 die Öleinspeisung auch auf derjenigen Rotorstirnseite erfolgen kann, wo der In- nenring der Rotorlagerung direkt auf dem verlängerten Wellenende des Ver- drängerrotors sitzt. Der Abführung des Kühl- und Schmiermittels aus dem Rotorinnenzylinder kann nun entsprechend der Darstellung in Fig. 2 flieh- kraftunterstützt über eine Sammelrinne 18 mit Ablaufbohrungen inklusive einer Abzweigbohrung zur Synchronisationsverzahnung erfolgen, und/oder über ein Staurohr 19, das vom gehäusefesten Zapfen direkt in die rotorseiti- ge Sammelrinne 18 greift.

In der Darstellung gemäß Figur 1 wird der Ölaustritt vorteilhafterweise nicht nur zur Lagerschmierung, sondern gleichzeitig sowohl zur Speisung des Ab- dichtungssiphons als auch zur Schmierung der Synchronisationsverzah- nung genutzt. Im Gegensatz zum oberen Siphon rotiert bei diesem Siphon die schlanke Abdichtungsscheibe und die begrenzenden Siphonseitenwände sind gehäusefest. Damit erfolgt die notwendige Schmierung der Synchroni- sationsverzahnung besonders günstig durch den gezielten Rinnenüberlauf der Siphon-SchöpfraumweIlenabdichtung im Zahnradeingriffsgebiet des Synchronisationsgetriebes, indem die Siphonseitenwand in genau diesem Gebiet zurückgenommen wird. Diese Form der unteren Schöpfraumwellen- abdichtung bei gleichzeitiger Versorgung der Synchronisationsverzahnung entsprechend der Darstellung in Fig. 1 ist selbstverständlich auch für die fliegende Lagerausführung gemäß Fig. 2 übertragbar und geeignet.

Eine derartige Schraubenspindel-Vakuumpumpe wird vorzugsweise mit senkrecht stehendem Verdrängerrotorpaar ausgeführt, in jedem Fall wird je- doch das die Verdrängerrotore umgebende Pumpengehäuse so ausgeführt, daß der möglicherweise erforderliche Flüssigkeitsablauf schwerkraftunter- stützt aus dem Pumpenförderraum jederzeit gewährleistet ist, indem der Auslaß des Fördermediums sich stets an der geodätisch tiefstgelegenen Po- sition befindet.

Die Synchronisation der beiden Verdrängerspindeln erfolgt über ein einfa- ches, hinlänglich bekanntes ölgeschmiertes Stirnradgetriebe. Der Antrieb mit der gleichzeitig notwendigen Drehzahlerhöhung erfolgt vorzugsweise über ein größeres Stirnrad, das direkt oder über eine einfache Vorgelegestufe unmittelbar diese Synchronisationsstufe treibt. Der Antriebsmotor wird dann vorzugsweise parallel zur Spindelpumpe angeordnet. Allerdings kann der Antriebsmotor auch nicht nur für kleinere Maschinen in direkter Verlän- gerung einer Verdrängerspindel angeordnet werden, und die Drehzahlerhö- hung geschieht mittels Frequenzumformer.

Ein weiterer wesentlicher Verbesserungsansatz bei trockenverdichtenden Schraubenspindel-Vakuumpumpen gegenüber dem Stand der Technik be- steht erfindungsgemäß darin, die erforderliche Antriebsleistung zu minimie- ren, um die thermische Situation der gesamten Maschine deutlich zu entla- sten. Denn je geringer die eingebrachte Leistung ist, desto einfacher wird es, die Temperaturen in der Schraubenspindel-Vakuumpumpe mit angemesse- nem Kühlungsaufwand innerhalb vernünftiger Grenzen zu halten und im darauffolgenden Entwicklungsschritt die Baugröße und damit den Herstel- lungskosten der gesamten Maschine zu reduzieren.

