CN1077243C

CN1077243C - 涡旋式压缩机的轴向密封装置

Info

Publication number: CN1077243C
Application number: CN96190446A
Authority: CN
Inventors: 金善瑛
Original assignee: LG Electronics Inc
Current assignee: LG Electronics Inc
Priority date: 1995-05-02
Filing date: 1996-05-02
Publication date: 2002-01-02
Anticipated expiration: 2016-05-02
Also published as: EP0772742B1; US5823757A; WO1996035056A1; EP0772742A1; JP2935579B2; JPH10501319A; BR9606352A; CN1154156A

Abstract

一种涡旋式压缩机的改进的轴向密封装置，它在预定的部分上形成一背压孔，可始终保持背压腔中的压力。在该密封装置中，在被压缩气体排出之前，背压孔打开，而在被压缩气体基本上排完之后，背压孔关闭；从而在涡旋式压缩机的整个工作时间内，可以得到较稳定的轴向密封。这种涡旋压缩机包括一个静止涡旋盘，一个回转涡旋盘和一个带背压孔的背压腔。

Description

涡旋式压缩机的轴向密封装置

本发明涉及涡旋式压缩机，特别是涉及涡旋式压缩机的密封装置。

图1表示一种通常的涡旋式压缩机。它包括一个压缩机构部分30和一个马达机构部分70。压缩机构部分30设在压缩机主体1内部的上方，而马达机构部分70设在压缩机主体1内部的下方。

上述压缩机构部分30包括一个静止的涡旋盘2，一个回转的涡旋盘3和一个主机架4。上述回转涡旋盘3与静止涡旋盘2的下部啮合，在两者之间形成压缩腔。上述主机架4设置在回转涡旋盘3的下部，用以支承静止涡旋盘2。

如图2所示，在上述静止涡旋盘2与片簧11接触的状态下，它能向着回转轴5的方向移动。该片簧11用螺钉12固定在主机架4上。

同时，上述马达机构部分70包括一个定子7和一个转子6。定子7紧紧地***回转轴5上，而转子6与定子7的外表面隔开。

上述回转轴5借助于定子7和转子6之间的电磁作用而转动。

同时，上述回转轴5的上部与回转涡旋盘3偏心地连接在一起。

在图1中，标号8表示一个老式的火腿形联接器(old hamcoupling)，它用于限制回转涡旋盘3的转动。而10表示一根吸入管，致冷气体通过该吸入管吸入。

当回转涡旋盘3转动时，通常的涡旋式压缩机将致冷气体从吸入管10吸入两个新月形的压缩腔25和26内。这两个新月形压缩腔25和26是当涡旋盘3转动时在回转涡旋盘3和静止涡旋盘2之间形成的，如图3A-3C所示。

上述压缩腔25和26的容积连续不断地减小，于是，在致冷气体向压缩腔25和26的中心流动的过程中，致冷气体被压缩。

在组合式涡旋压缩机中，排气动作也同时完成，在致冷气体的排放循环过程中，不用阀即可将一个预定容积的致冷气体排出去。当回转涡旋盘3转动，上述两个压缩腔25和26的两端部分彼此密封接触时，排放孔15就打开，被压缩的致冷气体通过该孔排出。

因此，在上述涡旋压缩机中，当气体压力比排放压力高时，气体就排出。一般，涡旋压缩机在各种不同的工况下工作，而且，到开始排气为止，气体一直在压缩。但是，当一直受到压缩并开始排出的气体压力低于排放压力时，气体就会反向流入压缩腔25和26中。结果，压缩腔25和26中的压力急剧增高，变得比排放压力还高。

因此，如图4B所示，随着预定的工作条件的不同，可以得到不同的压缩曲线。

同时，在通常的涡旋压缩机的压缩过程中，会产生致冷气体的泄漏。一般，泄漏分成两部分，其中一部分为切向泄漏，另一部分为轴向泄漏。如图2所示，切向泄漏是围绕着静止涡旋盘2的涡壳2′和回转涡旋盘3的涡壳3′的侧表面，在切线方向产生的，而轴向泄漏是由于在静止涡旋盘2和回转涡旋盘3之间有轴向间隙，在涡壳2′和3′末端部分的渐开线上产生的。

