涡旋压缩机 |
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| 申请号 | CN201210193956.9 | 申请日 | 2006-10-11 | 公开(公告)号 | CN102705235B | 公开(公告)日 | 2015-06-24 |
| 申请人 | 艾默生环境优化技术有限公司; | 发明人 | 基里尔·M·伊格纳季耶夫; 詹姆斯·F·福格特; 马桑·阿凯; | ||||
| 摘要 | 一种涡旋 压缩机 ，其具有用于动涡盘构件和静涡盘构件的 流体 压 力 偏置系统。该偏置系统可以利用来自 涡旋压缩机 的凹穴的加压气体或者它可以利用外部加压油源。在一种附加 实施例 中， 静压 轴承 位于动涡盘构件和静涡盘构件之间。 | ||||||
| 权利要求 | 1.一种压缩机，包括： |
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| 说明书全文 | 涡旋压缩机技术领域背景技术[0003] 在本领域中存在一类通称为“涡旋”机械的机器，这种涡旋机械用于移动各种类型的流体。这些机械可以配置为膨胀器、容积式发动机、泵、压缩机等，本发明的特征适用于这些机械中的任一种。然而，为了举例说明，所公开的实施例的形式是密封式制冷剂压缩机。 [0004] 总的来说，涡旋机械包括构造类似的两种螺旋式涡旋齿，每种涡旋齿分别安装在独立的端板上从而限定出涡盘构件。这两种涡盘构件以涡旋齿中的一种相对于另一种旋转地移动了180度而互相装配在一起。该机械通过使一个涡盘构件(“动涡盘”)相对于另一个涡盘构件(“定涡盘”或“静涡盘”)绕动而使相应涡旋齿的侧面之间的线接触移动，从而限定出移动式隔离的新月形流体凹穴。该螺旋的一般形式是圆的渐开线，并且运转过程中理论上来说涡盘构件之间没有相对转动；即，该运动是纯粹的曲线平移(即，本体内的任一线条都没有旋转)。流体凹穴将待处理的流体从其中设置有流体入口的涡旋机械的第一区转移至设置有流体出口的该机械的第二区。密封凹穴的容积随着其从第一区移动至第二区而改变。在任一个瞬间都会有至少一对密封凹穴；而且当某一时刻出现若干对密封凹穴时，每一对都会有不同的容积。在压缩机内，第二区比第一区的压力高从而其实体上位于该机械的中央，而第一区位于该机械外围处。 [0005] 两种类型的接触限定了涡盘构件之间的流体凹穴，涡旋齿的螺旋面或侧面之间的由径向力引起的沿轴向延伸的切线接触(“侧面密封”)，以及由轴向力引起的每个涡旋齿的平面边缘表面(“顶端”)与相对的端板之间的区域接触(“顶端密封”)。为了获得高的效率，必须对两种类型的接触进行良好的密封。 [0006] 涡旋式机械中的一个设计上的难点是关于在所有运行条件下以及在可变速机械内所有速度下实现顶端密封的技术。通常，可以通过以下方式实现，(1)采用极其精确且非常昂贵的机加工技术，(2)对涡旋齿的顶端提供螺旋式顶端密封件，不幸的是，所述顶端密封件难于装配且经常不可靠，或者(3)通过利用压缩作业流体向相对的涡盘沿轴向偏置动涡盘构件或静涡盘构件来施加轴向恢复力。 [0007] 利用轴向恢复力首先需要将两个涡盘构件中的一个安装成可相对于另一个轴向运动。当压缩机被设计为能压缩像二氧化碳之类的制冷剂的高压压缩机时，就对涡旋压缩机的轴向偏置系统及其它部件有附加的要求。 发明内容[0008] 本发明给该领域提供一种设计为有效压缩用于冷却系统的二氧化碳的高压涡旋压缩机。本发明的涡旋压缩机包括较短较厚的涡盘叶片和沿轴向对着定涡盘构件偏置的动涡盘构件。在需要时可以给该涡旋压缩机增加蒸汽注射系统以增强其功能。另外，在需要时该涡旋压缩机可以装配用于冷却和润滑的油注射系统。附图说明 [0009] 通过参阅下面的详细描述和附图将会更全面地理解本发明，附图中： [0010] 图1是根据本发明的涡旋压缩机的竖直剖面图； [0011] 图2是图1中所示涡旋压缩机的涡盘构件的放大图，图中示出了偏置系统； [0012] 图3a是图1中所示偏置系统的放大图； [0013] 图3b是根据本发明另一个实施例的偏置系统的放大图； [0014] 图4a-4c是图3a中所示涡盘构件和偏置系统的俯视图； [0015] 图5是图1中所示涡旋压缩机的涡盘构件的放大图，图中示出了加压端口； [0016] 图6是图1中所示涡旋压缩机的涡盘构件的放大图，图中示出了可选的蒸汽注射系统； [0017] 图7a-7c是图6中所示涡盘构件和蒸汽注射系统的俯视图； [0018] 图8是图1中所示涡旋压缩机的涡盘构件的放大图，图中示出了可选的高压油偏置系统； [0019] 图9是用于图8中所示压缩机的可选的油压偏置系统的油压调节器的侧视剖面图； [0020] 图10是根据本发明另一实施例的涡旋压缩机的涡盘构件的放大图； [0021] 图11a是用于本发明的动涡盘构件的受力图的俯视图； [0022] 图11b是沿径向轴线的动涡盘构件的受力图的侧视图； [0023] 图11c是沿切向轴线的动涡盘构件的受力图的侧视图； [0024] 