WO2019221417A1 - 터보 압축기 - Google Patents

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WO2019221417A1
WO2019221417A1 PCT/KR2019/004955 KR2019004955W WO2019221417A1 WO 2019221417 A1 WO2019221417 A1 WO 2019221417A1 KR 2019004955 W KR2019004955 W KR 2019004955W WO 2019221417 A1 WO2019221417 A1 WO 2019221417A1
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WO
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impeller
fluid
rotating shaft
casing
thrust bearing
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PCT/KR2019/004955
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오준철
김경민
최세헌
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엘지전자 주식회사
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2260/00—Function
    • F05D2260/94—Functionality given by mechanical stress related aspects such as low cycle fatigue [LCF] of high cycle fatigue [HCF]

Definitions

  • the present invention relates to a turbo compressor which improves the rigidity of the rotating shaft, improves the coupling force between the rotating shaft and the impeller, and secures the reliability of the bearing.
  • Compressors are broadly classified into reciprocating, screw and turbo.
  • a reciprocating compressor is a compressor that compresses gas in a reciprocating motion of a piston in a cylinder
  • a screw compressor is a compressor that compresses gas by rotation of two-axis screw rotors having a pair of male and female torsional threads.
  • a turbocompressor is a kind of centrifugal compressor that rotates the vane wheels of the curved blades in the casing and compresses the gas by the centrifugal force.
  • Turbo compressors have the advantages of reciprocating, screw-capacity, low noise, low maintenance.
  • gas compression components include an impeller for accelerating the gas and a diffuser for reducing the accelerated gas flow to pressure.
  • FIG. 1 is a view showing the structure of the cross section of a conventional turbo compressor
  • Figure 2 is a view showing the structure of a rotating shaft of a conventional turbo compressor.
  • a conventional turbo compressor includes a casing 10, a stator 12 provided inside the casing 10, and a rotating shaft including a rotor 22 rotating inside the stator. And 20. Impellers (not shown) are fastened to both ends of the rotation shaft.
  • the rotary shaft 20 is provided with a thrust bearing runner 25 for supporting an axial load.
  • the outer diameter of the rotating shaft 20 should be designed to be below a certain level in consideration of the limit number of the thrust bearings, and all parts should be firmly fastened with a strong force in order to operate in a high temperature environment experienced during operation.
  • the shaft Under high temperature environment, the shaft is expanded by heat. If the coupling between the impeller and the shaft is loosened due to the expansion, the impeller may not rotate with the shaft and slip may occur. This problem may cause the durability and reliability of the turbo compressor. It is greatly reduced.
  • US Patent Publication No. 2004-0005228 (published on January 8, 2004) has proposed a structure for securing a bonding force using a tie bolt.
  • Figure 3 is a cross-sectional view showing the structure of the turbo compressor of the prior patent
  • Figure 4 is a view showing the structure of a cooling ring of the turbo compressor of the prior patent.
  • the turbo compressor of the prior patent had a structure in which the tie rod 48 penetrates the shaft center of the rotating shaft and fastens the components of the rotating shaft.
  • Both ends of the permanent magnet 52 of the rotor are pressed to the end caps 56 and 58, and the outer circumferential surface of the permanent magnet 54 is fitted to the pressure sleeve 54, and the end caps 56 and 58 are disposed on the end caps 56 and 58.
  • the first journal bearing shaft 40 and the second journal bearing shaft 44 were disposed, and the impeller 20 and the thrust disc 46 were disposed on both sides thereof, and the tie rods had a structure in which they were fastened through them.
  • This structure has the advantage of tightening the tie rods 48 to increase the bonding force of the axial mating components, but is divided into too many parts and they tie through the center thereof. It is fastened by so that there exists a possibility that each component may be combined in the state which has eccentricity with respect to the center of a rotating shaft.
  • the structure in which the tie rod 48 is coupled through each component is provided with a through hole for penetrating the tie rod 48 in each component, and the tie rod 48 must be assembled in the through hole.
  • a gap must exist between the outer diameter of the tie rod 48 and the inner diameter of the through hole in order to assemble the tie rod 48. Due to this clearance, the parts coupled to the tie rod 48 are precisely positioned at the center of the rotation shaft. It can be combined out of alignment and eccentric.
  • the turbo compressor of the prior patent includes a housing 12 having a symmetrical shape about a central axis 14, an inlet 16 through which a compression target fluid flows, an impeller 20, and a diffuser 22.
  • the cooling ring 36 is provided with a spiral groove 38 on the outer circumferential surface, the inlet 32 and the outlet 34 for supplying and recovering cooling fluid between the housing 12 and the cooling ring 36. ) Is provided.
  • turbo compressor of the prior patent arranges the cooling ring 36 in the interior of the housing 12, and between the cooling ring 36 and the housing 12 (groove 38 formed on the outer circumferential surface of the cooling ring). It had a structure to supply cooling fluid.
  • Such a structure cools the housing 12 and the cooling ring 36 of the turbo compressor, and is effective in cooling the motor, but indirectly cooling the bearing friction portion.
  • An object of the present invention is to provide a turbocompressor capable of avoiding a primary bending mode of a rotational shaft even at high speeds by securing the rigidity of the rotational shaft of the turbocompressor.
  • an object of the present invention is to provide a turbocompressor capable of maintaining a state in which components such as an impeller are firmly fixed even in a high temperature environment in which the turbocompressor is generated at high speed.
  • Another object of the present invention is to provide a turbo compressor suitable for miniaturization.
  • an object of the present invention is to provide a turbo compressor that can be stably operated at high speed by having a cooling passage for supplying a fluid to the thrust bearing runner part.
  • an object of the present invention is to provide a turbo compressor capable of cooling a thrust bearing part by supplying a part of the refrigerant discharged through the discharge passage into the bearing casing.
  • an object of the present invention is to provide a turbo compressor capable of cooling a thrust bearing part by supplying a part of the refrigerant inside the impeller casing to the inside of the bearing casing.
  • the two impellers are fastened with a preload applied thereto.
  • a thrust bearing runner is disposed on the rear surface of the first impeller having a relatively large diameter, and the first impeller and the thrust bearing runner are fastened to the rotation shaft through a tie rod, and a preload is applied to the tie rod. It can be secured.
  • the coupling shaft of the first impeller and the thrust bearing runner is inserted into the impeller sleeve disposed between the first impeller and the thrust bearing runner, the first impeller and the thrust bearing by the interference between the impeller sleeve and the coupling shaft are provided. It can give the strength of the runner.
  • the inside of the turbo compressor may be cooled by using the refrigerant discharged from the impeller.
  • it may include a cooling passage branched from the discharge passage for guiding the refrigerant discharged from the impeller, connected to the interior of the bearing casing in which the thrust bearing runner is accommodated.
  • it may include a recovery passage for returning the refrigerant supplied into the bearing casing to the impeller side.
  • a flow rate control valve may be disposed in either the cooling passage or the recovery passage to adjust the flow rate of the refrigerant supplied into the bearing casing.
  • the temperature of the refrigerant supplied through the cooling flow path may be lowered.
  • the turbo compressor is the first impeller and the thrust bearing runner is fastened by applying a preload by using a tie rod, the second impeller by applying a preload to the small diameter portion of the rotary shaft through a multi-stage rotary shaft shape
  • heat exchange is performed between the fluid supplied for cooling and the fluid flowing into the impeller, thereby lowering the temperature of the fluid supplied for cooling and reducing the flow rate of the supplied fluid.
  • FIG. 1 is a view showing a cross-sectional structure of a conventional turbo compressor.
  • FIG. 2 is a view showing the structure of a rotating shaft of a conventional turbo compressor.
  • FIG. 3 is a view showing the structure of the cross section of the turbo compressor of the prior patent.
  • FIG. 4 is a view showing a cooling ring of the turbo compressor of the prior patent.
  • FIG. 5 is a view showing the structure of a rotating shaft of a turbo compressor according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is an enlarged view of a coupling part of a rotary shaft and a thrust bearing runner of a turbo compressor according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 is an enlarged view illustrating a coupling portion of a rotary shaft and a second impeller of a turbo compressor according to a first embodiment of the present invention.
  • 9 is a graph showing the relationship between the deformation amount of the tie bolt and the coupling force.
  • FIG. 10 is a configuration diagram showing the structure of a turbo compressor according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 11 is a configuration diagram showing the structure of a turbo compressor according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 12 is a configuration diagram showing the structure of a turbo compressor according to a fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 13 is a configuration diagram showing the structure of a turbo compressor according to a fifth embodiment of the present invention.
  • FIG. 14 is a configuration diagram showing the structure of a turbo compressor according to a sixth embodiment of the present invention.
  • FIG. 15 is a configuration diagram showing the structure of a turbo compressor according to a seventh embodiment of the present invention.
  • first, second, A, B, (a), and (b) may be used. These terms are only for distinguishing the components from other components, and the nature, order or order of the components are not limited by the terms. If a component is described as being “connected”, “coupled” or “connected” to another component, that component may be directly connected or connected to that other component, but there is another component between each component. It will be understood that may be “connected”, “coupled” or “connected”.
  • a turbo compressor is a type of centrifugal compressor that rotates an impeller in a casing to compress a fluid by the centrifugal force.
  • turbo compressor In the turbo compressor, a two-stage compression type turbo compressor has been commercialized by sucking the gas in the axial direction and discharging it in the centrifugal direction by using the rotating force of the impeller.
  • Turbo compressors are divided into stages according to the number of impellers, and may be classified into a back to back type or a face to face type according to the arrangement of the impeller.
  • the back to back type is arranged so that the back of the impeller faces each other, and the face to face type is arranged so that the suction ends of the impeller face each other.
  • Turbo compressor according to an embodiment of the present invention described below is a two-pack two-bag type turbo compressor including two impeller and the rear surface of the impeller is arranged to face each other.
  • FIG. 5 is a view showing the structure of a rotating shaft of a turbo compressor according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is an enlarged view of a coupling part of a rotary shaft and a thrust bearing runner of a turbo compressor according to a first embodiment of the present invention.
  • the most important factor is the primary bending mode of the rotating shaft. Because the rotating shaft rotates at high speed and is operated under high pressure conditions, when the rotating shaft reaches the first bending mode within the operating speed range, the reliability of the operation cannot be secured.
  • the length of the rotating shaft is preferably shorter and larger in diameter so that the rigidity of the shaft can be secured.
  • the bearing design limit DN number should also be considered in the diameter of a shaft, there exists a limit in making a diameter of a shaft larger.
  • the present invention is to provide a structure that can secure the fastening force of the two impeller and the thrust bearing runner around the rotating shaft in the structure of the turbo compressor.
