BR112021012978A2

BR112021012978A2 - Compressores de alto desempenho e sistemas de compressão de vapor

Info

Publication number: BR112021012978A2
Application number: BR112021012978-2A
Authority: BR
Inventors: Kang P. Lee; Douglas S. Olsen; Brian Callan
Original assignee: Aspen Compressor, Llc
Priority date: 2019-01-03
Filing date: 2020-01-03
Publication date: 2021-09-08
Also published as: KR20210109594A; CN113544444B; US11994321B2; MX2021008139A; US20220090829A1; WO2020142712A1; CN113544444A

Abstract

compressores de alto desempenho e sistemas de compressão de vapor. a presente invenção refere-se a nova geração de compressores de alto desempenho e a sistemas de compressão de vapor asso-ciados que podem ser usados em uma ampla gama de aplicações de refrigeração, de resfriamento e de aquecimento com uma eficiência isentrópica do compressor, uma eficiência do motor, uma confiabilidade e uma longevidade significativamente maiores do motor, da bomba do compressor e do sistema como um todo, bem como o cop, a capacidade de aquecimento, e a seer dos novos sistemas de compressão de vapor que utilizam os novos compressores de alto desempenho. a filosofia de design e as modificações na configuração atual do compressor rotativo de pistão rotativo para chegar à versão de alto desempenho do mesmo tipo serão prontamente aplicáveis a outros tipos de compressores de compressão de vapor com apenas pequenas alterações abrindo o caminho para a adoção da nova filosofia de design por toda a indústria de compressores, resultando em uma redução séria da pegada de carbono para condicionadores de ar, bombas de calor e refrigeradores em todo o mundo.

Description

Relatório Descritivo da Patente de Invenção para "COM- PRESSORES DE ALTO DESEMPENHO E SISTEMAS DE COM- PRESSÃO DE VAPOR".

PEDIDOS RELACIONADOS

[001] Este pedido reivindica prioridade de acordo com 35 U.S.C. §119(e) para o Pedido Provisório Norte-Americano de Série No. 62/787.943, intitulado "COMPRESSORS WITH IMPROVED EFFICI- ENCY", depositado em 3 de janeiro de 2019, que é aqui incorporado para referência em sua totalidade.

CAMPO

[002] As concretizações descritas são relacionadas a compresso- res de alta eficiência e a sistemas de compressão de vapor.

ANTECEDENTES

[003] Vários tipos de compressores, tais como compressores ro- tativos ou compressores scroll, são usados em uma variedade de apli- cações, tais como aparelhos de ar condicionado ou bombas de calor. Nos designs de compressor de lado alto assim chamados, o espaço interno da carcaça de um compressor fica exposto ao gás de descar- ga. Nestes compressores, a maior parte do calor gerado pelo motor é removida pelo gás de descarga na temperatura mais alta dentro do sistema e com propriedades de transferência de calor relativamente pobres, o que aumenta a temperatura de operação do motor muito mais do que a temperatura de descarga já elevada. A alta temperatura de operação do motor resultante leva a uma menor eficiência do mo- tor, o que, por sua vez, ocasiona uma maior geração de calor pelo mo- tor criando um ciclo vicioso. Além disso, o corpo da bomba, em vez de ser resfriado, é aquecido ao ser exposto ao gás de descarga de alta temperatura com consequência adversa da menor eficiência isentrópi- ca de compressão e uma maior potência do eixo para compressão e menor eficiência volumétrica e menor capacidade.

[004] Outros designs de compressor existentes usam uma dispo- sição do lado baixo, em que o calor gerado pelo motor é grandemente removido pelo gás de sucção de temperatura relativamente baixa, mas com propriedades de transferência de calor relativamente pobres, o que aumenta a temperatura de operação do motor ainda mais do que a temperatura de sucção. Portanto, a temperatura de operação do mo- tor não é assim tão baixa, embora o gás de sucção seja usado como refrigerante. O corpo da bomba também é resfriado pelo gás de sução. Estas duas fontes de calor, o motor e o corpo da bomba, aumentam a temperatura do gás de sucção. Infelizmente, o aquecimento do gás de sucção antes de entrar na câmara de compressão apresenta sérios efeitos adversos de redução da eficiência volumétrica e isentrópica, que é o que acontece em um compressor scroll de carcaça do lado baixo ou um compressor alternativo de carcaça do lado baixo.

SUMÁRIO

[005] Os inventores reconheceram e apreciaram que os designs dos compressores existentes de última geração, incluindo os designs de carcaça do lado alto e de carcaça do lado baixo acima descritos, deixam muito a desejar porque eles não estão utilizando os benefícios do funcionamento do motor e do corpo da bomba em baixas tempera- turas para aumentar a eficiência. Em vez disso, os compressores de última geração usam métodos contraproducentes de resfriamento do motor e do corpo da bomba, conforme acima descrito. As descrições atuais descrevem novas abordagens de design para fazer com que os compressores operem de forma muito mais eficiente, seguindo uma série de diretrizes de design, incluindo: (1) reduzir significativamente a temperatura de operação do motor para alcançar uma eficiência muito maior de conversão da entrada de energia elétrica em saída de potên- cia mecânica do eixo, menor entrada de energia por unidade de massa processada no compressor, e maior confiabilidade do motor; (2) prover meios acessíveis e simples de resfriamento eficaz da câmara de com- pressão para alcançar uma eficiência isentrópica muito maior para o processo de compressão, reduzindo assim a potência mecânica ne- cessária para o processo de compressão por unidade de massa; e (3) atingir os dois objetivos acima sem afetar adversamente a capacidade de resfriamento, a capacidade de aquecimento, o coeficiente de de- sempenho ("COP") no resfriamento, e a taxa de eficiência energética sazonal ("SEER") no aquecimento, e sem aumentar significativamente o custo do compressor.

[006] Estes princípios de design podem ser aplicados a uma am- pla variedade de compressores herméticos, semi-herméticos e até mesmo alguns dos compressores de eixo aberto, desde que seu motor ou a montagem de bomba do compressor possam ser encerrados em uma carcaça de vedação de pressão para incorporar as características reatadas nesta descrição, a fim de prover um resfriamento eficaz. Os compressores que podem ser modificados irão incluir, sem excluir ou- tros não mencionados aqui, compressores rotativos do tipo pis- tão/palheta de rolo, tais como compressores de pistão rotativo, com- pressores de palhetas concêntricos e compressores oscilantes; com- pressores scroll de carcaça alta; compressores scroll de caraça baixa, compressores de parafuso; compressores lineares; compressores de rotor duplo; alternativos; e compressores de placa oscilante.

[007] De acordo com alguns aspectos, um motor de um com- pressor de acordo com a descrição atual pode ser disposto interna- mente dentro de sua própria carcaça independente, como no caso de configuração de eixo aberto ou configuração acionada magneticamen- te, um compartimento separado dentro da carcaça do compressor, ou dentro da única carcaça contígua do compressor. Os motores incluem motores BLDC baseados em ímã permanente, motores de relutância de comutação, motores de indução, motores de fluxo transversal, e outros motores que podem ser usados nesses compressores com uma característica de que o desempenho do dito motor melhora à medida que a temperatura de operação do motor diminui. Isso cobre substan- cialmente todos os motores elétricos usados.

[008] Os novos métodos de resfriamento aqui descritos fazem uso do fluido de trabalho em temperaturas significativamente mais bai- xas do que a temperatura de descarga e, opcionalmente, em aplica- ções de compressão de vapor, da evaporação sobre o motor em pres- sões definidas entre as pressões de sucção e de descarga para tirar vantagem do resfriamento evaporativo altamente eficaz, ou em siste- mas de refrigeração transcríticos baseados em C02, do fluido de alta pressão que sai do trocador de calor de alta pressão (equivalente ao condensador em um sistema de compressão de vapor) dotado de pro- priedades de transferência de calor muito mais altas em comparação com o caso de resfriamento do motor usando gás de sucção ou de gás de descarga. Em qualquer desses casos, a nova maneira de resfriar o motor e o corpo da bomba resultaria em temperaturas de operação do motor e do corpo da bomba muito mais baixas ou mais próximas à temperatura de fluido de resfriamento em comparação àquelas possí- veis nos compressores de última geração que resultam em aumentos notáveis na eficiência do motor e na eficiência isentrópica. O fluido de resfriamento para os novos compressores pode ser o fluido refrigeran- te na temperatura do evaporador ou entre a temperatura do evapora- dor e a temperatura do condensador. Em um novo VCS definido como VCS de série S que utiliza um novo compressor eficiente, definido como compressor de série S, o motor dentro de uma carcaça ou a bomba dentro de uma carcaça funciona como um evaporador secun- dário ou um trocador de calor na carcaça dedicado a resfriar efetiva- mente o motor ou a bomba de modo que a temperatura de operação do motor esteja próxima àquela do fluido de resfriamento e a câmara de compressão opere a uma temperatura muito mais baixa para colher os benefícios do inter-resfriamento ou resfriamento brusco. O resfria- mento da câmara de compressão, neste contexto, pode ser feito por transferência de calor entre o fluido de resfriamento e a superfície ex- terna do corpo da bomba ou forçando o fluido de resfriamento através de canais estrategicamente colocados através da parede do corpo da bomba conveniente e prontamente produzido durante os processos de fabricação para componentes, tais como cilindro, flanges e placa in- termediária com pouco impacto de custo apreciável, se houver. Cada um dos dois trocadores de calor secundários na carcaça pode ser pro- jetado para operar na mesma pressão ou em pressões apropriadas para cada um. Em outras formas de resfriamento da câmara de com- pressão, o refrigerante líquido que sai do condensador pode ser inje- tado na câmara de compressão durante o curso de compressão para resfriar bruscamente o gás de compressão para diminuir a temperatura de descarga efetiva e aumentar a eficiência isentrópica do compressor por unidade de massa processada pelo compressor. A incorporação dos Trocadores de Calor Secundários para o motor ou a bomba de um compressor requer um olhar muito cuidadoso sobre o design de cada tipo de compressor para assegurar que a lubrificação, os vazamentos, o atrito, etc. estejam sob controle e que todo o desempenho venha a ser aperfeiçoado como resultado das modificações.

[009] O novo método de resfriamento de usar o fluido de trabalho de temperatura mais baixa como refrigerante e/ou de utilizar os evapo- radores secundários acima mencionados não só permite o uso de componentes de ímã e de motor classificados de temperatura mais baixa e de custo menor, mas também pode aumentar significativamen- te a eficiência elétrica, a confiabilidade e a longevidade do motor dis- posto internamente, bem como aumentar a eficiência isentrópica, a confiabilidade e a longevidade do corpo da bomba. No entanto, o uso de uma parte do fluxo de saída do condensador para os evaporadores secundários ou o processo de injeção direta de líquido reduziria a taxa de fluxo através do evaporador, reduzindo assim o desempenho do resfriamento do sistema de compressão de vapor.

[0010] A fim de não afetar adversamente o desempenho do resfri- amento ou do aquecimento do sistema de compressão de vapor quan- do do uso de evaporadores secundários, o processo de superalimen- tação pode ser introduzido injetando novamente o fluido de resfriamen- to fora dos trocadores de calor secundários ou vaporizador externo na câmara de compressão, criando assim um circuito fechado para o flu- xo de refrigerante adicional necessário nos evaporadores secundários e no vaporizador externo, dado um deslocamento fixo de um compres- sor, se o motor, o drive BLDC e os mecanismos da bomba puderem suportar o requisito de torque mais alto. Acontece que a injeção de su- peralimentação abre outra oportunidade para aumentar a eficiência isentrópica do ciclo de compressão e, por fim, o COP (coeficiente de desempenho) do sistema de resfriamento ou a SEER de uma bomba de calor. Como uma opção altamente recomendada para os novos compressores, injetar novamente o refrigerante por meio de um pro- cesso de superalimentação no espaço de compressão após o resfria- mento efetivo do motor, do corpo da bomba ou de ambos, ou usar um fluxo separado do condensador para este propósito específico de res- friamento brusco interno do processo de compressão. Se for executa- da nas condições certas, a injeção de superalimentação poderá resul- tar em um aperfeiçoamento significativo na eficiência isentrópica do compressor, introduzindo efetivamente um efeito de resfriamento brus- co durante o processo de compressão especialmente se o fluido de injeção de superalimentação apresentar uma entalpia específica muito mais baixa do que aquela do vapor dentro do compressor durante o processo de injeção de superalimentação, e o efeito de resfriamento brusco será mais pronunciado, se o refrigerante contiver refrigerante líquido que irá evaporar rapidamente após a injeção sem o efeito pre- judicial do vazamento de líquido ou da diluição do lubrificante pelo lí- quido. O refrigerante (vapor refrigerante ou vapor úmido significando vapor contendo líquido) injetado no espaço de compressão através do processo de superalimentação durante um período apropriado do pro- cesso de compressão aumenta efetivamente a taxa de fluxo de massa do compressor além do possível para seu deslocamento fixo, portanto, o descritor “superalimentação”. No método de “superalimentação”, a quantidade superalimentada do refrigerante será recirculada em um circuito, além do fluxo que vai para o evaporador. Como resultado, não haverá redução na taxa de fluxo de massa através do evaporador principal e, portanto, nenhuma redução na capacidade de resfriamento para o sistema de resfriamento. Por outro lado, a maior saída do com- pressor devido à superalimentação irá aumentar a capacidade de aquecimento do VCS em um modo da bomba de calor, o último já sendo usado em um sistema de bomba de calor de última geração usando compressores scroll, e o fluxo de refrigerante extra desviado do condensador não é usado para fazer nenhum resfriamento para o motor.

[0011] De acordo com alguns aspectos, os mecanismos de supe- ralimentação e os processos aqui descritos podem ser projetados e otimizados para atender às necessidades particulares de um VCS. Por exemplo, para resfriar o motor na temperatura de evaporação mais baixa possível no trocador de calor secundário o mais próximo da temperatura do evaporador primário, a pressão de injeção no trocador de calor secundário não pode ser muito maior do que a pressão do evaporador primário. Isso significa que a pressão de descarga do tro- cador de calor secundário seria ainda mais baixa do que a pressão de injeção no trocador de calor secundário, e a pressão precisa ser mais alta do que a pressão da câmara de compressão durante o processo de superalimentação. Uma vez que a injeção de superalimentação ocorre depois de a porta de sucção ser fechada e após o início da compressão, a área da porta da válvula de injeção de superalimenta- ção precisa ser tão grande quanto possível permitida pelas restrições geométrica de um compressor específico para reduzir a queda de pressão durante a injeção, aberta logo após a porta de sucção ser fe- chada (pelo rolo no caso do compressor do tipo de pistão/palheta de rolamento) e sua duração deve ser tão curta quanto possível para mi- nimizar o aumento de pressão devido à compressão em curso. Além disso, é preciso também garantir que uma quantidade suficiente e apropriada de refrigerante necessária para resfriar o motor, principal- mente por evaporação, seja injetada no espaço de compressão duran- te o processo de superalimentação.

[0012] Em alguns casos, se a temperatura do trocador de calor secundário puder ser mais alta ou se ele for configurado para resfriar o corpo do compressor, seja na superfície ou através dos canais de res- friamento dentro do compressor, então os requisitos para o design da porta de injeção e o tempo poderão ser menos rigorosos. Por exemplo, se a temperatura de operação do motor alvo for a temperatura média do evaporador primário e do condensador, a injeção poderá ocorrer muito mais tarde durante o ciclo de compressão e a localização e o tamanho da válvula poderão ser mais prontamente acomodados com menos limitações impostas pela localização da porta da válvula, pela pressão de injeção, etc.

[0013] Por outro lado, o caso de superalimentar o líquido do con- densador no espaço de compressão para resfriar bruscamente o es- paço de compressão rumo ao final do processo de compressão a ser usado para impedir o cenário de vazamento de líquido e de dilui- ção/lavagem de óleo que poderia ocorrer em um compressor do tipo rolo-palheta pode apresentar considerações adicionais. Neste caso, a injeção de superalimentação é preferivelmente executada depois de a temperatura do refrigerante no espaço de compressão estar suficien- temente alta para que o refrigerante injetado, por exemplo, o spray de partículas finas de líquido, vaporize instantaneamente na injeção du- rante toda a duração da injeção. No entanto, em alguns casos, alguns compressores, tal como um compressor scroll sem óleo, podem aco- modar certo grau de vazamento de líquido sem muitos efeitos deleté- rios mecanicamente e em termos do desempenho, em cujo caso a su- peralimentação é facilitada.

[0014] Outro benefício notável da injeção de superalimentação ocorreria em bombas de calor em que a capacidade de aquecimento medida pelo calor liberado do condensador aumentará porque a vazão de refrigerante do compressor para o condensador é o aumento na quantidade de superalimentação e na entrada de potência do com- pressor.

[0015] Certas concretizações que usam os métodos de resfria- mento atualmente descritos em compressores rotativos VCS lubrifica- dos a óleo, em particular, tornam propício reconfigurá-los em com- pressores rotativos VCS horizontais para aplicações com espaço livre limitado

[0016] Em uma concretização, um sistema de compressão de va- por compreende um compressor compreendendo uma carcaça de con- tenção de pressão, um motor posicionado dentro da carcaça e uma bomba posicionada dentro da carcaça e operativamente acoplada ao motor. O sistema de compressão de vapor compreende ainda um con- densador acoplado a uma porta de descarga do compressor e configu- rado para condensar um refrigerante de uma fase gasosa em uma fa- se líquida. Uma primeira porção do refrigerante de fase líquida do con- densador é desviada para o motor e/ou a bomba para resfriar o motor e/ou a bomba. O sistema de compressão de vapor ainda compreende um primeiro dispositivo de expansão configurado para receber o refri- gerante condensado do condensador e expandir o refrigerante para diminuir a pressão do refrigerante, e um evaporador configurado para receber o refrigerante do primeiro dispositivo de expansão e evaporar o refrigerante da fase líquida na fase gasosa. O refrigerante de fase gasosa é direcionado a uma porta de sução do compressor.

[0017] Deve ser apreciado que os conceitos anteriores e os con- ceitos adicionais discutidos abaixo podem ser dispostos em qualquer combinação adequada, uma vez que a presente descrição não é limi- tada a este respeito. Além disso, outras vantagens e novas caracterís- ticas da presente descrição ficarão evidentes a partir da seguinte des- crição detalhada de várias concretizações não limitativas quando con- sideradas em conjunção com as figuras anexas.

[0018] Nos casos em que o presente relatório descrito e um do- cumento incorporado por referência incluem descrição conflitante e/ou inconsistente, o presente relatório descritivo deve prevalecer. Se dois ou mais documentos incorporados por referência incluírem descrição conflitante e/ou inconsistente entre si, então o documento com a data de vigência posterior deve prevalecer.

BREVE DESCRIÇÃO DOS DESENHOS

[0019] Os desenhos anexos não se destinam a ser desenhados em escala. Nos desenhos, cada componente idêntico ou quase idênti- co que é ilustrado nas diversas figuras pode ser representado por um número semelhante. Para fins de clareza, nem todos os componentes podem ser rotulados em todos os desenhos. Nos desenhos:

[0020] a Figura 1 é um gráfico da densidade de fluxo magnético de um ímã de neodímio (NdFeB) como uma função da temperatura;

[0021] a Figura 2 é um gráfico do torque normalizado para um mo- tor BLDC com um enrolamento de rotor de íma de neodímio (NdFeB) e de estator de cobre como uma função da temperatura de operação do motor;

[0022] a Figura 3 é um gráfico da eficiência de um motor BLDC com enrolamentos de rotor de íma de neodímio (NdFeB) e de estator de cobre como um função da temperatura de operação do motor;

[0023] a Figura 4 é um gráfico e uma tabela que mostram o efeito da temperatura sobre o desempenho de um motor BLDC com enrola- mento de rotor de íma de ferrita de estrôncio e de estator de cobre;

[0024] a Figura 5 é uma tabela do aperfeiçoamento do desempe- nho estimado de um compressor VCS rotativo com um motor BLDC apresentando um enrolamento de rotor de íma NdFeB/estator de cobre que operar na temperatura do evaporador sobre aquela de um com- pressor VCS rotativo de lado alto de última geração com o mesmo mo- tor resfriado por fluido de descarga;

[0025] a Figura 6 é uma representação esquemática de uma con- cretização de um compressor de pistão rotativo BLDC de carcaça do lado alto com o motor resfriado pelo gás de descarga e com a monta- gem de bomba do compressor indiretamente montada na carcaça por meio do suporte da montagem de bomba do compressor e o estator indiretamente montado por meio do suporte do estator na montagem de bomba do compressor;

[0026] a Figura 7 é uma representação esquemática de uma con- cretização de um compressor de pistão rotativo BLDC de carcaça do lado alto/lado baixo com um separador que provê separação para os dois espaços e também o furo de rolamento superior, uma placa supe- rior que incorpora uma válvula de descarga e o silencioso e que provê um teto para o rolo e o cilindro para formar o espaço de compressão, e o motor BLDC resfriado por fluido próximo à temperatura de sucção;

[0027] a Figura 8 é uma vista detalhada dos sistemas de lubrifica- ção para o compressor de pistão rotativo de lado alto/lado baixo mos-

trado na Figura 7;

[0028] a Figura 9 é uma representação esquemática de uma con- cretização de um compressor de pistão rotativo de carcaça do lado baixo com um motor resfriado por fluido de temperatura de sucção e uma bomba de lubrificante assistida por gás de descarga embutida no flange inferior e no fundo do eixo;

[0029] a Figura 10 é uma vista detalhada de uma bomba de lubrifi- cante assistida por gás de descarga embutida na montagem de bomba do compressor mostrado na Figura 9;

[0030] a Figura 11 é uma representação bidimensional do meca- nismo de bombeamento para a bomba de lubrificante embutida usada no compressor de pistão rotativo de carcaça do lado baixo mostrado nas Figuras 9 e 10;

[0031] a Figura 12 é uma representação esquemática de outra concretização de um compressor de pistão rotativo de carcaça do lado baixo com as localizações da montagem de bomba do compressor e do motor comutado, e uma bomba de lubrificante presa abaixo do mo- tor

[0032] a Figura 13 é uma representação esquemática de uma concretização de uma disposição para a cavidade de gás de alta pres- são assistida por palheta que pode ser opcionalmente usada no com- pressor rotativo de carcaça do lado baixo mostrado nas Figuras 9 e 12

[0033] a Figura 14 é uma representação esquemática de uma concretização de um compressor de pistão rotativo de carcaça do lado alto/lado baixo de duplo cilindro de operação horizontal com a placa intermediária opcional;

[0034] a Figura 15 é um esquema para uma concretização da con- figuração de compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto de última geração mais prevalentemente usada tanto com a montagem de bomba quanto o estator do motor firmemente presos na carcaça;

[0035] a Figura 16 é um esquema para uma concretização de uma variação de uma configuração de compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado alto com o estator do motor di- retamente afixado à carcaça, mas com a montagem de bomba indire- tamente presa por meio de um suporte de montagem de bomba do compressor;

[0036] a Figura 17 é um esquema para uma concretização de uma variação de uma configuração de compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado alto com a montagem de bom- ba indiretamente presa à carcaça usando o suporte da montagem de bomba do compressor e o estator do motor indiretamente preso à montagem de bomba usando suporte de estator;

[0037] a Figura 18 é um esquema para uma concretização de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado al- to/lado baixo tanto com a montagem de bomba quanto com o motor diretamente presos à carcaça similar aos métodos de fixação na no compressor rotativo de pistão rotativo de carcaça do lado alto de últi- ma geração mais prevalentemente usado;

[0038] a Figura 19 é um esquema para uma concretização de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado al- to/lado baixo com a montagem de bomba indiretamente presa à carca- ça usando um suporte de montagem de bomba do compressor e o mo- tor diretamente preso à carcaça;

[0039] a Figura 20 é um esquema para uma concretização de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado al- to/lado baixo com a montagem de bomba indiretamente presa à carca- ça usando um suporte de montagem de bomba do compressor e o mo- tor indiretamente preso ao separador usando um suporte de estator similar aos métodos de fixação no design da Figura 17;

[0040] a Figura 21 é um esquema para uma concretização de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado al- to/lado baixo tanto com a montagem de bomba quanto com o motor diretamente presos ao separador;

[0041] a Figura 22 é um esquema para uma concretização de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado al- to/lado baixo com a montagem de bomba montada diretamente no se- parador e o motor indiretamente preso ao separador usando um supor- te de estator;

[0042] a Figura 23 é um esquema simplificado para uma concreti- zação de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo mostrado na Figura 20 usado em um sistema de refrigeração por compressão de vapor tanto com a linha de sucção principal quanto com uma linha de injeção de líquido medida que atra- vessa a carcaça do lado baixo para resfriar o motor;

[0043] a Figura 24 é um esquema para uma concretização de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado al- to/lado baixo mostrado na Figura 20 usado em um sistema de refrige- ração por compressão de vapor com a linha de sucção principal co- nectada diretamente à porta de sucção através da carcaça no lado alto e uma linha de injeção de líquido medida que passa através da carca- ça do lado baixo para resfriar o motor;

[0044] a Figura 25 é um esquema para uma concretização de um compresso rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo usado em um sistema de refrigeração por compressão de vapor com a linha de sucção principal e uma linha de injeção de líquido medida que passa através da carcaça do lado baixo para resfriar o motor enquanto descarrega o gás diretamente que sai da carcaça através do tubo de descarga conectado à porta de descarga;

[0045] a Figura 26 é um esquema para uma concretização de um compressor VCS lubrificado a óleo de carcaça única de pressão de carcaça ajustável, em geral, com um motor disposto internamente, in- cluindo compressor rotativo de pistão/palheta de rolo, compressor scroll e compressor alternativo;

[0046] a Figura 27 é um esquema para uma concretização de um compressor VCS lubrificado com óleo ou sem óleo do lado alto/lado baixo ajustável, em geral, com um motor disposto internamente, inclu- indo compressor rotativo de pistão/palheta de rolo, compressor scroll, e compressor alternativo;

[0047] a Figura 28 é um gráfico que ilustra os benefícios de resfriar o corpo da bomba, de acordo com algumas concretizações;

[0048] a Figura 29 é um gráfico de uma análise de entalpia de pressão de um sistema de compressão de vapor submetido à injeção de superalimentação;

[0049] a Figura 30 é uma ilustração esquemática do aperfeiçoa- mento do desempenho da injeção de superalimentação no resfriamen- to;

[0050] a Figura 31 é um gráfico do aperfeiçoamento do desempe- nho da injeção de superalimentação no aquecimento;

[0051] a Figura 32 é uma representação esquemática de uma concretização de uma porta de injeção de superalimentação em um compressor de pistão rotativo;

[0052] a Figura 33 é uma representação esquemática de uma concretização de uma válvula de superalimentação ativada do rolo; e

[0053] a Figura 34 é uma vista detalhada da válvula de superali- mentação ativada do rolo da Figura 33.

DESCRIÇÃO DETALHADA

[0054] Conforme usado aqui, um Sistema de Vapor-Compressão (VCS) pode se referir a um sistema projetado para extrair calor de um lado e despejar calor no outro lado no qual o gás de trabalho sofre mudanças de fase em duas pressões e temperaturas diferentes. Seus componentes principais são um compressor, um condensador, um dispositivo de expansão térmica e um evaporador. O VCS é o método mais amplamente usado para o condicionamento de ar de residências, edifícios e automóveis, bem como um método eficiente de aquecer uti- lizando calor do condensador em comparação ao aquecimento de re- sistência. Ele também é usado em freezers domésticos e comerciais, geladeiras, armazéns frigoríficos de grande escala para o armazena- mento refrigerado ou congelado de alimentos e carnes, caminhões fri- goríficos e vagões ferroviários, e uma série de outros serviços comer- ciais e industriais, tais como refinarias de petróleo, instalações de pro- cessamento petroquímico e químico, e instalações de processamento de gás natural. Ele também pode ser uado como bombas de calor para água quente, secadoras de roupas, residências, edifícios, carros elétri- cos, etc.

[0055] Conforme usado aqui, um sistema de compressão de fluido transcrítico pode se referir a um subconjunto de um VCS que atinge a região supercrítica e subcrítica de um refrigerante, tal como C02, du- rante o processo de alta pressão e alta temperatura. Seus componen- tes principais são um compressor, um trocador de calor transcrítico de alta pressão em vez de um condensador, um dispositivo de expansão térmica e um evaporador.

[0056] Conforme usado aqui, um trocador de calor secundário na carcaça para o motor pode se referir a um trocador de calor que con- siste em uma carcaça, no motor e em percursos de fluxo apropriados para remover o calor do motor usando o refrigerante líquido preferi- velmente por evaporação.

[0057] Conforme usado aqui, um trocador de calor secundário na carcaça para a bomba pode se referir a um trocador de calor que con- siste em uma carcaça, na bomba e em percursos de fluxo apropriados para remover o calor da bomba/câmara de compressão usando o re- frigerante líquido preferivelmente por evaporação.

[0058] Conforme usado aqui, um vaporizador externo pode se re- ferir a um trocador de calor para remover calor do fluxo de líquido prin- cipal do condensador ou do trocador de calor de alta pressão que utili- za o fluxo de líquido desviado expandido para a pressão e a tempera- tura adequadas preferivelmente por evaporação ou alta eficácia do mecanismo de transferência de calor do fluido de resfriamento.

[0059] Conforme usado aqui, o fluxo de refrigerante desviado pode se referir à porção do refrigerante líquido fora do condensador em um VCS ou refrigerante fora do trocador de calor de alta pressão de um sistema transcrítico a ser usado como refrigerante nos trocadores de calor secundários na carcaça para o motor, o corpo da bomba ou o vaporizador externo e preferivelmente para serem devolvidos ao espa- ço de compressão durante o processo de compressão por meio do processo de superalimentação.