图12是示出图10中所示动涡盘构件上的受力轨迹的俯视图； [0025] 图13是图10中所示动涡盘构件的侧视剖面图； [0026] 图14是图10中所示动涡盘构件的俯视图； [0027] 图15是图10中所示静涡盘构件的侧视剖面图； [0028] 图16是图10中所示静涡盘构件的俯视图； [0029] 图17是图10中所示主轴承箱的侧视剖面图； [0030] 图18是图10中所示主轴承箱的俯视图； [0031] 图19a-19d示出了用于图10中所示涡旋压缩机的通道、凹槽、密封唇之间的关系； [0032] 图20示出了在动涡盘构件绕动的过程中凹槽内的压力之间的关系； [0033] 图21示出了根据本发明另一实施例的动涡盘构件的侧视剖面图； [0034] 图22示出了根据本发明另一实施例的静涡盘构件的凹槽的方位的俯视图； [0035] 图23示出了根据本发明另一实施例的涡旋压缩机的侧视剖面图； [0036] 图24是示出了图23中所示油压端口的局部剖视俯视图。 具体实施方式[0037] 下面对优选实施例的描述本质上仅是示例性的，而决非试图限制本发明、其应用、或用途。 [0038] 现在参照附图，其中在全部附图中相同的附图标记指代相同或相应的部件，图1中示出的是根据本发明的涡旋压缩机，其整体上由附图标记10标示。压缩机10包括大体上呈圆筒形的密封壳体12，该壳体12在其上端焊接有盖子14并在其下端焊接有多个安装底座16。盖子14设置有制冷剂排放管接头18。其它附接到壳体12上的主要元件包括适当地紧固到壳体12的下轴承箱24和适当地紧固到下轴承箱24的两件式上轴承箱26。 [0039] 上端具有偏心曲柄销30的驱动轴或曲柄轴28以可转动方式支承在下轴承箱24中的轴承32和上轴承箱26中的第二轴承34中。曲柄轴28在下端具有直径较大的同心孔36，同心孔36与沿径向向外偏移的直径较小的孔38相连通，该孔38从该处向上延伸到曲柄轴28的顶部。内壳体12的下部限定一个油槽40，其中充满了液面稍微高过转子42下端的润滑油，孔36作为泵用于将润滑流体向上泵吸到曲柄轴28并流入孔38，最后到达压缩机的所有需要润滑的各个部分。 [0041] 上轴承箱26的上表面设置有环形凹槽54，动涡盘构件56位于环形凹槽54上方，动涡盘构件56具有从端板60向上延伸的常规螺旋叶片或涡旋齿58。从动涡盘构件56的端板60的下表面向下突出的是圆筒形毂，该圆筒形毂具有位于其中的轴颈轴承62，并且具有内孔的驱动衬套64转动地置于该圆筒形毂中，而曲柄销30驱动地置于该内孔中。曲柄销30在一个表面上具有平坦部，该平坦部与形成在该孔的一部分上的平坦表面(未示出)驱动接合从而提供径向柔性补偿(compliant)的驱动配置，诸如受让人的美国专利证书4,877,382中所示，该专利中所公开的内容通过引用结合到本文中。动涡盘构件56和上轴承箱26之间还设置有欧氏联轴节68，并且欧氏联轴节68键连接到动涡盘构件56和上轴承箱26以阻止动涡盘构件56的旋转运动。 [0042] 静涡盘构件70同样设置为具有从端板74向下延伸的涡旋齿72，该涡旋齿72设置在与动涡盘构件56的涡旋齿58啮合的位置。静涡盘构件70具有位于其中央的排放通道76，该通道76与延伸穿过端盖14的排放管接头18连通。 [0043] 现在参照图1-3a，其中更详细地示出了动涡盘构件56和静涡盘构件70。静涡盘构件70通过多个螺栓80以固定方式紧固到两件式上轴承箱26，螺栓80禁止静涡盘构件70相对于上轴承箱26的所有运动。动涡盘构件56位于静涡盘构件70和上轴承箱26之间。如上所述，动涡盘构件56可相对于压缩机10的径向柔性补偿驱动件沿径向移动。动涡盘构件56也可通过位于环形凹槽54内的浮动式推力密封件82沿轴向移动。 [0044] 浮动式推力密封件82包括环形阀体84、内唇密封件86和外唇密封件88。环形阀体84限定了内表面密封部90和外表面密封部92，所述密封部在通过多个通道94供给凹槽54的流体压力的作用下被迫压而抵靠动涡盘构件56的端板60，所述多个通道94延伸穿过环形阀体84。内唇密封件86封闭着凹槽54的内壁，外唇密封件88封闭着凹槽54的外壁，而且表面密封部90和92封闭着动涡盘构件56的端板60从而将凹槽54与壳体12内的制冷剂的吸入压力隔离开来。浮动式推力密封件82的设计参数是以这种方式来选择的，在内部加压的情况下，环形阀体84通过表面密封部90和92与端板60或动涡盘构件56持续保持接触。施加给动涡盘构件56的大部分轴向偏置载荷是由凹槽54内的制冷剂气压提供的，而不是由表面密封部90和92与动涡盘构件56的端板60之间的机械接触提供。这减少了表面密封部90和92与动涡盘构件56的端板60的相应表面的机械摩擦及磨损。使用一条或多条通道96即可实现凹槽54的加压，该通道96从端板60的开通到凹槽54的区域延伸穿过端板60并穿过动涡盘构件56的涡旋齿58。 [0045] 现在参照图3b，该图公开了一种根据本发明另一实施例的偏置系统。图3b示出了与浮动式推力密封件82相同的浮动式推力密封件82′，区别之处在于环形阀体84被三件环形体84a、84b和84c替换。 [0046] 浮动式推力密封件82′包括环形阀体84a、84b和84c、内唇密封件86和外唇密封件88。环形阀体84a限定了内表面密封部90和外表面密封部92，所述面密封部在通过多个通道94供给凹槽54的流体压力作用下被迫压而抵靠动涡盘构件56的端板60。内唇密封件86位于环形阀体84a和84b之间并且封闭着凹槽54的内壁，外唇密封件88位于环形阀体84a和84c之间并且封闭着凹槽54的外壁，而且表面密封部90和92封闭着动涡盘构件56的端板60从而将凹槽54与壳体12内的制冷剂的吸入压力隔离开来。采用三件阀体84a、84b和84c使得唇密封件86和88能够彼此独立地工作。浮动式推力密封件82的设计参数是以这种方式来选择的，在内部加压的情况下，环形阀体84a通过表面密封部90和92与端板60或动涡盘构件56持续保持接触。施加给动涡盘构件56的大部分轴向偏置载荷由凹槽54内的制冷剂气压提供，而不是由表面密封部90和92与动涡盘构件56的端板60之间的机械接触提供。这减少了表面密封部90和92与动涡盘构件56的端板60的相应表面的机械摩擦及磨损。使用一条或多条通道96即可实现凹槽54的加压，该通道96从端板 60的开通到凹槽54的区域延伸穿过端板60和动涡盘构件56的涡旋齿58。 [0047] 在动涡盘构件56相对于静涡盘构件70绕动的过程中，延伸穿过涡旋齿58的一条或多条通道96的端部通过在静涡盘构件70的端板74内机加工出的凹槽98连接到由涡旋齿58和72限定的移动凹穴之一。该一条或多条通道96和凹槽98的位置、尺寸和形状决定了移动凹穴和凹槽54中的压缩气体之间的气体流通的开启和关闭。此外，移动凹穴和凹槽54之间压力均等化的过渡时间由该一条或多条通道96和凹槽98的位置、尺寸和形状控制。开启和关闭时间以及过渡时间可以选择成使得：施加给动涡盘构件56的端板60的过多的轴向力最小化，而同时该轴向力又能使动涡盘构件56与静涡盘构件70持续保持接触。图4a示出了凹槽98和一条通道96之间的连通准备开启的情形，图4b示出了凹槽98和一条通道96之间的连通已开启的情形，而图4c示出了凹槽98和一条通道96之间的连通关闭的情形。 [0048] 现在参照图5，该图示出了轴向压力偏置系统110。在压缩机10运作期间，吸入气体被吸入涡盘构件56和70并在其中被压缩，然后从排放通道76通过延伸穿过盖子14的排放管接头18排出。因为来自压缩气体的轴向力主要位于动涡盘构件56的中央，而且浮动式推力密封件82对动涡盘构件56的轴向支撑位于动涡盘构件56的外周，所以动涡盘构件56的端板60产生弯曲，使得端板60的上表面变成凹面。与此同时，由于热场的作用，动涡旋齿58和静涡旋齿72都产生了热膨胀，在涡盘构件56和70的中央部分热膨胀更大。由于来自移动凹穴中的压缩气体的轴向分离力的作用，静涡盘构件70的端板74的下表面也变成了凹面。然而，静涡盘构件70的端板74后面的气体压力也能影响端板74的变形。 [0049] 静涡盘构件70用密封件112密封地紧固到端盖14上。静涡盘构件70和端盖14限定压力腔114，中压气体通过延伸穿过端板74的通道116从一个或多个由涡旋齿58和72限定的移动凹穴供给压力腔114。在给定的运行条件下，取决于吸入压力和排放压力，可以确定压力腔114内的气压值。压力腔114内的气压以这种方式影响端板74的变形程度： 动涡旋齿58的顶端和静涡旋齿72的顶端将尽可能地接近于均匀接触。为了实现与相应的端板60和74的均匀接触可以通过在端板74中适当地定位通道116来选择必需的气压。 [0050] 现在参照图6和7a-7c，图中示出了根据本发明的蒸汽注射系统120。蒸汽注射源位于压缩机10的外部并且其从延伸穿过盖子14的流体管线(未示出)供入。静涡盘构件70限定流体注射端口122，该流体管线附接到流体注射端口122上以便向涡盘构件56和70供给加压蒸汽。流体注射端口122与动涡盘构件56中的轴向通道124连通。轴向通道124与径向通道126连通，该径向通道126又与一对通向由涡旋齿58和72限定的移动流体凹穴的轴向通道128连通。为了将必需量的蒸汽引入移动凹穴内，必须控制端口122和通道 124之间连通的开启和关闭。端口122到通道124的开启应当正好在移动凹穴通过与压缩机10的吸入区密封而形成之后开始。端口122到通道124的关闭应当发生在动涡盘构件 56转动大约90度之后。由于动涡盘构件56相对于静涡盘构件70的相对绕动，通过合适地选择端口122、通道124和通道128的相对位置可以控制蒸汽注射系统120的开启和关闭。 开启和关闭蒸汽注射系统120从而向移动凹穴供给蒸汽可以通过下述方式来实现，即通过静涡盘构件的涡旋齿72来降低和揭开动涡盘构件56的端板60上的通道128或者开启和关闭端口122与通道124之间的连通或者上述两种方式结合使用。 [0051] 图7a示出了对应于由涡旋齿58和72限定的移动凹穴最初与压缩机10的吸入区密封的位置点时的涡盘构件56和70。端口122和通道124之间的连通刚刚开始进行并且通道128正好开始被涡旋齿72揭开。