  • the turbo compressor according to the first embodiment of the present invention includes a rotating shaft 100 including a rotor 105 and a thrust bearing runner 120 disposed on one side of the rotating shaft 100. And a tie rod for fastening the first impeller 140 disposed outside the thrust bearing runner 120 and the first impeller 140 and the thrust bearing runner 120 by applying a preload to the rotating shaft. (tie rod) 160, and the second impeller 180 is fastened to the other side of the rotating shaft (100).
  • the second impeller 180 preferably has a smaller outer diameter than the first impeller 140.
  • the thrust bearing runner 120 it is preferable to place the thrust bearing runner 120 in proximity to an impeller having a relatively large diameter.
  • the thrust bearing runner 120 is disposed on the back of the impeller having a relatively large diameter, so that it can be effectively supported by rotation of the impeller. It is to ensure that.
  • the rotor 105 is preferably configured to protrude more than the other portion of the rotation shaft (110).
  • Rotor 105 includes a permanent magnet, the larger the size of the permanent magnet is easier to implement a high speed rotation.
  • the limit DN number is calculated as the product of the diameter of the rotating shaft and the number of rotations. The larger the diameter of the rotating shaft, the larger the DN number.
  • the present invention forms the sections on both sides of the rotor 105 of the rotating shaft 100 smaller than the diameter of the rotor 105, thereby bringing an effect of improving the stability at a higher rotation speed.
  • the thrust bearing runner 120 and the first impeller 140 are fastened by applying a preload using a single tie rod 160, thereby providing a thrust bearing runner 120. ) And a structure capable of securing the fastening force of the first impeller 140.
  • the first impeller 140 receives a load in the left direction in the drawing due to the pressure difference generated by the rotation.
  • a preload is applied to the tie rod 160 to fasten the first impeller 140 and the thrust bearing runner 120 to the rotating shaft.
  • the rotary shaft 100 to which the tie rod 160 is fastened includes a hollow groove 102 having an inner diameter larger than the outer diameter of the tie rod 160.
  • One end of the tie rod 160 is fastened to the hollow groove 102, the fastening nut 162 is fastened to the other side.
  • the hollow groove 102 is to allow the tie rod 160 to be in a tensioned state when the tie rod 160 is fastened, the inner diameter of the hollow groove 102 is the outer diameter of the tie rod 160 It is preferable to set larger.
  • An impeller sleeve 150 may be included between the first impeller 140 and the thrust bearing runner 120 to secure the sealing performance of the first impeller 140.
  • the impeller sleeve 150 may be formed in a concave-convex shape to prevent leakage of fluid generated between the first impeller 140 and the impeller housing (not shown).
  • it may be formed of a labyrinth seal.
  • Impeller sleeve 150 is disposed between the first impeller 140 and the thrust bearing runner 120, can impart a coupling force for binding the first impeller 140 and the thrust bearing runner 120. have.
  • the end of the impeller sleeve 150 and the first impeller 140 is fitted to the inner diameter of the impeller sleeve 150, so that the impeller sleeve 150 is the first impeller 140 and the thrust bearing runner 120
  • the outer periphery of the connecting portion of the can be combined to combine.
  • coupling shafts 142 and 124 inserted into the impeller sleeve 150 inside the first impeller 140 and the outside of the thrust bearing runner 120.
  • the outer diameter of the coupling shaft 142, 124 is set larger than the inner diameter of the impeller sleeve 150, so that the coupling shaft 142, 124 is coupled to the impeller sleeve 150 by force fitting impeller sleeve 150 By the coupling force can be provided between the first impeller 140 and the thrust bearing runner 120.
  • the sum of the lengths of the coupling shafts 142 and 124 is preferably set smaller than the length of the impeller sleeve 150.
  • the impeller sleeve 150 is compressed and coupled between the first impeller 140 and the thrust bearing runner 120 by the preload of the tie rod 160 provided by the tie rod 160 and the fastening bolt 162. It is intended to be.
  • the coupling shaft portions 142 and 124 When the sum of the lengths of the coupling shaft portions 142 and 124 is set to be equal to or longer than the length of the impeller sleeve 150, the coupling shaft portions 142 and 124 abut each other, so that the impeller sleeve 150 is the first impeller ( This is because it is not compressed by the 140 and the thrust bearing runner 120.
  • the thrust bearing runner 120 fastened between the first impeller 140 and the rotation shaft 100 may be coupled to the rotation shaft 100 by interference fit.
  • the coupling groove 104 is set at the end of the hollow groove 102 of the rotating shaft 100 larger than the inner diameter of the hollow groove 102, the coupling shaft 122 inside the thrust bearing runner 120 ), The coupling shaft 122 may be coupled to the coupling groove 104 by interference fit.
  • the outer diameter of the coupling shaft 122 is set larger than the inner diameter of the coupling groove 104 so that the coupling shaft 122 of the thrust bearing runner 120 is fitted into the coupling groove 104.
  • the length of the thrust bearing runner 120 fitted into the defect groove 104 is preferably set to be shorter than the depth of the coupling groove 104.
  • FIG. 7 is an enlarged view of a coupling part of a rotation shaft and a second impeller of a turbo compressor according to a first embodiment of the present invention.
  • the second impeller 180 has a relatively small diameter compared to the first impeller 140, it is preferable to be coupled to the rotary shaft in multiple stages in order to secure the coupling force with the rotary shaft 100.
  • the second impeller 180 may be fastened using a fastening bolt 164 directly to the rotation shaft.
  • the end of the rotating shaft to which the second impeller 180 is fastened preferably has a multi-stage structure in which the diameter is reduced to two stages.
  • the large diameter portion 100-1 is the portion having the largest diameter of the rotating shaft
  • the small diameter portion 100-3 is the portion having the smallest diameter of the rotating shaft
  • the part which has a diameter between -1) is called the middle diameter part 100-2.
  • the second impeller 180 is coupled to the middle diameter portion 100-2 and the small diameter portion 100-3.
  • the second impeller 180 includes a base plate 182 and an impeller blade 184 disposed on the base plate 182.
  • the rotating shaft fastening hole of the second impeller 180 has an inner diameter corresponding to the middle diameter portion 100-2 on the base plate 182, and has an inner diameter corresponding to the small diameter portion 100-3 on the impeller blade 184 side. .
  • This structure has the effect of increasing the effective area of the impeller blade 184 by reducing the inner diameter of the impeller blade 184 side.
  • the fastening force of the rotary shaft 100 and the second impeller 180 can be set stronger.
  • the inner surface of the second impeller 180 is supported by the first step surface 103 between the large diameter portion 100-1 and the middle diameter portion 100-2 of the rotation shaft 100, and the second impeller 180
  • the stepped surface formed inside the base plate 182 is supported by the second stepped surface 105 between the middle diameter portion 100-2 and the small diameter portion 100-3 of the rotation shaft 100.
  • This structure has the effect of expanding the coupling area in which the friction force acts when the second impeller 180 is coupled to the rotary shaft 100 by interference fit or shrink fit.
  • the second impeller 180 is compressed by the fastening bolt 164 between the first step surface 103 and the fastening nut 164 of the rotating shaft, and the rotating shaft 100 ), The middle diameter portion 100-2 and the small diameter portion 100-3 are tensioned.
  • the preload may be applied to the middle diameter portion 100-2 and the small diameter portion 100-3 of the rotation shaft 100 by adjusting the tightening force of the fastening nut 164.
  • This structure has the effect that the first rear impeller 140 and the second impeller 180 that are subjected to the greatest force are symmetrical to the front and rear, so that the front rear deformation is made the same.
  • the reliability of the turbo compressor may be lowered due to the deformation during high speed operation.
  • the tie rod 160 When the tie rod 160 is fastened by using the fastening force of the fastening nut 162, the tie rod 160 may be fastened under a tensile load.
  • the present invention is to reduce the size of the turbo compressor and to provide a structure capable of high-speed rotation, the first impeller and the thrust bearing runner is fastened by applying a preload by using a tie rod, the second impeller is a multi-stage rotary shaft shape By applying a preload to the small diameter portion of the rotary shaft through the through, thereby bringing the effect of securing the coupling force required between the rotating parts of the turbo compressor of the high speed rotation.
  • the primary bending frequency was 2,250.5 Hz and the DN number was 2,500,000 mm-rpm.
  • the primary bending frequency is 5,1362.2Hz and the DN number is 2,900,000mm-rpm, and the primary bending frequency is out of the operating speed range.
  • Figure 8 is a graph showing the stress according to the deformation amount of the SUS 304 material
  • Figure 9 is a graph showing the relationship between the deformation amount and the coupling force of the tie rod.
  • the preload of the rotating shaft can be set to 500 to 1800N.
  • FIG. 10 is a configuration diagram showing the structure of a turbo compressor according to a second embodiment of the present invention.
  • the turbo compressor 201 includes a drive motor 210 having a rotating shaft 212, an impeller 230 coupled to a rotating shaft, and an axial load of the rotating shaft. And a thrust bearing runner 250 supporting the casing, and casings 220, 240, and 260 housing them.
  • the casing may be divided into a motor casing 220 accommodating the driving motor 210, an impeller casing 240 accommodating the impeller 230, and a bearing casing 260 accommodating the thrust bearing runner 250.
  • the stator of the driving motor 210 is disposed inside the motor casing 220.
  • the impeller casing 240 together with the impeller 230 constitutes a compression unit.
  • An inflow passage 310 for guiding inflow of the fluid to be compressed is connected to the compression unit, and a discharge passage 320 for guiding the fluid discharged after being compressed by the compression unit.
  • cooling passage 350 may be branched from the discharge passage 320 and connected to the bearing casing 260.
  • a portion of the fluid discharged through the discharge passage 320 of the turbo compressor 201 is supplied to the inside of the bearing casing 260 in which the thrust bearing runner 250 is accommodated, thereby dissipating heat generated in the thrust bearing runner 250. Can be cooled.
  • the turbo compressor 201 includes a drive motor 210, a motor casing 220, an impeller 230 coupled to the rotary shaft 212, an impeller casing 240, and a thrust coupled to the rotary shaft 212.
  • a bearing runner 250, a bearing casing 260 accommodating the thrust bearing runner 250, an inflow passage 310 guiding fluid to an inlet of the impeller casing 240, and the impeller casing 240.
  • Such a structure can cool the turbo compressor by utilizing a fluid to be compressed, without using a separate refrigerant for cooling the turbo compressor itself. Therefore, the inlet and outlet of the cooling ring of the conventional structure or the refrigerant connected to the cooling ring can be eliminated.
  • the cooling ring was formed in a shape surrounding the outer circumferential surface of the drive motor, and by deleting it, the size of the turbo compressor can be reduced.
  • the cooling passage 350 may include a flow rate adjusting means for adjusting the flow rate of the fluid supplied into the bearing casing 260 through the cooling passage 350.