[0060] Conforme usado aqui, a superalimentação pode se referir a um método de injeção de refrigerante desviado do condensador ou do trocador de calor de alta pressão de um VCS, que sai de um trocador de calor secundário na carcaça após a remoção de calor do motor e da câmara de compressão/corpo da bomba, ou que sai de um vapori- zador externo para sub-resfriamento adicional do refrigerante principal após a remoção do calor do fluxo de líquido principal para uma câmara de compressão em um momento apropriado durante o seu processo de compressão preferivelmente depois de a porta de sucção ser fe- chada e antes de a porta de descarga ser aberta para obter aperfeiço- amentos do desempenho em termos da temperatura de operação do motor significativamente mais baixa que resulta em uma maior eficiên- cia do motor, uma vida útil mais longa do motor, uma alta confiabilida- de, uma temperatura da câmara de compressão significativamente mais baixa que resulta em uma menor temperatura de operação para a bomba, uma maior eficiência isentrópica do compressor, um menor potência do compressor por unidade de massa de refrigerante com- primido pelo compressor, uma menor temperatura de descarga, uma melhor lubrificação e uma vida útil mais longa para a bomba do com- pressor, e uma maior capacidade de resfriamento ou aquecimento, um maior COP, ou uma maior SEER do VCS.

[0061] Conforme usado aqui, um compressor de série S pode se referir a um compressor VCS equipado com provisões para superali- mentar (injetar novamente) o refrigerante no compressor que é desvi- ado do fluxo de líquido de um condensador (trocador de calor de alta pressão em um sistema CO2 transcrítico) e usado para resfriar o mo- tor de forma eficaz em baixa temperatura e através da lacuna de baixa temperatura para conseguir uma baixa temperatura de operação do motor que resulta na alta eficiência do motor; resfriar o corpo da bom- ba externamente para aumentar a eficiência isentrópica; ou a injeção na câmara de compressão para resfriar bruscamente o processo de compressão para aumentar a eficiência isentrópica e diminuir a potên- cia do compressor por unidade de massa. A superalimentação irá re- sultar em um desempenho total significativamente maior do compres- sor devido a uma eficiência de conversão de potência elétrica- mecânica muito maior no motor devido a uma menor temperatura de operação do motor, a uma maior eficiência volumétrica durante o pro- cesso de sucção devido a uma menor temperatura de sucção efetiva, uma maior eficiência isentrópica e uma menor temperatura de descar- ga durante a compressão devido ao inter-resfriamento da câmara de compressão, uma maior taxa de fluxo de descarga de refrigerante total para um compressor de deslocamento fixo devido a um fluxo de refri- gerante acrescido pela superalimentação durante o processo de com- pressão, uma maior expectativa de vida útil devido a uma operação em baixa temperatura do motor com uma consequente expectativa de vida útil mais longa que resulta em uma melhor lubrificação, vedação, desgaste reduzido das peças e rolamento, e uma maior confiabilidade devido a tudo que foi acima exposto.

[0062] Conforme usado aqui, um VCS de série S pode se referir a um sistema VCS equipado com um compressor de série S juntamente com linhas de fluido, válvulas, dispositivos de expansão, vaporizador externo, lógica de controle e hardware, e outras disposições para acomodar as funções e os recursos do compressor de série S que re- sultam em um desempenho significativamente superior do VCS em termos de coeficiente de desempenho, capacidade de refrigeração ou aquecimento e confiabilidade.

[0063] Conforme usado aqui, um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo pode se referir a um compressor rotativo hermético ou semi-hermético que compreende: uma carcaça contendo pressão que aloja um motor rotativo, seja um tipo de rotor interno ou externo, uma montagem de bomba de compressor rotativo acionada pelo motor rotativo, em que uma extremidade do eixo excêntrico da montagem de bomba do compressor é conectada e acionada por um rotor interno ou um rotor externo do motor, em que um montagem de bomba do com- pressor consiste em pelo menos uma palheta, um eixo com pelo me- nos um excêntrico que aciona pelo menos um rolo por excêntrico, pelo menos um cilindro equipado com uma porta de entrada e uma fenda ou uma cavidade para acomodar o movimento da palheta durante ca- da ciclo, pelo menos um rolo por excêntrico desempenhando a função de um pistão, um flange superior com um furo de rolamento superior e válvula de descarga e sua porta (ou, em uma configuração de carcaça de duas pressões, uma placa superior com a válvula de descarga e sua porta e um separador contendo um furo de rolamento superior), pelo menos uma placa intermediária em uma configuração de múlti-

plos cilindros, e e um flange inferior com um furo de rolamento inferior, uma válvula de descarga e sua porta; em que a palheta é projetada para se deslocar para frente e para trás na fenda da palheta enquanto o pistão de rolo em forma de anel rola no contorno interno do cilindro, enquanto mantém contato com o rolo similar a um compressor de pis- tão rotativo de última geração, ou a palheta é fisicamente presa ao rolo e projetada para balançar e se mover para dentro e para fora de um espaço provido no corpo do cilindro enquanto o pistão de rolo em for- ma de anel acionado pelo excêntrico se move ao longo do contorno interno do cilindro similar a um compressor oscilante de última gera- ção, em que o(s) espaço(s) de compressão interno (s) dentro de cada bomba de compressor, formado(s) pela superfície do diâmetro interno do cilindro, flanges, placa intermediária, placa superior, rolo(s) e a pa- lheta, etc., sofre(m) uma mudança cíclica no volume executando os processos de sucção, compressão, descarga e reexpansão, em que o compressor rotativo de pistão/palheta de rolo inclui, sem excluir outros que se enquadram na descrição geral acima, os compressores de pis- tão rotativo de última geração, compressores oscilantes, e compresso- res de palhetas assim chamados com dois ou mais rolos aninhados que formam múltiplos espaços de compressão para cada par de palhe- tas excêntricas de eixo, em que o compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo é ou um compressor de bomba de cilindro único ou um compressor de bomba de múltiplos cilindros, em que os compres- sores de bomba de múltiplos cilindros são ou um compressor de está- gio único ou um compressor de múltiplos estágios, em que o compres- sor é um modelo convencional de operação vertical ou um modelo de operação horizontal com a porta de entrada de lubrificante localizada na periferia de um dos componentes da montagem de bomba do com- pressor onde a parte inferior do componente com a porta de entrada provida é imersa no reservatório de lubrificante, ou em comunicação através de um tubo que conecta a porta de entrada ao reservatório de lubrificante, em que o compressor pode apresentar qualquer dos mé- todos de fixação entre a montagem de bomba, o motor, o separador, a carcaça, etc. em termos de métodos direto ou indireto que usam um componente intermediário.

[0064] Conforme usado aqui, um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado alto pode se referir a um com- pressor rotativo de pistão/palheta de rolo em que o espaço dentro de sua carcaça é exposto à alta pressão e à alta temperatura do gás de descarga, e o calor gerado pelo motor durante a conversão de energia elétrica em energia mecânica pelo motor é transportado principalmente através da transferência de calor por convecção pelo gás de descarga de temperatura relativamente alta. Portanto, a temperatura base do gás refrigerante para o motor é a já alta temperatura do gás de des- carga. A temperatura de operação do motor será muito mais alta do que a temperatura de descarga devido a uma transferência de calor por convecção relativamente baixa para o nível necessário para que o calor do motor seja transferido do motor para o gás de descarga. Os compressores rotativos de pistão/palheta de rolo de última geração, tal como um compressor de pistão rotativo ou um compressor oscilante, enquadram-se nesta categoria.

[0065] Conforme usado aqui, um compressor de compressão de vapor rotativo de carcaça única e de pressão ajustável pode se referir a um compressor rotativo em uma única carcaça usada em aplicações VCS, em que nem o gás de sucção nem o gás de descarga interagem com o gás dentro da carcaça, em que, se o compressor for lubrificado com óleo, o óleo arrastado no gás de descarga será separado por um separador de óleo, interno ou externo, e realimentado no reservatório de óleo de alta pressão de cavidade no eixo ou em outro reservatório de óleo interno apropriado dentro do compressor montagem de bom-

ba, em que há uma linha que injeta o refrigerante líquido do conden- sador na carcaça, em que a pressão dentro de sua carcaça é contro- lada entre a pressão de sucção e a pressão de descarga por meios adequados, tal como uma válvula de expansão térmica ou uma válvula de agulha, etc., e o calor gerado pelo motor durante a conversão de energia elétrica em energia mecânica deve ser levado embora princi- palmente pela evaporação do líquido injetado em contato com o motor. A temperatura base do motor é a temperatura de evaporação do refri- gerante na pressão da carcaça que é geralmente muito mais baixa do que a temperatura de descarga. Devido ao coeficiente de transferência de calor extremamente alto do resfriamento evaporativo, a temperatura de operação do motor será apenas ligeiramente mais alta do que a temperatura de evaporação do líquido na pressão selecionada. A pressão da carcaça, que determina a temperatura de evaporação do líquido e se torna a temperatura base do motor, deve ser ajustada para um ótimo desempenho do compressor/sistema que leva em conta a eficiência do motor, o resfriamento da bomba do compressor, a perda de lubrificante que vaza da montagem de bomba para a carcaça, etc. Isso seria muito mais favorável ao que acontece nos compressores rotativos de última geração nos quais o motor é resfriado pelo gás de descarga com transferência de calor por convecção relativamente bai- xa, resultando em um aumento de temperatura muito maior sobre a já maior temperatura do gás de descarga, resultando em uma menor efi- ciência do motor.

[0066] Conforme usado aqui, um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo pode se referir a um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo em que o espaço dentro de sua carcaça é exposto ao gás de sucção e/ou líquido de evapora- ção injetado na carcaça que atua como o meio de resfriamento, cuja pressão e temperatura são iguais ou próximas às do gás de sucção, e o calor gerado pelo motor durante a conversão de energia elétrica em energia mecânica deve ser levado embora pelo meio de resfriamento de temperatura relativamente baixa. Portanto, a temperatura base do gás refrigerante para o motor está próxima à temperatura do gás de sucção ou do evaporador relativamente baixa. A temperatura de ope- ração do motor irá aumentar acima da temperatura do meio de resfri- amento até o nível necessário para que o calor do motor seja transfe- rido do motor para o meio de resfriamento. O compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo vem com um reserva- tório de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo alimentado a partir do reservatório de lubrificante de baixa pressão com o uso de uma bomba de lubrificante com um fluxo extremamente baixo e variá- vel/capacidade de aumento de alta pressão para levar o lubrificante do reservatório de baixa pressão até uma alta pressão para lubrificar e vedar os componentes rotativos da bomba do compressor durante a operação do compressor. A pressão de lubrificante necessária dentro da cavidade de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo estaria entre a pressão média dentro da(s) câmara(s) de compressão e a pressão de descarga e uma pressão padrão seriam a pressão de des- carga. Se o compressor vier com um motor de rotor interno, ele poderá ter qualquer uma das oito configurações potenciais. Se o compressor vier com um motor de rotor externo, ele poderá ter qualquer das quatro configurações potenciais em termos de meios de fixação direta ou indi- reta entre o estator do motor, a bomba do compressor e a carcaça. Não há compressores rotativos de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo práticos e conhecidos usados no mundo.

[0067] Conforme usado aqui, uma cavidade de gás de alta pres- são assistida por palheta pode se referir a uma cavidade interna em um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo na parte traseira da fenda de palheta oposta ao rolo. Esta cavi-

dade, mantida na pressão de descarga, por exemplo, provendo uma passagem de conexão para o silencioso de descarga, é replicada em um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça baixo la- do, na mesma dinâmica de palheta de um compressor de pistão rotati- vo de carcaça do lado alto de última geração que foi bem testado ao longo de décadas de uso. A cavidade de gás de alta pressão assistida por palheta é definida como uma cavidade encerrada na parte de trás da palheta para um compressor rotativo de pistão rotativo de carcaça do lado baixo e um compressor rotativo de pistão rotativo de carcaça única e de pressão ajustável, mantido na pressão de descarga, para rigorosamente replicar a condição operacional da palheta, os fenôme- nos de vazamento de gás e de lubrificante encontrados em um com- pressor de pistão rotativo de carcaça do lado alto de última geração.

[0068] Conforme usado aqui, um separador pode se referir a um membro de separação de pressão dentro de uma carcaça que criaria uma seção de pressão/temperatura de descarga (seção de carcaça do lado alto) e uma seção de baixa pressão/temperatura (carcaça do lado baixo seção). O separador pode ser preso à montagem de bomba do compressor e à carcaça por vários meios, tais como encaixe por pres- são, encaixe por interferência, soldagem, cavilhas, parafusos, etc. O separador pode ser uma extensão de um dos componentes da própria bomba do compressor (por exemplo, o flange superior ou o cilindro com um perímetro estendido poderia atuar como um separador).

[0069] Conforme usado aqui, um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo pode se referir a um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo, em que o espaço dentro da carcaça é dividido em duas seções por um separador: uma seção do lado alto (seção de alta pressão/alta temperatura) formada por um lado do separador, a superfície externa da bomba do compres- sor, e pelo lado correspondente da carcaça e ao qual é conectado um tubo de descarga, em cuja seção de carcaça do lado alto há um mon- tagem de bomba e um reservatório de lubrificante na parte inferior da carcaça do lado alto, o espaço interno sendo exposto e mantido na ou próximo à alta pressão de descarga; e uma seção de carcaça do lado baixo (seção de baixa pressão/baixa temperatura) formada pelo outro lado do separador, a porção exposta da flange superior ou flange do lado baixo da bomba do compressor e seu lado da carcaça e à qual é conectada uma linha de fluido de trabalho de pressão de sucção e/ou linha de injeção de líquido, em que o motor está localizado dentro da carcaça do lado baixo e resfriado pelo fluido de baixa temperatura que entra na carcaça do lado baixo, em que o corpo da montagem de bomba do compressor e o reservatório de lubrificante de alta pressão estão localizados na seção do lado alto, em que o fluido de resfriamen- to para o motor sai da carcaça do lado baixo ou através de uma entra- da provida no separador e através de uma passagem interna na mon- tagem de bomba do compressor ou através de um tubo externo conec- tado à carcaça do lado baixo que volta para a carcaça do lado alto, ambos conduzindo ao plenum de sucção na bomba do compressor localizada na carcaça do lado alto e à(s) porta(s) de sucção para o(s) cilindro(s) durante o processo de sucção, em que o compressor vem com um reservatório de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo alimentado a partir do reservatório de lubrificante de alta pressão, e mantido próximo à pressão de descarga, em que há provisões opci- onais para forças axiais e radiais equilibradas exercidas sobre o eixo pelo lubrificante, e em que há provisões opcionais para forças axiais equilibradas exercidas sobre o eixo pela pressão do gás.

[0070] Conforme usado aqui, um compressor VCS rotativo de pis- tão/palheta de carcaça do lado alto/lado baixo ajustável pode se referir a um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo rotativo do lado al- to/lado baixo usado em aplicações VCS, em que há uma linha que in-

troduz o refrigerante líquido do condensador na carcaça do lado baixo, em que a pressão dentro de sua carcaça do lado baixo pode ser ajus- tada entre a pressão de sucção e a pressão de descarga por meios adequados, tais como uma válvula de expansão térmica ou válvula de agulha, etc. e o calor gerado pelo motor durante a conversão de ener- gia elétrica em energia mecânica pelo motor é principalmente levado embora pela evaporação do líquido em contato com o motor. A pres- são dentro da carcaça do lado baixo pode ser ajustada para otimizar o desempenho do compressor/sistema levando em conta vários fatores, tais como a perda de bombeamento devido ao vazamento de lubrifi- cante além do rolamento superior que irá diminuir quando a pressão da carcaça do lado baixo for aumentada de modo que a pressão dife- rencial entre a carcaça do lado alto e a carcaça do lado baixo diminua, a eficiência do motor que irá aumentar quando a pressão do lado baixo for reduzida à medida que a temperatura do refrigerante do motor di- minui e a temperatura de operação do motor diminui de acordo, em que a temperatura base do motor é a temperatura de evaporação do refrigerante na pressão selecionada. Devido ao coeficiente de transfe- rência de calor extremamente alto do resfriamento evaporativo, a tem- peratura de operação do motor será apenas ligeiramente superior à temperatura de evaporação do líquido na pressão selecionada. O flui- do de resfriamento sairá da carcaça do lado baixo e passará por um dispositivo de expansão, caso necessário, levando ao evaporador. Is- so seria muito mais favorável ao que acontece nos compressores rota- tivos de última geração, nos quais o motor é resfriado pelo gás de descarga com transferência de calor por convecção relativamente bai- xa, resultando em um aumento de temperatura muito maior acima da já elevada temperatura do gás de descarga.

[0071] Conforme usado aqui, um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo vertical pode se referir a um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo que opera com seu eixo do eixo rotativo na ori- entação nominalmente vertical. A grande maioria dos compressores rotativos de pistão/palheta de rolo de última geração, tais como com- pressores de pistão rotativo e oscilantes, se enquadra nesta categoria.

[0072] Conforme usado aqui, um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo horizontal pode se referir a um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo que opera com seu eixo do eixo rotativo na orientação nominalmente horizontal.

[0073] Conforme usado aqui, um flange do lado baixo pode se re- ferir a um flange que está voltado para a seção do lado baixo do com- pressor de pistão de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo para am- bas as configurações vertical e horizontal. Por exemplo, o flange supe- rior de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo vertical é um flange do lado baixo.

[0074] Conforme usado aqui, um flange do lado alto pode se referir a um flange que está localizado totalmente dentro da seção do lado alto de um compressor de pistão de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo. Por exemplo, o flange inferior em um compressor de pistão de rolo de carcaça do lado alto/baixo vertical é um flange do lado alto.

[0075] Conforme usado aqui, uma cavidade de gás de equilíbrio de eixo pode se referir a uma cavidade interna dentro da montagem de bomba de um compressor rotativo de pistão/palheta de carcaça do la- do alto/lado baixo ou compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/baixo ajustável mantido na mesma pressão que a carcaça do lado baixo para equilibrar as forças que atuam nas duas extremidades do eixo excêntrico pela pressão do gás. Em um com- pressor rotativo de pistão/palheta de rolo do lado alto/lado baixo verti- cal, a parte superior do eixo está localizada na carcaça no lado baixo e exposta à pressão entre a pressão de sucção e a pressão de descarga e é, portanto, preferido que a extremidade inferior do eixo precise ser exposta à mesma pressão da carcaça do lado baixo para equilibrar as forças axiais pela pressão que atua nas duas extremidades do eixo. Sua localização natural e conveniente está abaixo da ponta inferior do eixo excêntrico vedado e acima do flange inferior vedado. A pressão dentro da cavidade de equilíbrio de pressão do eixo será mantida pró- xima à pressão de sucção por meio de uma conexão ao plenum de sucção se a carcaça do lado baixo estiver na pressão de sucção. Caso contrário, a conexão será feita à carcaça do lado baixo. Em uma ver- são horizontal, os descritores direcionais como topo, fundo, superior e inferior devem ser substituídos apropriadamente por esquerdo e direi- to, ou lado baixo ou lado alto

[0076] Conforme usado aqui, um reservatório de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo pode se referir a uma cavidade inter- na dentro do eixo excêntrico de um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo como um reservatório de lubrificante de pressão relativamente alta para o compressor. Seu papel é o de atuar como um reservatório de distribuição para o lubrificante de alta pressão e prover o lubrificante para a montagem de bomba, conforme necessário, de sua localização central e próxima a todas as partes móveis da monta- gem de bomba. Esta característica principal está presente em todos os compressores rotativos de pistão/palheta de rolo de última geração, compressores rotativos de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo, compressores rotativos de pistão/palheta de rolo do lado alto/baixo ajustável e do lado baixo.

[0077] Conforme usado aqui, uma pressão crítica do reservatório de lubrificante pode se referir à pressão mínima de lubrificante a ser mantida dentro do reservatório de lubrificante de alta pressão de cavi- dade no eixo para prover lubrificação suficiente na montagem de bom- ba durante a operação do compressor rotativo para lubrificação e ve- dação adequadas das interfaces dos componentes móveis da monta-

gem de bomba do compressor.

[0078] Conforme usado aqui, um motor de um compressor pode se referir a um motor acionado eletricamente, seja um motor de rotor interno ou um motor de rotor externo, e pode ser de qualquer tipo cujo desempenho é aperfeiçoado à medida que a temperatura de operação é diminuída.

[0079] Conforme usado aqui, um gás de trabalho de um compres- sor rotativo pode se referir a um vapor, gás, refrigerante, gás/vapor de hidrocarboneto ou qualquer mistura de fluido que seja compressível e comprimida pelo compressor.

[0080] Conforme usado aqui, um lubrificante de um compressor rotativo pode se referir a qualquer um ou a uma mistura dos seguintes: óleos de VCS e de compressor de gás, incluindo, mas não excluindo outros, óleo POE, óleo PVE, óleo PAG, óleo mineral, Shell Corenatm, Shell Riselatm.

[0081] Os inventores reconheceram e apreciaram que existem três abordagens principais que podem melhorar o desempenho de um compressor em um VCS: (1) aumentar a eficiência do motor que reduz a potência de entrada para atender ao requisito de potência mecânica do eixo da bomba por taxa de fluxo de massa através do compressor; (2) aumentar a eficiência da compressão isentrópica para reduzir a po- tência mecânica do eixo necessária por parte da bomba por taxa de fluxo de massa através do compressor; e (3) aumentar a capacidade efetiva (aquecimento ou resfriamento) sem aumentar proporcionalmen- te a potência de entrada por taxa de fluxo de massa através do com- pressor. A eficiência do motor aumentará se sua temperatura de ope- ração for reduzida. A eficiência da compressão irá aumentar, se a câ- mara de compressão for resfriada. Um sub-resfriamento acrescido irá aumentar a capacidade de resfriamento ou aquecimento, ou tem que se encontrar maneiras de se realizar isso sem adversamente afetar todo o desempenho do VCS.

[0082] Em geral, um compressor rotativo de última geração, tal como compressor de pistão/palheta de rolo ou um compressor scroll, apresenta vantagens termodinâmicas de ter uma maior eficiência isen- trópica por causa da forma inerentemente favorável da câmara de compressão que reduz a transferência de calor cíclica de geração de entropia entre a parede do espaço de compressão e o gás dentro, e também o atrito mecânico geralmente menor em comparação a um compressor alternativo. Contudo, há aplicações nas quais o uso de um compressor rotativo não é recomendado em favor de um compressor alternativo (que apresenta uma carcava do lado baixo e o motor é ex- posto ao gás de sucção) ou totalmente insustentável devido aos efei- tos adversos significativos de operar o motor no ambiente de gás de descarga elevada (na maioria dos compressores rotativos) o que po- deria resultar em uma eficiência muito pobre ou em um torque insufici- ente ou dano total ao motor devido à alta temperatura, resultando as- sim em danos permanentes ao compressor.

[0083] Um exemplo ocorre quando a pressão e a densidade de sucção são extremamente baixas porque a temperatura desejada do evaporador é muito baixa, mas a pressão de descarga desejada é mui- to alta por causa da alta temperatura ambiente e da temperatura de condensação correspondentemente alta. Neste exemplo de golpe du- plo, a taxa de fluxo de refrigerante é muito baixa e a temperatura de descarga é muito alta, criando assim uma condição para queima do motor na pior das hipóteses ou um desempenho inaceitavelmente mui- to pobre e inaceitavelmente baixo na melhor das hipóteses.

[0084] Um segundo exemplo é um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo BLDC para compressão de ar ou gases, quando a pressão de sucção for muito baixa, mas a pressão de descarga dese- jada for muito alta. Nestes exemplos de compressão de alta relação de pressão, a temperatura do gás de descarga pode se tornar extrema- mente alta devido ao alto calor de compressão e a taxa de fluxo do gás também é baixa devido à baixa densidade de sucção e à baixa eficiência volumétrica como resultado da relação de alta pressão.

[0085] Um terceiro exemplo é o uso de certos refrigerantes, tal como R410a ou C02, em que as temperaturas de descarga são ine- rentemente altas de modo a reduzir o desempenho do motor significa- tivamente ou de ultrapassar a temperatura máxima tolerável de mate- rial de ímã permanente acessível ou economicamente viável ou isola- dor de estator.

[0086] Nos exemplos acima, a alta temperatura de descarga defi- niria a temperatura do refrigerante da linha de base para o motor na extremidade mais alta, a baixa taxa de fluxo do refrigerante causaria uma baixa taxa de transferência de calor entre o motor, porque o coe- ficiente de transferência de calor entre o gás de descarga e o motor é relativamente baixo e, como resultado, a temperatura de operação do motor pode aumentar a ponto de o desempenho e a confiabilidade de- gradarem, de forma que o uso do compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo BLDC venha a se tornar imprudente ou totalmente insustentável.

[0087] Em um compressor BLDC de pistão/palheta de rolo de últi- ma geração, o gás de descarga sai da porta da válvula de descarga para fora da montagem de bomba para o espaço dentro da carcaça e é soprado pelo motor. Isso significa que o espaço dentro da carcaça fica exposto à pressão relativamente alta e à temperatura do gás de descarga que passa a ser mais alta em todo o processo de refrigera- ção ou de compressão de vapor no sistema, e o motor disposto inter- namente é, infelizmente, resfriado pelo refrigerante de temperatura mais alta, ou seja, o gás de descarga. Em outras palavras, a tempera- tura inicial do refrigerante para o motor é a temperatura do gás de descarga e a temperatura de operação do motor irá inevitavelmente subir muito mais do que a temperatura de descarga, devido ao coefici- ente de transferência de calor geralmente pobre entre o motor e o gás de descarga, ao nível necessário para que o calor do motor seja trans- ferido do motor para o gás de descarga.

Portanto, quando a tempera- tura de descarga se tornar elevada devido aos requisitos de operação, tal como a alta temperatura de condensação, a alta taxa de compres- são ou o uso de um refrigerante que possui temperaturas de descarga inerentemente mais altas, o motor terá que lidar com o problema de ter um fluido de resfriamento em uma temperatura de base já alta da tem- peratura do gás de descarga.

Para piorar a situação, em um caso de aplicações de temperatura muito baixa, a taxa de fluxo do refrigerante e o coeficiente de transferência de calor por convecção podem se tor- nar baixos demais para prover um resfriamento adequado do motor pelo gás de descarga e, como consequência, a temperatura do motor sobe muito acima da já temperatura de descarga a fim de dissipar o calor gerado pelo motor para o fluido de resfriamento como uma con- sequência inevitável da baixa taxa de fluxo de refrigerante e da baixa taxa de transferência de calor de convenção.

Como resultado, a tem- peratura de operação do motor pode subir até um nível extremamente alto, resultando em uma eficiência do motor extremamente baixa ou a alta temperatura do motor pode danificar o ímã do rotor ou o enrola- mento do estator.

De qualquer maneira, essas desvantagens dos compressores rotativos do lado alto irão impedir por completo seu uso nessas aplicações, ou de haver a necessidade de o compressor rotati- vo de carcaça do lado alto ser equipado com ímãs permanentes de terras raras de grau de temperatura maior e de custo mais alto e ou- tros e revestimento da fiação do estator, o que resulta em custos mais altos para o compressor.

Dado o fato de que os compressores rotati- vos já têm um custo muito mais alto do que os homólogos alternativos,

o uso de componentes de motor de custo ainda mais alto seria propí- cio para o uso generalizado de compressores rotativos geralmente mais eficientes e desejáveis. Contudo, ter toda a carcaça na pressão de descarga tem o benefício de facilmente injetar o fluxo de lubrificante do reservatório na montagem de bomba de compressor através do ori- fício de entrada central na ponta inferior do eixo excêntrico a partir de baixo do reservatório de lubrificante. Esta configuração atual do com- pressor rotativo de pistão/palheta de role de última geral e suas varia- ções menores foram usadas com sucesso por décadas em VCS e ou- tros sistemas, quando as relações de pressão não eram extremamente altas e a temperatura de descarga não excede os limites de tempera- tura definidos pelas propriedades do ímã para o rotor, e/ou o enrola- mento do estator. Em aplicações nas quais a temperatura de descarga se torna excessivamente alta ou a temperatura de operação do motor se torna excessivamente alta, os compressores BLDC de pis- tão/palheta de rolo simplesmente não foram usados em favor de com- pressores alternativos e outros tipos de compressores, apesar do fato de suas eficiências de compressores de pistão/palheta de rolo serem geralmente mais altas. Abaixo é descrito um exemplo de porque a con- figuração de design de compressor BLDC de pistão/palheta de rolo padrão não pode funcionar para o caso de temperaturas de descarga extremamente altas.

[0088] As seguintes expressões/equações para gases ideais po- dem ser utilizadas para estimar o aumento de temperatura devido à compressão, com uma relação de pressão de P2/P1, onde PI = pres- são do gás de sucção, e P2 = pressão do gás de descarga; VI = volu- me morto, e V2 = volume máximo; e T1 = temperatura do gás de suc- ção, e T2 = temperatura do gás de descarga: P1 V1/(mRT1) = P2 V2 /(mRT2) (Eqn. 1) P1 V1k = P2 V2k (Eqn. 2)

T2 / T1 = (P2 / P1)(k-1)/k (Eqn. 3) onde k é a relação de calores específicos (~1,2 para gás natural, e ~1,4 para ar).