图7b示出了对应于在图7a中所示最初封闭点之后转动了45度的位置处的涡盘构件56和70。端口122开通到通道124并且通道128没有被涡旋齿72遮盖以便提供蒸汽注射。图7c示出了对应于在图7a中所示最初封闭点之后转动了90度的位置处的涡盘构件56和70。端口122正好关闭了与通道124的连通以停止蒸汽注射系统120的蒸汽注射。 [0052] 现在参照图8和9，图8和9示出了根据本发明另一实施例的涡旋压缩机210。涡旋压缩机210除了包括可选择的油注射系统212以外其它方面与涡旋压缩机10相同。涡旋压缩机210包括替代静涡盘构件70的静涡盘构件70′和替代两件式上轴承箱26的两件式上轴承箱26′。静涡盘构件70′除了限定有油压通道214和油压沟槽216以外其它方面与静涡盘构件70相同。上轴承箱26′除了限定有供油通道218以外其它方面与上轴承箱26相同。 [0053] 油注射系统212通过通道94和一条或多条通道96将油注入涡旋齿56和72限定的移动腔以便进行冷却和润滑。虽然通道94和96示出为用于注油，但是在需要时设置附加的或其它的专用油注射端口也是处于本发明范围之内的。一旦将油注入移动凹穴内，它便和压缩气体一起排出并随后在外部油分离器(未示出)中从压缩气体中分离出来。分离出来的油接着被冷却并再次注入压缩机210的移动凹穴内。 [0054] 高压油源或高压油槽228穿过盖子14连接到油压通道214以便向环形凹槽54和浮动式推力密封件82供给高压油。为了控制供油压力，使用了外部油压调节器230。并且，为了给调节器230提供必要的反馈，油沟槽216和油压通道214穿过盖子14连接到调节器230。当动涡盘构件56与静涡盘构件70′紧密接触时，沟槽216与压缩机210的吸入区密封。然而，当涡盘沿轴向分离时，沟槽216便开通到压缩机210的吸入区以提供泄漏路径。 [0055] 现在参照图9，油压调节器230包括箱体232和差动活塞234。如图9所示，在活塞234左侧，设置有静压推力支承腔236和润滑沟槽感测腔238。润滑沟槽感测腔238通过油压通道214连接到油沟槽216。润滑沟槽感测腔238还通过测流口240连接到高压油槽228。如图9所示，在活塞234右侧，设置有螺旋连接到箱体232内的调节活塞242。如图9所示，调节活塞242可用于调节向左侧迫压活塞234的弹簧244的预载荷。调节活塞242和活塞234一起形成腔246和腔248。 [0056] 在运行过程中腔246连接到高压油槽228并且腔248连接到压缩机210的吸入侧。活塞234中设置有圆形沟槽250，圆形沟槽250通过通道252连接到静压推力支承腔236。 穿过箱体232的径向通道254也连接到压缩机210的吸入侧。穿过箱体232的第二径向通道256连接到高压油槽228。在运行过程中，活塞234的位置取决于腔236、238、246和248中的压力与弹簧244施加的弹力之间的平衡。腔236中的压力由从沟槽250向径向通道 254和256的油泄漏或从径向通道254和256的油泄漏程度来控制。这种泄漏取决于沟槽 250相对于通道254和256开口的位置。差动活塞的直径以及其它设计参数以这种方式来选择：腔236中的受控压力变成吸入压力和排放压力以及弹簧力的组合，导致环形凹槽54内可以产生作用于动涡盘构件56和浮动式推力密封件82上的最佳压力，从而提供对动涡盘构件56的合适偏置，以便压缩机210高效运转。当涡盘构件56和70′紧密接触时，圆形沟槽216和腔238中的油压接近设计压力。然而，在涡盘沿轴向分离的情况下，由于存在测流口240，从沟槽216向压缩机210的吸入部分的油泄漏将导致沟槽216和腔238中的压力下降。这改变了活塞234上的受力平衡，导致沟槽250与通道256对准，从而通过将腔236经由通道252、沟槽250和通道256连接到高压油槽228来增加腔236中的油压。这种增加的油压从腔236供给环形凹槽54，导致夹紧力增加以便使涡盘回复到结合状态。随着涡盘回复到结合状态，沟槽216和腔238内的压力将恢复到高压油槽228的压力，如图9所示，这将使活塞234向右移动直到沟槽250与通道254对准从而将腔236内增加的压力通过通道252、沟槽250和通道254释放到压缩机的吸入区。这便使腔236以及环形凹槽54内的压力回复到设计压力。 [0057] 现在参照图10，图中示出的是根据本发明另一实施例的涡旋压缩机310。涡旋压缩机310除了结合有用于动涡盘构件的不同的偏置系统以外其它方面都与涡旋压缩机10相同。 [0058] 压缩机310包括大体上呈圆筒形的密封壳体12，该壳体12在其上端焊接有盖子14并且在其下端焊接有多个安装底座16。盖子14设置有制冷剂排放管接头18。其它附接到壳体12上的主要元件包括适当地紧固到壳体12的下轴承箱24和适当地紧固到下轴承箱24的两件式上轴承箱26。 [0059] 上端处具有偏心曲柄销30的驱动轴或曲柄轴28以可转动方式支承在下轴承箱24中的轴承32和上轴承箱26中的第二轴承34中。