在上述两种泄漏中，轴的泄漏在决定压缩机的效率方面会带来较严重的问题，因为发生这种泄漏的缝隙的长度很长。

因此，为了防止上述轴向泄漏，在生产中引入了涡旋压缩机的轴向密封装置。该装置的要点是在静止涡旋盘2或回转涡旋盘3的后面形成一个背压腔13，将从压缩腔25和26排出的经过压缩的压缩气体引入该背压腔中，并且借助于该压缩气体将静止涡旋盘2压向回转涡旋盘3。

在使用气体压力密封轴向气体泄漏的结构中，作用力与单位压力和气体的作用面积成正比，而由于气体作用的面积是不变的，所以作用力随着单位压力的变化而变化。

然而，压缩机是在如图4A所示的梯形区域内工作的，因此，压缩机必需具备各种不同的条件。

即，由于吸入压力和排出压力是随着蒸发器和冷凝器的温度变化而变化的，因此，受压缩的气体压力也是变化的。

因此，为了获得稳定的轴向密封力，当作用在上述涡旋盘背面的气体压力达到压缩腔中气体压力的1/2时，在任何工作条件下，该轴向密封力都是固定不变的。

然而，在不装阀的组合容积式(built in volume)压缩机中，由于在任何压力条件下，在排气开始角度之前，压缩机具有相似的压缩过程，然后，随着给定的排出压力的不同，压缩机具有如图4B所示的不同类型的压缩过程。因此，应该在涡旋盘背面的背压腔中施加处在排放开始之前和排放开始之后的平均压力，该平均压力为压缩腔中气体压力的1/2，这样，才能精确地施加该压力的1/2。

这样，在现有技术中，必需提供这样一种形成背压孔24的预定的结构，利用该背压孔24可将压力接近吸气压力的预定的气体压力作用的该涡旋盘背面上，使排气压力和吸气压力能适当地分配。当需要将必要的气体压力加在该涡旋盘背面上时，必需增加背压的表面积，这样，所施加的压力总是太大，不能与工作条件相适应。

更详细地说，如图2所示，现有的涡旋式压缩机的轴向密封装置的防止轴向气体泄漏的措施是在静止涡旋盘的后面形成一个背压腔13，压缩机压缩工作过程中所形成的具有中间大小的压力的致冷气体，通过在静止涡旋盘2预定部分形成的背压孔14引导至背压腔13中，使静止涡旋盘2受到背压腔中的气体的压力与经过压缩并从压缩腔中排出的气体所产生的压力的共同作用，而向着回转涡旋盘3移动。

此外，现有的涡旋式压缩机还有另一种类型的轴向密封装置。这种装置的背压腔设在回转涡旋盘的后面。

即，现有涡旋式压缩机的另一种轴向密封装置的防止压缩气体轴向泄漏的措施是通过将在压缩腔内压缩的，具有预定压力的致冷气体引导至在回转涡旋盘的一个预定部分形成的背压腔中；并适当地控制被压缩气体的中间大小的压力与在压缩腔内压缩后从压缩腔排出来的气体的压力之间的压力差。

在上述现有的涡旋式压缩机的轴向密封装置中，背压腔13中的气体压力是背压孔14开始打开时的气体压力和背压孔14开始关闭时的气体压力之间的平均气体压力。

这时，如图4B所示，当压缩腔与排放孔15彼此连通时，现有的涡旋式压缩机的轴向密封装置的背压孔14是关闭的，即，该背压孔14在排出开始之前是关闭的。

在现有的利用背压腔13中的压力和排出压力来防止轴向泄漏的结构中，必需增加背压腔13的面积，以便在不改变背压腔13的位置的前提下增加排出气体的压力。即，如图4C所示，才能得到在不同工作条件下有显著改变的轴向密封力。

在这种情况下，轴向密封力“F”可用下式表示：

F＝(PB-PO)^*AB-(PC-PO)^*AC (式1)

式中：PB表示背压腔的压力，PO表示吸入气体的压力，PC表示压缩腔的压力，AB表示背压腔的面积，AC表示压缩腔的面积。

另外，由于背压孔的直径很小，所以背压PB随压缩腔的压力的变化不大，因而是压缩腔的平均压力。假设上述过程是恒温压缩过程(PVK＝常数)，则可得下式：

PB＝PO[(V₀/V₁)^K＋(V₀/V₂)^K]/2 (式2)

