Trockenverdichtende Kompressoren gewinnen in der industriellen Verdichtertechnik verstärkt an Bedeutung, denn durch zunehmende Verpflichtungen bei Umweltschutz- Vorschriften und steigende Betriebs- und Entsorgungskosten sowie erhöhte Ansprüche an die Reinheit des Fördermediums werden die bekannten nasslaufenden Verdichter, wie Flüssigkeitsringmaschinen, Drehschieberpumpen und Öl- oder Wasser-eingespritzte Schraubenkompressoren , immer häufiger durch trockenverdichtende Maschinen 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 Wirkungsgrad immer noch nicht erreichen.

Zur Verbesserung dieser Situation bieten sich die bekannten trockenverdichtenden

Spindelkompressoren an, weil sie als typische 2-Wellenverdrängermaschinen ein hohes Kompressionsvermögen einfach dadurch realisieren, dass sie die nötige Mehrstufigkeit als sogen. "Fördergewinde" durch Hintereinanderschaltung mehrerer abgeschlossener Arbeitskammern über die Anzahl der Umschlingungen je Verdrängerrotor äußerst unkompliziert erreichen, ohne jedoch ein Betriebsfluid im Arbeitsraum zu benötigen.

Außerdem wird durch die berührungslose Abwälzung der beiden gegensinnig drehenden Spindelrotore eine erhöhte Rotordrehzahl ermöglicht, so dass bezogen auf die Baugröße gleichzeitig Nennsaugvermögen sowie Liefergrad ansteigen. Dabei können trockenverdichtende Spindelmaschinen sowohl für Anwendungen im Vakuum als auch für Überdruck eingesetzt werden, wobei der Leistungsbedarf im Überdruck naturgemäß signifikant höher ist, weil im Überdruck-Bereich mit Enddrücken deutlich über 2 bar

(absolut) bis auf 15 bar und noch höher deutlich größere Druckdifferenzen zu überwinden sind.

In der PCT-Schrift WO 00/12899 wird für eine trockenverdichtende Spindel- Verdrängermaschine 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 ständig abzuführen. In PCT/EP2008/068364 wird in Fortsetzung dieses Ansatzes das Kühlmittel mit einer internen Kühlmittel-(ÖI-)Pumpe des weiteren noch zur Kühlung des Pumpengehäuses verwendet, um in einem vorzugsweise gemeinsamen Kühlmittel-Kreislauf 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. In der Patentanmeldung DE 10 2012 009 103 wird eine hinsichtlich Minimierung der inneren Leckage und Gestaltung der Arbeitskammern verbesserte Rotorpaarung per 2-zähnigem und 3-zähnigem Spindelrotor beschrieben. Gleichwohl sind insbesondere für anspruchsvollere Anwendungen im Überdruck mit höheren Druckverhältnissen sowohl das Kompressionsvermögen als auch die

Leistungseffizienz noch zu verbessern, denn durch innere Leckagen zwischen den einzelnen Arbeitskammern gibt es immer noch zu hohe Verluste bei gleichzeitig oftmals noch unzureichender Wärmeabführung während der Verdichtung. Diese Situation gilt es zu verbessern.

Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, für trockenverdichtende 2- Wellen-Rotations-Verdrängermaschinen zur Förderung und Verdichtung gasförmiger Fördermedien für Anwendungen im Vakuum und im Überdruck mit Druckverhältnissen zwischen Einlass- und Auslass-Druck vorzugsweise größer als 3 den Wirkungsgrad und das Kompressionsvermögen signifikant zu verbessern bei zugleich vereinfachter

Spindelrotor-Fertigung.

Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe gelöst durch die Merkmale des Anspruchs 1. Für Vakuum- und für Überdruck-Einsatzfälle weist bei einem trockenverdichtenden

Spindelkompressor als 2-Wellenverdrängermaschine das gegensinnig von einer äußeren, also außerhalb vom Verdichter-Arbeitsraum gelegenen, Synchronisation drehwinkeltreu angetriebene Rotorpaar bestehend aus einem 2-zähnigen Spindelrotor und einem verzahnungsmäßig eingreifenden 3-zähnigen Spindelrotor einen nicht-parallelen, also auseinanderstrebenden Achsabstand derart aufweist, dass auf der Fördergas-Einlass-