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

Erfindungsgemäß erfolgt diese Abstufung nun durch die unterschiedliche Kombination zweier Faktoren der inneren Abstufung als Änderung der För- derkammervolumina entsprechend der Darstellung in Fig. 2. Dabei liegt der eine Wert zwischen 1, 5 und 2, 2 als Faktor, vorzugsweise bei etwa 1, 85 und wird technisch umgesetzt, indem bei gleichbleibendem Außendurchmesser des Verdrängerrotors die Spindelsteigung um genau diesen Faktor kontinu- ierlich verringert wird. Der zweite Wert liegt zwischen minimal 2, 0 und ma- ximal 9, 0 als Faktor, vorzugsweise bei etwa 4, 0 bis 6, 0 und wird technisch umgesetzt, indem durch eine sprunghafte Änderung der Rotorgeometriepa- rameter das Volumen einer Arbeits-/Förderkammer um genau diesen Faktor verringert wird, wobei der Verdrängerrotoraußendurchmesser und damit gleichbedeutend die Zahnnutenhöhe sowie bei größeren Werten auch die Rotorspindelsteigung zur Erreichung dieses Faktors in Kombination ent- sprechend reduziert werden.

Somit besteht jeder Spindelrotor aus 2 Fördergewindeabschnitten, wobei der eine Teil mit einer kontinuierlichen Steigungsänderung (Faktor von etwa 1, 85 zur Verringerung des Volumens einer Arbeits-/Förderkammer) bei glei- chem Rotoraußendurchmesser ausgeführt ist, während sich in dem unmit- telbar daran anschließenden zweiten Rotorspindelabschnitt sprunghaft das Volumen der Arbeits-/Förderkammer um einen Faktor vorzugsweise zwi- schen 4 und 6 verringert, indem Zahnhöhe und möglichenfalls auch die Spindelsteigung abrupt reduziert werden. Dabei ist diese Betrachtungsrei- henfolge jetzt von der Saug- zur Auslaßseite gerichtet, sie kann jedoch auch umgekehrt werden, indem zuerst die große Abstufung zwischen den Vor- zugsfaktoren von 4 und 6 erfolgt und anschließend nach einer sprunghaften Verringerung des Rotoraußendurchmessers im zweiten Spindelförderab- schnitt die kontinuierliche Steigungsänderung von etwa 1, 85 erfolgt. Selbst- verständlich ist der im Eingriff befindliche Gegenspindelrotor mit einer ent- sprechenden Geometrieänderung auszuführen.

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

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

Um die Überverdichtung bei höheren Ansaugdrücken an der Rotorposition mit der sprunghaften Volumenverringerung der Arbeits-/Förderkammern zu reduzieren, wird erfindungsgemäß desweiteren vorgeschlagen, daß auch der Verdrängerabschnitt mit dem bisher konstanten Arbeits-/Förderkammer- volumen bei weiterhin konstantem Rotoraußendurchmesser mit einer konti- nuierlichen Verringerung der Rotorsteigung ausgeführt wird. Dabei sollte dieser Wert der Steigungsänderung ebenfalls zwischen 1, 2 und 2, 2 liegen, vorzugsweise bei etwa 1, 85. Für einige Pumpeneinsatzfälle kann jedoch auch die mögliche Überverdichtung in dem Rotorabschnitt mit kontinuierlicher Steigungsänderung bei einem Wert von etwa 1, 85 unerwünscht sein, so daß in dieser Erfindung außerdem noch vorgeschlagen wird, diesen Vorzugswert auf beide Rotorabschnitte gleichermaßen zu verteilen, also beide Verdränger- abschnitte mit einer kontinuierlichen Steigungsänderung von etwa 1, 36 bis 1, 40 auszuführen.

Die bei trockenverdichtende Vakuumpumpen unvermeidbare innere Gas- leckage durch die Spalte innerhalb des Pumpenarbeitsraumes beeinträchtigt bekanntermaßen das Kompressionsvermögen dieser Maschinen. Für die Ausführung der inneren Abstufung wird nun zwecks Verbesserung des Kompressionsverhaltens erfindungsgemäß vorgeschlagen, den saugseitig er- sten Rotorabschnitt mit einer geringeren Steigungsänderung als den zweiten Rotorabschnitt auszuführen.