[0089] Como um exemplo ilustrativo, a fim de comprimir gás de baixa pressão (por exemplo, gás natural a 15 psia e 20°C (68F)/528R) para gás de alta pressão em um reservatório com uma relação de re- forço de alta pressão de 33 a 100 (por exemplo, 500 psia ou 1500 psia), a temperatura extremamente alta (por exemplo, 251,6°C (485F) ou 365,5°C (690F) usando as equações de gás ideais acima) do gás comprimido devido às altas taxas de compressão de 33 a 100 sim- plesmente impede o uso da configuração padrão de compressor BLDC de pistão/palheta de rolo usando rotor de ímã permanente e enrola- mento de cobre do estator. Se o ar com k = 1,4 tiver que ser comprimi- do, as temperaturas de descarga se tornarão 523,3°C (974F) e 820°C (1508F), respectivamente. Essas altas temperaturas de descarga tor- nam o uso de compressores rotativos de pistão/palheta de rolo BLDC de design padrão ainda mais insustentável. O enrolamento de cobre, seus revestimentos e isoladores usados para o estator serão danifica- dos e até mesmo o ímã de samário-cobalto, o ímã permanentemente de maior grau de temperatura, não sobreviverão a essas temperatu- ras, causando danos permanentes e irreparáveis ao motor BLDS e de- sativando o compressor e, portanto, os compressores rotativos de pis- tão/palheta de rolo BLDC não podem ser usados.

[0090] O resfriamento do motor disposto internamente de com- pressores de pistão/palheta de rolo por injeção de refrigerante líquido em vez do gás de descarga e/ou gás de sucção certamente aumenta- ria a gama de aplicações para um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo. Por exemplo, um motor de compressor operando a uma temperatura muito mais baixa próximo à temperatura do evapora- dor terá maiores benefícios do aquecimento de resistência inferior no fio do estator, uma maior densidade de fluxo magnético, e um maior torque gerado pelo motor, e uma maior eficiência elétrica total e uma maior confiabilidade do motor para uma determinada corrente e ten- são. Nas presentes descrições, além de ser possível resfriar o motor usando o gás de sucção, a nova configuração usada nos sistemas de compressão de vapor, tal como refrigeração, condicionamento de ar ou aplicações de bomba de calor, permite uma maneira simples e con- veniente de injetar um fluxo separado, medido ou não medido de refri- gerante líquido ou outros fluidos de trabalho

[0091] A injeção de uma pequena porção do fluxo de fluido refrige- rante do condensador (ou trocador de calor de alta pressão) na forma de líquido pulverizado sobre o motor garante que temperaturas do en- rolamento do motor e do ímã permaneçam muito mais próximas da temperatura do líquido de evaporação (que poderá se tornar tão baixa quanto a temperatura do gás de sucção ou a temperatura do evapora- dor, se a pressão da carcaça do motor for ajustada para a pressão de sucção) do que apenas usando um gás de trabalho em baixa tempera- tura.

[0092] O efeito imediato de operar o motor próximo à temperatura de sucção ou do evaporador é um aumento potencial na eficiência do motor em graus significativos, mas variáveis, dependendo das condi- ções de operação do compressor, conforme descrito anteriormente. A pressão ideal na qual é mantida a carcaça do lado baixo irá variar en- tre a pressão de sucção e a pressão de descarga, dependendo de vá- rios fatores, tal como a taxa de vazamento de lubrificante da monta- gem de bomba para a carcaça do lado baixo através da vedação do eixo (rolamento superior), o grau de aperfeiçoamento da eficiência do motor na temperatura alcançada na carcaça do lado baixo, a eficácia da transferência de calor entre o fluido de resfriamento e o motor, etc. A pressão da carcaça do lado baixo pode ser ajustada, por exemplo,

usando uma válvula de expansão térmica.

[0093] Em um exemplo, as vantagens de desempenho estimadas que poderão ser alcançadas, se o motor puder ser resfriado pelo gás de sucção ou choque de refrigerante líquido em vez do gás de descar- ga são as seguintes: A. A redução no aquecimento de resistência na fiação do motor

[0094] A dependência de temperatura da resistência da fiação de cobre é provida como R(inicial) [1+ (T(final) - T(inicial)], onde  é o coeficiente de temperatura de resistividade e, para cobre, ~0,004/°C. Pelo fato de a diferença entre a temperatura de descarga e a tempera- tura de sucção poder ser facilmente 100°C em um compressor de condicionamento de ar ou VCS (por exemplo, temperatura de sucção do compressor de 20°C e temperatura de descarga de 120°C), o aquecimento da resistência pelo fio do estator, se exposto ao gás de sucção em vez do gás de descarga, poderá ser reduzido em -27% {= 1- (1 + 0,004 x 20 )/(1 + 0,004 x 120)}. Além do fato de que o próprio gás de sucção já está mais frio (por exemplo, 20°C), provendo uma temperatura de linha de base do motor de 20°C em vez de 120°C, o nível de aquecimento de resistência da fiação é muito menor, o que, por sua vez, causa menos aquecimento por resistência, criando bene- fícios em cascata no desempenho do motor/compressor. O calor gera- do pelo motor que supre a mesma potência mecânica no caso do mo- tor operando a -20°C é reduzido em 38% {= 1- (1 - 0,004 x 20)/(1 + 0,004 x 120)} em comparação com 120°C. Em um motor que opera com eficiência de 90% a -20°C, 10% da entrada de energia elétrica de entrada se transformam em calor. O mesmo motor a 120°C perderá 16% (10%/(1-0,38)) da potência elétrica de entrada para o calor, resul- tando em uma eficiência do motor de 84%.

[0095] Portanto, é altamente desejável expor o motor (ímã do rotor e estator) ao gás de sucção de baixa temperatura e, se possível, ao líquido de evaporação, mesmo para as temperaturas de descarga co- mumente encontradas em aplicações de condicionamento de ar, bom- ba de calor e VCS. Se isso puder ser feito sem muito aumento no cus- to do compressor, a nova configuração de baixa temperatura resfriada a líquido seria altamente desejável para as vantagens significativas sobre os compressores rotativos de pistão/palhetas de rolo resfriados por descarga convencionais, em geral, apenas do ponto de vista de reduzir a perda do enrolamento do motor devido à resistência do enro- lamento. B. Um fluxo magnético mais alto em temperaturas mais baixas de ímã permanente:

[0096] Existem outras vantagens importantes de operar o motor BLDC em temperaturas muito mais baixas: um fluxo magnético mais alto (aumento de 0,0011 por decréscimo de °C na temperatura do mo- tor) e uma vida útil mais longa do próprio ímã, o grau de custo mais baixo para o ímã de terras raras com o uso de ímãs classificados de baixa temperatura em comparação aos ímãs capazes de alta tempera- tura, e o custo mais baixo e a expectativa de vida útil provavelmente mais longa do isolador e a integridade da fiação para o estator e, por- tanto, o motor e o próprio compressor. A Figura 1 mostra a relação en- tre a densidade do fluxo magnético de um grau comumente usado de ímã NdFeB como uma função da temperatura do ímã. Ela mostra que a densidade de fluxo do ímã NdFeB de mesmo grau aumenta de 1,2T para 1,4T à medida que a temperatura vai de 120°C a 20°C, um au- mento de 17%, o que é significativo. Isso permitiria a redução do mate- rial magnético do mesmo grau ou rebaixamento para um grau de custo menor de ímã NdFeB.

[0097] A Figura 2 mostra, com a mudança da temperatura de ope- ração do mesmo motor baseado em ímã NdFeB de 120°C, o que po- deria ocorrer prontamente em um compressor com um motor resfriado a gás de descarga a 20°C, o que poderia ocorrer em um compressor com motor resfriado por injeção de gás ou líquido de sucção, cujo tor- que aumenta de 0,7 para 1,0 (números não dimensionais), um aumen- to de 43% para a mesma corrente.

Isso significa simplesmente que para obter o mesmo torque gerado a 120°C, a corrente de alimentação poderá ser reduzida em 30% (= 1/1,43), se a temperatura do motor puder ser reduzida de 120 °C para 20°C.

A Figura 3 mostra a eficiên- cia do mesmo motor baseado em NdFeB que aumenta de 0,58 a 0,7, um aumento de 21%, alterando a temperatura de operação do motor de 120°C para 20°C.

A Figura 4 mostra o aprimoramento de desem- penho de um motor com ímãs de ferrita de estrôncio à medida que sua temperatura de operação é reduzida de 125°C para 25°C.

Ela mostra os seguintes aumentos percentuais para várias medidas de desempe- nho à medida que a temperatura operacional do motor à base de ferri- ta de estrôncio é reduzida de 125°C para 25°C: potência máxima em 38% (= 238/172), torque do rotor travado 74% (= 2,88/1,65), torque por ampere em 25% (= 0,071/0,057), velocidade sem carga em 26% (= 3979/3160), etc.

Os ímãs permanentes baseados em NeFeB e ferritas são os ímãs mais prevalentemente usados em motores BLDC.

As ferri- tas são geralmente usadas para compressores alternativos, lineares ou rotativos grandes, mas de baixo custo, e ímãs NdFeB para com- pressores BLDC relativamente compactos, de maior eficiência e de custo mais alto.

Conforme ilustrado acima, os benefícios potenciais de operar esses motores em um desempenho no motor de baixa tempe- ratura são significativos o suficiente para garantir a investigação de mudanças práticas e acessíveis que a configuração do compressor rotativo de pistão/palheta de rolo requer a fim de prover os meios de operar o motor em temperatura significativamente mais baixa em vez da alta temperatura de descarga, como é feito hoje.

Uma transição bem-sucedida para o novo design do compressor rotativo será um feito e tanto, desde que possa ser realizada sem causar consequências prejudiciais inaceitáveis, tais como aumentos significativos no custo, tamanho do compressor ou complexidade inaceitável na fabricação. C. Efeitos adversos do aquecimento do gás de sucção e das contra- medidas:

[0098] Os motores internos usados dentro de compressores rotati- vos têm sempre menos de 100% de eficiência de conversão de ener- gia elétrica em energia mecânica do eixo transmitida pelo eixo do mo- tor à montagem de bomba do compressor. A eficiência de conversão poderia variar de tão pouco quanto 40% até meados de 90%. O res- tante da energia é convertido em calor. Portanto, em um compressor de última geração resfriado a gás de sucção, seria ainda mais vantajo- so escolher um motor com alta eficiência de conversão, como um mo- tor BLDC baseado em ímã permanente altamente eficiente. Uma preo- cupação óbvia, imediatamente levantada pelos projetistas dos com- pressores e por aqueles versados em termodinâmica de ciclo de com- pressão de gás e de compressão de vapor, é o efeito potencialmente prejudicial sobre o desempenho do compressor causado pelo aqueci- mento do gás de sucção pelo calor gerado pelo motor devido à efici- ência de conversão de menos de 100% acima mencionada de energia elétrica de entrada em uma energia mecânica do eixo.

[0099] Os efeitos prejudiciais do aquecimento do gás de sucção incluem uma redução da eficiência isentrópica de compressão, além de uma eficiência volumétrica "efetiva" reduzida devido à densidade mais baixa do gás de sucção aquecido em comparação àquela sem o aquecimento do gás de sucção pelo motor. Um desempenho geral re- lativamente pobre, às vezes tão baixo quanto 50%, em comparação com um compressor rotativo BLDC convencional com carcaça do lado alto, de compressores alternativos resfriados por sucção que são am- plamente usados em refrigeradores de baixo custo e baixa eficiência com um motor BLDC de média eficiência é um caso no ponto.

[00100] A fim de garantir que a temperatura de sucção do compres- sor não aumente muito ou nada devido à liberação de calor do motor, e também que a temperatura da fiação do motor permaneça o mais próximo possível da temperatura do gás de sucção, utilizando a eva- poração, nos sistemas VCS, pode-se introduzir uma medida adicional nas novas configurações do compressor: uma pequena porção do re- frigerante líquido do condensador pode ser direcionada para o trocador de calor secundário na carcaça para efetivamente resfriar o motor por meio da evaporação para manter uma temperatura de operação de fio do estator tão próxima à temperatura de evaporação quanto possível. O desvio de uma porção do líquido do condensador para resfriar o mo- tor por evaporação obviamente irá aumentar a eficiência do motor sig- nificativamente, mas diminuiria a capacidade de resfriamento total em um ciclo de compressão de vapor porque o fluxo de refrigerante para o evaporador é diminuído na mesma quantidade desviada para o resfri- amento do motor, a menos que uma medida apropriada seja tomada. A diminuição da capacidade de resfriamento pode ser contrabalançada aumentando a velocidade de operação do compressor, superdimensi- onando o deslocamento do compressor para compensar a redução na capacidade de resfriamento e prover a mesma capacidade de resfria- mento, desde que isso torne o COP do sistema alto o suficiente para garantir o esforço, ambos os quais terão impactos adversos sobre o custo e o desempenho. Uma maneira de aumentar efetivamente o deslocamento do compressor sem aumentar a velocidade operacional ou o tamanho físico do compressor é a de utilizar a injeção de supera- limentação da quantidade exata de fluxo de refrigerante desviada do condensador para o compressor durante o processo de compressão, aumentando assim a taxa de bombeamento efetiva do compressor, ou seja, o efetivo deslocamento do compressor. Isso, por sua vez, irá au-

mentar a taxa de fluxo de refrigerante através do condensador na mesma quantidade injetada durante a superalimentação. O método de injeção de superalimentação tem sido amplamente utilizado em bom- bas de calor baseadas em compressor scroll na forma de injeção de vapor na câmara de compressão para aumentar a taxa de bombea- mento efetiva do compressor e do condensador e também a saída de calor do condensador. Esta injeção de vapor é bastante benéfica, es- pecialmente durante condições de clima frio, não só para aumentar a produção de calor, mas também para aumentar o fluxo de refrigerante através do motor para melhor resfriar o motor e protegê-lo de danos devido à baixa pressão do refrigerante, à baixa densidade e, portanto, ao baixo fluxo de refrigerante que tende a ocorrer em condições de clima frio. No caso de bombas de calor baseadas em compressor scroll, uma quantidade necessária de refrigerante líquido que sai do condensador é vaporizada em um vaporizador externo e, em seguida, o vapor resultante é injetado no compressor em um ponto apropriado de compressão. A principal diferença para o trocador de calor em car- caça proposto para o motor é que o fluido de superalimentação é o líquido retirado do condensador, expandido até a pressão e a tempera- tura adequadas e, em seguida, vaporizado retirando o calor gerado pelo motor e resfriando o motor. O processo de superalimentação e sua implementação serão apresentados em detalhes para compresso- res do tipo pistão/palheta de rolo no final da especificação. Os aperfei- çoamentos similares ocorreriam em outros compressores de refrigera- ção, tais como compressores scroll, alternativos, de parafuso, tipo tur- bina, etc., embora os detalhes não sejam apresentados aqui.

[00101] Os benefícios combinados de operar o motor próximo à temperatura de sucção e de resfriar as partes internas da bomba do compressor se manifestarão em aumentos potencialmente significati- vos na eficiência do compressor e no COP do sistema. A Tabela 1 na

Figura 5 mostra o aumento teórico máximo no COP de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo sobre o compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto convencional, ambos equipados com os mesmos ímãs NdFeB, cuja dependência da temperatura foi descrita nas Figuras de 1 a 3, caso a nova configuração de motor resfriado a gás de sucção fos- se usada.

Um sistema de refrigeração por compressão de vapor base- ado em um compressor rotativo de pistão/palheta de carcaça do lado alto convencional com temperatura de evaporador de -12,2°C e tempe- ratura de operação do motor de 140°C terá o motor BLDC operando com eficiência de 58%. Em contraste, para os novos compressores de alto desempenho com injeção de líquido suficiente para resfriamento evaporativo do motor, a temperatura do motor se aproximará da tem- peratura do evaporador de -12,2°C com eficiência muito maior de 84%, um aumento realmente significativo de 45%. Ignorando perdas adicio- nais relativamente pequenas, tais como causadas por vários vazamen- tos potenciais, o COP irá aumentar em 31% de 1,06 para 1,38 com base no aumento de 45% na eficiência do motor, enquanto será ne- cessário aumentar a velocidade em 11,6%, aumentar o deslocamento em 11,6%, ou sobrealimentar 11,6% adicionais do fluxo de refrigerante no espaço de compressão para manter o mesmo nível de capacidade de resfriamento enquanto desvia a mesma quantidade de líquido do condensador para resfriar o motor.

Também é mostrado que, para cer- tas aplicações com temperaturas de evaporador mais altas, tais como condicionadores de ar, o aumento no COP será inferior a 31%. Por outro lado, para aplicações com temperaturas de evaporador mais bai- xas, tal como de -40°C a -20°C rotineiramente necessárias para a grande maioria dos refrigeradores e freezers, o aumento no COP será muito superior a 31%. Além disso, em aplicações com altas temperatu- ras de descarga, tais como bombas de calor, os aumentos no COP poderão ser igualmente significativos. O nível acima de redução de temperatura do motor não seria incomum em aplicações de refrigera- ção, de HVAC, de condicionamento de ar e de bomba de calor, bem como em compressores de gás, se as novas configurações de com- pressor fossem usadas. Para aplicações com temperaturas de evapo- rador mais baixas, como -40°C a -20°C rotineiramente necessárias pa- ra a grande maioria dos refrigeradores e freezers, o aumento no COP será muito maior do que 31%. Além disso, em aplicações com altas temperaturas de descarga, como bombas de calor, os aumentos no COP podem ser igualmente significativos. O nível acima de redução de temperatura do motor não seria incomum em aplicações de refrige- ração, HVAC, ar condicionado e bomba de calor, bem como compres- sores de gás, se as novas configurações de compressor fossem usa- das. Outro benefício importante é o uso de compressores rotativos de pistão/palheta de rolo que geralmente são muito mais eficientes em termos de energia do que os compressores alternativos em aplicações que não eram possíveis até o momento: aplicações de alta relação de compressão, aplicações de alta temperatura de descarga, uso de ímãs de grau de temperatura mais baixa e de custo menor, ou redução no uso de ímãs de terras raras de alto custo, etc. Uma vez que esses no- vos tipos de compressores rotativos de pistão/palheta de rolo serão capazes de lidar com muitas das aplicações em refrigeração, HVAC, condicionamento de ar, bombas de calor e compressores de gás hoje, quando usados em todo o mundo na refrigeração ubíqua, HVAC e a bomba de calor, assim como vários produtos de compressores de gás, a economia global de energia seria bastante grande e a redução do gás de aquecimento global C02 seria significativa.

[00102] De acordo com alguns aspectos da presente descrição, a redução da temperatura de operação do motor pode prover inúmeros benefícios. É bem sabido que a maioria dos motores, incluindo moto-

res BLDC, motores de relutância de comutação, motores de indutân- cia, etc. funcionam com mais eficiência quando a temperatura de ope- ração é reduzida.

Um exemplo extremo é um motor supercondutor com perdas quase zero na temperatura do hélio líquido de -268,93°C com a eficiência do motor (definida como potência mecânica de saída dividida pela potência elétrica de entrada) próxima de 100%. O efeito benéfico da baixa temperatura de operação sobre o desempenho do motor acaba sendo significativo mesmo nas faixas mais comuns de baixa temperatura.

Por exemplo, o desempenho de um motor BLDC com enrolamento de estator de cobre e um rotor de ímã permanente de grau comum (NdFeB, Ferrita, etc.), aumentará de ~44% em uma temperatura de operação do motor de 150 C para ~70% a -12°C.

Uma temperatura de operação do motor de 150°C poderá ocorrer pronta- mente à medida que a temperatura do gás de descarga, que resfria e elimina o calor gerado pelas ineficiências do motor, aumenta em apli- cações de baixa temperatura do evaporador, tal como um freezer de - 40°C ou um refrigerador com compartimento de freezer que opera em altas temperaturas ambiente.

A fim de diminuir a degradação do de- sempenho dos motores em tal temperatura de descarga relativamente alta e uma temperatura de operação do motor ainda muito mais alta, pode-se ser forçado a usar ímãs permanentes de grau de maior tem- peratura de custo mais alto e materiais de estator de alta temperatura que, por sua vez, limitariam o tamanho do mercado para o compressor rotativo de pistão/palheta de rolo já de preço mais alto em relação aos compressores alternativos resfriados por sucção.

No entanto, o preço mais alto decorrente desta abordagem provisória de usar ímãs de rotor e enrolamentos de estator de maior grau e de custo mais alto seria in- sustentável para aumentar as áreas de aplicação de compressores rotativos geralmente muito mais eficientes, incluindo compressores rotativos de pistão/palheta de rolo em áreas mais amplas, o que resul-

taria em economias de energia em uma escala global.

[00103] A título de exemplo, o meio de resfriamento para motores BLDC em um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo hermético e semi-hermético de última geração é o gás de descarga de tempera- tura relativamente alta. Em outras palavras, a temperatura base do re- frigerante para resfriar o motor é a temperatura do gás de descarga. Somando-se a esta já alta temperatura de base do refrigerante está o baixo coeficiente de transferência de calor entre o gás de descarga e o motor, tornando a temperatura de operação do motor muito mais alta do que a já alta temperatura do gás de descarga. Portanto, isso de- sencadeia um ciclo vicioso de uma maior temperatura de operação do motor, menor eficiência do motor, maior produção de calor do motor, levando a uma eficiência do motor ainda mais baixa. Este modo alta- mente desfavorável de resfriamento do motor predominantemente usado no design de compressor rotativo de última geração foi adotado no início dos compressores de pistão rotativo para várias considera- ções práticas e tem sido usado por décadas como um dado adquirido.

[00104] Em temperaturas de evaporador muito baixas, tais como de -40°C a -20°C necessárias para refrigeradores com seção de congela- dor ou freezers autônomos, a taxa de fluxo do refrigerante para um determinado deslocamento do compressor torna-se extremamente baixa, a transferência de calor torna-se ainda menos eficaz, e a tempe- ratura de operação do motor aumentará até um nível muito mais alto do que a temperatura do gás de descarga para eliminar o calor gerado no motor. Isso significa que o enrolamento do motor, o ímã e seu nú- cleo estariam operando em temperaturas muito mais altas do que as temperaturas do gás de descarga, devido à taxa de fluxo de refrigeran- te muito baixa e ao baixo coeficiente de transferência de calor por con- vecção entre o gás de descarga e o motor, além da resistência térmica condutiva inevitável dentro do estator e do rotor. Portanto, a tempera-

tura de operação do motor (temperatura do fio do estator e temperatu- ra do ímã do rotor, em particular) poderia facilmente atingir ou ultra- passar 150°C com degradação significativa do desempenho, se não houvesse danos permanentes ao ímã. Esta é uma das principais ra- zões pelas quais os compressores rotativos de pistão/palheta de rolo de última geração com motores BLDC baseados em ímã permanente dispostos internamente, apesar de suas vantagens potenciais de velo- cidade variável altamente desejável e eficiências excepcionalmente altas em outras condições de operação menos exigentes, não têm sido muito usados em aplicações onde a temperatura de descarga poderia se tornar alta demais, ou a temperatura do evaporador torna-se muito baixa, tais como refrigeradores com compartimento de freezer ou free- zers independentes onde a temperatura do evaporador pode estar próxima de -40°C ou abaixo.

[00105] Situações semelhantes podem ser encontradas nos com- pressores alternativos resfriados por sucção assim chamados que são prevalentemente usados em refrigeradores e freezers e compressores scroll que estão se tornando populares em condicionadores de ar e bombas de calor de ponta. Nestes casos, o gás de sucção é usado para resfriar o motor, mas apresenta os seguintes problemas: primeiro, o gás de sucção é aquecido pelas ineficiências do motor e também pela montagem de bomba do compressor, o que poderia reduzir seve- ramente as eficiências volumétrica e isentrópica do compressor. Mes- mo que a temperatura base do refrigerante para o motor seja a tempe- ratura do gás de sucção, por causa do coeficiente de transferência de calor por convecção muito baixo entre o gás de sucção e o motor, a temperatura de operação do motor pode ser significativamente mais alta do que a temperatura do gás de sucção, negando amplamente o efeito do uso do meio de resfriamento de baixa temperatura para o motor. Isso desencadeia um "ciclo vicioso" do motor, liberando mais calor para o gás de sucção que, por sua vez, aumenta a temperatura do gás de sucção antes de entrar na câmara de compressão, e diminui as eficiências volumétrica e isentrópica do compressor e reduz a efici- ência do motor que requer mais potência e que um maior aquecimento do gás de sucção. Este ciclo vicioso será exacerbado e inaceitável quando a temperatura do evaporador for muito baixa e a temperatura do condensador for relativamente alta, tal como na maioria dos refrige- radores com seções de freezer freezers independentes, bombas de calor e condicionadores de ar com taxas de fluxo de refrigerante muito baixas, baixas taxas de transferência de calor, resultando em tempera- turas do motor muito mais altas do que a temperatura do gás de suc- ção, apesar do fato de o motor ser resfriado pelo gás de sucção.

[00106] Partindo das formas convencionais e há muito aceitas de projetar esses compressores de pistão/palheta de rolo combinados com a devida atenção dada à praticidade de fabricação e à viabilidade comercial, os inventores chegaram a uma característica primária co- mum que, com a modificação adequada do design de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo, um compressor scroll e um com- pressor alternativo, o resfriamento do motor é feito por um fluido de trabalho muito mais frio com uma temperatura próxima à temperatura do gás de sucção em vez do gás de descarga e, em sistemas de refri- geração por compressão de vapor, o líquido pode ser adicionado para resfriar o motor para aproveitar o resfriamento evaporativo com um coeficiente de transferência de calor muito maior do que o resfriamento por convecção de gás, em ambos os casos, resultando em uma tem- peratura de operação do motor muito mais baixa para iniciar o "ciclo virtuoso" de maior eficiência do motor, menos calor para o gás de suc- ção e uma maior eficiência do compressor isentrópico, menos energia para o motor, menos calor gerado pelo motor e um maior desempenho do sistema.

[00107] De acordo com alguns aspectos da descrição atual, a redu- ção da temperatura de operação da câmara de compressão pode pro- ver um ou mais benefícios adicionais aos benefícios acima descritos, ou alternativamente aos mesmos. Acima, os efeitos benéficos do res- friamento do motor foram descritos, se isso puder ser alcançado. Ar- gumento semelhante pode ser apresentado em relação às vantagens do resfriamento do corpo da bomba do compressor para aumentar a eficiência isentrópica de um compressor. É bem conhecido entre aque- les versados na técnica que o resfriamento da câmara de compressão aumenta a eficiência isentrópica do compressor e aumenta a eficiência volumétrica efetiva, reduzindo o aquecimento do gás de entrada pela parede do espaço de compressão durante o processo de sucção, o que significa que uma maior densidade e uma maior quantidade de refrigerante é introduzida no espaço de compressão durante o proces- so de sucção. Quanto maior a eficiência isentrópica, menor a potência mecânica necessária para a compressão por unidade de massa de refrigerante processado a cada curso ou revolução do compressor. O efeito combinado dos aumentos na eficiência isentrópica e na eficiên- cia volumétrica com o resfriamento da câmara de compressão resulta em uma maior taxa de fluxo de massa através do compressor e, por- tanto, do evaporador, o que leva a uma maior capacidade de resfria- mento e a uma maior capacidade de aquecimento. O resfriamento da câmara de compressão pode ser realizado ou pelo resfriamento da parede, do corpo da bomba, injetando pequenas quantidades de refri- gerante líquido ou fluido com entalpia muito menor do que a entalpia do gás dentro da câmara de compressão ou por uma combinação des- tes.

[00108] De acordo com algumas concretizações, é provido um con- junto de novas configurações de compressores que são aplicáveis a compressores rotativos de pistão/palheta de rolo herméticos ou semi-

herméticos, em geral. As configurações descritas incluem uma carac- terística primária comum que um fluido de resfriamento de temperatura mais baixa e mecanismos de maior transferência de calor são usados para resfriar o motor, o corpo da bomba ou ambos, garantindo a lubri- ficação adequada das partes móveis da bomba do compressor e tam- bém equilibrando as forças axiais pelo fluido de trabalho e o lubrifican- te que atuam no eixo. As novas configurações são projetadas para aumentar a eficiência, a confiabilidade e a longevidade do motor e/ou do corpo da bomba e para permitir que o novo compressor rotativo de pistão/palheta de rolo BLDC seja usado mesmo em aplicações de alta temperatura de descarga e/ou aplicações de baixa temperatura do evaporador não possíveis ou sustentáveis com o estado de compres- sores rotativos de pistão/palheta de rolo de última geração. Configura- ções semelhantes trarão vantagens para outros compressores usados em sistemas de compressão de vapor ou baseados em C02.

[00109] De acordo com alguns aspectos, a superalimentação pode prover um ou mais benefícios em um compressor. As disposições pre- sentemente descritas incluem características que aperfeiçoariam signi- ficativamente o desempenho do sistema de refrigeração, o sistema de ar condicionado ou o sistema de bomba de calor com base em princí- pios termodinâmicos sobre como uma superalimentação de refrigeran- te de alta pressão em uma câmara de compressor de refrigeração du- rante o processo de compressão complementaria e seria acrescentada às vantagens dos novos compressores em comparação com compres- sores de última geração em termos de uma maior capacidade de aquecimento e/ou SEER, COP dos sistemas de compressão de vapor.

[00110] Os novos compressores rotativos de pistão/palheta de rolo eficientes, confiáveis e versáteis podem ser usados em uma ampla gama de aplicações, incluindo aquelas em que um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de última geração geralmente não é usado como geladeiras, freezers e bombas de calor para HVAC, secadoras elétricas, máquinas de lavar louça, e processamento industrial com benefícios globais significativos nesta era de aquecimento global. Al- gumas das configurações aqui apresentadas para os compressores rotativos de pistão de rolo são também aplicáveis a compressores scroll, parafuso, turbina, placa oscilante e compressores alternativos com benefícios semelhantes associados sobre as configurações de compressor de última geração com motores dispostos internamente, resultando em temperaturas de operação do motor mais baixas e em um maior desempenho.