Seite der Achsabstand zwischen beiden Spindelrotoren mindestens 20%, besser 50% und für höhere Druckverhältnisse sogar mehr als doppelt so groß ist wie der Auslass-seitige Achsabstand, wobei die beiden Rotorachsen schneidend mit einem Achskreuzungswinkel γ _Σ ausgeführt werden, der ungleich Null ist und zwischen 2 und 40 Winkelgrad liegt. Die Achsversetzung a _v ist vorzugsweise null, dies hat einen Vorteil, wenn bei der konstruktiven Umsetzung der verfügbare Platz für die druckseitige Lagerung ausreicht. Die Achsversetzung a _v ist in einer Alternative vorzugsweise ungleich null wenn zur Verbesserung der konstruktiven Platzverhältnisse die beiden Rotorachsen kreuzend (auch als

"windschief" bezeichnet) mit einem Achskreuzungswinkel γ _Σ ungleich Null von 2 bis 40 Winkelgrad und mit einer Achsversetzung a _v ausgeführt werden. Vorzugsweise beträgt der Umschlingungswinkel bezogen auf den 2-zähnigen Spindelrotor mindestens 2500 Winkelgrad, vorzugsweise jedoch über 3600 Winkelgrad, günstigerweise noch mehr als 4500 Winkelgrad oder noch besser über 5400 Winkelgrad und für besonders hohe Druckdifferenzen sogar über 6300 Winkelgrad. Je höher das Kompressionsvermögen sein soll, desto größer ist der Umschlingungswinkel zu wählen. Vorzugsweise ist am

Spindeirotorpaar die Einlass-seitige Steigung um weniger als 20%, für einige Einsatzfälle noch 60% aber höchstens 120% größer ist als die Auslass-seitige Steigung. Vorzugsweise ist Einlass-seitig am 2-zähnigen Spindelrotor zur Verbesserung des Ansaugvermögens eine Abflachung am äußeren Kopfkreis-Durchmesser über eine Länge L.2zyl, die mindestens der gemittelten Start-Profilsteigungs-Länge entspricht, derart ausgebildet, dass der Einlass-seitige Kopfkegel-Neigungswinkel γ _{2Κ 0} vorzugsweise Null (also zylindrisch) ist, aber auf jeden Fall kleiner als der Kopfkegel-Neigungswinkel Y _{2k l} ist, der für mindestens 66% der Rotorprofillänge L _2z die Reduzierung der Rotoraußen-Durchmesser in Richtung zur Auslass-Seite definiert. Jeder Spindelrotor besitzt eine Innenkühlung mit dem Merkmal, dass die Strömungsrichtung des Fördermediums entgegengesetzt ist zur Kühlkonus- Strömungsrichtung des Kühlfluids, welches im Rotor-Einlass-Bereich in die jeweilige Trägerwelle zugeführt wird. Bei jedem auf seiner eigenen Trägerwelle drehfest sitzenden Spindelrotor wird dann das Kühlfluid durch die Zentrifugal-Bewegung der Spindelrotordrehung zur Einlass-Seite getrieben. Es wird dort vorzugsweise per Staurohr aus einer Auffang rinne kontinuierlich abgezapft. Dabei wird vorzugsweise ein besonders hoher Kühlfluid-Mengenstrom derart eingestellt, dass die Temperatur-Erhöhung im Kühlfluid durch die Wärmeabführung aus jedem Spindelrotor während der Verdichtung des

Fördermediums kleiner ist als 6 Grad, besser noch unter 4 Grad und idealerweise sogar unter 3 Grad gehalten wird. Vorzugsweise ist der Kühlkonus-Winkel im kleineren

Durchmesser-Bereich um mindestens 10%, besser noch 25% oder idealerweise mehr als 50% steiler ausgeführt wird als im nachfolgend vom Kühlfluid durchströmten Kühlkonus- Bereich. Dabei kann über die Spindelrotorpaar-Geomet e-Werte die thermodynamische Auslegung derart erfolgt, dass der spezifische Wärmetauscher-Kennwert (denn letztendlich ist der vorliegende Spindelkompressor sowohl Verdichter als auch zugleich

Wärmetauscher) eine Wärmetransfer-Flächen-Belastung als Kompressor-Leistung je

Arbeitsraum-Oberflächen-Größe (also die vom Fördermedium im Arbeitsraum berührten Verdichter-Arbeitsoberflächen, nämlich Rotorpaar-Fördergewinde und umhüllende Gehäuse-Innenflächen) von weniger als 50 kW je m ² und für größere Maschinen (also über 55 kW) noch unter 30 kW je m ^z und bei höheren Wirkungsgrad-Anforderungen sogar weniger als 20 kW je m ² aufweisen. Die drei Merkmale des Kennzeichenteils, nämlich a) die Zähnezahl Relation 2 zu 3; b) die Schrägstellung der Rotorachsen und c) die Rotorinnenkühlung wirken wechselseitig zusammen, es kommt zu einer Synergie. Durch die Zähnezahl-Relation wird eine hohe Kompression erreicht. Die Abführung der Wärme, insbesondere Kompressionswärme, wird durch das Kühlfluid bewirkt, das in jeden konisch hohlen Spindelrotor eingeführt wird. Die Zufuhr des Kühtfluids erfolgt nun im auslassseitigen Bereich und damit entgegengesetzt zur Strömungsrichtung des Fördermediums. Das Kühlfluid wird im einlassseiligen Bereich wieder abgeführt, es wird vorzugsweise über ein Staurohr abgeführt. Aufgrund der Schrägstellung der Rotorachsen kann die konische Ausbildung der Spindelrotoren in weiten Grenzen variiert und den jeweiligen Erfordernissen angepasst werden. Mit dieser Lösung wird nun