Desweiteren soll die Steigungsänderung zusätzlich auch einem nichtlinearen Verlauf folgen, beispielsweise einer quadratischen Funktion, so daß die Stei- gungsänderung anfänglich (von der Saugseite aus gesehen) sanfter ansteigt und sich später gegen Ende des ersten Rotorabschnittes dann wieder stärker erhöht, so daß der Quotient aus der End- zu Anfangssteigung den ge- wünschten Wert erreicht, der bei einem Wert zwischen 1, 2 und 1, 8 liegt, vor- zugsweise wird etwa 1, 5 vorgeschlagen. Für den zweiten Rotorabschnitt gilt der gleiche Ansatz zum Verlauf der Steigungsänderung mit den beiden einzi- gen Unterschieden, daß einerseits die Anfangssteigung des zweiten Rotorab- schnittes um einen Faktor zwischen 2, 0 bis maximal 8, 0 sprunghaft geringer ist als die Endsteigung des ersten Rotorabschnittes und andererseits die ebenfalls nichtlineare Steigungsänderung einen um den Faktor 1, 2 bis 1, 8 relativ höheren Quotienten aus der End- zu Anfangssteigung gegenüber dem Quotienten des ersten Rotorabschnittes aufweist, vorzugsweise wird als Ab- solutwert für den Quotienten der zweiten Steigungsänderung etwa 2, 0 vor- geschlagen. Damit ergibt sich vorteilhafterweise, daß der Druckverlauf längs des Verdrängerrotorzylinders zwischen Ein- und Auslaßposition mit einem von der Einlaßseite aus gesehen möglichst sanften Druckanstieg erfolgt und daß der kritische Übergabedruck zwischen den beiden Rotorabschnitten so- wohl hinsichtlich seiner Größe als auch bezüglich seiner Position das Kom- pressionsvermögen dieser Vakuumpumpe nicht zu sehr beeinträchtigt. Da- für muß der erste Rotorabschnitt eine hinreichende Länge aufweisen, also mindestens eine Stufenzahl von 2, 0 aufweisen.

In der Darstellung entsprechend Fig. 2 ist die Ausführung der inneren Ab- stufung beispielhaft gezeigt, indem im ersten Fördergewindeabschnitt sich die Steigung kontinuierlich von einem Wert M 1 auf den Wert M2 verändert, so daß abschließend das Volumen einer Arbeits-/Förderkammer den Wert Vi erreicht. Im Übergang der beiden Fördergewindeabschnitte wird dieses Vo- lumen Vi mindestens durch Reduzierung des Rotoraußendurchmessers sprunghaft auf den Wert V2 reduziert. Im zweiten Fördergewindeabschnitt wird dann abschließend die Spindelsteigung kontinuierlich von dem Wert ml auf den Wert m2 verringert.

Zur weiteren Verbesserung des Kompressionsverhaltens dieser trockenver- dichtenden Schraubenspindelpumpe wird erfindungsgemäß desweiteren vorgeschlagen, daß der Profilflankenverlauf folgendermaßen gestaltet wird : Üblicherweise sind die Profilflankenverläufe für beide Spindelverdrängerroto- re im Stirnschnitt identisch und entsprechen äquidistant mathematisch dem bekannten Verlauf der Zykloide. Dies hat jedoch den Nachteil, daß einerseits die kreisförmige Eingriffslinie nicht nah genug an die Schnittkante der bei- den Gehäuseinnenzylinderflächen heranreicht und andererseits die Pro- filabwälzung entsprechend dem Verzahnungsgesetz schon bei geringfügigen Änderungen des Achsabstandes, beispielsweise aufgrund von Fertigungsab- weichungen oder Temperaturdifferenzen, sehr empfindlich reagiert, weil die Zykloide im Bereich des Wälzkreisüberganges in der ersten Ableitung der Profilsteigung einen Knick aufweist, in der folgenden Ableitung also unstetig ist. Diese beiden Merkmale der Zykloide vermindern das Kompressionsver- mögen der gesamten Maschine, weil die innere Gasleckage zwischen den beiden Verdrängerrotoren damit erhöht wird. Erfindungsgemäß wird nun vorgeschlagen, daß der Profilflankenverlauf im Bereich des Wälzkreises ma- thematisch als Evolvente ausgeführt wird, also im Bereich des Wälzkreises mit einer Profilsteigungsänderung von -1 als Wert. Desweiteren wird vorge- schlagen, daß die Eingriffslinie dichter an die Gehäuseschnittkante der bei- den Innenzylinderflächen herangeführt wird, so daß die dortige innere Gas- leckage vermindert wird. Zusätzlich wird zur Verbesserung der Abdichtwir- kung zwischen den beiden Rotorspindelflanken und damit des erhöhten Kompressionsvermögens noch vorgeschlagen, daß der Flankenverlauf aus mehreren gleichzeitig im Eingriff befindlichen Profilkonturen zusammenge- setzt wird. Dazu werden gemäß dem Verzahnungsgesetz die Wälzpunktposi- tionen der entsprechenden Profilflanken übereinandergelegt, wobei eine zweifache Überlagerung meist schon ausreichend ist.