  • Flow rate control of the fluid supplied through the cooling passage 350 may be adjusted through the cross-sectional area of the cooling passage 350.
  • the flow rate of the fluid flowing through the cooling channel 350 may be adjusted by arranging orifices or capillaries in some sections of the cooling channel 350.
  • the turbo compressor 201 is a structure for supplying a part of the fluid discharged through the discharge passage 320 into the bearing casing 260.
  • a check valve (not shown) may be further included on a path of the cooling passage 350 to prevent a backflow of the fluid.
  • FIG. 11 is a configuration diagram showing the structure of a turbo compressor according to a third embodiment of the present invention.
  • the turbo compressor 202 is the drive motor 210, the motor casing 220, the impeller 230, the impeller casing 240 as in the second embodiment ), A thrust bearing runner 250, a bearing casing 260, an inflow passage 310, a discharge passage 320, and a cooling passage 350.
  • a recovery chamber 270 for receiving the fluid supplied into the bearing casing 260 through the cooling channel 350 and a recovery channel for returning the fluid contained in the recovery chamber 270 to the compression unit ( 280).
  • the recovery chamber 270 serves to stably supply the fluid to the bearing casing 260 by providing a space in which the fluid supplied through the cooling channel 350 temporarily passes after passing through the bearing casing 260. Do this.
  • the flow rate and the flow rate of the fluid passing through the bearing casing 260 may be set by the pressure difference between the cooling passage 350 and the recovery chamber 270.
  • the turbo compressor 202 further includes a recovery chamber 270 and a recovery passage 280.
  • the turbo compressor 202 recovers the fluid used for cooling the thrust bearing runner 250 through the recovery chamber 270, and supplies the fluid to the inflow passage 310 through the recovery passage 280 to prevent leakage of the fluid. It serves to prevent loss.
  • the fluid supplied from the discharge channel 320 is in a high pressure state, but the pressure is lowered as the fluid passes through the inside of the bearing casing 260 and the recovery chamber 270.
  • the pressure lowered fluid is recovered to the inflow path 310 through the recovery flow path 280, and the recovered fluid is provided through the impeller 230 to provide a structure that can be recompressed.
  • turbo compressor 202 may further include a flow control valve in the recovery passage 280.
  • the flow rate and flow rate of the fluid supplied into the bearing casing 260 may be adjusted using the flow rate control valve included in the recovery flow path 280.
  • FIG. 12 is a configuration diagram showing the structure of a turbo compressor according to a fourth embodiment of the present invention.
  • a turbo compressor 203 may include a drive motor 210 including a rotating shaft 212, a motor casing 220 accommodating the drive motor 210. , An impeller 230 coupled to one side of the rotary shaft 212, an impeller casing 240 for receiving the impeller 230, a thrust bearing runner 250 coupled to the other side of the rotary shaft, and the thrust bearing A bearing casing 260 accommodating the runner 250, an inflow passage 310 guiding fluid to the inlet of the impeller casing 240, and a discharge guiding fluid discharged from the outlet of the impeller casing 240.
  • Cooling passage 350 for supplying a fluid into the bearing casing 260 by connecting the flow path 320, the discharge passage 320 and the bearing casing 260, and the fluid passing through the bearing casing 260
  • the recovery chamber 270 for receiving the, and the received in the recovery chamber 270 It includes a body in the recovery passage 280 and the cooling passage 350 leading to the inlet flow path 310 and a flow control valve 352 for controlling the flow rate of the fluid flowing through the cooling channel.
  • the turbo compressor 203 further includes a flow rate control valve 352 for adjusting the flow rate of the fluid flowing through the cooling passage 350 to adjust the flow rate of the fluid supplied to the bearing portion.
  • the flow control valve 352 is closed to prevent a decrease in compression efficiency.
  • the flow control valve 352 is opened to open the cooling flow path 350. Through the fluid to be supplied into the bearing casing 260 through.
  • the opening amount of the flow control valve 352 may be adjusted in conjunction with the temperature inside the bearing casing or the rotational speed of the driving motor.
  • FIG. 13 is a configuration diagram showing the structure of a turbo compressor according to a fifth embodiment of the present invention.
  • the turbo compressor 204 includes a drive motor 210 including a rotating shaft 212, a motor casing 220 accommodating the drive motor 210, and , An impeller 230 coupled to one side of the rotary shaft 212, an impeller casing 240 for receiving the impeller 230, a thrust bearing runner 250 coupled to the other side of the rotary shaft, and the thrust bearing A bearing casing 260 accommodating the runner 250, an inflow passage 310 guiding fluid to the inlet of the impeller casing 240, and a discharge passage guiding fluid discharged from the outlet of the impeller casing 240.
  • a cooling passage 350 connecting the discharge passage 320 and the bearing casing 260 to supply the fluid into the bearing casing 260, and the fluid passing through the bearing casing 260.
  • Receiving chamber 270 to accommodate, and oil contained in the recovery chamber 270 A recovery flow passage 280 for guiding a sieve to the inflow flow passage 310, a flow control valve 352 included in the cooling flow passage 350 to adjust a flow rate of the fluid flowing through the cooling flow passage, and the flow control
  • a pressure sensor 354 included in a downstream side of the valve to sense the pressure of the fluid passing through the flow regulating valve and the pressure sensed by the pressure sensor 354 to receive an opening amount of the flow regulating valve 352.
  • a control unit 356 for adjusting.
  • the turbo compressor 204 includes a pressure sensor 354 downstream of the flow regulating valve 352 to measure the actual pressure of the fluid supplied through the cooling flow path 350, thereby supplying it to the bearing casing 260. This results in more accurate control of the flow rate of the fluid.
  • FIG. 14 is a configuration diagram showing the structure of a turbo compressor according to a sixth embodiment of the present invention.
  • the turbo compressor 205 includes a drive motor 210 including a rotating shaft 212, a motor casing 220 accommodating the drive motor 210, and An impeller 230 coupled to one side of the rotary shaft 212, an impeller casing 240 for receiving the impeller 230, a thrust bearing runner 250 coupled to the other side of the rotary shaft 212, and A bearing casing 260 accommodating the thrust bearing runner 250, an inflow passage 310 guiding fluid to an inlet of the impeller casing 240, and a fluid discharged from an outlet of the impeller casing 240.
  • Recovery chamber 270 for receiving the fluid passed through the, and accommodated in the recovery chamber 270 A fluid in the path of the recovery passage 280 and the cooling passage 350 leading to the inlet flow path 310, and comprises a heat exchanger 360 that is disposed in the inflow passage (310).
  • the turbo compressor 205 allows the relatively low temperature fluid introduced through the inflow passage 310 to exchange heat with the relatively high temperature fluid supplied through the cooling passage 350 through the heat exchanger 360. This results in lowering the temperature of the fluid supplied through the cooling passage 350.
  • the heat exchanger 360 is preferably disposed so as not to interfere with the flow of the suction fluid.
  • the fins are preferably arranged in parallel with the flow direction of the suction fluid.
  • the cooling effect increases as the temperature of the fluid is lower.
  • the cooling effect of the desired bearing portion can be obtained with a relatively low flow rate of the fluid.
  • This structure has the effect of eliminating the cooling shortage phenomenon when the temperature of the fluid circulating in the fluid circuit is relatively high.
  • FIG. 15 is a configuration diagram showing the structure of a turbo compressor according to a seventh embodiment of the present invention.
  • a turbo compressor 206 includes a drive motor 210 including a rotation shaft, a motor casing 220 accommodating the drive motor 210, and the rotation shaft.
  • An impeller casing coupled to one side of the 212 and including an impeller 230 rotating together with the rotary shaft, and a diffuser for receiving the impeller 230 and converting a flow of gas accelerated by the impeller 230 into pressure.
  • the turbo compressor 206 is connected to the impeller casing 240 instead of the cooling flow path 350.
  • the fluid inside the impeller casing 240 has a relatively lower pressure than the fluid inside the discharge passage 320, the compression loss due to the flow rate of the fluid supplied to the cooling passage can be reduced.

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Abstract

본 발명은 터보 압축기에 관한 것으로 회전자를 포함하는 회전축; 상기 회전축의 일측에 결합되는 제 1임펠러; 상기 제 1임펠러와 상기 회전축의 사이에 결합되는 스러스트 베어링 러너; 상기 제 1임펠러와 상기 스러스트 베어링 러너 사이에 압착되어 결합되는 임펠러 슬리브; 상기 회전축의 타측에 결합되는 제 2임펠러; 및 상기 제 1임펠러와 상기 스러스트 베어링을 관통하여 상기 회전축에 체결되는 타이 로드;를 포함한다.

Description

터보 압축기
본 발명은 회전축의 강성을 향상시키고, 회전축과 임펠러 사이의 결합력을 향상시키며, 베어링의 신뢰성을 확보한 터보 압축기에 관한 것이다.
압축기는 왕복동식, 스크류식, 터보식으로 크게 분류된다.
왕복동식 압축기는 실린더 내 피스톤의 왕복 운동으로 가스를 압축하는 압축기이고, 스크류식 압축기는 암수 한 쌍의 비틀림 나사산을 가진 두 축의 스크류 로터의 회전에 의해 가스를 압축하는 압축기이다.
터보 압축기는 원심 압축기의 일종으로, 케이싱 내에 후곡 날개의 날개 바퀴를 회전해서 그 원심력으로 기체의 압축을 실행하는 것이다.
터보 압축기는 왕복동식, 스크류식 보다 대용량, 저소음, 낮은 유지 보수 등의 장점을 가진다.
뿐만 아니라 오일이 함유되지 않은 깨끗한 압축기체를 생산할 수 있다.
원심형 터보 압축기에서 기체를 압축하는 구성요소로는 기체를 가속시키는 임펠러(Impeller)와 가속된 기체흐름을 감속시켜 압력으로 전환시키는 디퓨져(Diffuser)로 구성되어 있다.
모터가 임펠러를 고속 회전시키면 외부 기체가 임펠러의 축방향을 따라 흡입되고 흡입된 기체는 임펠러의 원심방향으로 토출된다.
터보 압축기의 설계에 있어서 가장 중요한 인자는 회전축의 1차 벤딩 모드이다.
보다 자세하게는 회전축이 1차 벤딩 모드에 도달하는 위험 속도를 피하기 위해서는 회전축의 강성을 확보할 수 있는 설계가 중요하다.
도 1은 종래의 터보 압축기의 단면의 구조를 나타낸 도면이고, 도 2는 종래의 터보 압축기의 회전축의 구조를 나타낸 도면이다.