式中：下标1表示背压孔14打开的时刻，下标2表示背压孔14关闭的时刻。

这样，如式2所示，由于背压腔中的压力PB随着吸入气体压力的变化而变化，因此，如图4B所示，在与吸入压力比较，排出压力的大小不同的工作条件下，很难得到较稳定的密封力。

这里，密封力“F”必需相当大，以便在静止涡旋盘2和回转涡旋盘3之间保持最小的轴向间隙。然而，当间隙太小时，静止涡旋盘2和回转涡旋盘3之间造成的摩擦损失就增大，因此该处应有合适的重量。

另外，由于密封力“F”同时受到排出气体的压力和中间大小的气体压力的影响，因此适当地分配作用在该处的两个压力很重要。

更详细地说，由于当压缩比高时，排出气体的压力高，因此，对于同样的面积，作用在单位面积上的力非常大。

同时，由于从压缩腔来的中间压力与该压缩腔和背压腔打开时的压力和这二个腔关闭时压力之间的平均压力有关，因此，中间压力不会随着压缩比有很大的变化。

因此，如图4C所示，在利用排出压力和中间压力的结构中，当根据涡旋式压缩机的工作条件计算密封力时，在排出压力最高时，密封力增大。

由于在现有技术中，排出气体的压力还继续起作用，因此，随着压缩比的变化就会产生相当大的差别。另外，由于在不同压缩比的工作条件下，不可能产生较稳定的密封力，因此效率降低。

此外，当在压缩腔中产生过度压缩时，由于在压缩腔中的压力高，引起了压缩腔中的气体泄漏增加，造成压缩机各个零件的摩擦增大，从而使设备的可靠性降低。

同时，如图4A所示，在另一种现有的涡旋式压缩机的轴向密封装置中，在压缩机不同的工作条件下，随着吸入气体压力的变化，轴向密封力有很大的变化，如图4C所示。

即，在这种情况下，背压孔14的打开/关闭时间是一个重要的因素。如图3A和3C所示，由于现有的压缩机的背压孔14与具有较低的压缩气体压力的压缩腔连通，所以在排气开始之前，有中间大小的压缩气体压力作用时，防止轴向泄漏的力是由吸入气体压力的函数确定的。当吸入气体的压力低时，防止泄漏的力小。相反，当吸入气体的压力高时，防止泄漏的力变大。

因此，根据工作条件的不同，防止泄漏的力不稳定。

美国专利4,743,181中公开了一种涡旋式液压机，它包括：一个静止的涡旋盘；一个回转的涡旋盘，它与上述静止涡旋盘的顶部啮合，以便在两者之间形成一个压缩腔；和一个背压腔，它具有一个背压孔，该背压孔在预定的部位上形成，在该密封装置中，在压缩腔中被压缩的致冷气体排入排出腔之前，上述背压孔打开，使上述压缩腔与背压腔相互连通，同时，在致冷气体向排出腔的排放结束之后，上述背压孔关闭，从而使得上述背压腔中具有比吸入气体压力高，而比排出气体压力低的中间压力，这种装置能够克服施加在旋转涡旋构件上的推力，以便将旋转涡旋构件推离开静止涡旋构件，并向液压机的移动部分提供适量的润滑油。然而，由于该背压腔位于回转涡旋盘的背面并且没有排出孔，因此排出气体的压力还会继续作用在回转涡旋盘的下部，对回转涡旋盘的上下运动继续产生影响，因而不容易获得稳定的轴向密封。

因此，为了克服现有技术中存在的上述问题，本发明的目的是提供一种经过改进的涡旋式压缩机的轴向密封装置，这种密封装置能够提供改善的轴向密封力，因此使得压缩机的静止涡旋盘与回转涡旋盘之间的轴向密封更加稳定，从而提高了压缩机的压缩效率。

为了达到上述目的，提供了一种用于轴向密封涡旋式压缩机的装置。该装置包括：一个静止的涡旋盘；一个回转的涡旋盘，它与上述静止涡旋盘的顶部啮合，以便在两者之间形成一个压缩腔；和一个背压腔，它具有一个背压孔，该背压孔在预定的部位上形成，在该密封装置中，在压缩腔中被压缩的致冷气体排入排出腔之前，上述背压孔打开，使上述压缩腔与背压腔相互连通，同时，在致冷气体向排出腔的排放结束之后，上述背压孔关闭，从而使得上述背压腔中具有比吸入气体压力高，而比排出气体压力低的中间压力，所述装置还包括一个排出孔，被压缩的致冷剂通过该孔流向在上述静止涡旋盘两侧形成的排出腔，因而上述静止涡旋盘不由排出气体压力推动运动，其中，所述背压孔在上述静止涡旋盘上形成，而上述背压腔在上述静止涡旋盘的上部形成。