vorteilhafterweise erreicht, dass das jeweils kälteste Kühlfluid zuerst denjenigen Rotor- Bereich trifft und kühlt, wo die höchsten Temperaturen vorliegen. Am auslassseitigen Bereich ist wegen der dort höchsten Fördergastemperaturen die Kühlwirkung am größten. Vorzugsweise steht sowohl die Kühlfluid-Zuführung, als auch die Kühlfluid-Abführung sowie außerdem gegebenenfalls auch noch der umhüllende Ölvorratsraum unter atmosphärischem Druck, vorzugsweise Außendruck ± 10%. Dieses Merkmal wird in der Praxis sehr geschätzt, weil der Aufwand zur Ausführung und Genehmigung druckfester Ausführungen entfällt.

Dabei kann die Ausgestaltung der Fördergewinde-Profilflanken an beiden Spindelrotoren derart erfolgen, dass in jeder Stirnschnittebene innerhalb der Rotorprofil-Gewindelänge L.3z am 3-zähnigen Spindelrotor ein Kopfkreis-Radius r.3KK mit den jeweiligen Kopfendpunkten E.3a, E.3b, E.3c, E.3d, E.3e und E.3f derart gewählt wird, dass für mindestens 80% der Rotorprofil-Gesamtlänge L.3z folgende Bedingung erfüllt ist:

0,42-ä(z) < r.3KK(z) < 0,72-ä(z) mit ä(z) als jeweiliger Achsabstand zur entsprechenden Paarung der Stirnschnitt-Ebenen beider Rotore. Weiterhin kann in jeder Stirnschnittebene innerhalb der Rotorprofil-Gewindelänge L2z am 2-zähnigen Spindelrotor ein Kopfkreis- Radius r.2KK mit den jeweiligen Kopfendpunkten E.2a, E.2b, E.2c und E.2d derart gewählt werden, dass für mindestens 80% der Rotorprofil-Gesamtlänge L2z folgende Bedingung erfüllt ist: 0,25-ä(z) < r.2KK(z) < 0,52-ä(z) und zugleich mit der zusätzlichen Bedingung: (r.3KK(z) + r.2KK(z)) > 1 ,05-ä(z) als ineinandergreifende

Rotorpaarung.

Bei der Einlass-seitigen Stirnseite des 2-zähnigen Spindelrotors ist vorzugsweise eine angeschrägte Referenz-Anschlagfläche ausgebildet. Sie ist zur korrekten Positionierung der Verzahnungsebenen in Rotorlängs-Achsrichtung beider Spindelrotore zueinander um den Achskreuzungswinkel geneigt. Eine Minimierung des Verdrehflankenspiels in dem zur Synchronisation beider Rotore notwendigen Konuszahnradpaar kann durch axiale

Verschiebung dieser Zahnräder zueinander mit anschließender Fixierung erfolgen.

Die Axialkräfte aus dieser Synchro, -Verzahnung können insbesondere durch Wahl der Schrägungswinkel sowie der Positionierung zum Schraubungswinkei bei kreuzender Achslage gezielt zur Kompensation der Gaskräfte durch die Druckdifferenz des

Fördermediums zwischen Aus- und Einlass genutzt werden. Dies kann in Verbindung mit der bekannten Vorgelege-Getriebestufe zur Drehzahl-Erhöhung erfolgen. Für sehr hohe Enddruckwerte (abhängig von den Maschinen-Abmessungen beispielsweise für mehr als 12 bar) kann zur Reduzierung der axialen Lagerbetastung durch die hohen

Druckdifferenzen eine Druckdifferenz-Ausgleichsstufe an jedem Auslass-seitigen

Trägerwellenende realisiert werden.