도 1과 도 2를 참조하면 종래의 터보 압축기는 케이싱(10)과, 케이싱(10)의 내부에 구비되는 고정자(12)와, 상기 고정자의 내부에서 회전하는 회전자(22)를 포함하는 회전축(20)을 포함한다. 상기 회전축의 양단에 임펠러(미도시)가 체결된다.
회전축(20)에는 축방향의 하중을 지탱하기 위한 스러스트 베어링 러너(thrust bearing runner)(25)가 구비된다.
회전축(20)의 외경은 스러스트 베어링의 한계수를 고려하여 일정 수준 이하가 되도록 설계 되어야 하며, 운전시에 겪게되는 고온 환경에서 운전을 하기 위해서는 모든 부품이 견고하고 큰 힘으로 체결되어야 한다.
고온 환경 하에서 회전축이 열에 의하여 팽창하게 되는데, 이러한 팽창으로 인하여 임펠러와 회전축 사이의 결합이 느슨해질 경우, 임펠러가 회전축과 함께 회전하지 못하며 슬립이 발생할 수 있고, 이러한 문제는 터보 압축기의 내구성과 신뢰성을 크게 저하시키게 된다.
이러한 문제를 해결하기 위하여 US 공개특허 2004-0005228호 (공개 일자 2004년 1월 8일)는 타이 볼트를 이용하여 결합력을 확보하는 구조를 제시하였다.
도 3은 선행특허의 터보 압축기 구조를 나타낸 단면도이고, 도 4는 선행특허의 터보 압축기의 냉각 링의 구조를 나타낸 도면이다.
도시한 바와 같이, 선행특허의 터보 압축기는 타이 로드(48)가 회전축의 축 중심을 관통하며, 회전축의 부품들을 체결하는 구조를 가지고 있었다.
회전자의 영구자석(52)은 양단이 엔드 캡(56, 58)에 가압되며, 영구자석(54)의 외주면은 가압 슬리브(54)에 끼워지고, 엔드 캡(56, 58)의 측에 제 1저널 베어링 샤프트(40)과 제 2저널베어링 샤프트(44)가 배치되고, 그 양측에 임펠러(20)와 스러스트 디스크(46)가 배치되며, 타이 로드가 이들을 관통하며 체결되는 구조를 가지고 있었다.
이러한 구조는 타이 로드(48)에 인장력이 걸리도록 체결하면 축 방향 결합 부품들의 결합력을 강화할 수 있는 장점을 가지나, 너무 많은 수의 부품으로 분할되어 있고, 이들이 그 중앙을 관통하는 타이 로드(48)에 의해서 체결되고 있어서, 회전축의 중심에 대하여 각 부품이 편심을 가지는 상태로 결합될 우려가 있다.
타이 로드(48)가 각 부품을 관통하여 결합되는 구조는 각 부품에 타이 로드(48)의 관통을 위한 관통공이 구비하고, 관통공에 타이 로드(48)가 조립되어야 한다.
또한, 타이 로드(48) 의 조립을 위해서는 타이 로드(48)의 외경과 관통공의 내경 사이에 유격이 존재해야 하는데, 이러한 유격으로 인하여 타이 로드(48)로 결합되는 부품들이 회전축의 중심에 정확하게 정렬되지 못하고 편심된 상태로 결합될 수 있다.
따라서, 편심이 발생할 경우 회전 관성모멘트가 증가하여 압축기의 효율이 감소하게 되는 문제점을 가지고 있었다.
한편, 선행특허의 터보 압축기는 중심축(14)을 중심으로 대칭 형상을 가지는 하우징(12)과, 압축 대상 유체가 유입되는 유입구(16)와, 임펠러(20)와 디퓨저(22)를 포함하는 압축부와, 상기 하우징(12)의 내부에서 구비되며 회전자(42)와 고정자(50)를 포함하는 모터와, 상기 하우징(12)의 내부에서 상기 고정자(50)를 둘러싸는 냉각링(36)을 포함한다.
상기 냉각링(36)은 외주면에 나선형태의 홈(38)이 구비되며, 상기 하우징(12)과 상기 냉각링(36)의 사이로 냉각유체를 공급하고 회수하기 위한 유입구(32)와 배출구(34)가 구비된다.
터보 압축기가 고속으로 회전하면 열이 발생하게 된다. 터보 압축기의 구동 시에 발생한 열을 적절하게 냉각하지 않으면 마찰이 발생하는 부위 및 구동 모터의 손상이 발생하게 된다.
또한, 선행특허의 터보 압축기는 하우징(12)의 내부에 냉각링(36)을 배치하고, 상기 냉각링(36)과 하우징(12)의 사이(냉각링의 외주면에 형성된 홈(38))로 냉각유체를 공급하는 구조를 가지고 있었다.
이러한 구조는 터보 압축기의 하우징(12)과 냉각링(36)을 냉각하는 것으로, 모터의 냉각에는 효과적이나 베어링 마찰부는 간접적으로 냉각되는 구조이다.
따라서, 터보 압축기가 회전속도를 증가시키면 베어링 부분의 냉각이 중요한데, 종래의 구조는 베어링 부분을 냉각함에 있어서는 효과적이지 못한 문제점을 가지고 있었다.
본 발명은 상기한 문제점을 해결하기 위한 것으로, 터보 압축기의 회전축의 강성을 확보하여 고속 회전 시에도 회전축의 1차 벤딩 모드를 회피할 수 있는 터보 압축기를 제공하는 것을 목적으로 한다.
또한, 본 발명은 회전축에 결합되는 부품들이 회전축의 축 중심에 보다 정확하게 정렬될 수 있는 터보 압축기를 제공하는 것을 목적으로 한다.
또한, 터보 압축기가 고속 운전시 발생하는 고온 환경에서도 임펠러 등의 구성요소가 견고하게 고정된 상태를 유지할 수 있는 터보 압축기를 제공하는 것을 목적으로 한다.
또한, 소형화에 적합한 터보 압축기를 제공하는 것을 목적으로 한다.
또한, 스러스트 베어링 러너 부분으로 유체를 공급하는 냉각유로를 구비하여 고속에서 안정적으로 작동할 수 있는 터보 압축기를 제공하는 것을 목적으로 한다.
또한, 토출유로를 통해서 토출되는 냉매의 일부를 베어링 케이싱의 내부로 공급하여 스러스트 베어링 부분을 냉각할 수 있는 터보 압축기를 제공하는 것을 목적으로 한다.
또한, 임펠러 케이싱 내부의 냉매의 일부를 베어링 케이싱의 내부로 공급하여 스러스트 베어링 부분을 냉각할 수 있는 터보 압축기를 제공하는 것을 목적으로 한다.
상기한 목적을 달성하기 위하여, 본 발명의 실시 예에 따른 터보 압축기는 2개의 임펠러가 배면을 마주하는 백 투 백 타입의 2단 터보 압축기에 있어서, 2개의 임펠러가 예하중이 인가된 상태로 체결될 수 있다.
또한, 상대적으로 큰 직경을 가지는 제 1임펠러의 배면에 스러스트 베어링 러너를 배치하고, 상기 제 1임펠러와 스러스트 베어링 러너를 타이 로드를 통하여 회전축에 체결하여, 상기 타이 로드에 예하중을 부여함으로써 체결력을 확보할 수 있다.
또한, 제 1임펠러와 스러스트 베어링 러너 사이에 배치되는 임펠러 슬리브에, 제 1임펠러와 스러스트 베어링 러너의 결합축이 삽입되는 구조를 제공함으로써, 임펠러 슬리브와 결합축의 억지 끼움에 의하여 제 1임펠러와 스러스트 베어링 러너의 결합력을 부여할 수 있다.
또한, 제 2임펠러가 체결되는 회전축의 단부의 직경이 다단으로 축소되는 구조를 제공함으로써, 제 2임펠러와 회전축 사이에 체결력이 작용하는 접촉 면적을 확대할 수 있다.
또한, 구동모터를 이용하여 임펠러를 회전시켜 상기 임펠러로 공급되는 냉매를 압축하는 터보 압축기에서, 상기 임펠러에서 토출되는 냉매를 이용하여 터보 압축기의 내부를 냉각시킬 수 있다.
또한, 임펠러에서 토출되는 냉매를 안내하는 토출유로에서 분기되어, 스러스트 베어링 러너가 수용된 베어링 케이싱의 내부로 연결되는 냉각 유로를 포함할 수 있다.
또한, 상기 베어링 케이싱의 내부로 공급된 냉매를 임펠러 측으로 돌려보내기 위한 회수유로를 포함할 수 있다.
또한, 상기 냉각유로 또는 상기 회수유로 중 어느 하나에 유량조절 밸브를 배치하여, 베어링 케이싱의 내부로 공급되는 냉매의 유량을 조절할 수도 있다.
또한, 상기 냉각유로의 경로상에 열교환기를 포함하여, 상기 냉각유로의 냉매와 상기 흡기유로를 통해 흡입되는 냉매를 열교환 시키도록 하면, 냉각유로를 통해서 공급되는 냉매의 온도를 낮출 수 있다.
본 발명에 따르면, 터보 압축기는 제 1임펠러와 스러스트 베어링 러너는 타이 로드를 이용하여 예하중을 부여하여 체결되도록 하고, 제 2임펠러는 다단의 회전축 형상을 통하여 회전축의 소경부에 예하중을 인가하여 체결되도록 하여 고속 회전의 터보 압축기의 회전 부품들 사이에 요구되는 결합력을 확보할 수 있는 장점이 있다.
또한, 회전축의 강성 확보가 용이하여 상대적으로 더 높은 운전 주파수를 확보할 수 있는 장점이 있다.
또한, 타이 볼트를 적용하여 임펠러의 체결력을 부족 문제를 해소할 수 있는 장점이 있다.
또한, 터보 압축기의 동작시에 열이 발생하는 부분을 효과적으로 냉각시킬 수 있는 장점이 있다.
또한, 터보 압축기를 냉각하기 위해서 별도의 냉매를 사용하지 않고, 임펠러로 공급되어 압축되는 유체를 이용하여 터보 압축기의 동작시에 발생하는 열을 냉각할 수 있도록 함으로써, 터보 압축기의 냉각을 위한 구조를 간소화할 수 있는 장점이 있다.
또한, 열이 발생하는 부분에 직접 유체를 공급하는 구조를 제공함으로써, 발열 부분의 온도를 효과적으로 제어할 수 있는 장점이 있다.
또한, 냉각을 위해 공급되는 유체와 임펠러로 유입되는 유체 사이에 열 교환이 이루어지도록 하여 냉각을 위해 공급되는 유체의 온도를 낮출 수 있으며, 공급되는 유체의 유량을 절감할 수 있는 장점이 있다.
도 1은 종래의 터보 압축기의 단면의 구조를 나타낸 도면이다.
도 2는 종래의 터보 압축기의 회전축의 구조를 나타낸 도면이다.