在根据本发明的涡旋式压缩机的密封装置中，排出气体直接作用在排出孔的上方。当减小排出孔的尺寸时，由于与常用技术比较，可以减小所施加的重量，并且静止涡旋盘在其向上/向下运动中，不会受到任何影响，因此只有背压腔的中间压力作用在静止涡旋盘的上部，这样就能得到一个中间压力的背压结构，该结构能比较稳定地向下推动静止涡旋盘。此外，当出现过度压缩时，排出气体压力增加，防止泄漏的力就随着该排出气体的增加一起增加，这样，可以防止该压缩机的效率降低和***的摩擦，从而增加压缩机的可靠性。

从下面给出的详细说明和附图中，将能更充分地理解本发明。但，附图仅仅是为了说明本发明，而不是对本发明的限制。

图1为一种现有的涡旋式压缩机的垂直截面图；

图2为一种现有的涡卷式压缩机的轴向密封装置的截面图，用以表示该装置的沿轴向的压力的作用情况；

图3A为压缩腔的顶视图，用以表示现有的涡旋式压缩机轴向密封装置的背压孔的位置，和致冷气体吸气动作结束的状态；

图3B为压缩腔的顶视图，用以表示现有的涡旋式压缩机轴向密封装置的背压孔的位置和致冷气体刚开始排出之前的状态；

图3C为涡旋形状的顶视图，和现有的涡旋式压缩机轴向密封装置的致冷气体排出过程中的压缩腔的形状。

图4A是表示现有的涡旋式压缩机的工作状况的曲线图；

图4B为表示根据图4A的工作状况中的P1，P7和P14的工作状况的PV图和背压孔的打开/关闭间隔；

图4C为表示根据本发明的排出压力＋中间压力结构，在排出开始之前，背压孔与之连通的中间压力结构和适合于图4A的中间压力的该结构的轴向密封力；

图5为一示意图，表示在根据本发明的涡旋压缩机中背压的形成；

图6A为根据本发明的涡旋式压缩机轴向密封装置的顶视图，用以表示背压孔的位置和致冷气体的吸入动作结束时的状态；

图6B为根据本发明的涡旋式压缩机轴向密封装置的顶视图，用以表示背压孔的位置和致冷气体刚刚开始排出之前的状态；

图6C为根据本发明的涡旋式压缩机的轴向密封装置的顶视图，用以表示涡旋盘的位置和压缩腔的位置。

参见图5和图6，根据本发明的涡旋式压缩机的轴向密封装置包括一条与排出孔71连通的排出通道62，该排出孔71在静止涡旋盘61的内部形成，被压缩的致冷气体通过该排出孔71排出。

上述排出通道62与静止涡旋盘61的上部连接，并且在上部隔板63附近，通过与静止涡旋盘61隔开一段距离而构成一个排出腔64。

另外，在静止涡旋盘61和上部隔板63之间形成一个背压腔66。并且该背压腔66通过在静止涡旋盘61上形成的背压孔65将中间压力施加在压缩腔75和76上。

在上部隔板63的两侧各有一个排出孔67，使经压缩的致冷剂能通过在静止涡旋盘61内部形成的排出通道62排入排出腔64中。

同时，为了引导致冷气体，在静止涡旋盘61的排出通道62和上部隔板63的排出孔67之间设置了一个辅助框架68。

本发明的这个实施例旨在移动背压孔65的位置，以便将压缩腔75和76中的压力引至背压腔66，用以在被压缩的致冷气体排出之前/之后，打开/关闭上述压缩腔75和76，这样可将具有比吸气压力高，而比排气压力低的预定的压力施加在背压腔66中。上述背压腔66作在静止涡旋盘61的后部，向静止涡旋盘61的内部移动。