[00111] De acordo com alguns aspectos, é introduzida uma nova abordagem geral de resfriar o motor internamente disposto de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo que provê um resfria- mento eficaz e benéfico do motor internamente disposto por injeção de líquido e evaporação a temperaturas relativamente baixas. Conforme detalhado abaixo, há várias considerações que precisam ser levadas em consideração para tornar essa transição de design possível, relati- vamente livre de riscos e comercialmente bem-sucedida. Considerações sobre lubrificação:

[00112] Em primeiro lugar, é instrutivo entender por completo como o sistema de lubrificação no compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de última geração funciona para que se possa tirar proveito do nú- cleo de seu sistema de lubrificação que foi testado em campo e com- provado por várias décadas de ampla utilização em todo o mundo. Os compressores rotativos de pistão/palheta de rolo de última geração são compressores de carcaça do lado alto, o que significa que o espa- ço dentro da carcaça está na pressão de descarga e, portanto, o lubri- ficante no reservatório de lubrificante que se acumula no lado inferior da carcaça já está na pressão de descarga. Parte do óleo de lubrifica- ção que sai da porta de descarga misturado com o gás comprimido para a carcaça será primeiro separado durante seu fluxo dentro da carcaça e coletado no reservatório de lubrificante no fundo da parte da carcaça antes que o gás comprimido flua para fora da carcaça através de um tubo de descarga. Abaixo é apresentada uma descrição deta- lhada do mecanismo de lubrificação comum na maioria dos compres- sores de pistão rotativo de última geração.

[00113] A Figura 6 mostra o design básico do compressor e seu mecanismo de lubrificação de um compressor de pistão rotativo de duplo cilindro e de carcaça do lado alto indiretamente montado, cuja versão de cilindro único foi descrita pela primeira vez em PCT/US2014/067933 pelos atuais inventores, e tanto a versão de ci- lindro único quanto a versão de duplo cilindro dos quais encontram-se agora em produção. Dentro de sua carcaça 1, há um motor BLDC que consiste no rotor 2 (contendo o núcleo do rotor e o ímã permanente) preso à parte superior do eixo excêntrico 3, o estator 4 suportado pelo suporte de estator 5 que é preso ao flange superior 6. A montagem de bomba do compressor 7 indicada pela elipse pontilhada, que consiste no eixo excêntrico 3 abaixo do rotor 2, no flange superior 6, no cilindro superior 8, na placa intermediária 9, no cilindro inferior 10, no flange inferior 11, no rolo superior 12, no rolo inferior 13, é sustentada pelo suporte de montagem de bomba do compressor 14 que, por sua vez, está presa à carcaça 1. O tubo de sucção principal 15 passa através da carcaça 1 e é diretamente conectado à porta de sucção de um dos cilindros, neste caso o cilindro inferior 10, e ao plenum de sucção 16 que alimenta o gás de sucção em ambos os cilindros 8 e 10. O gás é comprimido e descarregado pela montagem de bomba dentro da car- caça 1 de ambos os cilindros 8 e 10 e sai da carcaça através do tubo de descarga 17. Antes de sair da carcaça, o gás de descarga capta o calor do motor que consiste no rotor 2 e no estator 4. O lubrificante do reservatório de lubrificante 18 é empurrado para a montagem de bom-

ba através de uma porta de entrada de lubrificante 19 na ponta inferior do eixo excêntrico 3, principalmente pelo diferencial de pressão entre o reservatório de lubrificante 18 na pressão de descarga e a câmara de compressão com pressão flutuante entre a pressão de sucção e a pressão de descarga e auxiliado por uma pequena bomba de parafuso em linha 20 que gera um pequeno aumento na pressão sobre a pres- são do reservatório de lubrificante 18 para auxiliar na lubrificação de dois rolamentos de flange, ou seja, o rolamento superior 21 e o rola- mento inferior 22. A fim de auxiliar a lubrificação do rolamento inferior 22 ainda mais, é provida uma ranhura de suprimento de lubrificante de rolamento inferior 23 (normalmente reta na direção axial) na superfície do diâmetro interno do rolamento inferior 22, e é provida a ranhura de lubrificante de flange superior 24 (normalmente helicoidal) na superfí- cie do diâmetro interno do rolamento superior 21. O lubrificante é em- purrado através da porta de entrada 19 para o reservatório de lubrifi- cante de cavidade no eixo 25 do eixo excêntrico 3. O reservatório de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo 25 é centralmente lo- calizado para atuar como o cubo principal para lubrificar toda a monta- gem de bomba e constituir o núcleo do sistema de lubrificação do compressor rotativo de pistão/palheta de rolo, conforme descrito em detalhes abaixo; lubrifica o rolamento inferior 22 e a interface de rolo inferior/flange inferior 26 através da(s) porta(s) de lubrificante de rola- mento inferior 27 e do coletor de lubrificante de flange inferior 28 com o auxílio da ranhura de suprimento de lubrificante de rolamento inferior 23; lubrifica o rolamento superior 21 e a interface de rolo superi- or/flange superior 29 através da(s) porta(s) 30 e do coletor de supri- mento de rolamento superior 31 com o auxílio da ranhura de suprimen- to de lubrificante do rolamento superior 24 com um orifício de respiro 32 para impedir o bloqueio de vapor dentro do reservatório de lubrifi- cante de alta pressão de cavidade no eixo 25 no eixo excêntrico 3 acima do topo do flange superior 6 para expulsar qualquer vapor ou gás para fora da cavidade central e impedir o bloqueio de vapor para garantir que apenas o líquido o lubrificante é usado para lubrificar e vedar os componentes móveis do compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo; lubrifica a interface de rolo inferior/excêntrico infe- rior 33 através das portas de suprimento de lubrificante do rolo inferi- or/excêntrico inferior 34, e a interface de rolo superior/excêntrico supe- rior 35 através das portas de suprimento de lubrificante de rolo superi- or/excêntrico superior 36. A bomba de tipo parafuso helicoidal peque- na 20 instalada na abertura inferior do eixo excêntrico 3 gera uma pe- quena quantidade de pressão de bombeamento para ajudar a empur- rar o lubrificante através do rolamento inferior 22 por meio do coletor de rolamento inferior 28 e do rolamento superior 21 por meio do cole- tor de rolamento superior 31. Sem esse pequeno aumento de pressão gerado pela bomba de parafuso helicoidal 20, haveria pouca ou ne- nhuma força para empurrar o lubrificante do reservatório de lubrificante de cavidade no eixo 24 para lubrificar os rolamentos superior e inferior 21 e 22.

[00114] No compressor de pistão rotativo de carcaça do lado alto convencional, qualquer quantidade de óleo que retorna do sistema de refrigeração por compressão de vapor para a porta de sucção vai para a câmara de compressão e sai da bomba novamente. Nestes com- pressores rotativos de pistão/palheta de carcaça do lado alto, o lubrifi- cante de lubrificação/vedação do reservatório de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo 25 é bombeado para a parte interna da montagem de bomba devido ao fato de que a pressão da carcaça, ou seja, a pressão do reservatório de óleo, e, portanto, a pressão do re- servatório de lubrificante 25 na cavidade central do eixo são geralmen- te mais altas do que a pressão flutuante dentro da câmara de com- pressão do cilindro, exceto durante um período muito curto rumo ao final do processo de compressão, quando a pressão do espaço de compressão excede ligeiramente a pressão da carcaça no final do ci- clo de compressão e durante o curto ciclo de descarga curto que se segue. Portanto, há um fluxo líquido de lubrificante do reservatório de lubrificante de alta pressão na cavidade 25 para a montagem de bom- ba do compressor 7.

[00115] O método de lubrificação acima descrito para compressores rotativos de pistão/palheta de rolo (isto é, de carcaça do lado alto) de última geração provou ser bem robusto e confiável por décadas de uso de centenas de milhões de compressores rotativos de pistão rotativo em todo o mundo. O núcleo do sistema de lubrificação robusto e com- provado no compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de última ge- ração é o reservatório de lubrificante de alta pressão na cavidade cen- tral e proximamente localizado 25 dentro da cavidade central no eixo que eficientemente supre e lubrifica todas as peças móveis da monta- gem de bomba do compressor.

[00116] Qualquer tentativa de novamente projetar um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo em um motor resfriado por evapora- ção se beneficiaria de manter a funcionalidade deste núcleo do siste- ma de lubrificação intacta, semelhante ou aprimorada e de replicar o design e a funcionalidade do mecanismo de lubrificação comprovada de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de última geração. Em particular, é muito importante manter a localização e a funcionali- dade do reservatório de lubrificante de alta pressão 25 na cavidade central do eixo. As várias concretizações de compressores rotativos de pistão/palheta de rolo resfriados por sucção a serem apresentados aqui utilizam, replicam, simulam, mantêm ou aperfeiçoam o comprova- do mecanismo de bombeamento de lubrificante, mantendo o reserva- tório de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo na cavidade central do eixo.

[00117] Considerações relacionadas ao equilíbrio das forças que atuam sobre o eixo excêntrico pelo gás e pelo lubrificante:

[00118] Outro requisito importante em projetar de compressores rotativos de pistão/palheta de rolo de alto desempenho com o motor resfriado por fluido de baixa temperatura é o equilíbrio das forças, nas direções tanto axial quanto radial, que atuam sobre o eixo excêntrico pelos lubrificantes e pelo gás de trabalho do compressor. Em todo o compressor de carcaça do alto nível mostrado na Figura 6 como um exemplo, as duas extremidades do eixo são expostas à mesma pres- são de descarga e, portanto, as forças de pressão que atuam sobre o eixo na direção axial são automaticamente equilibradas. Além disso, as portas e os coletores de suprimento do reservatório de lubrificante 25 são todos, de preferência, circunferencialmente simétricos, embora a Figura 6 não mostre explicitamente esse fato. O equilíbrio de pres- são do eixo é preferivelmente recomendado em todas as novas confi- gurações de compressores rotativos de pistão/palheta de rolo, de car- caça do lado alto, de carcaça do lado baixo e de carcaça do lado al- to/lado baixo, a fim de impedir o atrito excessivo e desgaste prematuro das interfaces entre os flanges e as faces de impulso do eixo, se hou- ver uma força de pressionamento na direção axial ou radial devido ao desequilíbrio da pressão do gás ou ao desequilíbrio da pressão do lu- brificante. Nos compressores rotativos de pistão rotativo de carcaça do lado alto de última geração, o equilíbrio do eixo é inerente ou mais fa- cilmente alcançado porque a pressão dentro da carcaça é uniforme na pressão de descarga. Nos modelos de carcaça do lado baixo, as pres- sões são também equilibradas na baixa pressão de sucção em ambas as extremidades do eixo. Alcançar o equilíbrio da força axial do eixo nos compressores rotativos de pistão/palheta de rolo do lado alto/lado baixo é mais complicado. O desequilíbrio poderia ser contrabalançado por um rolamento de impulso como uma abordagem de força bruta,

mas implicaria em custo adicional, complexidade, perdas por atrito, uma menor confiabilidade, um maior torque de partida e uma menor vida útil do compressor. Um exemplo fornecido abaixo esclarece a im- portância de equilibrar axialmente a pressão do gás para o eixo: Para um pequeno compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de 1,9 cc em uma configuração de carcaça do lado alto/lado baixo, a área em seção transversal do eixo em ambas as extremidades está próxima a 6,4516 cm2 (0,1 sq.in.) Se a diferença de pressão for assumida como sendo de 300 psi, a força de pressionamento para cima exercida pela pressão do gás no virabrequim será de 13,6078 kgf (30 libras), o que será muito alto para acomodar em qualquer compressor prático deste tamanho. Em primeiro lugar, será muito difícil dar partida ao compres- sor devido ao alto atrito e ao alto torque de partida. Portanto, é alta- mente desejável que as pressões que atuam sobre ambas as extremi- dades do eixo sejam equilibradas axialmente para evitar que tenham que lidar com a força de impulso axial de 13,6078 kgf (30 libra exerci- da no eixo. Em outras palavras, ambas as extremidades do eixo de- vem preferivelmente ser expostas à mesma pressão ou a uma pressão semelhante. O uso de um rolamento de impulso nesta situação é pos- sível, mas não desejável pelos motivos mencionados acima. Portanto, é melhor remover as forças axiais líquidas equalizando as pressões que atuam em ambos os lados do eixo.

[00119] Nos compressores rotativos de pistão rotativo de última ge- ração (compressores rotativos de pistão rotativo de lado alto), isso é feito automaticamente porque toda a carcaça está sob pressão de descarga e o reservatório de lubrificante está sob pressão de descar- ga. Na verdade, pode-se entender as razões pelas quais o inventor original do compressor rotativo de pistão rotativo de última geração adotou a configuração do lado alto: o equilíbrio da pressão do eixo na direção axial é automático, o reservatório de lubrificante está sob pres-

são de descarga e, portanto, não há necessidade de uma bomba de reforço e simplicidade de produção de um única carcaça de pressão. No entanto, há uma desvantagem significativa: uma eficiência do mo- tor relativamente mais baixa porque o resfriamento do motor é feito por gás de descarga de temperatura relativamente alta. No geral, foi um bom compromisso quando o compressor rotativo de pistão rotativo foi introduzido pela primeira vez há décadas, especialmente em compara- ção com os níveis de desempenho de compressores alternativos co- muns. No entanto, agora que a alta eficiência energética do compres- sor é de importância crescente em todo o mundo, um novo olhar sobre o design fundamental do compressor rotativo de pistão/palheta de rolo tornou-se garantido, especialmente se houver um alto potencial para aperfeiçoamento do compressor em até 10~30% dependendo das aplicações, se o motor puder ser resfriado por gás de sucção. Se ape- nas uma porção de todo o potencial do aperfeiçoamento de eficiência acima mencionado com um aumento de custo mínimo para o conceito de motor resfriado por sucção puder ser alcançada, esta nova inven- ção diminuiria drasticamente o consumo de energia mundial para con- dicionadores de ar, refrigeradores, resfriadores, freezers, bombas de calor, etc. Diretrizes exemplificativas de design para um compressor de pis- tão/palheta de rolo de série S:

[00120] As seguintes diretrizes de design foram usadas para proje- tar um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo acionado por mo- tor resfriado a fluido de baixa temperatura que leva à superalimenta- ção: (1) usar os mesmos mecanismos de bomba de compressor ou similares ou aperfeiçoados comprovados em um compressor de pistão rotativo de última geração padrão; (2) manter o mesmo sistema de lu- brificação de óleo ou similar ou aperfeiçoado do compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de última geral comprovado por décadas de uso, especialmente o núcleo do sistema representado pelo reservató- rio de lubrificante de alta pressão no eixo 25 mostrado na Figura 6; (3) preservar o equilíbrio de forças axial e radial que atuam sobre o eixo excêntrico pelo gás e pelo lubrificante, respectivamente; (4) redirecio- nar os percursos de fluxo de sucção e de descarga de modo que o motor BLDC fique exposto ao fluxo de fluido de baixa temperatura e de baixa pressão e que seja resfriado pelo mesmo preferivelmente com características de uma maior transferência de calor do que o gás de descarga ou o gás de sucção; (5) reduzir tanto quanto possível a mi- gração de calor do lado de descarga de alta temperatura para o gás de sucção de baixa temperatura; e (6) fazer todas estas mudanças sem a necessidade de mudanças significativas no tamanho externo do com- pressor rotativo de pistão/palheta de rolo BLDC e sem concretamente aumentar o custo do compressor.

[00121] As diretrizes de design 1 e 2 acima descritas evitam am- plamente a necessidade de um teste de confiabilidade de longo prazo do novo design do compressor para provar a viabilidade do mecanis- mo da bomba e a eficácia do sistema de lubrificação no novo design do compressor. É porque os componentes da montagem de bomba e os mecanismos de lubrificação terão permanecidos praticamente inal- terados em relação aos mecanismos comprovados e usados há muito tempo enquanto o motor BLDC está operando em um ambiente de baixa temperatura do fluxo de gás de sucção. Isso aumentaria signifi- cativamente a eficiência, o torque e a confiabilidade do motor e, por- tanto, do compressor. A diretriz de design 3 é necessária para impedir grandes perdas por atrito e desgaste prematuro de peças devido ao desequilíbrio de força axial ou radial para manter a eficiência potenci- almente muito maior dos novos compressores e a alta confiabilidade. As diretrizes de design 4 e 5 são cruciais para tornar os novos com- pressores acessíveis e atraentes para serem usados em muitas apli-

cações e realizar os muito benefícios do compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo acionado por motor resfriado a fluido de baixa tem- peratura/gás de sucção.

[00122] Duas configurações gerais de compressores rotativos de pistão/palheta de rolo de série S com motores resfriados por evapora- ção:

[00123] Existem duas configurações gerais de compressores rotati- vos de pistão/palheta de rolo que conduzirão ao resfriamento do motor e do corpo da bomba por evaporação e superalimentação na câmara de compressão: (a) compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo, e (b) compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo. Essas as configurações são descritas abaixo em maiores detalhes.

[00124] Um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carca- ça do lado alto/lado baixo usa a abordagem de dois lados chamada compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado al- to/lado baixo, em que o espaço dentro da carcaça é dividido em duas seções por um membro separador chamado separador, em que o mo- tor no lado de baixo é exposto ao refrigerante líquido em uma pressão apropriada acima da pressão de sucção e o reservatório de lubrificante e a montagem de bomba no lado de alta são expostos ao gás de des- carga, em que o bombeamento de óleo é convenientemente feito pelo reservatório na pressão de descarga, como era o caso dos compres- sores convencionais de pistão rotativo de carcaça do lado alto.

[00125] O compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo tem o espaço dentro da carcaça do compressor exposto à pressão ligeiramente acima do gás de sucção para acomodar a su- peralimentação e, portanto, o motor, a montagem de bomba e o reser- vatório de lubrificante estão ligeiramente acima da pressão e da tem- peratura do gás de sucção. Este é o oposto do compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de última geração que é um compressor de car- caça do lado alto, em que o espaço dentro da carcaça do compressor é exposto ao gás de descarga e, portanto, o motor, a montagem de bomba e o reservatório de lubrificante estão sob a pressão e a tempe- ratura do gás de descarga ou próximos a estas. Pode-se entender per- feitamente por que o inventor original do compressor rotativo de pistão rotativo optou pela configuração de carcaça do lado alto: a facilidade de prover lubrificação e vedação dentro da montagem de bomba do reservatório de lubrificante de alta pressão cuja pressão é maior ou igual à pressão interna da montagem de bomba na maior parte do ci- clo. Em contraste, o compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo iria requerer um mecanismo de bombeamento ativo para bombear o lubrificante de baixa pressão do reservatório a uma pressão mais alta, a fim de lubrificar e vedar os componentes da montagem de bomba cuja pressão interna flutua entre a pressão de sucção e a pressão de descarga. Esta bomba pode ser uma bomba externa ou uma bomba interna. Para ser prática: a bomba deve ter um design de baixo custo e baixo consumo de energia e prover a quanti- dade certa de lubrificante para a montagem de bomba do compressor, conforme necessário. Uma solução relativamente simples e de baixo custo é introduzida aqui para tornar viável o compressor de pis- tão/palheta de rolo do lado baixo.

[00126] O primeiro tipo de configuração, isto é, o compressor rotati- vo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo, será descrito abaixo seguido pelo segundo tipo, os compressores rotativos de pistão/palheta de rolo do lado baixo.

[00127] Compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo:

[00128] De acordo com alguns aspectos, pode haver até 24 confi- gurações de compressores de pistão/palheta de rolo de design de car-

caça do lado alto/lado baixo com motores de rotor interno. A pressão do lado baixo deve ser ajustada acima da pressão de sucção, confor- me descrito pela quantidade apropriada para permitir a superalimenta- ção, e a pressão pode ser também ajustada em qualquer pressão en- tre a pressão mínima acima e a pressão de descarga para compresso- res de compressão de vapor, a fim de otimizar o desempenho do compressor que equilibra o desempenho do motor em relação à perda de desempenho devido ao aumento do vazamento de lubrificante/gás de trabalho além do rolamento superior na carcaça do lado baixo e o vazamento de calor entre o lado baixo e o lado superior, entre outros fatores.

[00129] O recurso de equilíbrio de eixo para tornar prático o com- pressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo altamente desejável com motor resfriado por evaporação expan- de o mesmo recurso de equilíbrio de eixo para todas as configurações potenciais de configurações do lado alto/lado baixo (ou baixo ajustá- vel) de compressores rotativos de pistão/palheta de rolo tipo pistão de rolo e compressor scroll.

[00130] A Figura 7 mostra uma concretização de um compressor de pistão/palheta de rolo do lado alto/lado baixo que segue as diretrizes e as características de design acima mencionadas, sem mostrar as ca- racterísticas de superalimentação que serão descritas em detalhes nas seções posteriores. A maioria das características do compressor de pistão rotativo do lado alto mostrada na Figura 6 é mantida intacta: a montagem de bomba do compressor 7 é praticamente idêntica, exceto por algumas modificações, e o reservatório de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo 25 está presente com pequenas modifi- cações necessárias. Ele apresenta duas câmaras de pressão dentro da carcaça do compressor: uma seção mantida a uma pressão relati- vamente baixa entre a pressão de sucção e a pressão de descarga

(por uma questão de simplicidade, será assumido que a pressão do lado baixo é a pressão de sucção na seguinte descrição da Figura 7) e alojando o motor BLDC e na qual o gás de sucção entra, e a outra se- ção mantida na pressão de descarga ou perto desta e alojando o me- canismo de bomba do compressor e o reservatório de lubrificante no fundo com seus mecanismos de lubrificação de óleo similares aos me- canismos do sistema de suprimento e retorno de óleo assistido por pressão de descarga do compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de última geração.

[00131] O separador 37 pode ser um componente distinto fixado à parte superior da montagem de bomba do compressor, tal como o flange superior ou a parte superior do cilindro. Ou o separador pode ser uma extensão do flange superior ou do cilindro. Alternativamente, o separador pode assumir algumas funcionalidades de um componen- te da montagem de bomba do compressor, tal como o flange superior.

[00132] O flange superior na maioria dos compressores de pis- tão/palheta de rolo provê e acomoda um orifício de rolamento superior, uma válvula de descarga e sua porta, um silencioso e a superfície de vedação plana para o cilindro e o rolo apara formar um espaço de compressão.

[00133] Na concretização do compressor de pistão/palheta de rolo do lado alto/lado baixo mostrado na Figura 7, as funções normalmente executadas pelo flange superior são executadas pelo separador 37 e por um novo componente chamado de placa superior 38. O separador é equipado com o orifício de rolamento superior, e a placa superior é equipada com uma válvula de descarga, sua porta, um orifício de ro- lamento de placa superior opcional, e uma provisão para aceitar um silencioso superior opcional e executar as funções de formar um espa- ço encerrado que fica em interface com o cilindro superior e o rolo. Uma seção, chamada de seção do lado baixo (indicando um espaço de baixa pressão e baixa temperatura) mostrada acima do separador 37, contendo o motor (o rotor 2 e o estator 4), é exposta à pressão mí- nima do lado baixo necessária para superalimentar a pressão de suc- ção acima, à medida que o fluxo de líquido medido do condensador é introduzido através do tubo de injeção de líquido 39 expandido para próximo à pressão mínima do lado baixo para prover um resfriamento evaporativo para o motor, enquanto outra seção, chamada de seção do lado alto (seção de alta pressão e alta temperatura), contendo a montagem de bomba do compressor 7 (orifício de rolamento superi- or/separador 37, placa superior 38 contendo a válvula de descarga e o silencioso superior 40, o cilindro superior 8, a placa intermediária 9, o cilindro inferior 10, o flange inferior 11, o rolo superior 12, o rolo inferior 13, a maior parte do eixo excêntrico 3) e o reservatório de lubrificante 18 na parte inferior da carcaça 1, é exposta ao gás de descarga, con- forme notado pela localização do tubo de descarga 17. O tubo de suc- ção principal 15 atravessa a carcaça do lado alto e vai diretamente pa- ra a porta de sucção de um dos cilindros (conforme mostrado, ele é o cilindro inferior 10) então conectado ao plenum de sucção 16. O vapor do líquido injetado através do tubo de injeção de líquido 39 deve ser injetado novamente na câmara de compressão que não é mostrada na Figura 7, mas será descrita posteriormente em detalhes.

Na concreti- zação do compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo mostrado na Figura 7, as quatro funções do flange superior, isto é, que proveem as interfaces de teto e de vedação para o rolo superior 12 e o cilindro superior 8, que alojam a válvula de des- carga, que acomodam o silencioso superior opcional 40 e que prove- em o orifício para o rolamento superior 21 para o eixo excêntrico 3 são assumidas por dois novos componentes, o separador 37 e a placa su- perior 38: o separador 37 é dobrado como tanto sendo o membro de separação de pressão quanto provendo o orifício para o rolamento su-

perior 21. A placa superior 38 provê as interfaces de teto e de vedação para o rolo superior 12 e o cilindro superior 8, aloja a válvula de des- carga (não mostrada), e acomoda o silencioso superior 40.

[00134] O gás de descarga pode ser liberado na carcaça do lado alto a partir do cilindro superior 8 ou de seu silencioso 40, do cilindro inferior 10 ou de seu silencioso 42 e através da placa intermediária 9. Conforme mostrado na Figura 7, um silencioso inferior 42 e um silen- cioso superior 40 não liberam gás de descarga na carcaça do lado al- to, embora qualquer um possa ser usado para o propósito. Em vez disso, nesta concretização, o gás de descarga tanto do cilindro superi- or 8 quanto do cilindro inferior 10 é desviado para a placa intermediária 9 através do canal de desvio de fluxo de gás de descarga 43 para ser liberado na carcaça do lado alto através da porta de descarga interna 44 no placa intermediária 9, e finalmente conduzido para fora da car- caça 1 através do tubo de descarga 17 após idealmente separar e de- positar a maior parte do lubrificante arrastado no reservatório de lubri- ficante 18 abaixo. Nota-se a presença de um plenum de sucção 16 que recebe tanto o gás de sucção que vem através do tubo de sucção 15 quanto o líquido vaporizado (em um sistema de compressão de va- por) injetado através do tubo de injeção 39 da carcaça do lado baixo. Nota-se que a maioria dos outros componentes principais é semelhan- te ou idêntica aos encontrados no compressor rotativo de pistão rotati- vo de carcaça do lado alto mostrado na Figura 6: O motor (rotor 2 e o estator 4) e as peças rotativas da montagem de bomba são idênticos ou semelhantes. O motor é preso no separador 37 usando o suporte do estator 5, como mostrado, e a montagem de bomba do compressor 7 pode ser presa no separador 37 direta ou indiretamente usando um suporte de montagem de bomba do compressor 14.

[00135] A Figura 8 mostra os detalhes do sistema de lubrificação e do sistema de equilíbrio de pressão do eixo para o compressor de pis-

tão rotativo de duplo cilindro de carcaça do lado alto/lado baixo mos- trado na Figura 7. Nota-se as mudanças do design mostrado na Figura 6 para o novo design nas Figuras 7 e 8: a parte inferior do flange infe- rior é tampada pelo tampão de nariz do flange inferior 45 e a extremi- dade inferior do eixo excêntrico 3 é também pelo tampão da extremi- dade lateral da montagem de bomba do compressor de eixo excêntrico

46. A porção superior do reservatório de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo 25 é vedada sem um orifício de respiro. É provida uma cavidade de gás de baixa pressão de equilíbrio de eixo 47 abaixo do tampão de extremidade lateral de montagem de bomba de com- pressor de eixo excêntrico 46 e acima do tampão de nariz do flange inferior 45. A cavidade de gás de baixa pressão de equilíbrio de eixo 47 é conectada ao lado de baixa pressão através do conector de equa- lização de pressão 48 de modo que a cavidade de gás de baixa pres- são de equilíbrio de eixo 47 esteja na pressão do lado baixo. O tubo 39 é usado apenas para injetar uma pequena quantidade de refrigerante líquido extraído do condensador, isentalpicamente (mantendo uma en- talpia específica constante) expandido até a pressão de superalimen- tação não mais baixa do que a mínima e o líquido resultante irá remo- ver o calor do motor principalmente por evaporação. Em outras pala- vras, está sendo essencialmente criado um evaporador adicio- nal/dentro da carcaça do lado baixo para manter a temperatura do mo- tor próxima à temperatura de saturação correspondente à pressão do lado baixo apropriadamente escolhida para a superalimentação, caso a superalimentação seja usada. Da mesma forma, pode-se também injetar fluxo adicional desviado do condensador para as paredes do corpo da bomba ou para a superfície do corpo da bomba para resfriar a câmara de compressão para aperfeiçoar ainda mais o desempenho. Este segundo fluxo desviado deve ser preferivelmente injetado na câ- mara de compressão durante o processo de superalimentação, con-

forme descrito em mais detalhes abaixo.

[00136] O lubrificante de alta pressão entra nas portas de entrada de lubrificante 49 (apenas uma é mostrada nas Figuras 7 e 8, mas pre- ferivelmente múltiplas portas devem ser simetricamente colocadas na parede do rolamento inferior) providas na parte inferior do nariz do ro- lamento inferior 22, percorre através do percurso de lubrificante 50 (idealmente mais de um, embora apenas um seja mostrado na Figura 8) na parede do rolamento de flange inferior 11, enche o coletor de su- primento de lubrificante de rolamento inferior 28 e finalmente entra no reservatório de lubrificante de cavidade no eixo 25 através das portas de suprimento de lubrificante de rolamento inferior 27 (preferivelmente colocadas circunferencialmente simétricas, apenas uma das quais é mostrada na Figura 8) providas no eixo excêntrico 3 perto da interface do flange inferior 11 e do cilindro inferior 10.