도 3은 선행특허의 터보 압축기의 단면의 구조를 나타낸 도면이다.
도 4는 선행특허의 터보 압축기의 냉각링을 나타낸 도면이다.
도 5는 본 발명의 제 1실시 예에 따른 터보 압축기의 회전축의 구조를 나타낸 도면이다.
도 6은 본 발명의 제 1실시 예에 따른 터보 압축기의 회전축과 스러스트 베어링 러너의 결합부분을 확대하여 나타낸 도면이다.
도 7은 본 발명의 제 1실시 예에 따른 터보 압축기의 회전축과 제 2 임펠러의 결합 부분을 확대하여 나타낸 도면이다.
도 8은 SUS 304 재질의 변형량에 따른 응력을 나타낸 그래프이다.
도 9는 타이 볼트의 변형량과 결합력의 관계를 나타낸 그래프이다.
도 10은 본 발명의 제 2실시 예에 따른 터보 압축기의 구조를 나타낸 구성도이다.
도 11은 본 발명의 제 3실시 예에 따른 터보 압축기의 구조를 나타낸 구성도이다.
도 12는 본 발명의 제 4실시 예에 따른 터보 압축기의 구조를 나타낸 구성도이다.
도 13은 본 발명의 제 5실시 예에 따른 터보 압축기의 구조를 나타낸 구성도이다.
도 14는 본 발명의 제 6실시 예에 따른 터보 압축기의 구조를 나타낸 구성도이다.
도 15는 본 발명의 제 7실시 예에 따른 터보 압축기의 구조를 나타낸 구성도이다.
이하, 본 발명의 일부 실시 예들을 예시적인 도면을 통해 상세하게 설명한다. 각 도면의 구성요소들에 참조부호를 부가함에 있어서, 동일한 구성요소들에 대해서는 비록 다른 도면상에 표시되더라도 가능한 한 동일한 부호를 가지도록 하고 있음에 유의해야 한다. 또한, 본 발명의 실시 예를 설명함에 있어, 관련된 공지 구성 또는 기능에 대한 구체적인 설명이 본 발명의 실시 예에 대한 이해를 방해한다고 판단되는 경우에는 그 상세한 설명은 생략한다.
또한, 본 발명의 실시 예의 구성 요소를 설명하는 데 있어서, 제 1, 제 2, A, B, (a), (b) 등의 용어를 사용할 수 있다. 이러한 용어는 그 구성 요소를 다른 구성 요소와 구별하기 위한 것일 뿐, 그 용어에 의해 해당 구성 요소의 본질이나 차례 또는 순서 등이 한정되지 않는다. 어떤 구성 요소가 다른 구성요소에 "연결", "결합" 또는 "접속"된다고 기재된 경우, 그 구성 요소는 그 다른 구성요소에 직접적으로 연결되거나 접속될 수 있지만, 각 구성 요소 사이에 또 다른 구성요소가 "연결", "결합" 또는 "접속"될 수도 있다고 이해되어야 할 것이다.
일반적으로 터보 압축기는 원심 압축기의 일종으로, 케이싱 내에 임펠러를 회전해서 그 원심력으로 유체를 압축하는 것이다.
터보 압축기는 임펠러의 회전력을 이용하여 기체를 축방향으로 흡입하였다가 원심방향으로 토출시키면서 압축하는 것으로 통상 2단 압축식 터보 압축기가 상용화 되었다.
터보 압축기는 임펠러의 개수에 따라 단수가 구분되며, 임펠러의 배열형태에 따라서 백 투 백 타입 또는 페이스 투 페이스 타입으로 구분될 수 있다.
백 두 백(back to back) 타입은 임펠러의 배면이 서로 마주보도록 배열되는 것이고, 페이스 투 페이스(face to face) 타입은 임펠러의 흡입단이 서로 마주보도록 배열되는 것이다.
이하에서 살펴보는 본 발명의 실시예에 따른 터보 압축기는 두 개의 임펠러를 포함하고 임펠러의 배면이 서로 마주보도록 배열된 2단 백 두 백 타입 터보 압축기이다.
도 5는 본 발명의 제 1실시 예에 따른 터보 압축기의 회전축의 구조를 나타낸 도면이다.
도 6은 본 발명의 제 1실시 예에 따른 터보 압축기의 회전축과 스러스트 베어링 러너의 결합부분을 확대하여 나타낸 도면이다.
터보 압축기를 소형화하기 위하여 가장 중요한 인자는 회전축의 1차 벤딩 모드이다. 왜냐하면 회전축은 고속으로 회전하며 고압의 조건에서 운전되기 때문에 운전속도 범위 내에서 회전축이 1차 벤딩 모드에 도달하게 되면 운전의 신뢰성을 확보할 수 없기 때문이다.
회전축이 고속 운전에 적합하기 위해서는 축의 강성이 확보될 수 있도록 회전축의 길이는 짧고 직경은 커지는 것이 바람직하다. 그런데, 축의 직경에 있어서는 또한 베어링의 설계 한계 DN number를 고려해야 하므로, 축의 직경을 크게 하는 것에도 한계가 있다.
본 발명은 터보 압축기의 구조에 있어서, 회전축을 중심으로 한 두 개의 임펠러와 스러스트 베어링 러너의 체결력을 확보할 수 있는 구조를 제공하기 위한 것이다.
도 5와 6을 참조하면, 본 발명의 제 1실시예에 따른 터보 압축기는 회전자(105)를 포함하는 회전축(100)과, 상기 회전축(100)의 일측에 배치되는 스러스트 베어링 러너(120)와, 상기 스러스트 베어링 러너(120)의 외측에 배치되는 제 1임펠러(140)와, 상기 제 1임펠러(140)와 상기 스러스트 베어링 러너(120)를 상기 회전축에 예하중을 인가하여 체결하는 타이 로드(tie rod)(160)와, 상기 회전축(100)의 타측에 체결되는 제 2임펠러(180)를 포함한다.
상기 제 2임펠러(180)는 상기 제 1임펠러(140)에 비하여 상대적으로 작은 외경을 가지는 것이 바람직하다.
다시 말해, 상대적으로 큰 직경을 가지는 임펠러에 근접하여 스러스트 베어링 러너(120)를 배치하는 것이 바람직하다.
임펠러의 직경이 커질수록 임펠러의 배면에 인가되는 축 방향 하중이 커지므로, 상대적으로 큰 직경을 가지는 임펠러의 배면에 스러스트 베어링 러너(120)를 배치하여, 임펠러의 회전에 의하여 발생하는 효과적으로 지지할 수 있도록 하기 위한 것이다.
또한, 회전자(105)가 회전축(110)의 다른 부분보다 돌출되는 형태로 구성되는 것이 바람직하다.
회전자(105)는 영구자석을 포함하는데, 영구자석의 크기를 크게 할수록 고속 회전을 구현하기 용이하다.
따라서 회전자(105) 부분의 외경을 크게 하면 구동모터의 회전력을 확보할 수 있다.
앞서 살펴본 바와 같이 회전축의 직경이 커지게 되면, 회전축을 지지하는 저널 베어링의 한계 DN number의 측면에서는 불리하다.
한계 DN number 는 회전축의 직경과 회전수의 곱으로 산출되는 것으로, 회전축의 직경이 커질수록 DN number가 커지게 된다.
따라서, 본 발명은 회전축(100)의 회전자(105) 양측의 구간을 회전자(105)의 직경보다 작게 형성함으로써, 보다 고속 회전에서의 안정성을 향상시키는 효과를 가져온다.
본 발명에 따른 터보 압축기는 스러스트 베어링 러너(120)와 제 1임펠러(140)를 하나의 타이 로드(160)를 이용하여 예하중(pre load)을 인가한 상태로 체결함으로써, 스러스트 베어링 러너(120)와 제 1임펠러(140)의 체결력을 확보할 수 있는 구조를 제공한다.
터보 압축기가 회전하게 되면 제 1임펠러(140)는 회전에 의하여 발생하는 압력차에 의하여 도면에서 좌측 방향으로 하중을 인가 받게 된다.
이를 상쇄하기 위하여 타이 로드(160)에 예하중을 인가하여 제 1임펠러(140)와 스러스트 베어링 러너(120)를 회전축에 체결하는 것이다.
타이 로드(160)를 이용하여 예하중을 인가하기 위해서는 타이 로드(160)가 체결되는 회전축(100)에는 타이 로드(160)의 외경보다 큰 내경을 가지는 중공홈(102)이 포함된다.
타이 로드(160)의 일측 단부는 중공홈(102)에 체결되고, 타측에는 체결 너트(162)가 체결된다.
다시 말해, 회전축의 좌측 단부와 체결 너트(162)의 사이에 스러스트 베어링 러너(120)와 임펠러(140)가 끼워진 상태에서 체결 너트(162)를 조이면, 타이 로드(160)는 인장되고 임펠러(140)와 스러스트 베어링 러너(120)는 압축되며 체결된다.
따라서, 체결 너트(162)의 체결 정도를 조절하면 타이 로드(160)에 인가되는 예하중의 크기를 설정할 수 있다.
상기 중공홈(102)은 타이 로드(160)가 체결될 때 타이 로드(160)가 인장된 상태가 될 수 있도록 하기 위한 것으로, 상기 중공홈(102)의 내경은 상기 타이 로드(160)의 외경보다 크게 설정되는 것이 바람직하다.
타이 로드(160)와 중공홈(102) 사이에 마찰력이 발생하게 되면 타이 로드(160)에 인가되는 예하중의 일부가 타이 로드(160)와 중공홈(102)의 내벽 사이에 마찰력으로 상쇄되므로 타이 로드(160)를 이용하여 부여하고 싶은 만큼의 예하중이 체결력으로 작용되지 못할 수 있다.
제 1임펠러(140)와 스러스트 베어링 러너(120)의 사이에는 제 1임펠러(140)의 씰링 성능을 확보하기 위한 임펠러 슬리브(150)가 포함될 수 있다.
임펠러 슬리브(150)는 제 1임펠러(140)와 임펠러 하우징(미도시) 사이에서 발생하는 유체의 누설을 방지하기 위하여 요철 형상으로 형성될 수 있다. 예를 들면, 라비린스(Labrith seal)로 형성될 수 있다.
본 발명에 따른 임펠러 슬리브(150)는 제 1임펠러(140)와 스러스트 베어링 러너(120)의 사이에 배치되어, 제 1임펠러(140)와 스러스트 베어링 러너(120)를 결속시키는 결합력을 부여할 수 있다.
도시한 바와 같이 임펠러 슬리브(150)와 제 1임펠러(140)의 단부가 임펠러 슬리브(150)의 내경에 끼워지도록 함으로써, 임펠러 슬리브(150)가 제 1임펠러(140)와 스러스트 베어링 러너(120)의 연결부의 외주를 감싸며 이들을 결합시키도록 할 수 있다.