Einige Fachausdrücke seien kurz erläutert:

Als Achsabstand gilt gemäß Verzahnungsgesetz je Fördergewinde- Verzahnungsebene in z- Achsrichtung der Abstand zwischen den Rotationsachsen der beiden Spindelrotore, wobei dieser Achsabstand als a(z) erfindungsgemäß zwischen dem Wert a.O am Einlass und einem gegenüber a.O kleineren Wert a.L am Auslass liegt. Dabei gehört die entstehende

Verzahnung bei kreuzenden, also "windschiefen" Drehachsen bekanntlich nicht mehr zu den Wälz- sondern zu den Schraubgetrieben. Als "Umschlingunqswinkei" am Spindelrotor gilt die Summe aller Verdrehwinkel längs der Spindelrotorachse zwischen den einzelnen Stirnschnitt-Profilkonturen, die sich bei fortschreitendem z-Achs-Wert in Rotorlängsachsrichtung insgesamt ergeben. Wenn also der Profil-Stirnschnitt an einer z-Position z-, mit dem Profil-Stirnschnitt an der benachbarten Position z _i+ i verglichen wird, sind beide Stirnschnitte zueinander um einen gemäß der gewählten z(phi)-Funktion für genau diesen Schritt von Z; nach z _i+1 bekannten Winkel phi _f verdreht. Die Summe aller Verdrehwinkel für die Stirnschnitte längs der Spindelrotorachse ergibt den Umschlingungswinkel, der hier auf den 2-zähnigen Rotor bezogen ist, und kurz als PHI.2 bezeichnet wird. Für den 3-zähnigen Rotor ist dieser Verdrehwinkel um das Übersetzungsverhältnis als Faktor gemäß Verzahnungsgesetz anzupassen und ist bei gleicher Spindelrotorlänge somit zwangsläufig festgelegt.

Der Umschlingungswinkel ist das ausschlaggebende Maß für die Stufenzahl.

Als "Stufenzahl" gilt die Anzahl der abgeschlossenen Arbeitskammern am Spindelrotorpaar zwischen der Rotor-Einlass-Seite und Rotor-Auslass-Seite. Über Rotorlänge und gewählter z(phi)-Funktion mit Gesamt-Umschlingungswinkei PHI.2 ist eine möglichst ganzzahlige Stufenzahl anzustreben. Dabei wird vorzugsweise der PHI.2-Wert mindestens auf die nächste 10er-Stelle aufgerundet, also z. B. von 241 1 ° auf 2420°.

Eine "Arbeitskammer" ist das für das Rotorpaar geschlossene Zahnlückenvolumen, das begrenzt wird von dem umgebenden Verdichtergehäuse sowie den Spindelrotor- Profillückenflanken zwischen den gemäß Verzahnungsgesetz definierten Profi Ikontur- Eingriffen, wobei diese eingreifenden Rotorpaar-Profilflanken als berührend, also dicht mit Abstand Null, betrachtet werden. Praktisch jedoch haben die eingreifenden Rotorpaar- Profilflanken einen gewissen, wenn auch möglichst minimalen Abstand, wodurch sich eine innere Leckage-Rückströmung ergibt. Als "Arbeitskammer- Volumen auf der Einlass-Seite" gilt der Rauminhalt der saugseitig ersten abgeschlossenen Arbeitskammer, und das "Arbeitskammer- olumen auf der Auslass-Seite" ist entsprechend der Rauminhalt der letzten abgeschlossenen Arbeitskammer vor dem Fördergas-Auslass. Der Quotient dieser beiden Volumina stellt das "innere Verdichtungsverhältnis" dar. Als "höhere innere

Verdichtungsverhältnisse" sind Werte über 3 zweckmäßig festlegbar. Das Volumen einer Arbeitskammer berechnet sich aus der betreffenden Arbeitsraum-Querschnittsfläche multipliziert mit der per Spindelsteigung definierten schrittweisen Arbeitskammer- Erstreckung in Rotorlängsachsrichtung. Als "Stirnschnitt" gilt insbesondere je Spindelrotor jeder Schnitt senkrecht zur Spindelrotor- Drehachse, die vorzugsweise als z-Achse festgelegt wird, so dass der Stirnschnitt in der x-y-Ebene des rechtwinkligen kartesischen Koordinatensystems liegt. Bei kreuzender Achslage haben die Stirnschnittebenen der beiden Spindelrotore den Achskreuzungswinkel zueinander. Als "Steigung" im Spindelrotor-Fördergewinde gilt der Längenfortschritt in

Rotorlängsachsrichtung nach genau einer Umdrehung (also 360 Winkelgrad) des

Umschlingungswinkels. Dank moderner Fertigungsmaschinen sind heute bei jedem Rotor unterschiedliche Steigungen in Rotorlängsachsrichtung realisierbar, um die Volumenkurve als Verlauf der Arbeitskammer- Volumina thermodynamisch gezielt einzustellen.