曲柄轴28在下端处具有直径较大的同心孔36，同心孔36与沿径向向外偏移的直径较小的孔38连通，该孔38从该处向上延伸到曲柄轴28的顶部。内壳体12的下部限定油槽40，油槽40中充满了液面稍微高过转子42的下端的润滑油，并且孔36作为泵用于将润滑流体向上泵吸到曲柄轴28并流入孔38，最后到达压缩机的所有需要润滑的各个部分。 [0060] 曲柄轴28由电动马达旋转驱动，该电动马达包括定子46、贯穿其中的绕组48和压配合在曲柄轴28上的转子42，并且该电动马达具有分别位于上部和下部的平衡重50和52。 [0061] 上轴承箱26的上表面设置有环形凹槽54，环形凹槽54上方设置有具有从端板360向上延伸的螺旋叶片或涡旋齿358的动涡盘构件356。从动涡盘构件356的端板360的下表面向下突出的是其中设置有轴颈轴承362的圆筒形毂，具有内孔的驱动衬套64转动地设置在该圆筒形毂中，曲柄销30驱动地设置在该内孔中。曲柄销30在一个表面上具有平坦部，该平坦部与形成在该孔的一部分上的平坦表面(未示出)驱动接合从而提供径向柔性补偿的驱动配置，诸如受让人的美国专利证书4,877,382中所示，该专利中所公开的内容通过引用结合到本文中。动涡盘构件356和上轴承箱26之间还设置有欧氏联轴节68，并且欧氏联轴节68键连接到动涡盘构件356和上轴承箱26以阻止动涡盘构件356的旋转运动。 [0062] 静涡盘构件370同样设置为具有从端板374向下延伸的涡旋齿372，该涡旋齿372设置在与动涡盘构件356的涡旋齿358啮合的位置。静涡盘构件370具有位于其中央的排放通道376，该通道376与延伸穿过端盖14的排放管接头18连通。 [0063] 静涡盘构件370通过多个螺栓80以固定方式紧固到两件式上轴承箱26，螺栓80禁止静涡盘构件370相对于上轴承箱26的所有运动。动涡盘构件356位于静涡盘构件370和上轴承箱26之间。如上所述，动涡盘构件356可相对于压缩机310的径向柔性补偿驱动件沿径向移动。动涡盘构件356也可通过位于环形凹槽54内的浮动式推力密封件382沿轴向移动。 [0064] 浮动式推力密封件382包括一对环形阀体384，其中一个环形阀体384在386处与凹槽54的内壁密封接合，另一个环形阀体384在388处与凹槽54的外壁密封接合。环形阀体384限定了内表面密封部390和外表面密封部392，这些表面密封部在供给凹槽54的流体压力作用下被迫压而抵靠动涡盘构件356的端板360。386处的密封使凹槽54的内壁得以密封，388处的密封使凹槽54的外壁得以密封，而且表面密封390及392密封着动涡盘构件356的端板360从而将凹槽54与壳体12内的制冷剂的吸入压力隔离开来。浮动式推力密封件382的设计参数是以这种方式来选择的，在内部加压的情况下，环形阀体384通过表面密封部390和392与端板360或动涡盘构件356持续保持接触。施加给动涡盘构件356的大部分轴向偏置载荷是由凹槽54内的制冷剂气压提供的，而不是由表面密封部390和392与动涡盘构件356的端板360之间的机械接触提供。这减少了表面密封部390和392与动涡盘构件356的端板360的相应表面的机械摩擦及磨损。虽然图10中未示出，但是使用一条或多条通道96即可实现凹槽54的加压，所述通道96从端板360的开通到凹槽54的区域穿过端板360延伸到由涡旋齿358和372形成的压缩腔中的一个或多个，如图 1-4c所示。并且，涡旋压缩机10可包括上述用于压缩机210的可选择的油注射系统212。 [0065] 在动涡盘构件356相对于静涡盘构件370绕动的过程中，延伸穿过端板360的多条通道396控制凹槽398内的压力。延伸穿过端板360的每条通道396的端部连接到在静涡盘构件370的端板374内机加工出的多个凹槽398中的一个。通道396和凹槽398的位置、尺寸和形状将决定涡旋压缩机310的吸入区和凹槽398中的压缩气体之间的气体连通的开启和关闭以及凹槽54和凹槽398之间的气体连通的开启和关闭。此外，涡旋压缩机310的吸入区和凹槽398之间压力均等化的过渡时间以及凹槽54和凹槽398之间压力均等化的过渡时间由通道396和凹槽398的位置、尺寸和形状控制。开启和关闭的时间结合过渡时间可选择成使得：施加给动涡盘构件356的端板360的过度轴向力最小化，而同时该轴向力又能使动涡盘构件356与静涡盘构件370持续保持接触。 [0066] 由于压缩工序的作用，涡旋压缩机会产生一个试图分离两个匹配涡盘的临时轴向力。在回转一周的过程中该轴向力会因运行条件而产生10-30％的起伏变动。为了克服该分离力并使涡盘保持匹配在一起，使用密封系统从动涡盘构件的背侧施加一个恒定的气压，该密封系统通常设置在涡旋压缩机的静止部分。为了利用抵抗上下波动的分离力的恒定压力使涡盘构件持续保持在一起，产生保持力的反向压力必须等于或大于产生过度压力的该上下波动的分离力的峰值。结果，该过度力将施加在密封系统的匹配的轴向表面上。该过度力引起使压缩机效率下降的摩擦损失。 [0067] 存在需要非期望的过度力的另一种情况。