이를 위하여 제 1임펠러(140)의 내측과, 스러스트 베어링 러너(120)의 외측에는 임펠러 슬리브(150)의 내부로 삽입되는 결합축부(142, 124)를 포함하는 것이 바람직하다.
이때, 상기 결합축부(142, 124)의 외경은 임펠러 슬리브(150)의 내경보다 크게 설정하여, 결합축부(142, 124)가 임펠러 슬리브(150)에 억지 끼움으로 결합되도록 하면 임펠러 슬리브(150)에 의하여 제 1임펠러(140)와 스러스트 베어링 러너(120) 사이에 결합력을 부여할 수 있다.
이때, 상기 결합축부(142, 124)의 길이의 합은 임펠러 슬리브(150)의 길이 보다 작게 설정되는 것이 바람직하다. 이는 타이 로드(160)와 체결 볼트(162)에 의하여 부여되는 타이 로드(160)의 예하중에 의하여 임펠러 슬리브(150)가 제 1임펠러(140)와 스러스트 베어링 러너(120)의 사이에서 압축되며 결합될 수 있도록 하기 위한 것이다.
결합축부(142, 124)의 길이의 합이 임펠러 슬리브(150)의 길이와 같거나 그보다 길게 설정되면, 결합축부(142, 124)가 서로 맞닿게 되므로 임펠러 슬리 브(150)가 제 1임펠러(140)와 스러스트 베어링 러너(120)에 의하여 압축되지 못하기 때문이다.
또한, 제 1임펠러(140)와 회전축(100)의 사이에 체결되는 스러스트 베어링 러너(120)는 회전축(100)과도 억지끼움으로 결합될 수 있다.
도시한 바와 같이, 회전축(100)의 중공홈(102)의 단부에 중공홈(102)의 내경보다 크게 설정된 결합홈(104)을 포함하고, 스러스트 베어링 러너(120)의 내측에 결합축(122)을 포함하여, 상기 결합축(122)이 결합홈(104)에 억지끼움으로 결합되도록 할 수 있다.
결합축(122)의 외경을 결합홈(104)의 내경에 비하여 크게 설정하여, 스러스트 베어링 러너(120)의 결합축(122)이 결합홈(104)에 억지끼움 되도록 하는 것이다.
이는 스러스트 제 1임펠러(140)와 회전축(100)의 사이에 끼워지는 스러스트 베어링 러너(120)와 회전축(100)의 접촉 면적을 확대함으로써, 스러스트 베어링 러너(120)와 회전축 사이의 결합력을 확보할 수 있도록 하기 위한 것이다.
한편. 결함홈(104)에 끼워지는 스러스트 베어링 러너(120)의 길이는 결합홈(104)의 깊이 보다 짧게 설정되는 것이 바람직하다.
이는 타이 로드(160)에 인가되는 예하중에 의하여 스러스트 베어링 러너(120)와 회전축(100)의 좌측 단부 사이에 압축력이 인가될 수 있도록 하기 위한 것이다.
도 7은 본 발명의 제 1실시 예에 따른 터보 압축기의 회전축과 제 2임펠러의 결합 부분을 확대하여 나타낸 도면이다.
이를 참조하면, 제 2임펠러(180)는 제 1임펠러(140)에 비하여 상대적으로 작은 직경을 가지는 것으로, 회전축(100)과의 결합력을 확보하기 위하여 다단으로 회전축과 결합되도록 하는 것이 바람직하다.
제 2임펠러(180) 회전축에 직접 체결 볼트(164)를 이용하여 체결될 수 있다.
제 2임펠러(180)가 체결되는 회전축의 단부는 2단으로 직경이 축소되는 다단의 구조를 가지는 것이 바람직하다.
이하에서, 회전축의 직경이 가장 큰 부분을 대경부(100-1), 회전축의 직경이 가장 작은 부분을 소경부(100-3), 그 사이에서 소경부(100-3)와 대경부(100-1) 사이의 직경을 가지는 부분을 중경부(100-2)로 칭한다.
제 2임펠러(180)는 중경부(100-2)와 소경부(100-3)에 결합된다.
제 2임펠러(180)는 베이스 플레이트(182)와, 베이스 플레이트(182)에 배치된 임펠러 블레이드(184)를 포함한다.
제 2임펠러(180)의 회전축 체결공은 베이스 플레이트(182)에는 중경부(100-2)에 대응하는 내경을 가지며, 임펠러 블레이드(184)측에는 소경부(100-3)에 대응하는 내경을 가진다.
이러한 구조는 임펠러 블레이드(184) 측의 내경을 작게 함으로써, 임펠러 블레이드(184)의 유효 면적을 확대할 수 있는 효과를 가진다.
또한, 회전축(100)과 제 2임펠러(180)의 체결력을 보다 강하게 설정 할 수 있다.
제 2임펠러(180)와 회전축(100)이 다단으로 결합되면, 회전축의 반지름 방향면이 제 2임펠러(180)와 접촉하게 되므로, 접촉 면적이 확대된다.
따라서, 제 2임펠러(180)와 회전축(100)의 체결력을 향상시킬 수 있는 것이다.
제 2임펠러(180)의 내측면은 회전축(100)의 대경부(100-1)와 중경부(100-2) 사이의 제1단차면(103)에 지지되고, 제 2임펠러(180)의 베이스 플레이트(182)의 내부에 형성되는 단차면은 회전축(100)의 중경부(100-2)와 소경부(100-3) 사이의 제 2단차면에(105)에 지지된다.
이러한 구조는 제 2임펠러(180)를 회전축(100)에 억지끼움 또는 열박음으로 결합시켰을 때 마찰력이 작용하는 결합면적이 확대되도록 하는 효과를 가져온다.
또한, 체결너트(164)를 체결하게 되면, 체결볼트(164)에 의하여 제 2임펠러(180)는 회전축의 제 1단차면(103)과 체결너트(164)의 사이에 압축되며, 회전축(100)의 중경부(100-2)와 소경부(100-3)는 인장된다.
따라서, 체결 너트(164)의 체결력을 조절하여 회전축(100)의 중경부(100-2)와 소경부(100-3)에 예하중을 인가할 수 있다.
이러한 구조는 가장 큰 힘을 받는 제 1임펠러(140)와 제 2임펠러(180)가 전 후방으로 대칭이 되도록 함으로써, 전 후방 변형이 동일하게 이루어지도록 하는 효과를 가져온다.
변형이 일측으로 편중될 경우, 고속 운전시의 변형에 의하여 터보 압축기의 신뢰성이 저하될 수 있다.
타이 로드(160)를 이용하여 체결하면, 체결 너트(162)의 조임력을 이용하여 타이 로드(160)에 인장하중이 걸린 상태로 체결이 가능하다.
다시 말해, 타이 로드(160)에 프리 텐션을 부여하여 체결할 수 있게 되므로, 열팽창 등에 의하여 변형이 발생하더라도 프리 텐션이 인가되어 있으므로 열팽창에 의한 변형으로 발생하는 인장력의 저하를 타이 로드(160)에 인가된 예하중이 흡수할 수 있도록 함으로써 견고한 체결이 가능하도록 하는 것이다.
본 발명은 터보 압축기의 크기를 축소하며 고속 회전이 가능한 구조를 제공하기 위하여, 제 1임펠러와 스러스트 베어링 러너는 타이 로드를 이용하여 예하중을 부여하여 체결되도록 하고, 제 2임펠러는 다단의 회전축 형상을 통하여 회전축의 소경부에 예하중을 인가하여 체결되도록 함으로써, 고속 회전의 터보 압축기의 회전 부품들 사이에 요구되는 결합력을 확보할 수 있는 효과를 가져온다.
도 2에 도시되어 있는 종래의 터보 압축기에서 길이는 177mm, 외경은 125mm의 회전축을 200,000rpm으로 회전하여 실험한 결과는 하기와 같다.
1차 벤딩 주파수가 2,250.5Hz, DN Number가 2,500,000mm-rpm으로, 1차 벤딩 주파수가 운전속도 범위 내에 있어서 고속 운전에 부적합한 것으로 나타났다.
한편, 도 5에 도시되어 있는 본 발명의 제 1실시 예에 따른 터보 압축기에서 길이는 135.5mm, 외경은 14.5mm의 회전 축을 200,000rpm으로 회전하여 실험한 결과는 하기와 같다.
1차 벤딩 주파수가 5,1362.2Hz, DN Number가 2,900,000mm-rpm으로, 1차 벤딩 주파수가 운전속도 범위 밖에 있어서 고속 운전에 적합한 것으로 나타났다.
도 8은 SUS 304 재질의 변형량에 따른 응력을 나타낸 그래프이고, 도 9는 타이 로드의 변형량과 결합력의 관계를 나타낸 그래프이다.
도 8과 도 9를 참조하면, 타이 로드의 재질로 SUS 304 재질을 적용하는 경우를 예로 들면, SUS 304 재질의 변형량과 응력 관계의 그래프에서, 안전계수를 3으로 적용할 경우 변형량을 25um이내로 적용할 수 있음을 알 수 있다.
또한, 타이 로드의 변형량을 7~25um범위로 설정하면, 회전축의 예하중이 500~1800N으로 설정할 수 있다.
도 10은 본 발명의 제 2실시 예에 따른 터보 압축기의 구조를 나타낸 구성도이다.
도 10을 참조하면, 본 발명의 제 2실시 예에 따른 터보 압축기(201)는 회전축(212)을 구비하는 구동모터(210)와, 회전축에 결합되는 임펠러(230)와, 회전축의 축방향 하중을 지지하는 스러스트 베어링 러너(250)와, 이들을 수용하는 케이싱(220,240,260)을 포함한다.
케이싱은 구동모터(210)를 수용하는 모터 케이싱(220)과, 임펠러(230)를 수용하는 임펠러 케이싱(240)과, 스러스트 베어링 러너(250)를 수용하는 베어링 케이싱(260)로 구분할 수 있다.
모터 케이싱(220)의 내부에는 구동모터(210)의 고정자가 배치된다.
임펠러 케이싱(240)은 임펠러(230)와 함께 압축부를 구성한다. 압축부에는 압축 대상이되는 유체의 유입을 안내하는 유입유로(310)와, 압축부에서 압축된 후 토출되는 유체를 안내하는 토출유로(320)가 연결된다.
또한, 토출유로(320)에서 분기되어 베어링 케이싱(260)으로 연결되는 냉각유로(350)를 포함할 수도 있다.
터보 압축기(201)의 토출유로(320)를 통해서 토출되는 유체의 일부 가 스러스트 베어링 러너(250)가 수용된 베어링 케이싱(260)의 내부로 공급되도록 함으로써, 스러스트 베어링 러너(250)에서 발생하는 열을 냉각시킬 수 있다.