Die "äußere Synchronisation" der beiden Spindelrotore ist erforderlich, weil das Rotorpaar im Verdichter-Arbeitsraum ohne Betriebsfluid arbeitet, also "trockenverdichtend" betrieben wird, und wegen der hohen Drehzahlen folglich berührungsfrei mit möglichst geringem Flankenabstand zueinander gegensinnig dreht. Damit diese berührungsfreie Arbeitsweise des Rotorpaares ständig gewährleistet werden kann, sind die beiden Spindelrotoren ständig mit hoher, im Bereich weniger Winkelminuten genauer Drehwinkelgenauigkeit anzutreiben, was bekanntermaßen über eine äußere Synchronisation durchgeführt wird. Die weitaus häufigste Ausführung zur äußeren Synchronisation erfolgt über direkt eingreifende Zahnräder. Es gibt aber durchaus auch beispielsweise die Möglichkeit zur elektronischen Rotorpaar-Synchronisation, indem jeder Rotor von seinem eigenen Motor elektronisch drehwinkeltreu angetrieben wird.

Der "Einlass-Bereich" lässt sich über das Umschlingungswinkel-Gebiet beschreiben, mit dem Einlass-seitig die erste abgeschlossene Arbeitskammer durch fortschreitenden Verdrehwinkel entsteht. Dies geschieht bei dem 2:3-Spindelrotorpaar von der Einlass- Stirnschnitt-Seite beginnend nach 720 Winkelgrad zuzüglich dem Kopfkreisbogen- Zentriwinkel qa.KB2 auf der Einlass-Seite des 2-zähnigen Spindelrotors.

Als "Überdruck" gelten bei atmosphärischer Ansaugung Enddrücke im Betrieb als Absolut- Druckwerte von mindestens 2 bar, üblich sind meistens 8 bar bis 15 bar, aber bei hoher Stufenzahl sind auch Druckwerte von mehr als 25 bar erreichbar. Bei nicht- atmosphärischer Ansaugung verschieben sich diese Werte entsprechend.

Als "Vakuum" bzw. Unterdruck gelten Enddrücke als Absolut-Druckwerte von unter 50 mbar, besser noch unter 1 mbar und bei entsprechender Stufenzahl sogar unterhalb von 0,01 mbar absolut gegen Auslassdruck, der im atmosphärischen Druck bereich liegt.

Über die nachfolgenden Darstellungen wird die vorliegende Erfindung noch weiter erläutert. In der Zeichnung zeigen:

Fig. 1 : einen Längsschnitt durch ein nicht-paralleles Spindelrotorpaar, es handelt sich um eine vereinfachte Darstellung, die Spindelachsen, also Rotationsachsen, müssen nicht in einer gemeinsamen Ebene liegen,

Fig. 2 eine Prinzipskizze zur Erläuterung der Verzahnung für kreuzende, also

windschiefe Achsen,

Fig. 3 eine prinzipielle Darstellung in Stirnschnitt zur Erläuterung der

Profilentstehung, es handelt sich um eine vereinfachte Darstellung durch Umklappung in eine gemeinsame Ebene, Fig. 4 ein Detail aus Fig. 1 zur Erläuterung der Kühlfluid-Zuführung und einer

Staurohr-Auffangrinne, und

Fig. 5 eine Draufsicht auf ein Staurohr. Fig. 1 zeigt beispielhaft für die vorliegende Erfindung eine Schnittdarstellung durch das Spindelrotorpaar mit auseinanderstrebendem Achsabstand, wobei diese Darstellung vereinfachend ist, weil die Drehachsen (6) und (7) nicht in einer Ebene liegen müssen. Zugleich wird in dieser Zeichnung deutlich erkennbar, dass bei sich schneidender

Ausrichtung der Drehachsen der Platz bei der konstruktiven Umsetzung für die Auslass- seitige Lagerung (24) knapp wird, weil diese Auslass-Lager von Rotor und Gegenrotor einander zu nahe kommen, wobei für die Trägerwellen eine beidseitige Lagerung bei zugleich möglichst geringem Lagerabstand je Rotor wegen der erforderlich hohen