Es ist naheliegend und sei an dieser Stelle nur der Vollständigkeit halber erwähnt, daß statt einer Zweiteilung auch eine Drei- oder Mehrfachauftei- lung möglich und für einige Ausführungen, insbesondere für größere Ma- schinen, sinnvoll sein kann. Desweiteren sei noch ergänzt, daß für die Aus- führung der Rotorspindel die zweizähnige Form wegen der günstigeren Wuchtbarkeit bei gleichzeitig geringerem Baulängenbedarf zur Stufenzahler- reichung vorzuziehen ist.

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

Der Ansatz des Volumen- (genauer: Saugvermögen-) Erzeugers kann nun vorteilhafterweise dahingehend fortgeführt werden, daß diese trockenver- dichtende Schraubenspindelpumpe auch für weitere Einsatzfälle erfolgver- sprechend genutzt werden kann : Üblicherweise werden diese trockenverdichtenden Schraubenspindelma- schinen in der Vakuumtechnik zur Gasverdichtung gegenüber Atmosphä- rendruck an der Auslaßseite eingesetzt. Erfindungsgemäß kann nun diese Maschine im wesentlichen lediglich durch einfaches Auswechseln des Ver- drängerspindelpaares direkt als Wälzkolbenpumpe genutzt werden, indem die Profilsteigung drastisch erhöht wird. Bei sonst gleicher, oder zumindest ähnlicher Antriebsleistung sinkt somit die erreichbare Druckdifferenz zwi- schen Ein- und Auslaß, was jedoch genau dem Einsatzfall der Wälzkolben- vakuumpumpe entspricht. Für jeden Pumpeneinsatzfall mit seinen spezifi- schen Werten für Saugvermögen und Druckdifferenz kann somit die optimal geeignete Vakuumpumpe über ein modulares Baukastensystem der trocken- verdichtenden Schraubenspindelmaschine einfach und vorteilhaft bereitge- stellt werden.

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

Für den Abbau der beschriebenen Überverdichtung bei höheren Ansaug- drücken wird zusätzlich einfach die Umkehrung dieser Voreinlaßströmungs- richtung genutzt und wirkt so selbsttätig als Überlastschutz.

Zur Geräuschreduzierung sollten desweiteren die Auslaßkanten entspre- chend sanft gestaltet werden, indem das Öffnungsverhalten der jeweiligen Arbeits-/Förderkammer einer drehwinkelabhängigen Funktion folgt und jede sprunghafte Querschnittsänderung beim Öffnen der Arbeits-/Förderkam- mern vermieden wird.

Außerdem wird zur Geräuschminderung vorgeschlagen, durch zusätzliche Lüftungsräder 29 am auslaßseitigen Wellenende gemäß der beiliegenden Darstellung in Fig. 1 die Druckpulsationen und Gassäulenschwingungen wirkungsvoll zu stören und abzubauen.

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

Fig. 2 zeigt einen Längsschnitt durch die trockenverdichtende Schrauben- spindelpumpe mit beispielhafter Ausführung der Rotorabstufung und für ei- ne Verdrängerspindel exemplarisch die fliegende Rotorlagerung auf dem ge- häusefesten Zapfen 6 inklusive der Kühl-/Schmiermittelzuführung 8.

Fig. 3 zeigt für die Einspeiseseite des Kühl-/Schmiermittels die mögliche Rotorlagerung 5 mit dem gehäusefesten Lageraußenring und dem Lagerin- nenring auf der Rotorwelle einschließlich der Synchronisationsverzahnung 11.

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

Fig. 5 zeigt ähnlich zur Darstellung in Fig. 4 die auslaßseitige Rotorlagerung 5 in der kapselähnlichen Rotorverlängerung auf dem gehäusefesten Zapfen 6 mit rotierender Siphon-Abdichtung 20 und stehender Abdichtscheibe 21 so- wie nachgeschaltetem Radialwellendichtring 27. Die Synchronisationsver- zahnung ist auf der anderen Rotorstirnseite vorzusehen, so daß für die För- dermediumauslaßgestaltung bestmögliche Platzgestaltungsbedingungen er- reicht werden.