[00137] O restante do mecanismo de suprimento de lubrificação é quase idêntico àquele do compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado superior de última geração mostrado na Figura 6 com as seguintes diferenças ou modificações: (1) a parte inferior do eixo excêntrico é fechada pelo tampão de extremidade do lado da montagem de bomba-compressor do eixo excêntrico 46 e a parte su- perior da cavidade no eixo é fechada para formar um reservatório de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo encerrado 25, o orifí- cio de respiro de vapor/gás 32 no eixo excêntrico 3 não estando mais presente; (2) a parte inferior do nariz do flange inferior é fechada pelo tampão de nariz do flange inferior 45 e as portas de entrada de lubrifi- cante 49 estão localizadas na parte inferior do nariz do flange inferior; (3) é provida uma cavidade de gás de equilíbrio de eixo 47 mantida em baixa pressão abaixo da extremidade inferior do eixo para coincidir com a pressão que atua na parte superior do eixo na carcaça do lado baixo; (4) o lubrificante flui para a montagem de bomba sem qualquer reforço pela bomba helicoidal porque o lubrificante do reservatório de lubrificante 18 será empurrado do reservatório para o reservatório de lubrificante de alta pressão no eixo 18 e para o rolamento inferior 21 pelo diferencial de pressão quase constante entre o reservatório de lubrificante 18 na pressão de descarga e a pressão do lado baixo den- tro da cavidade de gás de equilíbrio do eixo 47 para lubrificar o rola- mento inferior 22, e pelo mesmo diferencial de pressão entre o reser- vatório de lubrificante de alta pressão 18 e a pressão da carcaça do lado baixo para lubrificar o rolamento superior 21; (5) não existe ranhu- ra 23 de suprimento de lubrificante axial no orifício da flange inferior; e (6) não há ranhura de suprimento de lubrificante helicoidal 24 no orifí- cio de flange superior a fim de limitar a taxa de fluxo de vazamento do lubrificante da seção do lado alto para a seção do lado baixo através do rolamento superior 21 e de minimizar a perda de potência devido ao vazamento de lubrificante.

[00138] Portanto, a força de bombeamento de lubrificante geral pa- ra os dois rolamentos no novo design mostrado nas Figuras 7 e 8 é muito mais potente e robusta do que o diferencial de pressão de varia- ção cíclica para os compressores rotativos de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto de última geral, um dos quais foi ilustrado na Fi- gura 6.

[00139] O mecanismo de suprimento de óleo lubrificante para as peças rotativas dentro da montagem de bomba do compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo, conforme acima descrito, permanece funcionalmente idêntico àquele do com- pressor rotativo de pistão/palheta de rolo de rolo de última geração e, em geral, é muito mais eficaz devido à pressão de bombeamento de lubrificante mais estável. Em suma, o novo design satisfaz todas as diretrizes de design anteriormente descritas, ao mesmo tempo em que atinge uma temperatura de operação muito mais fria para o motor,

equilibrando o eixo axial e radialmente, e sem afetar concretamente o custo de fabricação do novo compressor próximo aos compressores rotativos convencionais. Compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado bai- xo:

[00140] Neste novo tipo de configuração de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo com seu motor e o corpo da bomba, ambos resfriados por evaporação de líquido de temperatura relativamente mais baixa a pressão apropriada, o espaço dentro da carcaça é expos- to à mistura de líquido e gás na temperatura relativamente baixa na pressão de carcaça selecionada. Em tal configuração, o corpo da bomba pode ser resfriado pelo mesmo mecanismo que resfria o motor. O resfriamento do corpo da bomba da superfície ou através dos canais de resfriamento dentro de sua parede pode aumentar significativamen- te a eficiência isentrópica do processo de compressão, reduzindo as- sim o trabalho de compressão a ser suprido pelo motor. A configura- ção de carcaça do lado baixo não tem sido, em geral, usada em com- pressores rotativos de pistão/palheta de rolo, provavelmente devido à necessidade extra de um mecanismo de separação de óleo externo ou interno na linha de descarga e a um percurso de injeção de óleo que realimenta o óleo separado no reservatório de óleo no poço. Outro re- quisito é o de que o óleo tem que ser separado do lado de descarga dentro do compressor (como parte do silencioso) ou por um separador de óleo externo e em ambos os casos o óleo separado tem que ser realimentado em um reservatório de óleo e um reservatório de óleo no eixo. Este é conjunto de requisitos muito difícil de ser satisfeito por bombas de óleo comuns, mesmo que seja provida uma bomba sepa- rada fora do compressor com controles sofisticados para modular o fluxo de acordo com as necessidades da montagem de bomba do compressor e muito menos dentro de um espaço muito confinado de um compressor rotativo, tudo sem impactos adversos significativos so- bre a complexidade, o custo e o tamanho do compressor.

Existem ou- tras provisões importantes em um compressor de pistão/palheta de rolo do lado baixo: a ranhura da palheta, conforme projetada, torna-se uma fonte adicional de vazamentos tanto para o gás quanto para o óleo refrigerante em um compressor VCS porque a parte traseira da palheta estará em baixa pressão de sucção.

Além disso, a mola da palheta precisa ser muito mais resistente para superar a força exercida na face da palheta pela pressão dentro do espaço de compressão e ainda manter contato constante com o rolo o tempo todo.

Essas difi- culdades e complicações (separação interna do óleo na linha de des- carga, o vazamento inevitável e potencialmente grande através da fenda da palheta para fora do espaço de compressão ao longo de todo o ciclo do compressor, problema de contrapressão da palheta e o problema da mola da palheta, etc.) explicam a ausência de um com- pressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo ao longo das últimas décadas desde a introdução do compressor de pis- tão/palheta de rolo convencional.

No entanto, se uma solução adequa- da para o mecanismo da bomba de lubrificante puder ser encontrada, e se as outras deficiências puderem ser atenuadas ou evitadas por recursos inteligentes e acessíveis, o compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça de pressão relativamente baixa terá vantagens sobre os compressores rotativos de pistão/palheta de role de carcaça do lado alto de última geração, tais como: uma eficiência do motor significativamente maior devido à temperatura de operação mais baixa do motor, uma melhor separação do lubrificante do gás de sucção porque toda a carcaça do compressor pode ser utilizada para separar o óleo do gás de sucção no reservatório de lubrificante antes de entrar na câmara de compressão, a facilidade de injetar refrigerante líquido na pressão de sucção, criando essencialmente um evaporador secundário interno para resfriamento evaporativo muito mais eficiente do motor, e uma temperatura de operação da carcaça muito mais bai- xa, entre outros. Uma grande parte do óleo de retorno arrastado no gás de sucção seria separada e coletada no reservatório de lubrifican- te abaixo e a taxa de circulação de óleo (OCR) relativa seria menor e a eficácia do trocador de calor seria maior do que os compressores rota- tivos de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto de última gera- ção.

[00141] A Figura 9 mostra uma concretização de um compressor de pistão rotativo de carcaça do lado baixo com o motor resfriado por sucção por conta do fato de o espaço dentro da carcaça 1 ficar expos- to ao gás de sucção. Muitos componentes do compressor são seme- lhantes àqueles dos compressores de pistão rotativo convencionais mostrados na Figura 6 e também os compressores rotativos de pis- tão/palheta de rolo do lado alto/lado baixo mostrados nas Figuras 7 e

8. O motor (que consiste no rotor 2 e no estator 4), a montagem de bomba do compressor 7 (que consiste no eixo excêntrico 3, no flange superior 6, no cilindro superior 8 com o mecanismo de palheta, na pla- ca intermediária 9, no cilindro inferior com o mecanismo de palheta 10, no flange inferior 11, no superior rolo 12 e no rolo inferior 13), e o nú- cleo do sistema de lubrificação (reservatório de lubrificante de cavida- de no eixo 25 juntamente com as portas de suprimento de lubrificante 27, 30, 34 e 36, coletores de lubrificante de rolamento de flange 28 e 31, etc.) são idênticos àqueles do compressor de pistão rotativo con- vencional, como foi mostrado na Figura 6, e também com o compres- sor rotativo de pistão/palheta de rolo de rolo do lado alto/lado baixo mostrado nas Figuras 7 e 8 com apenas pequenas modificações que manteriam ou melhorariam as funcionalidades do sistema original. Há um separador de lubrificante 51 na linha de descarga capaz de remo- ver a maior parte do óleo do gás de descarga e passagens para prover o óleo assim separado para o reservatório de óleo no eixo e distribuir a quantidade de lubrificante apenas na medida necessária pelas parte móveis da montagem de bomba.

Pode-se ter dois tubos de injeção de líquido, o tubo de injeção de líquido 39a que supre o líquido para a se- ção do motor e o outro tubo de injeção de líquido 39b que supre o lí- quido para a seção da bomba ou para a superfície externa do corpo da bomba ou para os percursos do refrigerante dentro das paredes do corpo da bomba para efeito de inter-resfriamento máximo.

A concreti- zação mostrada na Figura 9 dispõe de gás de descarga de ambos os cilindros desviado através do canal de desvio de fluxo de gás de des- carga 43, para a placa intermediária 9 antes de sair da carcaça 1 atra- vés do tubo de descarga 17. Esta configuração de descarga tem as vantagens de simplificar o design do silencioso de vedação hermética para ambos os cilindros e de inserir o separador de óleo interno dentro de cada silencioso e de facilitar a conexão direta do tubo de descarga 17 à montagem de bomba do compressor 7 através da placa interme- diária 9. A Figura 10 mostra um esquema detalhado da bomba de lu- brificante assistida por gás de descarga especial 51 especificamente adequada para o compressor de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo.

Os componentes da bomba de lubrificante 51 são incorpo- rados no flange inferior 11 e no eixo excêntrico 3 de forma simples a partir do ponto de vista da fabricação e, como consequência, minimi- zam o impacto sobre o custo e qualquer necessidade de aumentar o tamanho ou peso do compressor.

Eles consistem nos seguintes com- ponentes: (a) bolsas de coleta de lubrificante 53 simetricamente colo- cadas em torno do diâmetro externo do eixo para serem devidamente moldadas a fim de coletar o lubrificante de forma eficiente e retê-lo du- rante o processo de coleta; (b) plenums de gás de alta pressão 54 no orifício do flange; (c) plenums de lubrificante de alta pressão 55 no ori- fício do flange; (d) passagens de fluxo internas 56 para lubrificante de alta pressão que conectam os plenums de lubrificante de alta pressão 55 à tubulação de suprimento de lubrificante de rolamento inferior 28, às portas de suprimento de lubrificante de rolamento inferior 27 e ao reservatório de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo 25; e (e) passagem de conexão entre o silencioso inferior 42 e os plenums de gás de alta pressão 54

[00142] A Figura 11 é uma representação bidimensional da bomba de lubrificante assistida por gás de descarga 51 para ajudar a descre- ver o processo de bombeamento da bomba especial embutida no flan- ge inferior do compressor 11 e na extremidade inferior do eixo excên- trico 3. A folha móvel 58 é uma representação bidimensional da super- fície de diâmetro externo do eixo de rotação da bomba de lubrificante

51. A folha bidimensional estacionária 59 é uma representação bidi- mensional do diâmetro interno estacionário da seção de rolamento do flange inferior 11 que atua como a parede do cilindro para a bomba de lubrificante 51. O receptáculo de coleta de lubrificante 60 e 61 é escul- pido fora do plano da folha 58 indicando que os dois receptáculos de coleta de lubrificante 60 e 61 são esculpidos começando na superfície do diâmetro externo da porção inferior do eixo excêntrico 3. As setas 62 mostram a direção da rotação do eixo, conforme convertida em movimento de translação da folha 58 para a esquerda, conforme mos- trado. A seta 63 indica a direção do fluxo de sangria de gás de descar- ga até o plenum de gás de alta pressão 54. O plenum de gás de alta pressão 54 e o plenum de lubrificante de alta pressão 55 são esculpi- dos no plano da folha estacionária 59 indicado que os dois plenums 54 e 55 são esculpidos começando no orifício do flange inferior 11. O ple- num de gás de alta pressão 54 pode ser conectado à fonte do gás de descarga por meio da passagem de conexão 57 entre o silencioso in- ferior 42 e o plenum de gás de alta pressão 54. O plenum de lubrifican- te de alta pressão 55 é conectado pela passagem de fluxo interna 56 à tubulação de suprimento de lubrificante de rolamento inferior 28, às portas de suprimento de lubrificante 27 e ao reservatório de lubrificante de cavidade no eixo 25. As setas 64 indicam a direção do fluxo de lu- brificante do plenum de lubrificante 55 em direção ao reservatório de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo 25. A janela aberta 65 cortada na folha 58 indica a abertura no nariz do flange inferior (cilin- dro da bomba) para expor as bolsas de coleta de lubrificante ao lubrifi- cante de baixa pressão à medida que elas passam através da janela aberta 65 para o reservatório de lubrificante 18. As setas 66 indicam a direção do fluxo de lubrificante do reservatório de lubrificante 18 para a abertura 65. As setas 67 indicam o lubrificante que flui para a bolsa de coleta de lubrificante na bolsa na posição 60 (ou recolhido pela bolsa) à medida que ela se move através da abertura 65. A bolsa de coleta de lubrificante 60 é mostrada em sua posição de coleta de óleo e a bolsa de coleta de lubrificante 61 é mostrada em sua posição de bom- beamento assistida pelo gás de descarga. Em suma, à medida que a folha 58 se move, uma bolsa de coleta de lubrificante irá recolher o lubrificante na posição da bolsa 60 e bombear o lubrificante em dire- ção ao reservatório de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo 25 na posição da bolsa 61. A taxa de bombeamento de lubrificante do lubrificante pela bomba de lubrificante 51 será regulada automatica- mente em que a taxa de bombeamento é apenas suficiente para coin- cidir com a taxa de fluxo de lubrificante fora do reservatório de lubrifi- cante de alta pressão de cavidade no eixo 25 como foi o caso nos compressores de pistão rotativo do lado alto convencionais.

[00143] O bombeamento do lubrificante de baixa pressão no reser- vatório de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo 25 também pode ser feito usando bombas convencionais, colocadas dentro da carcaça do compressor ou fora da carcaça do compressor como uma opção. Independentemente do modo como o lubrificante é bombeado,

seja pela nova bomba de lubrificante assistida por gás de descarga 51 acima descrita ou por bombas convencionais, o restante do mecanis- mo de lubrificação aqui apresentado para o compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo compartilha o núcleo dos sistemas de lubrificação que foram usados no reservatório de lubrifi- cante de alta pressão de carcaça do lado alto e do lado alto/lado baixo, isto é, a cavidade no eixo 25, que é uma característica essencial para a lubrificação eficaz das peças móveis dos compressores de pistão rotativo, não obstante a configuração ou as concretizações aqui apre- sentadas.

[00144] O compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo, conforme mostrado nas Figuras 9, 10 e 11, apresenta inerentemente a característica altamente desejada de um motor resfri- ado pelo refrigerante líquido de temperatura relativamente baixa atra- vés da evaporação e um eixo excêntrico inerentemente equilibrado de forma axial devido ao fato de as pressões que atuam sobre ambas as extremidades do eixo excêntrico serem a mesma pressão de sucção.

[00145] Uma configuração alternativa a um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo mostrado nas Figuras 9, 10 e 11 é mostrada na Figura 12, na qual as posições do motor e da montagem de bomba são trocadas. Neste design alternativo, o motor (o rotor 2 e o estator 4) está localizado abaixo da montagem de bomba do compressor 7. O tubo de sucção principal 15 está perto do motor longe da montagem de bomba do compressor 7 para desencorajar a interação térmica do gás de sucção com a montagem de bomba do compressor 7. Na entrada na carcaça 1, o gás de sucção deixa cair a maior parte do lubrificante arrastado para o reservatório de lubrificante 18 na parte inferior antes de entrar na porta de sucção interna 52 e no plenum de sucção 16. O eixo 3 será estendido através do centro do motor e se estenderá por todo o percurso até o reservatório de lubrifi-

cante 18, que está localizado abaixo do motor. Uma bomba de lubrifi- cante assistida por gás de descarga 51 será agora instalada abaixo do motor para aspirar o lubrificante de baixa pressão e aumentar a pres- são para alimentar o reservatório de lubrificante de alta pressão de ca- vidade no eixo 25. A bomba de lubrificante 51 será instalada em um base fixa 68 preferivelmente presa ao estator 4. O lado do lubrificante do eixo 3 terá o tampão central 69 na extremidade com a passagem de fluxo de lubrificante 56 para a bomba 51 conduzindo para o reser- vatório de lubrificante de alta pressão da cavidade no eixo 25. O gás de descarga sairá da parte superior do cilindro através do tubo de des- carga 17 e sairá da carcaça sem muita interação térmica com o restan- te do compressor. Esta configuração alternativa se assemelha àquela do compressor scroll de carcaça do lado baixo. Esta configuração compartilha muitas vantagens do compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo mostrado na Figura 9 e pode acomodar recursos, tais como a injeção de líquido para o resfri- amento do motor e cavidade de gás de alta pressão assistida por pa- lheta 74 também. Uma vantagem desta configuração mostrada na Fi- gura 12 sobre o design mostrado na Figura 9 seria a de que o motor terá muito menos interação térmica com o gás de descarga quente ou as peças de metal de alta temperatura do compressor e, portanto, será capaz de funcionar em temperatura mais baixa. Considerações de contrapressão da palheta:

[00146] Em um típico compressor de pistão rotativo de carcaça do lado baixo, pelo fato de a palheta não ter a pressão de descarga na parte traseira, a mola da palheta terá que ser muito mais resistente do que no compressor de pistão rotativo de carcaça do lado alto de última geração. Além disso, se a parte de trás da palheta estiver a uma pres- são relativamente baixa, isso poderia induzir vazamentos tanto do gás quanto do lubrificante para fora da câmara de compressão, o que in-

dubitavelmente irá degradar seu desempenho.

Esses problemas po- dem ser resolvidos convenientemente tendo a parte traseira da palheta completamente fechada e deixando sua pressão atingir o equilíbrio em torno da média da pressão de sucção e de descarga.

No entanto, isso acarreta outra preocupação em relação ao acúmulo de lubrificante in- compressível dentro do espaço fechado ao longo do tempo, potenci- almente interferindo no movimento da palheta.

Para resolver todas es- tas questões, um recurso opcional pode ser introduzido para ter o me- canismo de lubrificação da palheta e sua dinâmica quase idênticos ao que ocorre em um compressor de pistão rotativo de carcaça do lado alto de última geração, tendo a parte traseira da palheta exposta à pressão de descarga.

Conforme mostrado na Figura 13, a palheta su- perior 70 e a palheta inferior 71 se movem para frente e para trás com a ajuda da mola da palheta superior 72 e da mola da palheta inferior 73, respectivamente.

Para simplificar, apenas a palheta inferior 71 é usada para ilustração.

Atrás da palheta, é provido um espaço fechado 74 na parte de trás da palheta.

A cavidade de gás de pressão de des- carga assistida por palheta 74 é conectada ao silencioso inferior 42 por meio da passagem de conexão 75 entre a cavidade de gás 74 e o si- lencioso inferior 42 para equalizar a pressão na pressão de descarga que é esculpida no cilindro inferior e no flange inferior.

Uma vez que a direção do fluxo para o gás e qualquer lubrificante arrastado é sempre do silencioso para a cavidade de gás de pressão de descarga assisti- da por palheta 74 e para o espaço de compressão, não há nenhuma preocupação no tocante ao acúmulo de lubrificante incompressível nesta cavidade 74. Além disso, não há nenhuma preocupação acerca de vazamentos de gás e de lubrificante da câmara de compressão através da fenda da palheta para a carcaça do lado baixo 1. A situação é praticamente idêntica à que acontece em um compressor de pistão rotativo convencional.

[00147] As várias configurações de compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo podem ser resumidas como segue. A bomba de lubrificante de taxa de fluxo variável, de re- forço de alta pressão e assistida por gás de descarga 51 aumentaria a baixa pressão do lubrificante do reservatório de baixa pressão até a alta pressão necessária e alimentaria o lubrificante de alta pressão no reservatório de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo para coincidir com o lubrificante necessário para a montagem de bomba do compressor 7. Portanto, a funcionalidade do sistema de lubrificação no compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de pistão rotativo de car- caça do lado baixo é idêntica àquela do mecanismo de lubrificação comprovado do compressor de pistão rotativo de última geração. Ao introduzir a contrapressão na palheta, a lubrificação da palheta, a di- nâmica e os vazamentos serão também idênticos àqueles do com- pressor de pistão rotativo de última geração. Compressor rotativo de pistão/palheta de rolo alto/baixo horizontal:

[00148] Os inventores apreciaram que é possível redesenhar qual- quer uma das configurações de compressor de pistão de rolo de car- caça do lado alto em compressores de pistão/palheta de rolo horizon- tais com a localização adequada da porta de entrada de lubrificante em qualquer um dos componentes da montagem de bomba do com- pressor com ou sem fixar um tubo de extensão ao reservatório de lu- brificante para que o lubrificante do reservatório de lubrificante de alta pressão possa fluir para o reservatório de lubrificante de cavidade no eixo 25. Uma coisa a ser evitada, neste caso, é a de que o nível de óleo no reservatório de lubrificante não deve atingir o rotor devido à alta perda de viscosidade e potencial formação de espuma. Isso pode- ria exigir ter que projetar em um pequeno ângulo, como 5 graus da ori- entação perfeitamente horizontal, para evitar o contato do rotor com o lubrificante no reservatório. Nas concretizações de compressor rotativo

BLDC de lado alto/lado baixo com seus motores resfriados pelo gás de sucção e/ou injeção de líquido apresentados até agora, a porta de en- trada de lubrificante está localizada em uma parte fixa da montagem de bomba do compressor 7. Além disso, o separador se torna uma barragem perfeita para conter o lubrificante fora do espaço da carcaça do lado baixo onde se encontra o motor. Esses atributos tornam relati- vamente fácil e conveniente projetar com confiança um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de lado alto/lado baixo que pode ope- rar em uma orientação perfeitamente horizontal em vez dos compres- sores rotativos verticais mais prevalentes e isso irá conferir uma maior adaptabilidade no caso de a plataforma na qual é montado o compres- sor rotativo horizontal se inclinar para fora do plano horizontal, tal co- mo poderia ocorrer em aplicações automotivas ou aeroespaciais, em 30 a 45 graus ou até mais, conforme necessário, dependendo do de- sign do reservatório, da localização e da disposição da porta de entra- da de lubrificante e de sua extensão.

[00149] Nos compressores rotativos de pistão/palheta de rolo do lado alto/lado baixo ou do lado alto, existem três localizações ou com- ponentes convenientes da montagem de bomba do compressor 7 que podem ser usados para colocar a porta de entrada de lubrificante para arrastar o lubrificante do reservatório de lubrificante para o reservatório de lubrificante de alta pressão dentro do eixo excêntrico: o flange su- perior, o flange inferior e a placa intermediária, se for uma versão de duplo cilindro. A localização específica da porta de entrada será de- terminada pela escolha da orientação normal de operação. Para o mo- delo de operação vertical, a localização melhor ou a mais conveniente é a ponta inferior do nariz do flange inferior, embora os outros compo- nentes, tal como outra parte do flange inferior, a placa intermediária, a placa superior ou mesmo o separador, possam ser equipados com um tubos de extensão com formato adequado para realizar a mesma fun-

ção.

A Figura 14 mostra uma concretização de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de duplo cilindro de carcaça do lado alto/lado baixo horizontal com as modificações necessárias.

Para transformar o compressor em um modelo de operação horizontal, basta decidir pri- meiro onde e como o compressor horizontal será conectado à estrutu- ra, e a porta de entrada de lubrificante estará localizada no ponto mais baixo na periferia do flange superior, da placa superior, do flange infe- rior ou da placa intermediária para um compressor de duplo cilindro com ou sem tubo de extensão.

Se o flange superior for escolhido, o lubrificante entrará no reservatório de alta pressão no eixo 25 através do coletor de suprimento de lubrificante do flange superior 31 e de su- as portas de suprimento 30. Se o flange inferior for escolhido, o lubrifi- cante entrará no reservatório de alta pressão no eixo através do cole- tor de suprimento de lubrificante de flange inferior 28 e de suas portas de suprimento 27. Se a placa intermediária for escolhida, então o lubri- ficante entrará no reservatório de lubrificante de alta pressão de cavi- dade no eixo 25 através de seu próprio reservatório de suprimento de lubrificante 77, do percurso de suprimento de lubrificante 78 e de suas portas de suprimento 79. O restante dos componentes pode ser idênti- co àqueles do compressor de pistão/palheta de rolo de duplo cilindro do lado alto/lado baixo vertical mostrado na Figura 7. Na concretização mostrada na Figura 14, a nova localização da porta de entrada de lu- brificante 76 é na parte mais baixa da placa intermediária 9 abaixo da qual o reservatório de lubrificante 18 será formado em um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo horizontal.

O separador 37 contendo o orifício do rolamento superior 21 convenientemente funciona como uma barragem para o lubrificante, o que garante que o reservatório de lubrificante fique contido na carcaça do lado alto e fique longe do mo- tor, e a quantidade de lubrificante total necessária dentro do compres- sor durante a operação é menor.

A outra modificação é a nova locali-

zação da porta de sucção interna 80 que canaliza o fluxo da carcaça do lado baixo através da porta de sucção na parte mais baixa do sepa- rador 37 para o plenum de sucção 16. Esta nova porta de sucção in- terna 80 nesta localização garante que qualquer líquido ou lubrificante que entre através do tubo 39 flua para o plenum de sucção 16 e não se acumule na carcaça do lado baixo, o que poderia afetar adversa- mente a operação do motor ao entrar em contato com o rotor. Na ver- dade, a mesma localização para a porta de sucção interna 80 pode ser usada em um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo do alado alto/lado baixo vertical, embora não seja particularmente recomendado para manter a capacidade de manter a lubrificação adequada para a maior inclinação do ângulo sólido fora da orientação vertical. No com- pressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo horizontal mostrado na Figura 14, a presença do Separador 37 impede convenientemente o lubrificante de migrar em direção à seção do lado baixo de modo que o reservatório de lubrificante venha a ter mais profundidade para a mesma quantidade de lubrificante no reser- vatório de lubrificante de alta pressão. O lubrificante se desloca em direção ao reservatório de lubrificante de alta pressão em forma de anel oco 77 (formado pela superfície do diâmetro interno da placa in- termediária 9, pela superfície externa do eixo excêntrico 3 e delimitado pelos dois cilindros (o cilindro 10 à esquerda e o cilindro 8 à direita) antes de ser injetado no reservatório de lubrificante de cavidade no eixo 25 através da porta de suprimento de lubrificante 79 provida no eixo excêntrico 3 e, em seguida, do reservatório de lubrificante 25 para as peças rotativas da montagem de bomba de compressor 7 através das portas de lubrificante 27, 30, 34 e 36. Resfriamento evaporativo do motor:

[00150] Nos compressores rotativos de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo e também nos compressores rotativos de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo, conforme acima descrito, em que o compressor rotativo de pistão/palheta de rolo é es- pecificamente usado para refrigeração, HVAC, condicionamento de ar, bombas de calor, ou quaisquer outros sistemas de ciclo de compres- são de vapor, pode ser provida uma linha separada através da carcaça e no tubo de sucção para injetar uma porção relativamente pequena do refrigerante líquido que flui para fora do condensador para ser borri- fado sobre o motor para obter um resfriamento evaporativo mais eficaz para o motor que um resfriamento do gás de sucção de fase única pa- ra manter a baixa temperatura do motor para alta eficiência do motor e para impedir o aquecimento indesejável do gás de sucção do calor ge- rado pelo motor para manter a alta eficiência volumétrica e/ou aumen- tar a eficiência isentrópica do compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo com um motor resfriado por sucção.

Como foi mostrado, os tubos de entrada 39 nas Figuras 7, 9, 12 e 14 podem ser usados para injetar uma porção apropriada do fluxo total de líquido do condensador para resfriamento evaporativo do motor em um sistema de refrigeração por compressão de Vapor.

A Figura 5 mostrou um resumo dos aperfeiçoamentos do desempenho projetados possí- veis com a injeção de líquido para compressores com motor resfriado por sucção sobre os compressores rotativos de pistão/palheta de rolo de última geração convencionais.

Ao estimar o aperfeiçoamento de desempenho projetado, foi assumido que os ímãs NdFeB de mesmo grau foram usados para compressores resfriados por sucção tanto convencionais quanto novos e que todo o calor gerado pelo ímã do rotor do motor e pelo enrolamento do estator, incluindo as perdas de corrente parasita no núcleo do rotor e na pilha do estator, foi removido pelo resfriamento evaporativo na pressão de sucção e ainda que a temperatura de operação do motor era a temperatura do evaporador.