Rotordrehzahlen und der damit verbundenen biegekritischen Drehzahl als unabdingbar anzusehen ist. Die Positionierung der nötigen Synchro. -Räder (37) ist Auslass-seitig günstiger, weil die Baugröße der Zahnräder andernfalls Einlass-seitig zu groß wäre, was nicht nur wegen der enormen Umfangsgeschwindigkeiten aufwändig wäre. Damit ist wegen der Auslass-seitigen konstruktiven Platz-Bedingungen bei dieser Darstellung eine kreuzende Lage der Drehachsen günstiger, wobei deren Achsversetzung in die Nähe der beiden Spindelrotor-Auslass-Stirnseiten (36) sich als vorteilhaft zeigt. Des weiteren wird in dieser Darstellung deutlich, dass im Fördergewinde-Bereich (16 und 17) die Rotor-Außen-Durchmesser und damit auch die Fördergewinde-Profilhöhe von h.O auf h.L dem veränderlichen Achsabstand a(z) folgen, was über die erfindungsgemäß oben genannten Bedingungen bei Wahl der Kopf-Radien-Werte direkt nachvollziehbar ist. Auf diese Weise wird gegenüber dem Stand der Technik besonders vorteilhaft das gewünscht hohe innere Verdichtungsverhältnis erreicht bei zugleich höherer Stufenzahl und damit verbunden größeren Arbeitskammer-Oberflächen zur Wärmeabführung während der Verdichtung, um gemäß den Gesetzen der Thermodynamik den Wirkungsgrad der

Verdichtung über einen geringeren Polytropenexponenten zu verbessern. Durch die genannten Bedingungen bei Festlegung der Fördergewinde-Profilflanken wird zudem die innere Leckage durch Blasloch-freie Verdichtung reduziert.

Zudem verbessert die erfindungsgemäße Abflachung (21 ) am Außen-Durchmesser des 2-zähnigen Spindelrotors das Ansaugvermögen des Spindel-Kompressors und muss nicht mehr wie bisher über Änderung der Fördergewinde-Steigung erreicht werden. Dies verstärkt die Wirkungsgrad-Verbesserung. Die Kühlfiuid-Zuführung (31 ) erfolgt an jedem Einlass-seitigen Ende der Trägerwellen (4 und 5) in deren zentrale Zuführ-Bohrung, so dass eine Betriebs-abhängige Druckdifferenz- Belastung im Olvorratsraum und damit auch für die Antriebswellen-Durchführung vorteilhaft vermieden wird. Fig. 2 zeigt beispielhaft die beiden Rotor-Drehachsen (6, 7) in kreuzender (auch

"windschief genannt) Ausführung mit der Achsversetzung a.V (12) als kürzestem Abstand beider Drehachsen (und damit senkrecht zu beiden Achsen) unter dem

Achskreuzungswinkel γ _Σ (1 1 ). Vorteilhafterweise sind (wie auch hier dargestellt) der Auslass-seitige Achsabstand a.L (1.b) und die Achsversetzung a.V (12) gleich und zugleich Startpunkt auf der jeweiligen Drehachse für jeden Laufparameter z.2 und z.3 zur

Beschreibung der Verzahnungsbedingungen über die jeweiligen Stirnschnittebenen. Beim Fördergewinde für das Spindelrotorpaar handelt es sich letztendlich nur um eine

Verzahnung gemäß Verzahnungsgesetz, dass nämlich in jedem Flankenprofil-Berührpunkt die Geschwindigkeitskomponenten senkrecht zur Flankenfläche von jedem Rotor gleich sein müssen. Andernfalls würde es im Berührpunkt zum Abheben oder zur Durchdringung beider Flankenflächen kommen. Bei kreuzenden Drehachsen gemäß vorliegender Darstellung wird erkennbar, dass aus dem bisherigen Wälzgetriebe für das Spindeirotorpaar- Fördergewinde nunmehr ein Schraubgetriebe wird mit dem Allgemeinen Achsabstand ä(z) und der Momentanachse (10) [vergl. Fachbuch von Karlheinz Roth: "Zahnradtechnik, Evolventen-Sonderverzahnungen", ISBN 3-540-64236-6, Springer- Verlag 998 und Dissertation von Tsai, S.-J. "Vereinheitlichtes System evolventischer Zahnräder", TU-Braunschweig 1997].

Fig. 3 zeigt beispielhaft für die vorliegende Erfindung eine Darstellung zur

Profilausführung, wobei diese Darstellung vereinfacht ist, indem die beiden eigentlich zueinander geneigten Stirnschnittebenen je Rotor in einer gemeinsamen Ebene gezeigt sind. Gleichwohl sind die wesentlichen Merkmale zur Erzeugung der Profilflanken (38 und 39) erkennbar: Die je z-Position über den gewählten Winkel be.KB2(z) und über den ebenfalls gewählten Kopfkreisradius r.2KK(z) definierten Kopfprofil-Endpunkte E.2a, E.2b, E.2c und E.2d erzeugen bei ihrer Dreh-Bewegung mit ω.2 um ihre 2z-Rotationsachse (6) für den 2-zähnigen Spindelrotor Punkt-weise die Gegenprofilflanke (39) des 3-zähnigen Spindelrotors, der um seine 3z-Rotationsachse (7) mit ω.3 dreht, wobei beide