Fig. 6 zeigt in Abwandlung zur Darstellung in Fig. 1 für die auslaßseitige Rotorstirnseite eine andere Form zur Befestigung der Synchronisationsver- zahnung 11 an der Rotorspindel l, 2, wobei die Rotorlagerung 5 vorteilhaf- terweise direkt in der verlängerten Verdrängerspindel erfolgt.

Die genannten Ausführungen einer trockenverdichtenden Schraubenspin- delpumpe sind vorrangig für die Vakuumtechnik besonders vorteilhaft, sie gelten jedoch ebenso für andere Einsatzfälle, wenn auch mit der einzigen Einschränkung, daß diese Pumpen ausschließlich zur Gasförderung ein- setzbar sind, weil sie von einer Kompressibilität des Fördermediums ausge- hen.

Die trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe ist als Zweiwellenverdrän- germaschine zur Förderung und Verdichtung von Gasen mit einem parallel angeordneten Rotorspindelpaar l, 2 in einem geschlossenen Schöpfraum 3 mit Ein- und Auslaß ausgeführt, wobei beide Rotorspindeln innen hohl aus- geführt sind und ein Kühl-/Schmiermittel in diese Rotoraushöhlungen stän- dig zu- und abgeführt wird. Zumindest auf derjenigen Rotorstirnseite mit der Abführung des Kühl-/Schmiermittels sind im wesentlichen kapselähnliche Rotorelemente 4 vorgesehen. Die Gleit- oder Wälzlager 5 für diese Rotor- stirnseiten sützen sich einerseits auf der Innenwandung dieser kapselähnli- chen Rotorelemente und andererseits auf einem in diese Kapsel hineinra- genden, ruhenden Zapfen 6 ab. Vorteilhafterweise wird das Kühl-/Schmier- mittel an der einen Rotorseite ständig in diese Rotoraushöhlungen zugeführt und an der anderen Rotorseite ständig abgeführt, wobei die Zuführung 8 des Kühl-/Schmiermittels insbesondere über den gehäusefesten Zapfen 6 erfol- gen kann. Besondere Vorteile ergeben sich bei Verteilung und Einleitung des Kühl-/Schmiermittels über einen kegelförmigen Einsatz 16 mit einem Ab- schleuder-Absatz 17 sowie nutenförmigen Aussparungen in der Rotoraus- höhlung auf der Einführungsseite.

In einer bevorzugten Weiterbildung sind die Rotorinnenbohrungen zusätzlich mit einem drehrichtungsorientierten Innenfördergewinde 12 derartig ausge- führt, daß entsprechend der festgelegten Drehrichtung jedes Verdrängenro- tors seine Kühlmitteldurchströmung unterstützt wird.

Weitere Vorteile ergeben sich, wenn die Rotorinnenbohrungen derartig ko- nisch (13) ausgeführt werden, daß zur Kühlmitteleinlaßseite der geringere und zur Kühlmittelauslaßseite der größere Bohrungsdurchmesser entsteht.

Weiterhin ergeben sich thermische Vorteile, die Oberflächen der Rotorinnen- bohrung derartig ausgeführt werden, wie es die Abführung der Verdich- tungsverlustwärme erfordert.

Vorteilhaft ist auch, wenn die Gestaltung der Rotorinnenflächen dem äuße- ren Rotorkonturverlauf folgt.

Der Kühl-/Schmiermittelstrom wird vorteilhaft von einer eigenen drucker- zeugenden Pumpe 9 verwirklicht. Insbesondere kann der Kühl-/Schmier- mittelstrom energetisch durch die Verdrängerrotore mittels eigener Ölpumpe erzeugt werden. Durch Steuerung 14 der Kühlmittelmenge kann das Tempe- raturniveau gezielt eingestellt und reguliert werden. Insbesondere kann die Kühlmittelmenge je Verdrängerrotor überwacht und für beide Verdränger- rotore gleich eingestellt werden. Zum Wärmeaustausch wird das Kühl- /Schmiermittel vorteilhaft am Pumpengehäuse vorbeigeleitet.