Com o coeficiente de transferência de calor extremamente alto possí-

vel com o refrigerante líquido injetado diretamente no motor, essas su- posições não estariam muito longe do real. O aperfeiçoamento proje- tado no Coeficiente de Desempenho (COP) varia de 8% na alta tempe- ratura do evaporador de 15,6°C a 31% na baixa temperatura do eva- porador de -12,2°C. O aperfeiçoamento projetado do COP é significati- vo o suficiente para garantir um compromisso sério de introduzir os novos compressores nas indústrias de condicionamento de ar e de re- frigeração em todo o mundo. Devido ao fato de os motores virem a ser protegidos do fluxo de gás de descarga de alta temperatura, os novos compressores serão uma escolha natural para bombas de calor para aplicações residenciais, comerciais e industriais. Como um benefício adicional, o uso de injeção de líquido em temperatura relativamente baixa para resfriar o motor permitirá o uso de menos material magnéti- co do mesmo grau, ou usar um grau inferior e, portanto, materiais magnéticos de menor custo para reduzir potencialmente o custo dos compressores ao mesmo tempo em que aumentar a confiabilidade e a longevidade do motor e, portanto, do próprio compressor. As vanta- gens de desempenho e de custo acima se tornarão mais pronunciadas para aplicações com temperaturas do evaporador abaixo de -12,2°C, o que cobre a maioria dos refrigeradores domésticos com freezers e fre- ezers dedicados onde a temperatura do evaporador pode ser facilmen- te tão baixa quanto -40°C. Configurações exemplificativas para compressores rotativos de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo:

[00151] Existem vários métodos de conectar a bomba e o motor disponíveis a compressores rotativos de pistão/palheta de rolo que deixariam cada configuração com vantagens e desvantagens distintas. Pode haver quatro maneiras de conectar a bomba (P) dentro de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado al- to/lado baixo com um motor disposto internamente: (1) Diretamente

(D) para a carcaça (C) sem um suporte da montagem de bomba do compressor (P-D-C); (2) Indiretamente (I) à carcaça (C) com um supor- te da montagem de bomba do compressor (P-I-C); (3) Diretamente (D) para o separador de pressão (S) sem um suporte da montagem de bomba do compressor (P-D-S); ou (4) Indiretamente (I) ao separador de pressão (S) com um suporte da montagem de bomba do compres- sor (P-I-S).

[00152] Nos casos em que o separador de pressão é uma parte es- tendida de uma bomba, tal como flange superior estendido que seria fixada à carcaça, será assumido que a bomba é diretamente conecta- da ao separador de pressão sem qualquer elemento intermediário.

[00153] Pode haver as seguintes seis maneiras de prender o esta- tor do motor (M) dentro de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo equipado com um motor de motor interno: (1) Diretamente (D) à carcaça (C) sem um suporte de estator (M-D-C); (2) Indiretamente (I) à carcaça (C) com um suporte de estator (M-I-C); (3) Diretamente (D) ao separador de pressão (S) sem um suporte do estator (M-D-S); (4) Indiretamente (I) ao separador de pressão (S) com um suporte de es- tator (M-I-S); (5) Diretamente (D) ao flange superior (F) (M-D-F); ou (6) Indiretamente (I) ao flange superior (F) com um suporte de estator (M- I-F).

[00154] Além disso, pode haver as seguintes quatro maneiras de prender o estator do motor (M) dentro de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo equipado com um motor de rotor externo: (1) Diretamente (D) ao separador de pressão (S) sem um suporte de esta- tor (M-D-S); (2) Indiretamente (I) ao separador de pressão (S) com um suporte de estator (M-I-S); (3) Diretamente (D) ao flange superior (F) (M-D-F), ou (4) Indiretamente (I) ao flange superior (F) com um suporte de estator (M-I-F).

[00155] Portanto, há pelo menos 24 (4 x 6) configurações que pode ter um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo do lado alto/lado baixo com um motor de rotor interno. Pode haver um total de 16 (4 x 4) configurações que pode ter um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de lado alto/lado baixo com um motor de rotor externo. Uma vez que o motor de rotor interno é mais prevalentemente usado, a pre- sente descrição se concentra nas configurações de compressor de carcaça de lado alto/lado baixo com o motor de rotor interno para des- crever as várias configurações possíveis. No entanto, as dezesseis (16) configurações disponíveis com um motor de rotor externo também são contempladas e dentro do escopo da presente descrição.

[00156] Algumas das 24 configuração indicadas acima requerem apenas uma operação de fixação à carcaça, ao passo que outras re- querem duas ou três operações de conexão à carcaça. A partir do ponto de vista da fabricação, é melhor ter um número menor de fixa- ções para preservar a integridade dos componentes e alinhamento du- rante a montagem e a operação de soldagem, não obstante o tamanho do compressor, mas especificamente se o tamanho físico do compres- sor for relativamente pequeno. Não obstante as questões de fabrica- ção, todas as 24 configurações irão compartilhar das mesmas vanta- gens de desempenho dos compressores com um motor resfriado por sucção apresentado até agora. Portanto, das 24 configurações, aque- les que requerem que apenas um componente seja preso à carcaça seriam as configurações preferidas com base na simplicidade de fabri- cação.

[00157] As sete (7) concretizações seguintes da presente descrição que teriam apenas um componente a ser conectado à carcaça: com- pressor rotativo de pistão/palheta de rolo H/L, P-D-S, M-D-S/F (um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de caraça de lado al- to/lado baixo com a bomba diretamente montada no separador e o es- tator diretamente montado no separador ou flange superior) é um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo com um separador de pressão para formar uma seção de alta pressão/temperatura (seção de carcaça do lado alto) contendo a montagem de bomba, e uma se- ção de baixa pressão/temperatura (seção de carcaça do lado baixo) contendo o motor, em que a montagem de bomba é diretamente co- nectada ao separador de pressão sem um suporte intermediário e não em contato direto com a carcaça diretamente, e o estator é também diretamente conectado ao separador de pressão ou ao flange superior em um suporte intermediário e não em contato direto com a carcaça. Em cada das seguintes concretizações abaixo descritas, há apenas um componente conectado à carcaça, isto é, o separador.

[00158] Em algumas concretizações, um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo H/L, P-D-S, M-I-S/F (compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo com a bomba montada diretamente no separador e o estator indiretamente montado no separador ou no flange superior) é um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo com um separador de pressão para formar uma seção de alta pressão/temperatura (seção de carcaça do lado alto) contendo a bomba, e uma seção de baixa pressão/temperatura (seção de carcaça do lado baixo) contendo o motor, em que a bomba é dire- tamente presa ao separador de pressão e não em contato direto com a carcaça, e o estator é indiretamente conectado ao separador de pres- são ou flange superior com um suporte de estator e não está em con- tato direto com a carcaça. Em cada uma dessas concretizações, há apenas um componente preso na carcaça, isto é, o separador.

[00159] Em outras concretizações, um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo H/L, P-I-S, M-D-S/F (compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo diretamente montado no separador ou no flange superior) é um compressor rotati- vo de pistão/palheta de rolo com um separador de pressão para formar uma seção de alta pressão/temperatura (seção de carcaça do lado al- to) contendo a bomba, e uma seção de baixa pressão/ temperatura (seção de carcaça do lado baixo) contendo o motor, em que o corpo da bomba é indiretamente ligado ao separador de pressão com um suporte de montagem de bomba do compressor e não em contato di- reto com a carcaça, e o estator é montado diretamente no separador de pressão ou no flange superior e não em contato direto com a car- caça. Em cada uma dessas concretizações aqui descritas, há apenas um componente preso à carcaça, isto é, o separador.

[00160] Em outras concretizações, um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo H/L, P-I-S, M-I-F (compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo com a bomba indiretamente montada no separador e o estator indiretamente monta- do no flange superior) é um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo com um separador de pressão para formar uma seção de alta pressão/temperatura (seção do lado alto) contendo a bomba, e uma seção de baixa pressão/temperatura (seção do lado baixo) contendo o motor, em que o corpo da bomba é indiretamente conectado ao sepa- rador de pressão com um suporte da montagem de bomba do com- pressor e não em contato direto com a carcaça, e o estator é conecta- do diretamente ao flange superior sem um suporte intermediário e não em contato direto com a carcaça. Nesta concretização, há apenas um componente conectado à carcaça, isto é, o separador.

[00161] De acordo com a presente descrição, pode haver pelo me- nos onze (11) configurações que requerem duas conexões de compo- nentes à carcaça durante a montagem do compressor, e as seguintes concretizações são fornecidas como exemplos.

[00162] Em algumas concretizações, um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo H/L, P-D/I-S, M-D/I-C (compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo com a bomba direta ou indiretamente montado no separador, e o estator direta ou indiretamente montado na carcaça) é um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo com um separador de pressão para formar uma seção de alta pressão/temperatura (seção de carcaça do lado alto) contendo a bomba, e uma seção de baixa pressão/temperatura (seção de carcaça do lado baixo) contendo o motor, em que a bomba é mon- tada direta ou indiretamente no separador, e o estator é montado dire- tamente na carcaça, e a bomba não está diretamente em contato com a carcaça. Em cada um desses quatro (4) exemplos, há duas cone- xões à carcaça: a bomba e o separador de pressão.

[00163] Em outras concretizações, um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo H/L, P-D-C, M-D/I-S/F (compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo com a bomba montada na carcaça diretamente e o estator montado direta ou indire- tamente no separador ou flange superior) é um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo com um separador de pressão para formar uma seção de alta pressão/temperatura (seção de carcaça do lado alto) contendo a bomba, e uma seção de baixa pressão/temperatura (seção de carcaça do lado baixo) contendo o motor, em que a bomba é direta ou indiretamente montada na carcaça e o estator é montado direta ou indiretamente no separador ou no flange superior sem ter o estator em contato direto com a carcaça. Em cada um desses quatro (4) exem- plos, há duas conexões à carcaça: a bomba e o separador de pressão.

[00164] Em outras concretizações, um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo H/L, P-I-C, M-D/I-F (compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo com a bomba montada na carcaça indiretamente e o estator montado direta ou indi- retamente no separador ou no flange superior) é um compressor rota- tivo de pistão/palheta de rolo com um separador de pressão para for- mar uma seção de alta pressão/temperatura (seção de carcaça do la-

do alto) contendo a bomba e uma seção de baixa pressão/ temperatu- ra (seção de carcaça do lado baixo) contendo o motor, em que a bom- ba é indiretamente montada na carcaça e o estator é montado direta ou indiretamente no flange superior sem ter o estator em contato direto com a carcaça. Nestes dois (2) exemplos, existem duas conexões à carcaça: a bomba e o separador de pressão.

[00165] Em algumas concretizações, um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo H/L, P-I-C, M-D-S (compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo com a bomba montada na indiretamente e o estator direta ou indiretamente montado no separador ou no flange superior) é um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo com um separador de pressão para formar uma seção de alta pressão/temperatura (seção de carcaça do lado alto) contendo a bomba, e uma seção de baixa pressão/temperatura (seção de carcaça do lado baixo) contendo o motor, em que a bomba é indire- tamente montada na carcaça e o estator é diretamente montado no flange superior sem ter o estator em contato direto com a carcaça. Neste exemplo, há duas conexões à carcaça: a bomba e o separador de pressão.

[00166] Em ainda outras concretizações, pode haver pelo menos três conexões à carcaça. Por exemplo, em algumas concretizações, um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo H/L, P-D/I-C, M-D/I-C (compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado al- to/lado baixo com a bomba e o estator diretamente ou indiretamente montados na carcaça) é um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo com um separador de pressão para formar uma seção de alta pressão/temperatura (seção do lado alto) contendo a bomba, e uma seção de baixa pressão/temperatura (seção do lado baixo ) contendo o motor, em que o corpo da bomba é direta ou indiretamente com um suporte da montagem de bomba do compressor conectado à carcaça,

e o estator também é direta ou indiretamente com um suporte da mon- tagem de bomba do compressor fixado à carcaça. Esta é a conversão mais direta dos compressores rotativos de pistão/palheta de rolo de última geração em um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo. Em cada um desses quatro (4) exem- plos, haverá três conexões à carcaça: a bomba, o separador e o esta- tor. Configurações exemplificativas para o compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo:

[00167] Semelhante às concretizações acima descritas, existem vários métodos de conectar a montagem de bomba do compressor e o estator do motor disponíveis para compressores rotativos de pis- tão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo que deixariam cada con- figuração com vantagens e desvantagens distintas.

[00168] A seguir, são apresentadas duas maneiras de conecta a bomba (P) dentro de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado baixo: (1) Diretamente (D) à carcaça (C) sem um suporte de montagem de bomba do compressor (P-D-C); ou (2) Indire- tamente (I) à carcaça (C) com um suporte da montagem de bomba do compressor (P-I-C). Também pode haver quatro maneiras de conectar o estator do motor (M) dentro de um compressor rotativo de pis- tão/palheta do lado baixo com um motor de rotor interno: (1) Direta- mente (D) à carcaça (C) sem um suporte do estator (M-D-C); (2) Indi- retamente (I) à carcaça (C) com um suporte de estator (M-I-C); (3) Di- retamente (D) ao flange superior (F) (M-D-F) ou à outra parte da mon- tagem de bomba; ou (4) Indiretamente (I) ao flange superior (F) com um suporte de estator (M-I-F) ou à outra parte da montagem de bom- ba. Além disso, pode haver duas maneiras de conectar o estator do motor (M) dentro de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo do lado baixo com um motor de rotor externo: (1) Diretamente (D) ao flange superior (F) (M-D-F) ou à outra parte da montagem de bomba; ou (2) Indiretamente (I) ao flange superior (F) com um suporte de esta- tor (M-I-F) ou à outra parte da montagem de bomba.

[00169] Portanto, pode haver pelo menos 8 (4 x 2) configurações que um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo do lado baixo com um motor de rotor interno pode assumir. Há um total de 4 (2 x 2) configurações que um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo do lado baixo com um motor de rotor externo pode assumir. Nenhuma dessas configurações será aqui descrita em detalhes por questões de clareza. Como o motor de rotor interno é mais prevalentemente usado em compressores, será usado o caso do motor de rotor interno como exemplo. Mais uma vez, as configurações que requerem que apenas um componente seja conectado à carcaça seria um design preferido. Um bom exemplo seria Indiretamente (I) à carcaça (C) com um supor- te de montagem de bomba de compressor (P-I-C) combinado com In- diretamente (I) ao flange superior (F) com um suporte de estator (M-I- F) ou à outra parte da montagem de bomba.

[00170] As Figuras de 15 a 22 mostram várias configurações do compressor com um motor de rotor interno em um formato esquemáti- co. As Figuras de 15 a 17 mostram as configurações para compresso- res rotativos de pistão/palheta de rolo de última geração, ou seja, o compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto, e duas de suas variações menores. Nota-se que o espaço dentro da carcaça 1 é o espaço de pressão de gás de descarga 82. As Figuras de 18 a 22 mostram cinco (5) das vinte e quatro (24) concretizações acima descritas de compressores rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo. A Figura 15 é o compressor rotativo de pistão/palheta de rolo mais amplamente usado, convencional, isto é, de última geração de carcaça do lado com a montagem de bomba do compressor 7 e o estator 4 firme e diretamente presos à carcaça, o tubo de sucção é conectado diretamente à porta de sucção da monta- gem de bomba do compressor, e o espaço 82 dentro da carcaça 1 es- tá na pressão de descarga.

A Figura 16 é a modificação do compres- sor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto convenci- onal mostrado na Figura 15 com uma modificação; isto é, a montagem de bomba do compressor 7 é indiretamente conectada à carcaça 1 por meio de um suporte da montagem de bomba do compressor 14. Figu- ra 17 mostra o compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carca- ça do lado alto com duas modificações: isto é, a montagem de bomba do compressor 7 é indiretamente conectada à carcaça 1 por meio de um suporte de montagem de bomba de compressor, e o estator 4 é também indiretamente conectado à carcaça 1 por meio de um porta- estator 5. Esta é a configuração coberta pela patente emitida e pen- dente dos atuais inventores (ref. 5). As Figuras 18, 19 e 20 mostram a adição de separadores às configurações mostradas nas Figuras 15, 16 e 17, respectivamente, tornando todos eles compressores rotativos de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo.

A Figura 21 mostra um compressor de carcaça lado alto/lado baixo com a monta- gem de bomba do compressor 7 e o estator 4 diretamente montado no separador com apenas um único componente, o separador 37, a ser conectado à carcaça.

A Figura 22 mostra um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de carcaça do lado alto/lado baixo com a bomba diretamente conectada ao separador, e o estator indiretamente conec- tado ao separador por meio de um suporte de estator também resul- tando em um único componente, o separador 37, a ser conectado à carcaça.

As oito (8) concretizações acima foram mostradas grafica- mente para conferir a um revisor uma melhor compreensão das várias configurações cobertas pela patente atual.

As concretizações restan- tes não serão mostradas por questões de clareza.

Nota-se que em to- das as 24 concretizações das concretizações de carcaça do lado al-

to/lado baixo, o gás de descarga é liberado no lado alto antes de sair do tubo de descarga 17 para garantir que a maior parte do lubrificante seja separada do gás de descarga e coletada no reservatório de lubri- ficante 18 na parte inferior. A Figura 23 mostra um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo de refrigerante de carcaça do lado alto/lado baixo com uma linha de líquido separada 39 para injetar líquido do condensador através de um dispositivo de medição, na carcaça do la- do baixo para pulverizar o refrigerante líquido sobre o motor para obter um resfriamento evaporativo aprimorado do motor, conforme descrito anteriormente. Nota-se que o espaço abaixo do separador 37 é o es- paço de descarga de gás 82 (carcaça do lado alto) e o espaço acima do separador 37 é o espaço de sucção de gás 83 (carcaça do lado baixo). A quantidade relativamente pequena de fluxo de líquido refrige- rante do condensador injetado no espaço de pressão de sucção 83 através do tubo de injeção de refrigerante líquido 39 irá evaporar quando entrar em contato com o motor e manter a temperatura de operação do motor próxima à temperatura do evaporador, resultando no aumento da eficiência do motor e eliminando o efeito prejudicial do aumento da temperatura de sucção devido ao aquecimento pelo mo- tor.

[00171] A Figura 24 mostra um compressor de pistão/palheta de rolo de refrigerante de carcaça do lado alto/lado baixo com um tubo de injeção de refrigerante líquido separado 39 na carcaça do lado de bai- xo para pulverizar o líquido do condensador sobre o motor para um resfriamento do motor de evaporação aperfeiçoada, conforme descrito anteriormente, e o tubo de sucção principal 15 vindo do evaporador penetrando através da carcaça do lado alto para reduzir o aquecimen- to do gás de sucção principal pelo montagem de bomba.

[00172] A Figura 25 mostra um compressor rotativo de pis- tão/palheta de rolo de refrigerante de carcaça do lado baixo com um tubo de injeção de refrigerante líquido separado 39 na carcaça do lado baixo para pulverizar o líquido do condensador sobre o motor para re- duzir o aquecimento do gás de sucção pela montagem de bomba por maior resfriamento evaporativo do motor, conforme descrito anterior- mente. O tubo de sucção principal 15 proveniente do evaporador tam- bém vem através da carcaça do lado baixo. O gás de descarga sai da montagem de bomba através de um tubo de descarga 17 que é dire- tamente conectado ao silencioso e sai da carcaça do lado baixo sem entrar na carcaça.

[00173] A Figura 26 é uma concretização de um compressor VCS lubrificado a óleo de carcaça única, de pressão carcaça ajustável, em geral, incluindo um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo, um compressor scroll e um compressor alternativo. Tanto o tubo de des- carga quanto o tubo de sucção são conectados diretamente à porta da válvula de descarga e à porta de sucção da montagem de bomba, res- pectivamente. Nesta configuração, nem o gás de sucção através do tubo de sucção 15 nem o gás de descarga através do tubo de descar- ga 17 se mistura com o gás de trabalho dentro da carcaça. Há um dis- positivo de expansão entre o condensador e o tubo de injeção de lí- quido 39 na carcaça e, após resfriar o motor por evaporação de parte do líquido na pressão da carcaça selecionada, o líquido restante passa pelo tubo de descarga de líquido na parte inferior e o vapor passa pelo tubo de descarga de vapor na parte superior da carcaça e o fluxo combinado entra no segundo dispositivo de expansão para alimentar o evaporador na pressão de sucção. A pressão dentro de sua carcaça pode ser definida entre a pressão de sucção e a pressão de descarga para desempenho ideal do compressor/sistema pelas configurações dos dois dispositivos de expansão, tal como uma válvula de expansão térmica, ou válvula de agulha, etc. O calor gerado pelo motor durante a conversão de energia elétrica em energia mecânica pelo motor é leva-

do embora pela evaporação do líquido em contato com o motor. Por- tanto, a temperatura base do motor é a temperatura de evaporação do refrigerante na pressão selecionada. Devido ao alto coeficiente de transferência de calor do resfriamento evaporativo, a temperatura de operação do motor será apenas ligeiramente mais alta do que a tem- peratura de evaporação do refrigerante na pressão de carcaça seleci- onada até o nível necessário para que o calor do motor seja transferi- do do motor para o fluido de resfriamento. Uma vez que a temperatura de operação do motor esteja próxima da temperatura de evaporação na pressão da carcaça selecionada, isso inicia um ciclo virtuoso: me- nor temperatura de operação do motor, menor resistividade do enro- lamento do estator, menos aquecimento do ímã, maior resistência de campo, maior torque gerado pelo motor, menos corrente necessária para gerar o torque necessário, maior eficiência do motor, menor de- manda geral de resfriamento e melhor desempenho geral do compres- sor e do sistema de refrigeração por compressão de vapor. Um aspec- to desta configuração que pode ou não ser benéfico é o fato de que o meio de resfriamento também resfria a montagem de bomba. Resfriar a montagem de bomba do compressor é considerado benéfico em ge- ral, entretanto, neste caso, aumenta a quantidade de calor a ser remo- vida pelo meio de resfriamento e diminui a capacidade de resfriamento líquido do sistema de refrigeração por compressão de vapor, a menos que, é claro, a superalimentação seja incluída

[00174] Se o compressor for lubrificado com óleo, o óleo arrastado no gás de descarga é separado por um separador de óleo, interno ou externo à carcaça, e realimentado no reservatório de lubrificante de alta pressão da cavidade do eixo 25 ou em outro local apropriado den- tro a montagem de bomba do compressor.

[00175] O tubo de retorno de óleo conectado a várias partes da montagem de bomba, desde que haja um caminho para o reservatório de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo 25 ou outros pon- tos de entrada apropriados, dependendo do tipo do compressor. O gás de descarga virtualmente livre de óleo entra no condenador onde o gás é condensado com líquido com uma maior transferência de calor entre o gás de condensação e a superfície do trocador de calor do condensador na ausência virtual do filme de óleo. O líquido do con- densador é injetado na seção do motor do compressor criando um res- friamento evaporativo do motor, garantindo que a temperatura de ope- ração do motor venha a permanecer próxima à temperatura do con- densado no máximo, se a pressão da carcaça for ajustada próximo à pressão de descarga em contraste preciso à temperatura bem acima da temperatura de descarga que ocorre nos compressores rotativos de carcaça do lado alto de última geração que usam gás de descarga como meio de resfriamento com um coeficiente de convecção muito baixo.

[00176] Conforme mostrado na Figura 26, este sistema utiliza dois dispositivos de expansão: O dispositivo de expansão 1 controla a pressão dentro da carcaça sob a qual o líquido injetado irá evaporar no motor. O dispositivo de expansão 2 define a pressão do evaporador. À medida que a pressão da carcaça diminui, a temperatura de evapora- ção do líquido em contato com o motor diminui, a temperatura de ope- ração do motor diminui, e a eficiência do motor aumenta, mas os va- zamentos de lubrificante da montagem de bomba na carcaça através dos rolamentos do eixo, etc. irão aumentar. A pressão da carcaça se- rá, portanto, ajustada apropriadamente entre a pressão de sucção e a pressão de descarga para otimizar o desempenho geral do compres- sor. Mesmo que este conceito exija um separador de óleo, ele terá as seguintes vantagens em comparação com o compressor VCS rotativo de carcaça do lado alto de última geração: (1) a eficácia do trocador de calor do condensador aumentará porque a maior parte do óleo arras-

tado no gás de descarga será separada e retornada para o compres- sor, resultando em um sistema de refrigeração por compressão de va- por OCR (Relação de Circulação de Óleo) muito baixo; e (2) a tempe- ratura de operação do motor será significativamente mais baixa e a eficiência do motor será mais alta do que aquelas para um compressor com motor resfriado a gás de descarga

[00177] Vantagens exemplificativas de compressores VCS scroll BLDC de carcaça única, de pressão de carcaça ajustável com resfria- mento do motor por injeção de líquido sobre os compressores scroll de última geração

[00178] Compressores scroll de última geração são ou compresso- res scroll de carcaça do lado baixo ou compressores de carcaça do lado alto. Os compressores scroll do lado baixo têm vantagens de ter o gás de sucção resfriando o motor, mas com duas desvantagens proe- minentes: gás de sucção aquecido que reduz a eficiência volumétrica e a necessidade de desviar o óleo de alta pressão para o lado de bai- xa pressão causando as perdas de desvio de óleo assim chamadas. A fim de superar as desvantagens da perda de desvio de óleo do com- pressor scroll do lado baixo, uma recente modificação foi relatada co- mo compressor scroll de carcaça do lado alto com HiPORTM no qual um método envolvendo separação de óleo, bomba de abastecimento e mecanismo de bomba de recuperação foi introduzido. Uma desvanta- gem crucial neste compressor scroll de carcaça do lado alto é a de que, o motor deve ser resfriado pelo gás de descarga que imediata- mente o coloca em desvantagem em relação ao novo compressor scroll descrito abaixo, além da complexidade adicional dos mecanis- mos de separação e bombeamento de óleo e aumento correspondente no custo de produção. Em outras palavras, essa nova configuração de compressor de parafuso, conforme mostrado na Figura 26, mantém as vantagens dos compressores de parafuso de carcaça do lado baixo e do lado alto enquanto elimina ou atenua as desvantagens de ambos. No caso de um compressor scroll livre de óleo, o circuito separador de óleo incluído na Figura 26 não é necessário, simplificando assim a configuração. Em suma, as vantagens principais do compressor scroll de pressão de carcaça ajustável são as de que a temperatura de linha base do motor é a temperatura de evaporação relativamente baixa na pressão de carcaça selecionada com um coeficiente de transferência de calor muito maior de resfriamento evaporativo e uma elevação de temperatura muito menor acima da temperatura de evaporação em comparação com as temperaturas de gás de descarga e de sucção relativamente altas com transferência de calor de convecção relativa- mente baixa e um maior aumento de temperatura acima da temperatu- ra de descarga ou de sucção.

[00179] Além disso, os efeitos adversos do aquecimento do gás de sucção que ocorrem no compressor scroll de carcaça do lado baixo são amplamente eliminados pela escolha da pressão de carcaça ideal para injetar o refrigerante líquido para resfriamento evaporativo do mo- tor enquanto o gás de sucção entra na compressão câmara sem inte- ragir com o gás dentro da carcaça. Portanto, o novo compressor scroll de pressão de carcaça ajustável é um aperfeiçoamento em relação ao compressor scroll de carcaça do lado baixo com ou sem resfriamento por injeção de líquido e ao compressor scroll de carcaça do lado alto.

[00180] Com a aplicação do mesmo princípio de design ao com- pressor VCS alternativo LDC de carcaça do lado baixo, pode-se trans- formá-lo em um compressor de refrigerante alternativo BLDC de pres- são de carcaça ajustável mais eficiente. Os compressores alternativos BLDC de última geração são compressores de carcaça do lado baixo. Os compressores alternativos de carcaça do lado baixo têm vantagens de ter o gás de sucção resfriando o motor, mas com duas desvanta- gens proeminentes: o gás de sucção aquecido que reduz a eficiência volumétrica e degrada significativamente o COP do sistema de refrige- ração por compressão de vapor devido a uma menor eficiência isen- trópica do compressor alternativo que é inerentemente inferior aos compressores de pistão/palheta de rolo a partir do ponto de vista ter- modinâmico sob as mesmas condições de operação. No entanto, es- ses compressores são muito mais fáceis de serem produzidos a um custo extremamente baixo.

[00181] Quando uma porção apropriada do refrigerante líquido que flui para fora do condensador é injetada a uma pressão ótima sobre o motor em um compressor VCS alternativo de pressão de carcaça ajus- tável, conforme ilustrado na Figura 26, a eficiência do motor aumenta- ria significativamente e o aquecimento do gás de sucção pelo motor estará totalmente ausente. No entanto, assim como quaisquer outras concretizações apresentadas até agora com resfriamento evaporativo por injeção de líquido do motor, a capacidade de resfriamento do com- pressor diminuirá devido à quantidade de líquido do condensador usa- do para o resfriamento evaporativo do motor. É digno de nota, entre- tanto, que a maioria dos compressores VCS usados em refrigeradores domésticos e em muitas outras aplicações são geralmente superdi- mensionados para começar e, portanto, executar apenas parte do tempo a uma velocidade fixa ou velocidade reduzida para coincidir com a carga.

[00182] Portanto, o compressor alternativo de pressão de carcaça ajustável apresentando o recurso de injeção de líquido pode pronta- mente substituir os compressores alternativos de última geração con- vencionais por motores BLDC internamente dispostos, se a velocidade de operação puder ser aumentada, funcionar por períodos mais longos ou tendo um deslocamento proporcionalmente maior para compensar a perda na capacidade de resfriamento, mas operando com eficiência do compressor e COP muito mais altos.