상기한 터보 압축기(201)는 구동모터(210)와, 모터 케이싱(220)과, 회전축(212)에 결합되는 임펠러(230)와, 임펠러 케이싱(240)과, 회전축(212) 에 결합되는 스러스트 베어링 러너(250)와, 상기 스러스트 베어링 러너(250)를 수용하는 베어링 케이싱(260)과, 상기 임펠러 케이싱(240)의 유입구로 유체를 안내하는 유입유로(310)와, 상기 임펠러 케이싱(240)의 토출구에서 토출되는 유체를 안내하는 토출유로(320)와, 상기 토출유로(320)와 상기 베어링 케이싱(260)을 연결하여 유체를 베어링 케이싱(260)의 내부로 공급하는 냉각유로(350)를 포함한다.
이러한 구조는 터보 압축기 자체의 냉각을 위한 별도의 냉매를 사용하지 않고, 압축 대상이 되는 유체를 활용하여 터보 압축기를 냉각할 수 있다. 따라서, 종래의 구조의 냉각링이나, 냉각링에 연결되는 냉매의 유입구와 배출구를 삭제할 수 있다.
특히, 냉각링은 구동모터의 외주면을 감싸는 모양으로 형성되고 있었는데, 이를 삭제함으로써 터보 압축기의 크기를 축소할 수 있는 효과를 가져온다.
또한, 토출유로(320)를 통해서 토출되는 유체의 일부가 베어링 케이싱(260)의 내부로 공급되도록 함으로써, 스러스트 베어링 러너(250)를 냉각하는 효과를 가져온다.
이 때, 냉각유로(350)의 경로 상에는 냉각유로(350)를 통해서 베어링 케이싱(260)의 내부로 공급되는 유체의 유량을 조절하는 유량 조절 수단이 포함될 수 있다.
냉각유로(350)를 통해 공급되는 유체의 유량 조절은 냉각유로(350)의 단면적을 통하여 조절될 수도 있다. 다시말해 냉각유로(350)의 일부 구간에 오리피스를 배치하거나 모세관을 배치하여 냉각유로(350)를 통해 흐르는 유체의 유량을 조절할 수 있다.
상기 터보 압축기(201)는 토출유로(320)를 통해서 토출되는 유체의 일부를 베어링 케이싱(260)의 내부로 공급하는 구조이다.
따라서, 터보 압축기(201)의 냉각유로(350)를 통해서 공급되는 유체의 유량이 과다할 경우 압축기의 성능 저하를 가져오게 된다.
이러한 이유로 냉각유로(350)를 통해서 베어링 케이싱(260)으로 공급되는 유체의 유량은 적절하게 조절되어야 한다.
또한, 유체의 역류를 방지하기 위하여 상기 냉각유로(350)의 경로 상에 체크밸브(미도시)를 더 포함할 수 있다.
도 11은 본 발명의 제 3실시 예에 따른 터보 압축기의 구조를 나타낸 구성도이다.
이를 참조하면, 본 발명의 제 3실시 예에 따른 터보 압축기(202)는 제 2실시예와 동일하게 구동모터(210)와, 모터 케이싱(220)과, 임펠러(230)와, 임펠러 케이싱(240)과, 스러스트 베어링 러너(250)와, 베어링 케이싱(260)과, 유입유로(310)와, 토출유로(320)와, 냉각유로(350)를 포함한다.
또한, 상기 냉각유로(350)를 통해서 상기 베어링 케이싱(260)의 내부로 공급된 유체를 수용하는 회수챔버(270) 와, 상기 회수챔버(270)에 수용된 유체를 압축부로 되돌려 보내기 위한 회수유로(280)를 더 포함한다.
회수챔버(270)는 냉각유로(350)를 통해서 공급되는 유체가, 베어링 케이싱(260)을 거친 후 일시 저장되는 공간을 제공함으로써, 유체가 베어링 케이싱(260)으로 안정적으로 공급될 수 있도록 하는 역할을 수행한다.
유체는 압력의 차에 의하여 유동하게 되므로, 냉각유로(350)와 회수 챔버(270) 사이의 압력 차이에 의하여 베어링 케이싱(260)을 통과하는 유체의 유속과 유량이 설정될 수 있다.
또한, 상기 터보 압축기(202)는 회수챔버(270)와 회수유로(280)를 더 포함하는 구조이다.
상기 터보 압축기(202)는 스러스트 베어링 러너(250)의 냉각에 사용된 유체를 회수챔버(270)를 통해서 회수하고, 회수유로(280)를 통해서 유입유로(310)로 공급함으로써, 유체의 누설에 의한 손실을 방지하는 역할을 수행한다.
토출유로(320)에서 공급되는 유체는 압력이 높은 상태이나, 이러한 유체가 베어링 케이싱(260)의 내부와 회수챔버(270)를 거치며 압력이 낮아진다.
이때, 압력이 낮아진 유체를 회수유로(280)를 통하여 유입유로(310)측으로 회수하고, 회수된 유체가 임펠러(230)를 통해 재압축될 수 있는 구조를 제공한다.
한편, 본 실시예에 따른 터보 압축기(202)는 도시하지는 않았으나, 상기 회수유로(280)에 유량조절밸브를 추가로 포함할 수 있다.
회수유로(280)에 포함되는 유량조절밸브를 이용하여 베어링 케이싱(260)의 내부로 공급되는 유체의 유량과 유속을 조절할 수 있다.
도 12는 본 발명의 제 4실시 예에 따른 터보 압축기의 구조를 나타낸 구성도이다.
도 12를 참조하면, 본 발명의 제 4실시 예에 따른 터보 압축기(203)는 회전축(212)을 포함하는 구동모터(210)와, 상기 구동모터(210)를 수용하는 모터 케이싱(220)과, 상기 회전축(212)의 일측에 결합되는 임펠러(230)와, 상기 임펠러(230)를 수용하는 임펠러 케이싱(240)과, 상기 회전축의 타측에 결합되는 스러스트 베어링 러너(250)와, 상기 스러스트 베어링 러너(250)를 수용하는 베어링 케이싱(260)과, 상기 임펠러 케이싱(240)의 유입구로 유체를 안내하는 유입유로(310)와, 상기 임펠러 케이싱(240)의 토출구에서 토출되는 유체를 안내하는 토출유로(320)와, 상기 토출유로(320)와 상기 베어링 케이싱(260)을 연결하여 유체를 베어링 케이싱(260)의 내부로 공급하는 냉각유로(350)와, 상기 베어링 케이싱(260)을 거친 유체를 수용하는 회수챔버(270)와, 상기 회수챔버(270)에 수용된 유체를 상기 유입유로(310)로 안내하는 회수유로(280)와, 상기 냉각유로(350)에 포함되어 상기 냉각유로를 통해 흐르는 유체의 유량을 조절하는 유량조절밸브(352)를 포함한다.
상기 터보 압축기(203)는 냉각유로(350)를 통해 흐르는 유체의 유량을 조절하는 유량조절밸브(352)를 더 포함하여, 베어링부로 공급되는 유체의 유량을 조절할 수 있도록 한 것이다.
예를 들어 스러스트 베어링 러너의 냉각이 필요치 않은 저속 운전 시에는 유량조절밸브(352)를 닫아 압축효율의 저하를 방지하고, 고속 운전 시에는 유량 조절밸브(352)를 개방하여 냉각유로(350)를 통하여 베어링 케이싱(260) 내부로 유체가 공급되도록 하는 것이다.
유량조절밸브(352)의 개도량은 베어링 케이싱 내부의 온도 또는 구동모터의 회전속도에 연동하여 조절될 수 있다.
도 13은 본 발명의 제 5실시 예에 따른 터보 압축기의 구조를 나타낸 구성도이다.
도 13을 참조하면, 본 발명의 제 5실시 예에 따른 터보 압축기(204)는 회전축(212)을 포함하는 구동모터(210)와, 상기 구동모터(210)를 수용하는 모터 케이싱(220)과, 상기 회전축(212)의 일측에 결합되는 임펠러(230)와, 상기 임펠러(230)를 수용하는 임펠러 케이싱(240)과, 상기 회전축의 타측에 결합되는 스러스트 베어링 러너(250)와, 상기 스러스트 베어링 러너(250)를 수용하는 베어링 케이싱(260)과, 상기 임펠러 케이싱(240)의 유입구로 유체를 안내하는 유입유로(310)와 상기 임펠러 케이싱(240)의 토출구에서 토출되는 유체를 안내하는 토출유로(320)와, 상기 토출유로(320)와 상기 베어링 케이싱(260)을 연결하여 유체를 베어링 케이싱(260)의 내부로 공급하는 냉각유로(350)와, 상기 베어링 케이싱(260)을 거친 유체를 수용하는 회수챔버(270)와, 상기 회수챔버(270)에 수용된 유체를 상기 유입유로(310)로 안내하는 회수유로(280)와, 상기 냉각유로(350)에 포함되어 상기 냉각유로를 통해 흐르는 유체의 유량을 조절하는 유량조절밸브(352)와, 상기 유량조절밸브의 하류측에 포함되어 상기 유량조절밸브를 거친 유체의 압력을 감지하는 압력센서(354)와, 상기 압력센서(354)에서 감지된 압력을 전달받아 상기 유량조절밸브(352)의 개도량을 조절하는 제어부(356)를 포함한다.
상기 터보 압축기(204)는 유량조절밸브(352)의 하류측에 압력센서(354)를 포함하여, 냉각유로(350)를 통해서 공급되는 유체의 실제 압력을 측정함으로써, 베어링 케이싱(260)으로 공급되는 유체의 유량을 보다 정확하게 제어할 수 있는 효과를 가져온다.
도 14는 본 발명의 제 6실시 예에 따른 터보 압축기의 구조를 나타낸 구성도이다.
도 14를 참조하면, 본 발명의 제 6실시 예에 따른 터보 압축기(205)는 회전축(212)을 포함하는 구동모터(210)와, 상기 구동모터(210)를 수용하는 모터 케이싱(220)과, 상기 회전축(212)의 일측에 결합되는 임펠러(230)와, 상기 임펠러(230)를 수용하는 임펠러 케이싱(240)과, 상기 회전축(212)의 타측에 결합되는 스러스트 베어링 러너(250)와, 상기 스러스트 베어링 러너(250)를 수용하는 베어링 케이싱(260)과, 상기 임펠러 케이싱(240)의 유입구로 유체를 안내하는 유입유로(310)와, 상기 임펠러 케이싱(240)의 토출구에서 토출되는 유체를 안내하는 토출유로(320)와, 상기 토출유로(320)와 상기 베어링 케이싱(260)을 연결하여 유체를 베어링 케이싱(260)의 내부로 공급하는 냉각유로(350)와, 상기 베어링 케이싱(260)을 거친 유체를 수용하는 회수챔버(270)와, 상기 회수챔버(270)에 수용된 유체를 상기 유입유로(310)로 안내하는 회수유로(280)와, 상기 냉각유로(350)의 경로상에 포함되며 상기 유입유로(310)의 내부에 배치되는 열교환기(360)를 포함한다.