Besondere Vorteile ergeben sich, wenn ein Teil des Kühl-/Schmiermittels zur Versorgung der Rotorlagerung 5 der Synchronisationsverzahnung 11 oder der Wellenabdichtungen 15 genutzt wird.

Vorteilhaft erfolgt die Rotorlagerung auf der Einführungsseite des Kühl- /Schmiermittels am Außenlagerring im gehäusefesten Seitenteil 7. Vorzugs- weise ragt bei einseitiger, fliegender Rotorlagerung jeweils ein gehäusefester Zapfen 6 in die entsprechende Verdrängerbohrung hinein und trägt beide Rotorlagerinnenringe. Weiterhin enthält der gehäusefeste Zapfen 6 bei ein- seitiger, fliegender Rotorlagerung vorzugsweise die Kühlmittelzuführung 8.

Die Axialkräfte aufgrund der Arbeitsdruckdifferenz bei einseitiger (fliegender) Rotorlagerung nimmt das abstützungsnähere Rotorlager 5a vorteilhaft auf und wird mit einem größeren Lagerinnenring ausgeführt. Insbesondere kann bei einseitiger (fliegender) Rotorlagerung das abstützungs-fernere Rotorlager 5b als radialkompaktbauendes Lager (Nadellager, Gleitlager) ausgeführt werden.

Vorteilhaft ist bei allen vorstehenden Ausführungsbeispielen, wenn auf jeder Verdrängerrotorstirnseite der auslaßseitige Druck anliegt.

Beide Verdrängerpaarseiten können mit gleichem Spindelfördergewinde aus- geführt sind. Weiterhin ist es auch möglich, eine Verdrängerpaarseite als einfaches Leckage-Fördergewinde 25 auszuführen.

Zur Abdichtung der Wellendurchführungen werden vorteilhaft Zentrifugal- Wellendichtungen eingesetzt. Weiterhin ist eine Abdichtung auch mittels ei- ner schmalen, gehäusefesten Abdichtscheibe 21 möglich, die in einen rotie- renden Siphon 20 greift, der fest mit der Verdrängerspindel l, 2 verbunden ist. Hier ist es von Vorteil, wenn der rotierende Siphon 20 seine Abdich- tungsflüssigkeit aus einem Teilstrom der Kühl-/Schmiermittel zur Verdrän- gerrotorkühlung erhält. Jedoch kann der rotierende Siphon 20 seine Ab- dichtungsflüssigkeit auch aus dem Kühl-/Schmiermittelstrom der Rotorla- gerung erhalten. Die Flüssigkeits- und Wärmeabführung für den rotierenden Siphon 20 kann vorteilhaft über ein an der Abdichtungsscheibe 21 festes Staurohr 26 erfolgen. Weiterhin kann nachgeschaltet zur Zentrifugal- Siphon-Wellendichtung ein statisch wirkender, berührender (Radial-) Wel- lendichtring 27 in dem rotierenden kapselähnlichen Rotorelement 4 einge- setzt werden. Dabei ist der Wellendichtring 27 vorzugsweise so ausgelegt, daß vor Erreichen der Betriebssdrehzahl die Dichtlippe aufgrund der Flieh- kraftwirkung abhebt. Zur Abdichtung ist es weiterhin vorteilhaft, wenn an den Schöpfraumwellenabdichtungen lange Dichtungswege mit Sperrgasopti- on und Leckagerückfördergewinde realisiert werden.

Das Kühl-/Schmiermittel wird nach dem Durchströmen der Rotorinnenflä- chen vorteilhaft in mindestens einer Sammelrinne 18 aufgefangen. Dabei kann das in der Sammelrinne 18 aufgefangene Kühl-/Schmiermittel über Bohrungen 10 gezielt weitergeleitet werden. Insbesondere kann das in der Sammelrinne 18 aufgefangene Kühl-/Schmiermittel über mindestens ein ge- häusefestes Staurohr 19, das an einem Ende in die Sammelrinne 18 greift, abgeführt werden. Das aufgefangene Kühl-/Schmiermittel kann ausserdem gezielt zur Kühlung und Schmierung der Lagerung und/oder zur Kühlung und Schmierung der Synchronisations- und Antriebsverzahnung genutzt werden. Insbesondere gilt dies auch, wenn das Kühl-/Schmiermittel nach dem Durchströmen der Rotorinnenflächen einer Zentrifugal-Wellendichtung mit stehendem Siphon 22 und einer mit der Verdrängerspindel 1, 2 rotie- renden Abdichtscheibe 23 zugeführt wird. Besondere Vorteile ergeben sich, wenn die gehäusefeste Abdichtungsseitenwand des Siphons 22 im Bereich des Synchronisationsverzahnungseingriffs zur Verzahnungsschmierung zu- rückgenommen ist.