[00183] A Figura 27 é uma concretização de um compressor VCS lubrificado a óleo de pressão de carcaça do lado alto/lado baixo ajus- tável, em geral, incluindo um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo, compressor scroll, tipos de turbina e compressores alternativos de vários tipos. Esta concretização é semelhante em disposição de fluxo de fluido de trabalho àquela mostrada na Figura 26. No entanto, na concretização da Figura 27, apenas o tubo de sucção é diretamente conectado à porta de sucção da montagem de bomba, mas o tubo de descarga é conectado à carcaça do lado alto. Além disso, como o gás de descarga entra na carcaça do lado alto antes de sair, a maior parte do óleo é separada do gás de alta pressão, cai por gravidade e forma o reservatório de lubrificante 18 na parte inferior para alimentar o me- canismo de lubrificação semelhante ao dos compressores VCS de úl- tima geração com o reservatório de lubrificante de alta pressão na par- te inferior. Esta configuração não precisa de um separador de óleo ex- terno, ao contrário da concretização da Figura 26. Além disso, o meio de resfriamento para o motor é usado apenas para o motor e, portanto, a montagem de bomba não é resfriada.

[00184] Muitos dos benefícios da pressão da carcaça ajustável, conforme descrito para a concretização da Figura 26, ainda são manti- dos. Há um dispositivo de expansão entre o condensador e o tubo de injeção de líquido 39 na carcaça do lado baixo, e depois de resfriar o motor por evaporação de algum líquido na pressão da carcaça seleci- onado, o líquido restante passa pelo tubo de descarga de líquido na parte inferior parte da carcaça do lado baixo e o vapor passa pelo tubo de descarga do vapor na parte superior da carcaça do lado baixo e o fluxo combinado entra no segundo dispositivo de expansão para ali- mentar o evaporador na pressão de sucção. A pressão dentro da car- caça do lado baixo pode ser definida entre a pressão de sucção e a pressão de descarga para o desempenho ideal do compressor/sistema pelas configurações dos dois dispositivos de expansão, tal como uma válvula de expansão térmica, ou válvula de agulha, etc. O calor gerado pelo motor durante a conversão de energia elétrica em energia mecâ- nica pelo motor é levado embora pela evaporação do líquido em conta- to com o motor. Portanto, a temperatura base do motor é a temperatu- ra de evaporação do refrigerante na pressão selecionada. Devido ao alto coeficiente de transferência de calor do resfriamento evaporativo, a temperatura de operação do motor será apenas ligeiramente superi- or à temperatura de evaporação do refrigerante na pressão da carcaça selecionada para o nível necessário para que o calor do motor seja transferido do motor para o fluido de resfriamento. Uma vez que a temperatura de operação do motor esteja próxima à temperatura de evaporação na pressão da carcaça selecionada, isso inicia um ciclo virtuoso: menor temperatura de operação do motor, menor resistivida- de do enrolamento do estator, menos aquecimento do ímã, uma maior resistência de campo, um maior torque gerado pelo motor, menos cor- rente necessária para gerar o torque necessário, uma maior eficiência do motor, menos demanda de resfriamento total, e desempenho aper- feiçoado de todo o compressor e do sistema de refrigeração por com- pressão de vapor.

[00185] Se o compressor for lubrificado com óleo, o óleo arrastado no gás de descarga será separado por gravidade dentro da carcaça do lado alto, e realimentado no reservatório de lubrificante de alta pressão de cavidade no eixo 25 ou outro local apropriado dentro da montagem de bomba do compressor de compressores VCS de carcaça do lado alto.

[00186] O líquido do condensador é injetado na seção do motor do compressor, criando um resfriamento evaporativo do motor, garantindo assim que a temperatura de operação do motor permaneça próxima à temperatura do condensador no máximo se a pressão da carcaça for ajustada próximo à pressão de descarga em nítido contraste com a temperatura bem acima da temperatura de descarga que acontece nos compressores rotativos de carcaça do lado alto de última geração usando gás de descarga como meio de resfriamento com um coefici- ente de transferência de calor por convecção muito baixo.

[00187] Conforme mostrado na Figura 27, este sistema usa dois dispositivos de expansão: o dispositivo de expansão 1 em conjunção com o dispositivo de expansão 2 controla a pressão dentro da carcaça do lado baixo sob a qual o líquido injetado estará evaporando no motor dentro da carcaça do lado baixo. O dispositivo de expansão 2 define a pressão do evaporador. Conforme a pressão da carcaça diminui, a temperatura de evaporação do líquido em contato com o motor dimi- nui, a temperatura de operação do motor diminui e a eficiência do mo- tor aumenta, mas os vazamentos de lubrificante da montagem de bomba na carcaça através dos rolamentos do eixo, etc. irão aumentar. A pressão da carcaça do lado baixo será, portanto, definida apropria- damente entre a pressão de sucção e a pressão de descarga para otimizar o desempenho geral do compressor.

[00188] Abordagens para aumentar o desempenho do sistema de resfriamento/aquecimento por compressão de vapor:

[00189] A seguinte discussão ilustra a lógica e os princípios de de- sign para melhorar substancialmente o desempenho e a confiabilidade dos compressores usados em sistemas de resfriamento e bombas de calor em geral: (1) Aumentar a eficiência do motor ao atingir uma tem- peratura de operação do motor significativamente mais baixa por meio do resfriamento do motor de forma eficaz e na temperatura base do líquido de arrefecimento mais baixa: isso resulta na diminuição da energia elétrica necessária para gerar a energia mecânica; (2) Aumen- tar a eficiência da compressão isentrópica por resfriamen- to/resfriamento brusco e redução significativa da temperatura da câ-

mara de compressão: isso resulta na diminuição da potência mecânica necessária para o processo de compressão por unidade de massa processada pelo compressor; (3) Aumentar o sub-resfriamento: isso resulta no aumento da capacidade de resfriamento por unidade de massa de refrigerante que passa pelo evaporador; e (4) Incorporar a superalimentação para novamente injetar refrigerantes necessário pa- ra as três medidas de resfriamento na câmara de compressão: isto re- sulta em aumentos significativos na capacidade de resfriamento, na capacidade de aquecimento, no COP e na confiabilidade.

[00190] A Figura 28 é um diagrama p-h (pressão-entalpia) para R410a que mostra os efeitos potenciais de resfriar a câmara de com- pressão na potência do compressor. Ela mostra um processo de com- pressão básico, A-B, assumindo que a eficiência isentrópica é de aproximadamente 86%, a temperatura de descarga de 137,7°C (280F), e a potência de compressão por unidade de massa de refrige- rante comprimido e descarregado do compressor é de aproximada- mente 118,626 kJ/kg (51 Btu/lb), que é igual à diferença na entalpia (h) entre B e A (= hB - hA = 167- 116 = 18,626 kJ/kg (51 Btu/lb) sem res- friar a câmara de compressão. Com o resfriamento, a temperatura de descarga é reduzida para 115,5°C (240F) indicada pelo ponto de esta- do B1, a curva de compressão vira para a esquerda, A-B1, e, como resultado, a potência de compressão por unidade de massa de refrige- rante diminui conforme mostrado, que é igual à diferença na entalpia (h) entre B1 e A, 40 Btu/lb (= hB 1 - hA = 156-116 = 40 Btu/lb). Ela também mostra que, com sub-resfriamento extra, indicado pelo pro- cesso C-C1, a capacidade de resfriamento por unidade de massa de refrigerante aumenta em 12 Btu/lb (= hC - hC1 = 65 - 53 = 12 Btu/lb). A Figura 28 é o ciclo de refrigeração sem superalimentação e conforme mencionado anteriormente, uma vez que a taxa de fluxo de refrigeran- te através do compressor e do condensador é fixada em M.

[00191] Ela mostra um processo de compressão modificado, A-A1- G-B2, onde A é o estado inicial do curso de compressão e A1 indica as propriedades termodinâmicas do refrigerante (pressão, temperatura, entalpia, densidade, etc.) dentro do espaço de compressão quando do início da superalimentação; F indica as propriedades termodinâmicas do refrigerante que retorna do resfriador do motor embutido, resfriador do corpo da bomba na carcaça e/ou vaporizador externo para sub- resfriamento extra.

G indica o estado final do processo de superali- mentação.

Com a superalimentação, a taxa de fluxo do refrigerante é maior do que M, que é determinada pelas condições de operação e deslocamento do compressor.

A taxa de fluxo de descarga do com- pressor na presença de superalimentação é aumentada pela quanti- dade superalimentada de fluxo de refrigerante adicional necessário para resfriar o motor (m1), o corpo da bomba (m2) dentro da carcaça e/ou o vaporizador externo para sub-resfriamento extra (m3). No exemplo mostrado na Figura 29, todos os três processos extras de tro- ca de calor são realizados por evaporação em cada um dos três troca- dores de calor na mesma pressão, e também o processo de evapora- ção indicado por E1-E-F e a pressão de injeção durante a superali- mentação são idênticos a todos os três.

Este não precisa ser o caso para todos os compressores.

Em certos casos, quando for fácil ter di- ferentes pontos de injeção ou tempo, como para compressores de pis- tão/palheta de rolo, compressores alternativos, compressores scroll ou compressores de parafuso, cada um dos três trocadores de calor po- derão remover o calor por evaporação do motor, do corpo da bomba e do vaporizador externo em sua própria pressão e temperatura apropri- adas e a superalimentação correspondente no espaço de compressão também poderão ocorrer separadamente em momentos diferentes e em diferentes portas de injeção de refrigeração, dependendo do com- pressor de refrigeração.

Acontece que o compressor rotativo mais pre-

valentemente usado, o compressor de pistão/palheta de rolo, apresen- tam mais limitações na localização da porta de injeção e no tempo de superalimentação que podem ser superadas por um design inteligente.

Os compressores com os recursos de superalimentação mencionados acima são chamados de compressores da série S, conforme descrito na Seção de Definição.

Com referência à Figura 29, o estado inicial do refrigerante dentro do compressor da série S quando a superalimenta- ção começou é representado por A e a taxa de fluxo de refrigerante que entra no compressor do evaporador é representada por M.

Após a superalimentação estar completa, o estado de equilíbrio do refrigeran- te dentro do compressor é representado por G e a taxa de fluxo de massa descarregada pelo compressor no condensador será M + m1 + m2 + m3, se todos os três trocadores de calor forem usados.

A com- pressão inicial de A para A1 envolveu apenas a taxa de fluxo de mas- sa de M.

O processo A1-G é uma representação muito simplista do processo transiente de mistura de dos fluxos durante o processo de superalimentação: um fluxo dentro da câmara de compressão já está passando por um ciclo de compressão e o outro fluxo injetado através da porta de superalimentação de um ou todos os três trocadores de calor após a remoção do calor das fontes de calor (motor, corpo da bomba e o fluxo de refrigerante líquido principal do condensador no vaporizador externo) a uma pressão de evaporação F apropriada à medida que o compressor continua a executar seu ciclo de compres- são.

Portanto, a partir do estado representado por G, cujas proprieda- des podem ser estimadas sob hipóteses simplificadoras: a superali- mentação é instantânea e, portanto, pode ser aproximada pela mistura instantânea de dois refrigerantes em diferentes pressões, temperatu- ras e entalpias.

O restante do processo de compressão envolverá o fluxo de massa total do refrigerante, M + m1 + m2 + m3 sendo o má- ximo.

O processo de compressão depois de a superalimentação ser completada é representado por G-B2, onde B2 indica o final do pro- cesso de compressão para o fluxo de massa total. Por isso, todo o processo de compressão é descrito como A-A1-G-B2-C1-D1-A. A po- tência de compressão total pode ser estimada com o acréscimo do aumento de entalpia por unidade de massa de refrigerante multiplicada pelo respectivo fluxo de massa para cada etapa sucessiva do proces- so de compressão, A- A1-G-B2. Com o resfriamento do corpo da bom- ba, a curva de compressão vira para a esquerda, como antes, e, como resultado, a potência de compressão por unidade de massa de refrige- rante diminui, conforme ilustrado antes.

[00192] A Figura 30 mostra um esquema de um VCS com base no novo compressor avançado descrito como compressor de série S na seção Definição com capacidade de superalimentação, que é abrevia- do como VCS de série S, conforme descrito na Seção de Definição. Nota-se que há quatro taxas de fluxo de massa mostradas: M - taxa de fluxo de massa original para um sistema sem qualquer sobrecarga, m1 - taxa de fluxo de massa para resfriar o motor, m2 - taxa de fluxo de massa para resfriar o corpo da bomba, e m3 - taxa de fluxo de massa para sub-resfriamento extra.

[00193] O fluxo de massa para cada parte do ciclo VCS é claramen- te marcado para fácil compreensão. Há apenas uma porta de supera- limentação na câmara de compressão, conforme mostrado, através da qual todos os três fluxos de massa, m1, m2 e m3 são injetados para serem adicionados ao fluxo de massa de base de M.

[00194] A Figura 31 esclarece e compara vários cenários de ciclos termodinâmicos com fluxos de massa correspondentes em um caso específico de quando todos os três refrigerantes desviados são nova- mente injetados na mesma pressão durante o processo de superali- mentação. Compressores da série S e VCS:

[00195] A fim de transformar um design de compressor VCS co- mum naquele de um compressor da série S, seu motor elétrico ou cor- po de bomba deve ser disposto internamente dentro de uma carcaça de contenção de pressão.

Seu motor dentro de sua carcaça de con- tenção de pressão funciona como um trocador de calor secundário, um evaporador ou um vaporizador ("trocador de calor secundário na car- caça", a seguir) no VCS para resfriar ativa e efetivamente o motor utili- zando principalmente refrigerante líquido, ou alta pressão perto de re- frigerante fluido crítico que sai do trocador de calor de alta pressão em um sistema à base de C02 como refrigerante para tirar vantagem do mecanismo de transferência de calor altamente eficaz, incluindo eva- poração, a fim de atingir temperatura operacional significativamente mais baixa para o motor do que o estado da arte para atingir significa- tivamente uma eficiência e uma longevidade significativamente maio- res do motor.

O dito refrigerante suprido ao trocador de calor secundá- rio na carcaça para o motor ou a bomba é uma porção apropriada do refrigerante líquido fluindo para fora do condensador ou um fluido transcrítico de alta pressão que flui para fora de um trocador de calor de alta pressão em um sistema baseado em C02. O dito líquido refri- gerante ou fluido de alta pressão pode ser expandido através de um dispositivo de expansão na pressão (pressões) apropriada(s), alimen- tado no dito trocador de calor secundário e vaporizado ou passando por um processo de transferência de calor de eficácia relativamente alta em contato com as superfícies externa e interna do dito motor pa- ra remover o calor gerado pelo motor através de uma diferença de temperatura relativamente pequena entre o refrigerante e o motor ou entre o refrigerante e a bomba e, como resultado, podendo manter as temperaturas de operação significativamente mais baixas do motor ou da bomba e assim alcançar uma eficiência de conversão de energia elétrica em energia mecânica significativamente maior, uma confiabili-

dade e uma longevidade do motor, ou uma eficiência isentrópica relati- vamente alta da bomba do dito compressor e, portanto, do VCS, em comparação com aquelas possíveis com um compressor de última ge- ração para VCS, onde o gás de descarga ou o gás de sucção do com- pressor, ambos com propriedades de transferência de calor relativa- mente pobres, são usados como refrigerante, e a bomba não é resfria- da ativamente para aumentar a eficiência isentrópica da compressão.

[00196] Preferivelmente, o refrigerante que flui para fora de um tro- cador de calor secundário na carcaça de um VCS, após resfriar efeti- vamente o motor ou a bomba, é injetado de volta na câmara de com- pressão do compressor em um processo de superalimentação para manter o fluxo de massa de refrigerante através do evaporador e a ca- pacidade de resfriamento de um sistema de resfriamento e aumentar a capacidade de aquecimento de uma bomba de calor.

[00197] A porta de injeção de superalimentação deve ser apropria- damente dimensionada, formada e localizada para abrir a câmara de compressão depois de o processo de sucção ser completado e duran- te a parte apropriado do ciclo de compressão quando a pressão da câmara de compressão for baixa o suficiente para as pressões de inje- ção selecionada, e para ser fechada no espaço de compressão antes da porta de descarga se abrir; em que a injeção de superalimentação do dito refrigerante com entalpia muito menor do que o gás dentro do compressor criar um efeito de inter-resfriamento ou resfriamento brus- co para o processo de compressão, aumentando a eficiência isentrópi- ca, tudo sem reduzir ou de outro modo adversamente afetar o fluxo de massa de refrigerante através do evaporador e a capacidade de resfri- amento de um sistema de resfriamento enquanto a capacidade de aquecimento é aumentada devido ao aumento na taxa de fluxo do re- frigerante através do compressor e, portanto, do condensador.

[00198] Uma porção adicional do fluxo de refrigerante para fora do condensador pode ser desviada para um dispositivo de expansão le- vando a um trocador de calor secundário externo (ou vaporizador) pa- ra produzir uma pressão relativamente baixa e baixa temperatura, re- frigerante rico em líquido para ser vaporizado por retirar o calor e res- friar o fluxo principal de refrigerante para fora do condensador para adicionar sub-resfriamento para a corrente principal do refrigerante que flui para o evaporador e, assim, aumentar a capacidade de resfri- amento do sistema. Depois disso, o refrigerante desviado, agora prin- cipalmente em vapor, é injetado de volta na câmara de compressão como parte do processo de superalimentação juntamente com os ou- tros fluxos de refrigerante desviados. Preferivelmente, o refrigerante injetado de volta na câmara de compressão durante a superalimenta- ção tem entalpia específica relativamente baixa em comparação com aquela do refrigerante dentro da câmara de compressão durante o processo de superalimentação, e o refrigerante pode ser apenas va- por, ou uma mistura de vapor e líquido que evaporaria rapidamente pelo calor de compressão dentro da câmara de compressão imediata- mente após a injeção de superalimentação, a fim de maximizar o efeito benéfico do resfriamento brusco, isto é, uma maior eficiência isentrópi- ca e potência do compressor relativamente baixa por unidade de refri- gerante sem causar o derramamento de líquido ou a diluição do lubrifi- cante pelo excesso de líquido.

[00199] A superalimentação pode ser realizada através de uma úni- ca porta em uma localização e tempo apropriados para um objetivo geral, tal como a menor temperatura de operação do motor e a longe- vidade do moto, o maior COP de um VCS, ou a maior SEER de um VCS, etc.

[00200] Alternativamente, a superalimentação pode ser feita através de portas múltiplas separadas e de vários pontos no tempo no proces- so de compressão: por exemplo, uma logo após a porta de entrada ser fechada para o espaço de compressão na pressão de injeção e tempe- ratura mais baixas possíveis para atingir a temperatura de operação mais baixa do motor, e a outra para resfriar bruscamente o processo de compressão usando spray de líquido em um local e tempo apropri- ados para uma melhor eficiência isentrópica, enquanto o gás compri- mido dentro do espaço de compressão está suficientemente quente durante o processo de superalimentação para vaporizar instantanea- mente as partículas de líquido para evitar o derramamento de líquido ou a diluição de óleo dentro da câmara de compressão.

[00201] É possível ter um cenário em que o resfriamento do motor pode ser feito em uma pressão e uma temperatura mais baixas do que o evaporador principal. Em tal caso, um compressor auxiliar relativa- mente pequeno pode ser usado para aumentar a pressão do fluido de resfriamento do trocador de calor secundário para uma pressão sufici- ente apropriadamente alta de modo que o processo de superalimenta- ção possa ser realizado sob estrições geométricas e outras do com- pressor, tal como o tamanho da porta da válvula de superalimentação disponível, a pressão de bombeamento no espaço de compressão, a queda de pressão através da porta e o consumo de energia pelo com- pressor auxiliar para atingir o melhor desempenho de todo o sistema VCS para uma finalidade específica

[00202] O tempo e a duração da abertura e do fechamento da porta ou válvula de superalimentação podem ser acionados mecanicamente pelo movimento mecânico dos componentes do compressor, tal como o rolo, a palheta, ou por atuador piezoelétrico, solenoide ou outro meio eletrônico baseado na informação do ângulo da manivela alimentada pelo drive BLDC e/ou um transdutor de pressão.

[00203] Preferivelmente, uma válvula ou porta de superalimentação deve ser projetada para ter um volume de folga próximo a zero, a fim de minimizar as perdas termodinâmicas devido à reexpansão repenti-

na no início do processo de sucção do gás de alta pressão remanes- cente aprisionado no volume de depuração extra no final do processo de descarga.

[00204] O refrigerante que sai de um trocador de calor secundário na carcaça, após o resfriamento do motor ou da bomba, pode ser inje- tado de volta no evaporador principal ou na linha de sucção do com- pressor.

[00205] A pressão de um trocador de calor secundário na carcaça é definida por uma válvula de expansão térmica ou por outro dispositivo semelhante para uma aplicação pretendida ou ativamente modulada ao longo do curso de operação para maximizar o desempenho geral do VCS à medida que as condições operacionais mudam ao longo do tempo.

[00206] Em um compressor rotativo do tipo pistão/palheta de rolo, a porta de injeção de superalimentação pode estar localizada na parede do cilindro, na palheta ou nas placas de extremidade do cilindro, tais como flanges superior e inferior ou placa intermediária, no caso de uma versão de duplo cilindro.

[00207] Em um compressor rotativo tipo scroll, a(s) porta(s) de inje- ção de superalimentação pode(m) ser localizada(s) em uma placa de extremidade de cilindro de tal maneira que a superalimentação ocorra durante o tempo e o local apropriados durante o processo de com- pressão, e acomodar as condições de pressão e de temperatura den- tro da câmara de compressão para serem propícias a um processo de superalimentação específico, ao passo que os processos de superali- mentação possam ocorrer todos ao mesmo tempo e usando a mesma porta de superalimentação ou em tempos diferentes e em diferentes localizações de porta de alimentação.

[00208] Em um compressor do tipo parafuso, a porta de injeção de superalimentação pode estar localizada na parede do cilindro no local apropriado ao longo do eixo do compressor de parafuso, de modo que a superalimentação ocorra durante o tempo apropriado no processo de compressão, e acomodar as condições de pressão e de temperatura dentro da câmara de compressão para serem propícias para processo de superalimentação, ao passo que os três processos de superalimen- tação em potencial possam ocorrer todos ao mesmo tempo e usando a mesma porta de superalimentação ou em momentos diferentes e em diferentes localizações de porta de superalimentação.

[00209] Em um compressor do tipo de turbina, a porta de injeção de superalimentação pode estar localizada na parede do cilindro ou nas placas de extremidade de tal forma que a superalimentação ocorra du- rante o tempo apropriado no processo de compressão, e acomodar as condições de pressão e temperatura dentro da câmara de compressão para serem propícias ao processo de superalimentação, ao passo que os três processos de superalimentação em potencial possam ocorrer todos ao mesmo tempo e usando a mesma porta de superalimentação ou em momentos diferentes e em diferentes localizações de porta de superalimentação.

[00210] Em um compressor do tipo motor linear ou de duplo rotor, de placa oscilante alternativo, a porta de injeção de superalimentação pode estar localizada na parede do cilindro ou na placa de extremida- de de tal forma que a superalimentação ocorra durante o tempo apro- priado no processo de compressão, e acomodar as condições de pressão e de temperatura dentro da câmara de compressão para ser em propícias ao processo de superalimentação, ao passo que os três processos de superalimentação em potencial possam ocorrer todos ao mesmo tempo e usando a mesma porta de superalimentação ou em momentos diferentes e em diferentes localizações de porta de supera- limentação para os três processos de superalimentação em potencial.

[00211] Em todos os casos dos compressores acima mencionados,

a carcaça de contenção pode ser uma carcaça de contenção separada para o motor ou o corpo da bomba no caso de uma configuração de eixo aberto; compartimentos separados para o motor e a bomba den- tro de uma carcaça contígua comum delineada por um membro de se- paração de pressão em uma configuração hermética ou semi- hermética; ou uma única carcaça contendo o motor e o corpo da bom- ba do compressor em uma configuração hermética ou semi-hermética.

[00212] Conforme descrito aqui em detalhes, em compressores do tipo pistão/palheta de rolo, o compressor scroll e outros compressores rotativos, o corpo da bomba, o estator em uma configuração de rotor interno (ou rotor em uma configuração de rotor externo) do motor, e a carcaça podem ser conectados entre si, seja direta ou indiretamente, usando um membro estrutural intermediário, ou sem ser fisicamente conectados entre si usando um mecanismo de acionamento magnético entre o estator em uma configuração de rotor interno (ou rotor em uma configuração de rotor externo) do motor e o rotor em uma configuração de rotor interno (ou estator em uma configuração de rotor externo) do motor estruturalmente conectado ao corpo da bomba através do eixo do motor. Exemplo - projeto de um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo habilitado para superalimentação ("compressor rotativo de série S").

[00213] Um compressor scroll se presta muito facilmente à injeção de superalimentação devido, em grande parte, ao fato de que scrolls intercalados formam volumes aprisionados distintos que giram e ficam menores à medida que o volume se aproxima do centro do eixo culmi- nando com o processo de descarga. Portanto, pode-se selecionar e escolher a localização da porta de injeção de superalimentação na placa do cilindro para se adequar ao objetivo da superalimentação. Por exemplo, se a injeção aceitar o refrigerante de baixa temperatura e de baixa pressão do trocador de calor secundário para o motor no com-

pressor, deve-se escolher a bolsa de formação mais precoce pelos lóbulos do compressor scroll logo após o final do processo de sucção para localizar a porta de injeção de superalimentação. Com compres- sores scroll, pode-se escolher prontamente o local e o tempo da inje- ção de superalimentação com relativa facilidade. É por isso que uma injeção de vapor refrigerante de alta pressão desviado da saída do condensador é injetada na câmara do compressor scroll, a fim de au- mentar a capacidade de aquecimento de bombas de calor comercial- mente disponíveis usando um compressor scroll.

[00214] O compressor rotativo mais utilizado é um compressor de pistão rotativo que tem excelente desempenho térmico como scroll, mas é muito mais fácil de ser fabricado e com um custo menor de pro- dução em comparação com o compressor scroll. Infelizmente, o com- pressor de pistão rotativo está entre os mais difíceis de implementar o recurso de superalimentação interno devido às restrições geométricas de ter apenas um rolo e um espaço de compressão que gira e fica menor à medida que o rolo se move dentro do cilindro, culminando com o processo de descarga. Esta limitação impõe restrições severas sobre a localização e o tempo para injeção de superalimentação. Por exemplo, para injetar refrigerante descarregado do trocador de calor secundário para o motor na menor pressão e temperatura possíveis no espaço de compressão: a injeção deve ser feita em uma duração mui- to curta logo após a porta de sucção ser fechada para o espaço de compressão, especialmente para atingir a temperatura de operação do motor mais baixa possível. Em primeiro lugar, o tempo preciso e a ne- cessidade de curta duração logo após a sucção significam que a dis- tância potencial de deslocamento do atuador da válvula é extrema- mente pequena, o que significa que a porta de injeção/área da válvula tende a ser pequena e a duração do ângulo da manivela também é muito pequena. No entanto, o design da válvula de injeção de supera-

limentação precisa prover uma área de porta grande o suficiente para minimizar a queda de pressão durante a injeção, e a válvula deve abrir e fechar precisamente em sincronia com o movimento do rolo dentro do cilindro, sem intervalo de tempo e com sincronismo preciso para a duração da abertura da válvula. Além disso, para ser aceitável para uma ampla variedade de aplicações, o custo de implementação do re- curso de injeção de superalimentação deve ser mínimo. É preciso su- perar esses obstáculos e restrições geométricas impostas pelo com- pressor rotativo de pistão rotativo e chegar a uma solução que seja competitiva em termos de custo.

[00215] A Figura 32 mostra um exemplo mais simples de uma porta de superalimentação incorporada em um compressor de pistão rotati- vo. As posições do ângulo da manivela mostradas como "a" a "f 'são para cada etapa do processo de superalimentação como um auxílio para melhor compreensão pelo leitor em um design de compressor específico usando uma otimização de desempenho particular e, por- tanto, pode mudar para diferentes compressores ou condições opera- cionais de design. A posição “a” indica o compressor rotativo no ângu- lo de manivela 0, em cujo ponto o processo de descarga terminou e o processo de sucção começa, e após a porta de sucção ser fechada pelo rolo, é iniciado o processo de compressão. A posição "b" em um ângulo de manivela de 80 graus é onde a câmara de compressão pas- sa pelo processo de compressão inicial para atingir o ponto de estado A1 na Figura 29, em cujo ponto a porta de injeção de superalimenta- ção, até este ponto, ficou obstruída pelo rolo, começa a ser exposta à câmara de compressão à medida que o rolo se afasta da fenda da pa- lheta e a palheta se move para fora da fenda da palheta para manter contato com o rolo, embora ainda não se possa ver a porta de injeção de superalimentação na Figura 32. A posição “c” em um ângulo de manivela de 120 graus e “d” quando a porta de injeção ainda estiver totalmente aberta para o processo de superalimentação. O pequeno orifício circular branco na ponta esquerda da palheta mostrada nas po- sições "c" e "d" é a porta de injeção de superalimentação 84. A posi- ção "e" em um ângulo de manivela de 218 graus é onde a porta de in- jeção começa a diminuir de área pelo movimento do rolo em direção à fenda da palheta e à porta de injeção, e a palheta começa a recuar na fenda da palheta, mantendo o contato com o rolo. A posição "f " no ângulo de manivela de 255 graus é quando a porta de injeção está completamente fechada, a superalimentação é completada, corres- pondendo ao ponto de estado G nas Figuras 29 e 31. O processo de compressão subsequente corresponde ao processo de compressão G- B2 que envolve a massa total (M + m1 + m2 + m3, se todas as três correntes de superalimentação, conforme mostrado nas Figuras 29, 30 e 31, forem ativadas) dentro da câmara de compressão, diminuindo rapidamente de volume levando ao processo de descarga. Nota-se que, no design atual, a porta de superalimentação é dimensionada e posicionada apropriadamente para que o processo de superalimenta- ção não comece até que o processo de sucção seja concluído, e se feche antes do início do processo de descarga.