Rotationsachsen (6, 7) gemäß Fig. 2 per Achskreuzungswinkel γ _Σ (1 1 ) und (sofern so gewählt) Achsversetzung a.V (12) zueinander im Raum definiert sind. Die

Drehgeschwindigkeiten ω.2 und ω,3 sind selbstverständlich gemäß Übersetzungsverhältnis durch die Rotorzähnezahlen definiert. Ebenso werden bei gewähltem Kopfkreisradius r.3KK(z) über die Kopfprofil-Endpunkte E.3a, E.3b, E.3c, E.3d, E.3e und E.3f Punkt-weise die Gegenprofilflanke (38) beim 2-zähnigen Spindelrotor bestimmt, wobei die Blasloch-Freiheit insbesondere im Bereich großer Arbeitskammer- Volumen-Änderungen dadurch erreicht wird, dass der Verlauf des Zentriwinkel bei Polarkoordinaten-Darstellung zu der auf diese Weise ermittelten Fördergewinde- Profilflanke (38) keine Vorzeichen-Umkehrung erfährt. Sollte diese Bedingung des monotonen Zentriwinkel-Verlaufs verletzt werden, so ist an dieser z-Position der gewählte Wert für den Kopfkreisradius r.3KK(z) so lange zu verringern, bis der Zentriwinkel-Verlauf monoton ist.

Bei der mathematischen Bestimmung der jeweiligen Gegenprofilflanke wird

geschickterweise nach dem "Prinzip der kinematischen Umkehrung" verfahren, indem jeweils der Spindelrotor mit den erzeugenden Kopfprofil-Endpunkten seinen feststehenden Gegenrotor gemäß Achskreuzungswinkel und (sofern so gewählt) Achsversetzung zueinander im Raum umläuft, so dass für diese Betrachtung der eigentlich Gehäuse-feste Achsabstand rotiert. Der ortsfeste Betrachter sieht dann für "seinen" stehenden Rotor das jeweilige Gegenprofil entstehen.

In Fig. 4 ist detailliert zu Fig. 1 die Einlass-seitige Kühlfluid-Zuführung (13) über das Gehäuse-feste Zuführ-Rohr (40) zu sehen, von dem das Kühlfluid (meist Öl) in die zentrale Bohrung jeder Trägerwelle gelangt, wo es wegen der Zentrifugalkräfte bei Rotation an die Bohrungswand gedrückt wird und wegen der Überlauf-Buchse (41 ) zwingend über die Übergabe-Bohrungen (42) gemäß Fig. 1 zum Innenkonus des jeweiligen Spindelrotors gelangt. Dort wird es zentrifugal-bedingt gemäß Strömungsrichtung (14) zum Einlass- seifigen Rotorende gelangen und sich dort in einer rotorfesten und abgedichteten

Auffangrinne (28) als rotierender Fluidring (27) ansammeln, um dort über gestellfeste Staurohre (29) abgezapft zu werden. Über den gestell-festen Sammelraum (30) gelangt das Kühlfluid per Abführung (31 ) in den Ölvorratsraum, der hier nicht dargestellt ist.

Fig. 5 zeigt in einem Schnitt senkrecht zur Drehachse in einer Draufsicht die Arbeitsweise für das aufgeschnittene Staurohr (29), dessen Öffnungen in den rotierenden Kühlfluid- Sammelring (27) hineinragen. Dabei treibt die kinetische Energie des rotierenden

Kühlfluidrings (27) das Kühlfluid über die Staurohre (29) in den feststehenden Sammelraum (30). Indem für das Spindelrotorpaar nur eine Drehrichtung zulässig und eindeutig definiert ist, müssen die Staurohre (29) auch nur in eine Richtung zeigen. Dabei ist die Größe der Staurohr-Öffnungs-Querschnitte so zu gestalten, dass stets eine sichere Abführung der Kühlfluidmenge gewährleistet ist, also vorsichtshalber überdimensionieren. Neben den Staurohr-Öffnungs-Querschnitten ist daher auch die Staurohr-Anzahl zu erhöhen, die zwecks sicherer Abschöpfung vorteilhafterweise auch noch zueinander axial versetzt angeordnet werden. Für einfachere Applikationen kann diese Staurohr-Lösung auch durch einfache Kühlfluid- Auffangkissen als simple (Stahl-)Wolle-Pakete (Anhäufungen) ersetzt werden.