Vorteilhaft zur Kühlung der erfindungsgemässen Schraubenspindelpumpe sind zusätzliche Lüftungsräder 29 am auslaßseitigen Wellenende vorgese- hen.

Besonders vorteilhaft ist es, wenn sich für waagerechte und senkrechte Ro- torwellenlage der Auslaß für das Fördermedium am Pumpengehäuse stets an der geodätisch tiefstgelegenen Position befindet.

Die Synchronisation der beiden Verdrängerspindeln erfolgt vorzugsweise über eine einfache Stirnradgetriebestufe 11.

Als besonders günstig hat sich erwiesen, wenn das Verdrängerspindelrotor- paar aus mindestens zwei Fördergewindeabschnitten besteht, die durch die Kombination von mindestens zwei Faktoren zueinander abgestuft sind, wo- bei mindestens eine kontinuierliche Steigungsänderung bei gleicher Zahn- höhe mit mindestens einer sprunghaften Änderung der Förderkammer- volumina bei geringerer Zahnhöhe zusammenwirken. Insbesondere kann der innere Abstufungsfaktor für die kontinuierliche Steigungsänderung zwischen 1, 5 und 2, 2 liegen, vorzugsweise bei 1, 85, und der sprunghafte Abstufungs- faktor zwischen 2. 0 und 9, 0 liegen, vorzugsweise zwischen 4 und 6. Weiter- hin können beide Fördergewindeabschnitte mit einer kontinuierlichen Stei- gungsänderung abgestuft sein und zwischen diesen beiden Fördergewinde- abschnitten eine sprunghafte Änderung des Arbeitskammervolumens erfol- gen. Besonders vorteilhaft ist es, wenn die kontinuierliche Steigungsände- rung im saugseitig ersten Fördergewindeabschnitt geringer als die kontinu- ierliche Steigungsänderung im darauffolgenden Fördergewindeabschnitt.

Insbesondere kann die kontinuierliche Steigungsänderung einem nichtlinea- ren Verlauf folgen. Dabei hat sich als vorteilhaft erwiesen, wenn der Ver- drängerrotoraußendurchmesser im Bereich des sprunghaften Überganges zwischen den Fördergewindeabschnitten bis auf knapp unterhalb der Höhe des Wälzkreisdurchmessers reduziert wird.

In einer vorteilhaften Weiterbildung der erfindungsgemässen Schrauben- spindelpumpe ist eine Überdrucksicherung 28 vorgesehen.

Bezüglich des Profilflankenverlaufs im Bereich des Wälzkreises hat es sich als vorteilhaft erwiesen, wenn dieser mathematisch als Evolvente ausgeführt wird. Vorzugsweise wird die Flankenprofileingriffslinie nahe an die Gehäuse- schnittkante der beiden Innenzylinderflächen herangeführt. Dabei kann der Flankenverlauf aus mehreren gleichzeitig im Eingriff befindlichen Profilkon- turen zusammengesetzt werden.

Durch eine deutliche Erhöhung der Spindelsteigung kann diese trockenver- dichtende Schraubenspindelpumpe als Wälzkolbenpumpe genutzt werden.

Weiterhin kann zur Gaskühlung der Voreinlaß eingesetzt werden. Durch Umkehrung der Voreinlaßströmungsrichtung können die Voreinlaßgaszu- Führungen als Überlastschutz genutzt werden.

Besondere Vorteile, insbesondere bezüglich der Geräuschentwicklung, erge- ben sich, wenn das Öffnungsverhalten der jeweiligen Arbeits-/Förder- kammer einer drehwinkelabhängigen Funktion folgt und jede sprunghafte Querschnittsänderung beim Öffnen der Arbeits-/Förderkammern vermieden wird.