[00216] O design da porta de injeção mostrado na Figura 32 é um design de porta de injeção único otimizado para um compressor rotati- vo de pistão rotativo (que é um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo e, portanto, um design semelhante pode ser facilmente trans- ferível para outros compressores de pistão/palheta de rolo, tal como um compressor oscilante e um compressor de palhetas concêntricas), para condições operacionais e de refrigerante específicas usando o movimento mecânico do rolo para controlar o tempo e a duração de injeção, a fim de atingir um objetivo de desempenho específico, sendo, portanto, sua utilidade um tanto limitada.

[00217] O tempo e a duração de injeção da injeção de superalimen-

tação podem ser melhor controlados por ter válvulas de injeção que podem ser controladas para fins específicos para benefícios máximos. A válvula pode ser acionada e cronometrada pelo movimento dos componentes dentro da bomba, tal como a palheta, o rolo ou o eixo de manivela. A válvula também pode ser acionada eletronicamente ou de forma piezoelétrica em conjunção com um microprocessador de res- posta rápida de acordo com a informação de ângulo de manivela ali- mentada pelo controlador BLDC e/ou informação de pressão de com- pressão instantânea. Com o controle de válvula ativo da injeção de superalimentação, a localização e o tamanho da porta podem se tornar bastante flexíveis e serão otimizados de acordo com o papel/objetivo específico da injeção de superalimentação, tal como o resfriamento do motor na temperatura de evaporação mais baixa, resfriamento brusco do processo de compressão para uma maior eficiência isentrópica do compressor, etc. O número ideal, o dimensionamento, o tempo, a du- ração, o método de controle de medição de fluxo para a injeção, e a localização(ções) da(s) porta(s) de injeção de superalimentação no espaço de compressão devem ser determinados com base no seguin- tes considerações: facilidade de acesso à câmara de compressão, vantagens potenciais de múltiplas portas de injeção e diferentes pres- sões de evaporação para cada dos trocadores de calor (trocador de calor secundário na carcaça para o motor, trocador de calor secundá- rio na carcaça para a bomba e vaporizador externo para sub- resfriamento extra) contra a complexidade e o custo de implementação do sistema.

[00218] A concretização mostrada na Figura 33 é um exemplo de válvula de injeção de superalimentação. Esta válvula de superalimen- tação é acionada pelo movimento do rolo à medida que ele rola ao re- dor da superfície do diâmetro interno do orifício do cilindro. Ela consis- te em uma válvula 85 (posição ligeiramente aberta, conforme mostrado na Figura 33a, enquanto que, na Figura 33b, ela é completamente fe- chada por retração na parede do cilindro para formar parte do furo do cilindro), amortecida e pré-carregada pela mola 86 com a haste 87, forçada a entrar em contato com a extremidade da válvula 88 de um balancim 89, que é pivotado no pivô do balancim 90, e o lado do atua- dor do braço oscilante 91 é forçado pela pré-carregamento para estar em contato constante com a cabeça 92 do atuador 93 (esta concreti- zação mostra um parafuso para uma distância diferente de protrusão no orifício do cilindro necessário para várias funções de superalimen- tação) e a extremidade de orifício 94 do atuador 93. A seção transver- sal da válvula, a haste e o atuador podem ser retangulares ou circula- res ou de outras formas apropriadas, conforme necessário.

Quando a seção transversal for retangular, será fácil “cronometrar” a orientação da válvula e do atuador para garantir uma superfície de orifício lisa quando a válvula for fechada e estiver em interface com o rolo à medi- da que ele se move.

Quaisquer microrranhuras formadas entre a ca- beça da válvula e o assento da válvula na parede do cilindro prova- velmente serão cobertas com óleo para minimizar ou prevenir vaza- mentos indesejáveis à medida que o rolo passa sobre a válvula e o atuador.

Quando o rolo rolar em direção à extremidade do furo 94 do atuador 93, o atuador 93 será empurrado para dentro para retrair com- pletamente para fora do furo e da extremidade da válvula 88 do balan- cim 89, transladando e amplificando o movimento do atuador 93 e a haste da válvula 87 empurra e abre a válvula de superalimentação no cilindro para injetar refrigerante.

Nota-se que a relação de alavanca entre a distância de deslocamento do atuador 93 e a distância de des- locamento da válvula 85 pode ser projetada para prover movimento de válvula suficiente e área de porta de injeção para minimizar a queda de pressão do refrigerante que passa através da válvula.

À medida que o rolo passa sobre e se afasta e perde contato com a ponta do atuador da válvula, que tem a forma de uma ponta de uma palheta on- de toca o rolo na concretização atual, mas pode ter formas diferentes, a ponta do atuador novamente se projeta de volta para a câmara de compressão como antes e fecha a porta da válvula nivelada com a su- perfície curva do cilindro. A Figura 34a mostra vistas expandidas da válvula 85 em sua posição aberta e da extremidade de orifício do atu- ador 94 totalmente pressionada em sua fenda pelo rolo. A Figura 34b mostra vistas expandidas da válvula 85 na sua posição fechada para formar parte do furo e a extremidade do orifício do atuador 94 se proje- tando por completo no espaço de compressão.

[00219] Esta configuração específica da válvula de injeção de supe- ralimentação é projetada para ter o recurso de volume de folga zero que ajuda a manter a perda de reexpansão em um mínimo, indepen- dentemente de onde se possa razoavelmente colocar a porta de inje- ção. Um design semelhante de válvula de injeção de superalimentação pode ser desenvolvido com diferentes formatos de atuadores e válvu- las e percursos de fluxo, todos baseados no conceito de usar o movi- mento do rolo. Válvulas de injeção semelhantes também podem ser vinculadas ao movimento da palheta. Eles não serão discutidos aqui por questões de clareza e brevidade. Com ajustes no comprimento do atuador saindo da câmara de compressão, a válvula mostrada nas Fi- guras 33 e 34 pode ser colocada em praticamente qualquer ângulo de manivela entre o início da compressão e o início do processo de des- carga durante o processo de compressão para se ajustar a qualquer dos vários objetivo da superalimentação descrita nesta descrição. Este tipo de válvula transformaria um compressor rotativo de pistão/palheta de rolos tão ou até mais versátil do que um compressor scroll em ter- mos de capacidades de superalimentação com portas de superalimen- tação que poderiam ser colocadas em diferentes localizações no lado interno da abertura do cilindro em momentos ideais: um exemplo é pa-

ra extinção de compressão por injeção de líquido em direção à última parte do ciclo de compressão para vaporizar instantaneamente a né- voa de líquido após a injeção em gás comprimido suficientemente quente dentro da câmara de compressão na duração e no tempo de início precisamente ótimos. Tipos semelhantes de válvulas podem ser usados em outros compressores com a finalidade de superalimenta- ção para transformá-los em compressores de série S com mais flexibi- lidade do que simplesmente usar portas abertas. Para compressores rotativos do tipo pistão/palheta de rolo, conforme descrito, o movimen- to do atuador da válvula foi determinado pela mudança da distância radial entre o rolo e o cilindro. Em um compressor scroll e em com- pressores de parafuso, uma simples porta de injeção sem a válvula será suficiente para transformá-los em compressores de série S com a maior parte das funcionalidades. Se surgir a necessidade de instalar uma válvula semelhante em um compressor Scroll, a válvula poderá ser localizada na placa final do cilindro e aberta e fechada pelo movi- mento dos lóbulos da voluta à medida que eles se movem através do atuador. Em um compressor com movimento alternativo de um pistão dentro de um cilindro, uma válvula semelhante pode ser instalada na parede do cilindro e aberta e fechada pelo movimento do pistão. Em um compressor de parafuso, uma válvula semelhante poderia ser ins- talada em uma localização apropriada ao longo do alojamento cônico para abrir e fechar em localização e tempo necessários na pressão de injeção correta.

[00220] Nenhum dos componentes acima descritos, conforme des- crito na Figura 33, para a válvula/porta de superalimentação são itens de ato custo e a maioria dos componentes pode ser produzida por fundição de sinterização, e cavidades no bloco de cilindros para alojar a válvula, a mola, o balancim e o atuador também podem ser produzi- das como parte do processo de formação do bloco de cilindros, como fundição de sinterização. A face da válvula pode ser retificada com precisão com o resto do cilindro durante a operação de retificação do DI (diâmetro interno) do cilindro.

[00221] Por extensão, pode-se facilmente aplicar as mesmas modi- ficações ou modificações semelhantes para alcançar as mesmas fun- cionalidades em outros tipos de compressores em uso hoje, tais como compressores scroll, compressores alternativos, compressores linea- res, compressores do tipo turbina, compressores de parafuso, etc., contanto que esses compressores possam acomodar as portas de in- jeção de superalimentação necessárias para tirar vantagem dos troca- dores de calor secundários para resfriar o motor e a bomba do com- pressor de forma eficaz. A maioria dos compressores pode acomodar a superalimentação, uma vez que não há obstáculos óbvios para apli- car os mesmos princípios aqui ilustrados para compressores rotativos de pistão/palheta de rolos de série S: encerrar o motor e a bomba para atuar como trocadores de calor secundários é prontamente possível com cada um desses compressores, contanto que as portas de supe- ralimentação possam ser projetadas nesses compressores de maneira competitiva em termos de custos. As tarefas consistem principalmente em um design geométrico quanto à localização, à forma e à seleção de métodos de atuação da porta/válvula de superalimentação para ca- da tipo destes compressores. O método de atuação descrito como um exemplo é a atuação mecânica vinculada ao movimento do rolo, mas pode ser prontamente estendido a outras partes móveis, tais como a palheta, o pistão, o eixo de manivela, etc. Além disso, o design do atu- ador pode ser prontamente modificado para incluir ativação por meios eletrônicos, tais como atuadores piezoelétricos conectados a um dis- positivo piezoelétrico e seus deslocamentos minúsculos podem ser amplificados para satisfazer o requisito de deslocamento da válvula de injeção. Com seu tempo de resposta ultrarrápido, esse drive seria ca-

paz de cronometrar com precisão o processo de superalimentação pa- ra acomodar o processo de compressão de mudança rápida com a ajuda da informação do ângulo da manivela alimentada pelo drive BLDC e/ou transdutor de pressão rápido. Pode haver muitas maneiras diferentes de obter superalimentação e designs específicos não são o principal objetivo desta patente. Em vez disso, eles são considerados detalhes menores em comparação com o conceito principal de usar resfriamento evaporativo ou outro resfriamento altamente eficaz do motor e/ou da bomba em trocadores de calor secundários para resfriar efetivamente o motor ou a bomba. Pode-se obter mais benefícios in- corporando a injeção de superalimentação de refrigerantes que fluem para fora desses trocadores de calor secundários de volta para o es- paço de compressão.

[00222] A presente descrição apresentou numerosos aspectos rela- cionados ao suprimento de compressores que exibem aumentos de desempenho substanciais em comparação com o estado da arte atual dos compressores.

[00223] A Figura 5 mostrou o potencial de aumento de COP para um VCS, se o motor for resfriado por evaporação para atingir a tempe- ratura operacional de 19 graus C em vez de 150C. Ele projeta um au- mento potencial de 34,3% no COP, mas 12,3% do fluxo do condensa- dor que teria ido para o evaporador e a diminuição correspondente na capacidade de resfriamento afetará adversamente o COP. Para man- ter a capacidade de resfriamento no mesmo nível, é necessário au- mentar a velocidade de operação ou o deslocamento em 12,3%, qual- quer um dos quais aumentará imediatamente a potência necessária para o compressor pelo menos na mesma proporção, embora em uma eficiência do motor muito maior e, portanto, o aumento projetado de 34,3% no COP não se materializaria.

[00224] A fim de melhorar ainda mais o desempenho do novo com-

pressor e do VCS com base no compressor, outro componente, o cor- po da bomba, pode ser resfriado com o resfriamento do corpo ou com o resfriamento brusco interno da câmara de compressão para aumen- tar a eficiência isentrópica e, assim, reduzir a potência de compressão por unidade de massa de refrigerante processada pelo compressor. Para tal, preconiza-se um arrefecimento ativo do corpo da bomba, tan- to no interior como no exterior da câmara de compressão, preferivel- mente por evaporação de líquido adicional desviado/aspirado do con- densador. Em um exemplo, pode ser assumido que um aumento de 10% no fluxo do líquido do condensador é necessário para satisfazer o requisito de resfriamento da bomba, incluindo o resfriamento da super- fície e a injeção de líquido para resfriamento brusco durante a com- pressão para aumentar a eficiência isentrópica da compressão. Isso reduziria o fluxo de refrigerante vinculado ao evaporador proporcio- nalmente e para evitar a redução, seria possível aumentar o desloca- mento do compressor em 10% ou aumentar a velocidade de operação em 10%, qualquer um dos quais aumentaria a potência do compressor em pelo menos 10% e portanto, o aumento projetado no COP devido ao resfriamento do compressor não ocorreria. Em outras palavras, neste exemplo simplificado, a taxa de fluxo do evaporador/rendimento do compressor original M é 1,00, o fluxo de resfriamento do motor m1 é 0,123 e o fluxo de resfriamento da bomba do compressor m2 é 0,1, e a taxa de fluxo através do evaporador se tornará 1 - (0,123 +0,1) = 0,777 e a capacidade de resfriamento será de apenas 77,7% da capa- cidade de resfriamento original

[00225] Ao injetar novamente esses fluidos de resfriamento dos tro- cadores de calor secundários (m1 + m2) de volta no espaço de com- pressão por injeção de superalimentação, a taxa de bombeamento efetiva do compressor aumenta na mesma quantidade que a taxa de fluxo injetada usada para resfriar o motor e a bomba enquanto a taxa de fluxo M e a capacidade de resfriamento do evaporador permane- cem nos níveis originais.

Pode-se também imaginar a injeção de refri- gerante líquido que vaporizará imediatamente após ser injetado na câmara de compressão para maximizar o efeito de resfriamento inter- no para dobrar a curva de compressão para a esquerda, conforme mostrado na Figura 29, e aumentar ainda mais a eficiência isentrópica.

Em outras palavras, utilizando a superalimentação, pode-se potenci- almente atingir o referido aumento de 34% no COP nas condições de operação declaradas sem perder a capacidade de resfriamento do VCS ou induzir outras penalidades.

Neste novo sistema usando o compressor com os novos métodos de resfriamento para o motor e o compressor com o recurso adicional de superalimentação, pode ser possível reduzir a potência do eixo por unidade de massa do refrige- rante necessária para comprimir o refrigerante total por ciclo (M m1 m2 = 1,223) na medida em que a potência necessária do compressor, apesar do fluxo de massa adicionado, se aproximar da potência origi- nal do compressor ou mesmo diminuir.

Se a potência total do eixo do compressor necessária se tornar a mesma de antes, apesar do fluxo de massa adicionado para resfriar o motor e a bomba, pelo fato de a eficiência do motor ser muito maior (34,3% no cenário atual) devido ao fato de que a temperatura de operação do motor é muito menor a 19C em comparação com 150C, a entrada de energia elétrica no motor se- rá de apenas de 74,4% (1 / (1 0,343) = 0,744) da entrada de energia elétrica original, resultando em um aumento de 34,4% no COP para resfriamento, uma SEER muito maior para aquecimento e uma capa- cidade de aquecimento muito maior do que aqueles conseguidos com um VCS que usa compressores de última geração.

Os ganhos reais de desempenho na eficiência do motor, na eficiência isentrópica do com- pressor, no COP, na capacidade de aquecimento e na SEER do novo compressor de série S e VCS de série S associados dependerão da eficácia dos trocadores de calor secundários internos para o motor e a bomba, e da implementação efetiva do recurso de superalimentação na prática.

[00226] A presente descrição apresenta uma base firme para me- lhorar significativamente o desempenho do VCS para resfriamento e aquecimento. Uma ressalva ao projetar o novo VCS de série S usando os novos compressores da série S é que o design do trocador de calor do condensador e o ventilador terão que acomodar a maior saída de calor, aumentando a eficácia do trocador de calor, a área de superfície ou ventilador de maior potência, e o motor para o compressor terá que ser capaz de lidar com o torque aumentado para lidar com maior ren- dimento.

[00227] Para acelerar o desenvolvimento comercialmente viável de um compressor de série S com base no princípio de combinar méto- dos muito mais eficazes de resfriamento para o motor e a bomba com superalimentação, várias abordagens de design inovador e modifica- ções necessárias para os compressores rotativos do tipo rolo/palheta de última geração necessários para acomodar os novos designs foram concebidos e apresentados aqui. Eles vêm na forma de configuração de alta carcaça/baixa carcaça com sistema de lubrificação muito se- melhante ao do tipo pistão/palheta de rolo de alta carcaça de última geração com bombeamento passivo de óleo com base na alta pressão do reservatório; configuração de baixa carcaça com bombeamento de óleo ativo e configurações de pressão fixa e ajustável com muitas con- figurações geométricas inovadoras e requisitos distintos, tais como mecanismo de bombeamento de óleo embutido, cavidade de equilíbrio da força do eixo, recursos de equilíbrio da contrapressão da palheta, etc., para citar alguns. Além disso, uma configuração inovadora, práti- ca e versátil de válvula de superalimentação acionada pelo movimento do rolo foi introduzida como parte de um esforço concentrado para transformar um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo bem co- mo outros compressores VCS em compressores de série S comerci- almente viáveis.

[00228] Para recapitular, o uso de um novo compressor de série S e VCS da série S que incorpora o compressor da série S resultaria em benefícios significativos de ter uma temperatura de operação muito baixa do motor, levando a uma maior eficiência e longevidade do mo- tor e resfriando o corpo da bomba com aumento significativo na efici- ência isentrópica de compressão e desempenho do sistema em COP ou SEER e confiabilidade de série S VCS. Os compressores de pis- tão/palheta de rolo de Série S se tornariam comercialmente viáveis em uma variedade de condições operacionais e aplicações em todo o mundo, causando um impacto significativo na redução global de C02. Embora os presentes ensinamentos tenham sido descritos em conjun- ção com várias concretizações e exemplos, não se pretende que os presentes ensinamentos sejam limitados a tais concretizações ou exemplos. Pelo contrário, os presentes ensinamentos abrangem várias alternativas, modificações e equivalentes, conforme será apreciado por aqueles versados na técnica. Consequentemente, a descrição anterior e os desenhos se dão apenas a título de exemplo.

Claims

REIVINDICAÇÕES

1. Sistema de compressão de vapor, caracterizado pelo fato de compreender: um compressor que compreende: uma carcaça de contenção de pressão, um motor posicionado dentro da carcaça, e uma bomba posicionada dentro da carcaça e operativamen- te acoplada ao motor; um condensador acoplado a uma porta de descarga do compressor e configurado para condensar um refrigerante de uma fa- se gasosa para uma fase líquida, em que uma primeira porção do re- frigerante na fase líquida do condensador é desviada para o motor e/ou bomba para resfriar o motor e/ou bomba; um primeiro dispositivo de expansão configurado para re- ceber refrigerante condensado do condensador e expandir o refrige- rante para diminuir a pressão do refrigerante; e um evaporador configurado para receber o refrigerante do primeiro dispositivo de expansão e evaporar o refrigerante da fase lí- quida na fase gasosa, em que o refrigerante na fase gasosa é direcio- nado para uma porta de sucção do compressor.

2. Sistema de compressão de vapor, de acordo com a rei- vindicação 1, caracterizado pelo fato de ainda compreender um se- gundo dispositivo de expansão posicionado entre o condensador e o motor e/ou bomba, em que o segundo dispositivo de expansão cons- truído e disposto para expandir a primeira porção do refrigerante na fase líquida para reduzir a pressão da primeira porção do refrigerante antes que a primeira porção do refrigerante alcance o motor e/ou a bomba.

3. Sistema de compressão de vapor, de acordo com a rei- vindicação 1 ou 2, caracterizado pelo fato de a primeira porção do re-

frigerante ser direcionada para uma câmara de compressão do com- pressor depois de contatar o motor e/ou a bomba por meio de uma porta de injeção de superalimentação.

4. Sistema de compressão de vapor, de acordo com a rei- vindicação 3, caracterizado pelo fato de a porta de injeção de supera- limentação ser dimensionada, formada e posicionada para se abrir pa- ra a câmara de compressão após um processo de sucção do com- pressor ser concluído e durante uma porção de um ciclo de compres- são do compressor.

5. Sistema de compressão de vapor, de acordo com a rei- vindicação 4, caracterizado pelo fato de a porta de injeção de supera- limentação ser fechada para a câmara de compressão antes de uma porção do ciclo de compressão quando a porta de descarga do com- pressor se abrir.

6. Sistema de compressão de vapor, de acordo com qual- quer uma das reivindicações 3 a 5, caracterizado pelo fato de ainda compreender um vaporizador configurado para receber uma segunda porção de refrigerante desviada do condensador e resfriar a segunda porção do refrigerante, em que a segunda porção resfriada do refrige- rante é injetada na câmara de compressão.

7. Sistema de compressão de vapor, de acordo com qual- quer uma das reivindicações 3 a 6, caracterizado pelo fato de uma du- ração de injeção ser selecionada de modo que o refrigerante na fase líquida injetado na câmara de compressão evapore através do calor proveniente da compressão dentro da câmara de compressão.

8. Sistema de compressão de vapor, de acordo com a rei- vindicação 4 ou 5, caracterizado pelo fato de a porta de superalimen- tação ser uma de uma pluralidade de portas de superalimentação con- figuradas para injetar o refrigerante na câmara de compressão em di- ferentes porções do ciclo de compressão.

9. Sistema de compressão de vapor, de acordo com qual- quer uma das reivindicações 6 a 8, caracterizado pelo fato de a pres- são do vaporizador ser menor ou igual a uma pressão do evaporador.

10. Sistema de compressão de vapor, de acordo com a rei- vindicação 9, caracterizado pelo fato de ainda compreender um com- pressor auxiliar construído e disposto para aumentar a pressão do re- frigerante que flui para fora do vaporizador.

11. Sistema de compressão de vapor, de acordo com qual- quer uma das reivindicações 3 a 10, caracterizado pelo fato de um tempo e uma duração da abertura e do fechamento da porta de supe- ralimentação serem mecanicamente acionados por movimento mecâ- nico de um ou mais componentes do compressor, um atuador piezoe- létrico e/ou um atuador eletrônico.

12. Sistema de compressão de vapor, de acordo com a rei- vindicação 11, caracterizado pelo fato de um ou mais componentes do compressor incluírem um rolo, uma palheta, um eixo de manivela e/ou um pistão.

13. Sistema de compressão de vapor, de acordo com qual- quer uma das reivindicações 3 a 12, caracterizado pelo fato de o com- pressor ser um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo e a porta de injeção de superalimentação ser localizada em uma parede do ci- lindro, palheta ou placas de extremidade de cilindro do compressor.

14. Sistema de compressão de vapor, de acordo com qual- quer uma das reivindicações 3 a 12, caracterizado pelo fato de o com- pressor ser um compressor rotativo do tipo scroll e a porta de injeção de superalimentação ser localizada em uma placa de extremidade do cilindro do compressor.

15. Sistema de compressão de vapor, de acordo com qual- quer uma das reivindicações 3 a 12, caracterizado pelo fato de o com- pressor ser um compressor do tipo parafuso e a porta de injeção de superalimentação ser localizada em uma parede do cilindro do com- pressor.

16. Sistema de compressão de vapor, de acordo com qual- quer uma das reivindicações 3 a 12, caracterizado pelo fato de o com- pressor ser um compressor do tipo turbina e a porta de injeção de su- peralimentação ser localizada em uma parede do cilindro ou placas de extremidade do compressor.

17. Sistema de compressão de vapor, de acordo com qual- quer uma das reivindicações 3 a 12, caracterizado pelo fato de o com- pressor ser um de um compressor do tipo motor linear ou duplo rotor de placa oscilante alternativo e a porta de injeção de superalimentação ser localizada em uma parede do cilindro ou placa de extremidade do compressor.

18. Sistema de compressão de vapor, de acordo com a rei- vindicação 1 ou 2, caracterizado pelo fato de a primeira porção do re- frigerante ser injetada de volta no evaporador ou no compressor após o resfriamento do motor e/ou da bomba.

19. Sistema de compressão de vapor, de acordo com qual- quer uma das reivindicações 1 a 18, caracterizado pelo fato de o com- pressor ser um compressor de carcaça baixa.

20. Sistema de compressão de vapor, de acordo com qual- quer uma das reivindicações 1 a 18, caracterizado pelo fato de o com- pressor ser um compressor de carcaça alta/carcaça baixa.

21. Sistema de compressão de vapor, de acordo com qual- quer uma das reivindicações 1 a 20, caracterizado pelo fato de ainda compreender um meio para equilibrar as forças que atuam sobre as extremidades de um eixo do compressor, se as extremidades do eixo forem expostas a diferentes pressões da carcaça durante a operação do compressor.

22. Sistema de compressão de vapor, de acordo com qual-

quer uma das reivindicações 1 a 21, caracterizado pelo fato de ainda compreender um meio para manter uma contrapressão de uma palhe- ta em uma pressão de descarga quando a pressão de uma carcaça fora da bomba for inferior à pressão de descarga.

23. Sistema de compressão de vapor, de acordo com qual- quer uma das reivindicações 1 a 22, caracterizado pelo fato de ainda compreender um reservatório de lubrificante dentro do compressor, em que o reservatório de lubrificante é mantido em uma pressão de reser- vatório de lubrificante acima de uma pressão crítica do reservatório e abaixo de uma pressão de descarga.

24. Sistema de compressão de vapor, de acordo com a rei- vindicação 23, caracterizado pelo fato de ainda compreender um meio para manter uma pressão da carcaça dentro da carcaça a ser fixada em uma pressão de sucção, uma pressão entre a pressão de sucção e a pressão crítica do reservatório, uma pressão intermediária entre a pressão crítica do reservatório e a pressão de descarga, ou a pressão de descarga.

25. Sistema de compressão de vapor, de acordo com a rei- vindicação 24, caracterizado pelo fato de os meios para manter a pressão dentro da carcaça serem configurados para modular a pres- são entre a pressão de sucção e a pressão de descarga, entre a pres- são de sucção e a pressão crítica do reservatório, ou entre a pressão crítica do reservatório e a pressão de descarga.

26. Sistema de compressão de vapor, de acordo com a rei- vindicação 23, caracterizado pelo fato de a bomba do compressor compreender um silencioso de descarga vedado construído e disposto para impedir substancialmente a mistura do gás de descarga da bom- ba com gás dentro da carcaça do compressor.

27. Compressor, caracterizado pelo fato de compreender: uma carcaça de contenção de pressão,

um motor posicionado dentro da carcaça, e uma bomba posicionada dentro da carcaça e operativamen- te acoplada ao motor; e um tubo de entrada acoplado à carcaça de contenção de pressão configurado para ser acoplado a um condensador de um sis- tema de compressão de vapor, em que o tubo de entrada é configura- do para receber um refrigerante em fase líquida do condensador e desviar pelo menos uma porção do refrigerante em fase líquido para o motor e/ou bomba para resfriar o motor e/ou bomba.

28. Compressor, de acordo com a reivindicação 27, carac- terizado pelo fato de compreender uma câmara de compressão, em que uma primeira porção do refrigerante em fase líquida é direcionado para a compressão depois de contatar o motor e/ou bomba por meio de uma porta de injeção de superalimentação.

29. Compressor, de acordo com a reivindicação 28, carac- terizado pelo fato de a porta de injeção de superalimentação ser di- mensionada, formada e posicionada para se abrir para a câmara de compressão após um processo de sucção do compressor ser concluí- do e durante uma porção de um ciclo de compressão do compressor.

30. Compressor, de acordo com a reivindicação 29, carac- terizado pelo fato de ainda compreender uma porta de descarga, em que a porta de injeção de superalimentação é fechada para a câmara de compressão antes de uma porção do ciclo de compressão quando a porta de descarga se abrir.

31. Compressor, de acordo com a reivindicação 29, carac- terizado pelo fato de ainda compreender uma porta de descarga, em que o refrigerante em fase líquida injetado na câmara de compressão evapora por meio do calor de compressão dentro da câmara de com- pressão.

32. Compressor, de acordo com a reivindicação 29, carac-

terizado pelo fato de ser um compressor rotativo de pistão/palheta de rolo e a porta de injeção de superalimentação ser localizada em uma parede do cilindro, palheta ou placas de extremidade do cilindro.

33. Compressor, de acordo com a reivindicação 29, carac- terizado pelo fato de ser um compressor rotativo do tipo scroll e a porta de injeção de superalimentação ser localizada em uma placa de ex- tremidade do cilindro.

34. Compressor, de acordo com a reivindicação 29, carac- terizado pelo fato de ser um compressor do tipo parafuso e a porta de injeção de superalimentação ser localizada em uma parede do cilindro.

35. Compressor, de acordo com a reivindicação 29, carac- terizado pelo fato de ser um compressor do tipo turbina e a porta de injeção de superalimentação ser localizada em uma parede do cilindro ou placas de extremidade.

36. Compressor, de acordo com a reivindicação 27, carac- terizado pelo fato de ainda compreender um reservatório de lubrifican- te, em que o reservatório de lubrificante é mantido em uma pressão acima de uma pressão crítica do reservatório e abaixo de uma pressão de descarga.

37. Compressor, de acordo com a reivindicação 23, carac- terizado pelo fato de a bomba compreender um silencioso de descarga vedado construído e disposto para substancialmente impedir a mistura de gás de descarga da bomba com gás dentro da carcaça.