这是由于图11a-11c所示的“涡盘特有的”(“scroll particular”)倾复力矩的存在。因为分离力FSP和保持力FHOLD独立地作用在绕动半径ROR的一半处，所以为了平衡来自两个力FSP和FHOLD的力矩，过度力FTH的作用点必须出现在轴线(以X示出)的相反侧。如图11b所示，轴向上的力平衡可以通过下列等式[1]表示。 [0068] FHOLD＝FTH+FSP [1] [0069] 图11b中示出的位置X变得从中央轴线偏置，这样一来保持力FHOLD逐渐靠近分离力FSP，从而消除过度力，该过度力的位置可以通过下列等式[2]表示。 [0070] [0071] 将等式[1]代入等式[2]就可以得到位置X，位置X可以通过下列等式[3]表示。 [0072] [0073] FTH的位置也受到下列等式[4]中示出的切面内的其它力矩平衡的影响。 [0074] Y·FTH＝C·FTAN [4] [0075] 这个等式可以写做 [0076] [0077] 将等式[1]代入该等式就可以得到位置Y。 [0078] [0079] 如所示出的，通过使过度力(FHOLD-FSP)最小化位置Y也会远离中央轴线。对于大多数涡旋压缩机来说，FTH位于从动涡盘的中心向轨道的转动方向延伸的切线附近。随着切向轴线和径向轴线的旋转，则FTH沿着切向轴线移动，导致画出如图12中以虚线所示的闭环轨迹。如果匹配的涡盘构件之间在FTH的位置处没有轴向表面，那么动涡盘构件将会倾覆并因此导致涡旋压缩机停止工作。因此，允许过度力仅在FTH没有超出匹配的涡盘之间的轴向表面的外部边缘的范围之内被降低。 [0080] 克服这种过度力的通常方法是加宽轴向推力面积以便延伸轴向表面的外部边缘并降低单位面积上的接触压力。然而，采用这种方法会造成压缩机壳体直径增大，这违背了小型化的市场需求。另外，对这种增加的表面积进行润滑也存在额外的问题。 [0081] 本发明通过增大和减小凹槽398内的流体压力来解决这个问题，这样便在旋转循环期间生成压力偏置腔以便抵消FTH的周向移动。上面已经描述了凹槽398内的流体压力的增大和减小，其中凹槽398循环性地与压缩机310的吸入区和凹槽54内的流体压力相连通。 [0082] 图13-18示出了端板360中的多条通道396、形成在端板374中的多个凹槽398以及设置在端板360背侧处的环形凹槽54的轴向密封表面400的位置和几何信息。 [0083] 优选地，四条通道396a-d以间隔90度、离动涡盘构件356的中心距离直径CBH沿周向绕端板360设置。每条通道396的直径DBH优选地与外表面密封部392的密封宽度相匹配，但是其不限于此。优选地，四个凹槽398a-d以直径CGR沿周向绕端板374设置。四个凹槽398a-d彼此互不相连，因此它们能分别作为独立的容积来对待。每个凹槽的深度tGR优选地非常小-诸如小于一毫米，但其不限于此。凹槽398以间隔90度、离静涡盘构件370的中心直径CGR布置。每个凹槽398的宽度优选地等于或大于绕动半径ROR的两倍但是不限于此。直径CGR优选地与通道396的直径CBH尺寸相同。并且，直径CGR优选地与外表面密封部392的直径CSEAL尺寸相同，但是不限于此。直径CGR和CSEAL的匹配使得多条通道396可以通过简单的竖直钻孔操作来制成。 [0084] 四个凹槽398的角度方位优选地设置成使得每个凹槽的对称轴线与相应通道396的径向重合。 [0085] 图19a-19d示出了在动涡盘构件356相对于静涡盘构件370每转动90度时通道396、凹槽398和外表面密封部392的外部密封表面之间的位置关系。当动涡盘构件356的中心OOS在绕动圆周COR上绕着静涡盘构件370的中心OFS转动时，每条通道396和外表面密封部392的外部密封表面之间的相对位置持续变换。在动涡盘构件356旋转一周的过程中每条通道396路经外表面密封部392的轴向密封表面两次。所以，通道396的底部反复且交替地暴露于高压和低压冷冻剂环境。每条通道396的暴露呈现90度阶段性延迟，使得在绕动过程中相应通道一个接着一个地发生暴露。 [0086] 每条通道396的上端在任何时间都与相应凹槽398连通。所以，通道396交替地暴露于高压和低压的制冷剂环境导致在动涡盘构件356每回转一周的过程中凹槽398内的流体压力波动起伏。图20中示出了每个凹槽398中压力波动的典型线型。当通道396暴露于高压制冷剂环境时其压力增大，当它暴露于低压环境时其压力减小。虽然每个凹槽398内的压力增大和减小的频率由凹槽的容积和通道396的流动阻力决定，但是峰值压力总是出现在通道396暴露于高压的阶段结束时，而峰谷压力出现在通道396暴露于低压的阶段结束时。这在图20中进行了图示，其中实线表示的是大体积的凹槽398或大流动阻力的通道396的凹槽压力，而虚线表示的是小体积的凹槽398或小流动阻力的通道396的凹槽压力。 [0087] 在图19a所示的曲柄位置中，通道396a位于暴露于压力高过涡旋压缩机310的吸入区的凹槽54内部的结束位置处。所以，在该曲柄位置处，凹槽398a内的压力达到最大，产生峰值力以抵消由倾覆力矩产生的过度力FTH。