即，如图4所示，压缩腔75和76与背压腔66开始相互连通的时刻，在被压缩的致冷气体排出之前；而压缩腔和背压腔之间的关闭动作则在被压缩的致冷气体排出之后。

同时，在本发明的另一个实施例中，上述背压腔66和背压孔65可以在回转涡旋盘55上，而不在静止涡旋盘61上形成。

详细地说，上述背压腔66在回转涡旋盘55的背面一侧形成，而背压孔65则在回转涡旋盘55上形成，以使压缩腔75和76，及在回转涡旋盘55背面一侧上形成的背压腔66可以打开/关闭上述背压孔65。

这时，由于与背压腔66的面积比较，背压孔65的直径较小，所以背压腔66的气体压力不会随着压缩腔75和76的压力而改变，并且，在背压孔65打开/关闭时的压力是压缩腔75和76之间的平均压力。

当加大该背压孔65的直径时，压缩腔75和76中的压力便直接作用在背压腔66中。当压缩腔75和76中的压力低时，背压腔66的压力就低，而当压缩腔75和76中的压力高时，背压腔66的压力也高，这样就可以得到更稳定的防止泄漏的力。

下面，结合附图说明根据本发明的一个实施的涡旋式压缩机的轴向密封装置的动作和效果。

当致冷气体随着回转涡旋盘55的转动在由静止涡旋盘61和回转涡旋盘55所形成的压缩腔75和76中被压缩时，为了防止气体泄漏的背压孔65的打开/关闭动作，是在压缩腔75和76中压缩的气体开始排出之前/之后进行的。

因此，作用在背压腔66上的气体压力具有吸入气体压力和排出气体压力之间的平均压力值。

详细地说，在各种不同的工作条件下，即当吸入气体和排出气体的压缩状态不同时，在背压腔66中会形成与给定的工作条件相适应的较稳定的防止泄漏的力，从而可以更稳定地防止涡旋式压缩机的轴向泄漏。

另外，所排出的气体是从排出孔71排出的，然后，通过在背压腔66中间部分与压缩腔75与76之间形成的排出通道62，向左边和右边两个方向排出，然后，再通过一个密封的空间流入在上部隔板上形成的排出孔67中。上述密封空间在上部隔板63、辅助框架68和密封件69之间形成。

因此，排出气体直接作用在排出孔67的上方。当减小排出孔67的尺寸时，由于与常用技术比较，可以减小所施加的重量，并且静止涡旋盘61在其向上/向下运动中，不会受到任何影响，只有背压腔66的中间压力作用在静止涡旋盘61的上部，这样就能得到一个中间压力的背压结构，该结构能比较稳定地向下推动静止涡旋盘61。

如上所述，根据本发明的涡旋式压缩机的轴向密封装置通过提供经过改进的背压孔，以获得在各种不同的工作条件下都较稳定的防止气体泄漏的力。上述改进的背压孔在排放开始角度通过以后，与具有高压的被压缩气体连通，因此只有在排气压力和吸气压力之间的一个中间大小的气压作用在上述背压腔中。此外，当出现过度压缩时，排出气体压力增加，防止泄漏的力就随着该排出气体的增加一起增加，这样，可以防止该压缩机的效率降低和***的摩擦，从而增加压缩机的可靠性。

虽然为了说明的目的只阐述了本发明的优选实施例，但本技术领域的技术人员可以理解，可以进行各种各样的改变，增添和替代而不会偏离权利要求书中所阐述的本发明的范围和宗旨。

Claims

1.一种涡旋式压缩机的轴向密封装置，它包括：

一个静止的涡旋盘；

一个回转的涡旋盘，它与上述静止涡旋盘的顶部啮合，以便在两者之间形成一个压缩腔；和

一个背压腔，它具有一个背压孔，该背压孔在预定的部位上形成，在该密封装置中，在压缩腔中被压缩的致冷气体排入排出腔之前，上述背压孔打开，使上述压缩腔与背压腔相互连通，同时，在致冷气体向排出腔的排放结束之后，上述背压孔关闭，从而使得上述背压腔中具有比吸入气体压力高，而比排出气体压力低的中间压力，

其特征在于，所述装置还包括一个排出孔，被压缩的致冷剂通过该孔流向在上述静止涡旋盘两侧形成的排出腔，因而上述静止涡旋盘不由排出气体压力推动运动，其中，所述背压孔在上述静止涡旋盘上形成，而上述背压腔在上述静止涡旋盘的上部形成。