Bezu gszeichen l iste : Achsabstand a(z) als nicht-paralleler, also auseinanderstrebender Abstand je Verzahnungsebene in z-Achsrichtung zwischen den Rotationsachsen der beiden

Spindelrotore innerhalb der Grenzwerte:

1.a Einlass-seitiger Achsabstand a.O als größter Fördergewinde- Verzahnungs-Abstand

1.b Auslass-seitiger Achsabstand a.L als kleinster Fördergewinde- Verzahnungs-Abstand 2-zähniger Spindelrotor, kurz als "Rotor-2" bezeichnet, mit der Fördergewinde- Gesamtlänge L.2z 3-zähniger Spindelrotor, kurz als "Rotor-3" bezeichnet, mit der Fördergewinde- Gesamtlänge L.3z Trägerwelle für den Rotor-2, die drehfest mit dem Rotor-2 verbunden ist

(vorzugsweise aufgepresst)

mit zentraler Kühlfluid-Zuführ-Bohrung Trägerwelle für den Rotor-3, die drehfest mit dem Rotor-3 verbunden ist

(vorzugsweise aufgepresst)

mit zentraler Kühlfluid-Zuführ-Bohrung Rotationsachse für den Rotor-2 mit der Winkelgeschwindigkeit ω.2, 2z- Rotationsachse Rotationsachse für den Rotor-3 mit der Winkelgeschwindigkeit ω.3

entgegengerichtet zu ω.2 unter Einhaltung der Verzahnungs-Übersetzung zwischen dem 2-zähnigen und dem 3-zähnigen Rotor, 3z-Rotationsachse Rotorinnen-Fluidkühlung für den Rotor-2 gemäß PCT-Schrift WO 00/12899 Rotorinnen-Fluidkühlung für den Rotor-3 gemäß PCT-Schrift WO 00/12899

Momentan-Achse der Spindelrotorpaar- Verzahnung bei kreuzenden Drehachsen Achskreuzungswinkel γ _Σ Achsversetzung a _v Kühlfluid-Zuführung Kühlfiuid-Strömungsrichtung im Kühlkonus von jedem Rotor Strömungsrichtung des Fördermediums Fördergewinde des Rotors-2 Fördergewinde des Rotors-3 Fördergewinde-Eingriffsgebiet für das Spindelrotorpaar Kopfkegel-Neigungswinkel γ _{3Κ L} am Rotor-3 Kopfkegel-Neigungswinkel γ _2ΚΧ am Rotor-2 Einlass-seitige Abflachu _{ng a} m äußeren Kopfkreis-Durchmesser unter dem

Neigungswinkel γ _{2Κ 0} für die Länge L.2zyl am Rotor-2 Referenz-Positionsfläche wahlweise ausgeführt als:

22. a Referenz-Positionsfläche an der Einlass-Stirnseite vom Rotor-2 oder 22. b Referenz-Positionsfläche an der Einlass-Stirnseite vom Rotor-3 Einlass-seitige Rotorlagerung Auslass-seitige Rotorlagerung Wellenabdichtung für den Kompressor-Arbeitsraum neutraler Raum zwischen ölfreiem Kompressor-Arbeitsraum und ölgeschmiertem Lagerungs-Raum rotierender Kühlfluid-Sammel-Ring, von den Zentrifugalkräften in der Auffangrinne (28) gehalten Staurohr-Auffangrinne, drehfest mit jedem Spindelrotorkörper rotierend Staurohr, feststehend und Gehäuse-ortsfest mit Abführungs-Hohlräumen Kühlfluid-Sammelraum, feststehend und Gehäuse-ortsfest Kühlfluid-Abführung Gegenprofil-erzeugende Kopfendpunkte am Rotor-2,

namentlich die Punkte E.2a, E.2b, E.2c und E,3d gemeinsam auf Kreis mit Radius r.2KK(z) Gegenprofil-erzeugende Kopfendpunkte am Rotor-3,

namentlich die Punkte E.3a, E.3b, E.3c, E.3d, E.3e und E.3f gemeinsam auf Kreis mit Radius r.3KK(z) Einlassraum für das Fördermedium Auslassraum für das Fördermedium Spindelrotor-Auslass-Stirnseite Konuszahnradpaar (auch "Beveloid" genannt) zur Synchronisation für das

Spindelrotorpaar Fördergewinde-Profilflanken am Rotor-2, erzeugt durch die Kopfendpunkte vom Rotor-3 Fördergewinde-Profilflanken am Rotor-3, erzeugt durch die Kopfendpunkte vom Rotor-2 Gehäuse- / ortsfestes Kühlfluid-Zuführ-Rohr Trägerwellen-feste Überlauf-Buchse Kühlfluid-Übergabe-Bohrungen