由于凹槽398内的压力是均匀的，所以力的位置应由凹槽轴向面积的中心来表示，如图16中以FGRA所示的。 [0088] 如图12所示，过度力FTH总是出现在从动涡盘构件356向轨道的转动方向延伸的切线附近。如图16中所看到的，反作用力FGRA的中心位于靠近FTH处。提供邻近FTH的反作用力FGRA将抵消大部分过度力FTH并阻止因FGRA和FTH之间的最小距离引起的剩余力矩。 [0089] 当轨道运动从图19a所示出的曲柄位置开始进行到图19b所示出的曲柄位置时，通道396a路经外表面密封部392的外部密封表面并且将会暴露于涡旋压缩机310的吸入区。凹槽398a内的压力将开始降低并因此减小来自凹槽398a的反作用。然而，在下一个凹槽398b上，相应的通道396b正逼近暴露于加压凹槽54内部的结束位置，加压凹槽54正在增加凹槽398b内的压力。因此，在图19a和19b之间的中间位置，凹槽398a和398b都保持着在FGRA和FGRB处产生中等反作用力的中等压力。这两个力也能由位于两个凹槽的两个中心之间的两个凹槽的中心来表示。所以反作用力的位置在轨道运动方向上沿周向移动并跟随着图12中虚线所示FTH的移动。图19c和19d分别示出的是轨道运动的另外两个90度。 [0090] 通道396a-d在凹槽的同心圆直径CGR与外表面密封部392的密封面的直径相匹配的前提下被示出为竖直的。该前提有时因关于其它部件的配置限制而无法满足。通道396可以被图21中示出的通道396′替换，从而使得通道396′的底部同样反复且交替地暴露于凹槽54的内部和外部。如图22所示，凹槽398的角度方位可以在每个沟槽的对称轴线与相应通道396的径向方向相重合的优选实施例情况开始的45度内进行改型。这将会允许相应凹槽398的中心沿周向移动并进一步使得过度力FTH和反作用力FQR之间的距离最小化。虽然图22示出了沿顺时针方向的改型，但是需要时沿逆时针方向对凹槽398进行改型也在本发明的范围之内。 [0091] 现在参照图23和24，图中示出了根据本发明的涡旋压缩机410。涡旋压缩机410除了结合有静压推力轴承以外其它方面都与涡旋压缩机10相同。压缩机410包括大体上呈圆筒形的密封壳体12，该壳体12在其上端焊接有盖子14并在其下端焊接有多个安装底座16。盖子14设置有制冷剂排放管接头18。其它附接到壳体12上的主要部件包括适当地紧固到壳体12的下轴承箱24和适当地紧固到下轴承箱24的两件式上轴承箱26。 [0092] 上端具有偏心曲柄销30的驱动轴或曲柄轴28以可转动方式支承在下轴承箱24中的轴承32和上轴承箱26中的第二轴承34中。曲柄轴28在下端具有直径较大的同心孔36，同心孔36与沿径向向外偏移的直径较小的孔38相连通，该孔38从该处向上延伸到曲柄轴28的顶部。内壳体12的下部限定油槽40，其中充满了液面稍微高过转子42下端的润滑油，孔36作为泵用于将润滑流体向上泵吸到曲柄轴28并流入孔38，最后到达压缩机的所有需要润滑的各个部分。 [0093] 曲柄轴28由电动马达旋转驱动，该电动马达包括定子46、贯穿其中的绕组48和压配合在曲柄轴28上的转子42，并且该电动马达具有分别位于上部和下部的平衡重50和52。 [0094] 上轴承箱26的上表面设置有环形凹槽54，环形凹槽54上方设置有具有从端板460向上延伸的螺旋叶片或涡旋齿458的动涡盘构件456。从动涡盘构件456的端板460的下表面向下突出的是其中设置有轴颈轴承462的圆筒形毂，具有内孔的驱动衬套64转动地设置在该圆筒形毂中，曲柄销30驱动地设置在该内孔中。曲柄销30在一个表面上具有平坦部，该平坦部与形成在该孔的一部分上的平坦表面(未示出)驱动接合从而提供径向柔性补偿的驱动配置，诸如受让人的美国专利证书4,877,382中所示，该专利中所公开的内容通过引用结合到本文中。动涡盘构件456和上轴承箱26之间还设置有欧氏联轴节68，并且欧氏联轴节68键连接到动涡盘构件456和上轴承箱26以阻止动涡盘构件456的旋转运动。 [0095] 静涡盘构件470同样设置为具有从端板474向下延伸的涡旋齿472，该涡旋齿472设置在与动涡盘构件456的涡旋齿458啮合的位置。静涡盘构件470具有位于其中央的排放通道476，该通道476与延伸穿过端盖14的排放管接头18连通。 [0096] 静涡盘构件470通过多个螺栓80以固定方式紧固到两件式上轴承箱26，螺栓80禁止静涡盘构件470相对于上轴承箱26的所有运动。动涡盘构件456位于静涡盘构件470和上轴承箱26之间。如上所述，动涡盘构件456可相对于压缩机410的径向柔性补偿驱动件沿径向移动。动涡盘构件456也可通过位于环形凹槽54内的浮动式推力密封件482沿轴向移动。 [0097] 浮动式推力密封件482包括一对环形阀体484，其中一个环形阀体484在486处与凹槽54的内壁密封接合，另一个环形阀体484在488处与凹槽54的外壁密封接合。环形阀体484限定了内表面密封部490和外表面密封部492，这些表面密封部在供给凹槽54的流体压力作用下被迫压而抵靠动涡盘构件456的端板460。