상기 터보 압축기(205)는 냉각유로(350)를 통해서 공급되는 상대적으로 고온의 유체를 유입유로(310)를 통해서 유입되는 상대적으로 저온의 유체가 열교환기(360)를 거치며 열교환될 수 있도록 함으로써, 냉각유로(350)를 통해서 공급되는 유체의 온도를 낮추는 효과를 가져온다.
상기 열교환기(360)는 흡입유체의 흐름에 지장을 주지 않도록 배치되는 것이 바람직하다.
예를 들어 핀 튜브 타입 열교환기로 구성하는 경우 핀이 흡입유체의 흐름 방향과 나란하게 배열되는 것이 바람직하다.
냉각유로(350)를 통해서 공급되는 유체는 베어링 케이싱(260)의 내부를 냉각하기 위한 것이므로, 유체의 온도가 낮을수록 냉각효과가 증가하기 때문이다.
냉각 효과가 증가하게 되면 상대적으로 적은 유체의 유량으로 원하는 베어링부의 냉각효과를 얻을 수 있다.
이러한 구조는, 유체회로를 순환하는 유체의 온도가 상대적으로 고온인 경우에 냉각 부족 현상을 해소할 수 있는 효과를 가진다.
도 15는 본 발명의 제 7실시 예에 따른 터보 압축기의 구조를 나타낸 구성도이다.
도 15를 참조하면, 본 발명의 제 7실시 예에 따른 터보 압축기(206)는 회전축을 포함하는 구동모터(210)와, 상기 구동모터(210)를 수용하는 모터 케이싱(220)과, 상기 회전축(212)의 일측 결합되어 상기 회전축과 함께 회전하는 임펠러(230)와, 상기 임펠러(230)를 수용하며 상기 임펠러(230)에 의하여 가속된 기체의 흐름을 압력으로 전환시키는 디퓨저를 포함하는 임펠러 케이싱(240)과, 상기 회전축(212)의 타측에 결합되어 상기 회전축(212)과 함께 회전하는 스러스트 베어링 러너(250)와, 상기 스러스트 베어링 러너(250)를 지지하는 베어링 케이싱(260)과, 상기 임펠러 케이싱(240)으로 유입되는 유체를 안내하는 유입유로(310)와, 상기 임펠러 케이싱(240)에서 토출되는 유체를 안내하는 토출유로(320)와, 상기 임펠러 케이싱의 디퓨저에 연결되어 상기 디퓨저의 유체를 상기 베어링 케이싱으로 안내하는 냉각유로(350)와, 상기 베어링 케이싱(260)에서 토출되는 유체가 수용되는 회수챔버(270)와, 상기 회수챔버(270)에 수용된 유체를 상기 유입유로로 안내하는 회수유로(280)를 포함한다.
상기 터보 압축기(206)는 냉각유로(350)가 토출유로(320)가 아닌 임펠러 케이싱(240)에 연결된다.
임펠러 케이싱(240) 내부의 유체는 토출유로(320) 내부의 유체에 비하여 상대적으로 낮은 압력을 가지므로, 냉각유로로 공급되는 유체의 유량에 의한 압축손실을 저감할 수 있다.
또한, 앞서 설명한 실시예들의 유량조절밸브와, 압력센서와, 제어부의 구성이 적용될 수 있다.

Claims (20)

  1. 회전자를 포함하며 일측에 중공홈을 포함하는 회전축;
    상기 회전축의 중공홈이 배치된 측에 배치되며 배면이 내측을 향하도록 배치되는 제 1임펠러;
    상기 제 1임펠러와 상기 회전축의 사이에 배치되는 스러스트 베어링 러너;
    상기 제 1임펠러보다 상대적으로 작은 직경을 가지며, 상기 회전축의 타측에 배면이 내측을 향하도록 배치되는 제 2임펠러; 및
    상기 중공홈의 내경보다 작은 외경을 가지며, 상기 제 1임펠러와 상기 스러스트 베어링 러너를 관통하여 상기 종공홈에 예하중이 인가된 상태로 체결되는 타이 로드;를 포함하는 터보 압축기.
  2. 제 1항에 있어서,
    상기 제 1임펠러와, 상기 스러스트 베어링 러너 사이에 끼워지는 임펠러 슬리브를 포함하는 터보 압축기.
  3. 제 2항에 있어서,
    상기 제 1임펠러와 상기 스러스트 베어링 러너는 상기 임펠러 슬리브에 삽입되는 결합축을 포함하는 터보 압축기.
  4. 제 3항에 있어서,
    상기 결합축은 상기 임펠러 슬리브에 억지 끼움으로 결합되는 터보 압축기.
  5. 제 4항에 있어서,
    상기 임펠러 슬리브에 삽입되는 결합축의 길이의 합은 상기 임펠러 슬리브의 길이보다 작은 터보 압축기.
  6. 제 1항에 있어서,
    상기 회전축은 상기 제 2임펠러와 결합되는 단부의 직경이 2단으로 감소되는 중경부와 소경부를 포함하고,
    상기 제 2임펠러의 베이스 플레이트의 내부에 중경부와 소경부의 단차면이 배치되는 터보 압축기.
  7. 제 6항에 있어서,
    상기 제 2임펠러의 소경부에 체결너트를 체결하여, 상기 중경부와 상기 소경부에 예하중이 인가되도록 하는 터보 압축기.
  8. 제 1항에 있어서,
    상기 회전축의 중심에 포함되는 회전자는 상기 회전축에서 돌출된 형태로 형성되는 터보 압축기.
  9. 제 1항에 있어서,
    상기 타이 로드는 SUS 304 재질을 이용하여, 변형량이 7~25um 범위가 되도록 체결되는 터보 압축기.
  10. 회전자를 포함하는 회전축;
    상기 회전축의 양측에 결합되는 배면이 서로 마주하도록 결합되는 제 1임펠러와, 상기 제 2임펠러;
    상대적으로 큰 직경을 가지는 상기 제 1임펠러의 배면에 결합되는 스러스트 베어링 러너; 및
    상기 제 1임펠러와 상기 스러스트 베어링 러너을 관통하여 상기 회전축에 예하중이 인가된 상태로 체결되는 타이 로드;를 포함하는 터보 압축기.
  11. 내부에 모터수용부를 형성하는 모터케이싱;
    상기 모터수용부에 장착되는 구동모터;
    상기 구동모터와 결합되어 회전력을 전달하는 회전축;
    상기 회전축의 일측 결합되어 상기 회전축과 함께 회전하는 임펠러;
    상기 회전축의 타측에 결합되어 상기 회전축과 함께 회전하는 스러스트 베어링 러너;
    상기 스러스트 베어링 러너를 지지하는 베어링 케이싱;
    상기 임펠러로 유입되는 유체를 안내하는 유입유로;
    상기 임펠러에서 토출되는 유체를 안내하는 토출유로; 및
    상기 토출유로에서 분기되어 상기 베어링 케이싱으로 유체를 안내하는 냉각 유로;를 포함하는 터보 압축기.
  12. 제 11항에 있어서,
    상기 베어링 케이싱에서 토출되는 유체가 수용되는 회수챔버와,
    상기 회수챔버에 수용된 유체를 상기 유입유로로 안내하는 회수 유로를 포함하는 터보 압축기.
  13. 제 11항 또는 제 12항에 있어서,
    상기 냉각유로에 포함되어 상기 냉각유로를 통해 흐르는 유체의 유량을 조절하는 유량조절밸브를 포함하는 터보 압축기.
  14. 제 13항에 있어서,
    상기 유량조절밸브의 하류측에 형성되어 상기 유량조절밸브를 거친 유체의 유량을 감지하는 압력센서와,
    상기 압력센서에서 감지된 압력을 전달받고, 상기 유량조절밸브의 개도량을 조절하는 제어부를 포함하는 터보 압축기.
  15. 제 11항에 있어서,
    상기 냉각유로에 포함되어 상기 냉각유로를 흐르는 유체의 역류를 방지하는 체크 밸브를 포함하는 터보 압축기.
  16. 제 11항에 있어서,
    상기 냉각유로의 경로상에 열교환기를 포함하되, 상기 열교환기는 상기 흡기 유로에 형성되어, 상기 냉각유로의 유체와 상기 흡기유로를 통해 흡입되는 유체를 열 교환시키는 터보 압축기.
  17. 내부에 모터수용부를 형성하는 모터케이싱;
    상기 모터수용부에 장착되는 구동모터;
    상기 구동모터와 결합되어 회전력을 전달하는 회전축;
    상기 회전축의 일측 결합되어 상기 회전축과 함께 회전하는 임펠러;
    상기 임펠러를 수용하며 상기 임펠러에 의하여 가속된 기체의 흐름을 압력으로 전환시키는 디퓨저를 포함하는 임펠러 케이싱;
    상기 회전축의 타측에 결합되어 상기 회전축과 함께 회전하는 스러스트 베어링 러너;
    상기 스러스트 베어링 러너를 지지하는 베어링 케이싱;
    상기 임펠러 케이싱으로 유입되는 유체를 안내하는 유입유로;
    상기 임펠러 케이싱에서 토출되는 유체를 안내하는 토출유로;
    상기 임펠러 케이싱의 디퓨저에 연결되어 상기 디퓨저의 유체를 상기 베어링 케이싱으로 안내하는 냉각유로;
    상기 베어링 케이싱에서 토출되는 유체가 수용되는 회수챔버; 및
    상기 회수챔버에 수용된 유체를 상기 유입유로로 안내하는 회수 유로;를 포함하는 터보 압축기.
  18. 제 17항에 있어서,
    상기 냉각유로에 형성되어 상기 냉각유로를 통해 흐르는 유체의 유량을 조절하는 유량조절밸브를 포함하는 터보 압축기.
  19. 제 18항에 있어서,
    상기 유량조절밸브의 하류측에 형성되어 상기 유량조절밸브를 거친 유체의 유량을 감지하는 압력센서와,
    상기 압력센서에서 감지된 압력을 전달받고, 상기 유량조절밸브의 개도량을 조절하는 제어부를 포함하는 터보 압축기.
  20. 제 19항에 있어서,
    상기 냉각유로에 포함되어 상기 냉각유로를 흐르는 유체의 역류를 방지하는 체크 밸브를 포함하는 터보 압축기.
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