486处的密封使凹槽54的内壁得以密封，488处的密封使凹槽54的外壁得以密封，而且表面密封490及492密封着动涡盘构件456的端板460从而将凹槽54与壳体12内的制冷剂的吸入压力隔离开来。浮动式推力密封件482的设计参数是以这种方式来选择的，在内部加压的情况下，环形阀体484通过表面密封部490和492与端板460或动涡盘构件456持续保持接触。施加给动涡盘构件456的大部分轴向偏置载荷是由凹槽54内的制冷剂气压提供的，而不是由表面密封部490和492与动涡盘构件456的端板460之间的机械接触提供。这减少了表面密封部490和492与动涡盘构件456的端板460的相应表面的机械摩擦及磨损。使用一条或多条通道96即可实现凹槽54的加压，所述通道96从端板460的开通到凹槽54的区域延伸穿过端板460并穿过动涡盘构件456的涡旋齿58。 [0098] 涡旋压缩机410结合有静压推力轴承500或静涡盘构件470。静压轴承500位于与动涡盘构件456的端板460相匹配的静涡盘构件470的推力表面502处。这样静压轴承500便在静涡旋齿472外部的位置。静压轴承500包括一个或多个布置在推力表面502上的凹槽504、一个或多个诸如节流孔、管子、阀门、毛细管或其它本领域公知的节流装置等节流装置506、高压油源508以及一个或多个将高压油源508连接到一个或多个凹槽504的油道510。油分离器512可用于高压油源508，并且如图23所示，油分离器512位于涡旋压缩机410的排放端。 [0099] 如上所述，涡旋压缩机会通过其压缩机构产生一个试图分离两个相匹配的涡盘的临时轴向力。在动涡盘构件回转一周的过程中该轴向力会随着运行条件而产生10-30％的起伏变动。为了克服该分离力并使涡盘保持匹配在一起，通常从静涡盘构件的一侧或从动涡盘构件的一侧施加恒定的反向压力。为了利用抵抗上下波动的分离力的恒定反向压力使涡盘构件持续保持在一起，则要选择所产生的力等于或大于该上下波动的分离力的峰值的反向压力。结果，在除了峰值力产生时的其它时间内过多的夹紧力将施加给涡盘构件，从而导致机械损失。如果涡旋压缩机相对于有用工作输出产生很大的轴向力-诸如CO2制冷剂的涡旋压缩机，，那么该损失将变得更为显著。 [0100] 优选地，四个独立的凹槽504a-d设置在静涡盘构件470的推力表面502上。凹槽504a-d定位成沿周向环绕涡旋齿472。通过使用独立的凹槽504a-d，承载涡盘构件产生的偏心的偏置载荷的能力将得到提高。每个凹槽具有其自己的节流装置506以便为每个凹槽 504自身提供独立的送油能力。该特征对于偏心载荷同样是必要的。每个凹槽504的边岸高度调节成与静涡旋齿472的顶表面齐平。 [0101] 共用油道514通过连接到油分离器516的高压油管线516连接到每个凹槽504。如上面具体所述，来自凹槽54的恒定的反向压力施加给动涡盘构件456的端板460。 [0102] 静压推力轴承500将会向抵抗两个匹配表面-端板460和推力表面502之间的间隙的载荷承载能力提供刚性。静压推力轴承500将会在两个表面间的间隙减小时承载额外的载荷。当过度的力从凹槽54内的流体压力施加给动涡盘构件456时，动涡盘构件456靠近静涡盘构件470。静压推力轴承500将会在动涡盘构件456靠近静涡盘构件470时产生增大的反作用力。偏置力和反作用力将会在一定间隙的位置处达到平衡，在该位置动涡盘构件456停止其轴向移动。结果，动涡盘构件456相对于静涡盘构件470停留在浮动状态，涡旋齿458与端板474之间以及涡旋齿472与端板460之间没有传递力。动涡盘构件456的这种浮动状态消除了涡盘顶端和端板间的摩擦损失。 [0103] 当凹槽54内的加压流体产生的偏置载荷很大时，这种减小就变为更加重要的因素。这对于诸如CO2制冷剂的压缩机之类的产生波动很大的分离力的涡旋压缩机来说更是如此。静压推力轴承500通过允许动涡盘构件456的浮动位置产生变化来吸收这种波动力。如果这种浮动位置的变化变得过大，涡旋压缩机的性能将会因为相邻涡盘凹穴间的压缩气体的泄漏而劣化。如果这种滑动位置的变化变得过大，可以通过设计凹槽504和节流装置 506达到最大刚度来阻止气体泄漏，这随后将使浮动位置相对于载荷波动的变化最小化。 [0104] 静压推力轴承500可有意地设计为或多或少在抵抗分离力的载荷承受能力方面很小。于是静压推力轴承500将承载两个接触的匹配涡盘构件处的部分分离力。尽管在这种设计中静压轴承500没有完全消除顶部摩擦，但是其仍然能通过接收涡盘顶部的轴向应力而大大减轻摩擦。 [0105] 尽管本发明例举的是位于具有可轴向移动的动涡盘构件的静涡盘构件上的静压推力轴承，但是静压轴承500可以结合到不沿轴向移动但与可轴向移动的静涡盘构件匹配的动涡盘构件中。 [0106] 本发明的描述实质上仅仅是示例性的，因此，不背离本发明要点的变型也在本发明的范围之内。这些变型不能视作背离了本发明的精神和范围。 |
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