CN104126072B - 高压密封通气孔 - Google Patents

高压密封通气孔 Download PDF

Info

Publication number
CN104126072B
CN104126072B CN201280063846.9A CN201280063846A CN104126072B CN 104126072 B CN104126072 B CN 104126072B CN 201280063846 A CN201280063846 A CN 201280063846A CN 104126072 B CN104126072 B CN 104126072B
Authority
CN
China
Prior art keywords
cold
producing medium
sealing
compressor
discharge chambe
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Active
Application number
CN201280063846.9A
Other languages
English (en)
Other versions
CN104126072A (zh
Inventor
R·S·巴克斯图恩
J·H·约翰逊
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Trane International Inc
Original Assignee
Trane International Inc
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Trane International Inc filed Critical Trane International Inc
Publication of CN104126072A publication Critical patent/CN104126072A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN104126072B publication Critical patent/CN104126072B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C18/12—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C18/14—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C18/16—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with helical teeth, e.g. chevron-shaped, screw type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C27/00—Sealing arrangements in rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C27/008—Sealing arrangements in rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids for other than working fluid, i.e. the sealing arrangements are not between working chambers of the machine
    • F04C27/009—Shaft sealings specially adapted for pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/0021—Systems for the equilibration of forces acting on the pump
    • F04C29/0028—Internal leakage control
    • G—PHYSICS
    • G01—MEASURING; TESTING
    • G01F—MEASURING VOLUME, VOLUME FLOW, MASS FLOW OR LIQUID LEVEL; METERING BY VOLUME
    • G01F1/00—Measuring the volume flow or mass flow of fluid or fluent solid material wherein the fluid passes through a meter in a continuous flow
    • G01F1/05—Measuring the volume flow or mass flow of fluid or fluent solid material wherein the fluid passes through a meter in a continuous flow by using mechanical effects
    • G01F1/34—Measuring the volume flow or mass flow of fluid or fluent solid material wherein the fluid passes through a meter in a continuous flow by using mechanical effects by measuring pressure or differential pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/008—Hermetic pumps

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • General Physics & Mathematics (AREA)
  • Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)

Abstract

一种用于在制冷剂回路中压缩制冷剂的压缩机包括限定压缩室的壳体。螺杆转子安装在壳体内并被构造成在压缩室内形成高压制冷剂的囊室和低压制冷剂的囊室。螺杆转子具有围绕轴线旋转的转子轴。轴承腔包括可旋转地支撑转子轴的至少一个轴承。转子轴所延伸通过的隔离物使轴承腔与压缩室分离。接触式密封与转子轴密封地配合并且靠近隔离物设置在轴承腔中。通路具有开口，该开口在接触式密封和压缩室之间邻近转子轴并且与低压制冷剂的囊室流体连通。

Description

高压密封通气孔
技术领域
本发明涉及从邻近接触式轴密封的高压区域排放制冷剂到低压区域以减小跨越该密封的压差的系统和方法。
背景技术
螺杆式压缩机是根据为了增加制冷剂压力而减小体积的原理工作的正排量机器。压缩室内的两个相互啮合的螺旋螺杆相互作用以将入口处的低压制冷剂转换为排放口处的高压制冷剂。螺旋螺杆围绕由位于轴承壳体内的轴承支撑的转子轴旋转。由于压缩室的高压端和轴承壳体之间的压差，制冷剂能够从压缩室通过由每个转子轴的穿透形成的通路泄漏进入轴承壳体中。轴密封通常用来使这种泄漏最小化。
发明内容
当接触式轴密封用来阻止高压制冷剂沿着转子轴泄漏时，跨越接触式轴密封的压差增加了密封磨损和阻力，该阻力需要来自压缩机的额外的功率。
在用于在制冷剂回路中压缩制冷剂的压缩机的一个实施例中，压缩机包括限定压缩室的壳体。螺杆转子安装在壳体内并且被构造成在压缩室内形成高压制冷剂的囊室和低压制冷剂的囊室。螺杆转子具有围绕轴线旋转的转子轴。轴承腔包括可旋转地支撑转子轴的至少一个轴承。转子轴所延伸通过的隔离物使轴承腔与压缩室分离。接触式密封与转子轴密封地配合并且靠近隔离物设置在轴承腔中。通道具有开口，该开口在接触式密封和压缩室之间邻近转子轴并且与低压制冷剂的囊室流体连通。
在用于在制冷剂回路中压缩制冷剂的压缩机的另一个实施例中，压缩机包括限定压缩室的壳体。一对相互啮合的螺杆转子安装在壳体内并且被构造成形成多个囊室。每个囊室具有小于压缩机排放口处的压缩机排放压力的一系列可操作的制冷剂压力。该对相互啮合螺杆转子中的一个具有围绕轴线旋转的转子轴。轴承腔包括可旋转地支撑转子轴的至少一个轴承。转子轴所延伸通过的隔离物使轴承腔与压缩室分离，其中形成将压缩室流体地连接到轴承腔的制冷剂泄漏通路。接触式密封与转子轴密封地配合并且邻近泄漏通路设置在轴承腔中。通道具有开口，该开口在接触式密封和泄漏通路之间邻近转子轴并且与多个囊室中的至少一个流体连通。
在降低轴密封的磨损率的方法的一个实施例中，轴密封与螺杆转子的转子轴密封地配合，该螺杆转子围绕轴线旋转并且安装在转子壳体的压缩室内。轴密封紧靠隔离物设置在轴承腔中，该隔离物使轴承腔与压缩室分离并且转子轴延伸通过该隔离物。该方法包括操作螺杆转子以在压缩室内产生高压制冷剂的囊室和低压制冷剂的囊室。该方法还包括将一定体积的高压制冷剂从在轴密封和压缩室之间邻近转子轴的区域传送到低压制冷剂的囊室。
在确定通气孔的最佳位置以最大化压缩机的绝热效率的方法的一个实施例中，轴密封与安装在压缩室内的螺杆转子的转子轴密封地配合。轴密封紧靠隔离物设置在轴承腔中，该隔离物使轴承腔与压缩室分离并且转子轴延伸通过该隔离物。该方法包括将第一通气孔的开口定位在轴密封和压缩室之间邻近转子轴处。该方法还包括将第一通气孔的排放口定位成与低压制冷剂的第一可操作囊室流体连通。该方法还包括操作螺杆转子以形成高压制冷剂的囊室和低压制冷剂的第一囊室。该方法还包括测量消耗的功率和由压缩机在操作期间产生的制冷剂总流量。该方法还包括将第二通气孔的开口定位在轴密封和压缩室之间邻近转子轴处。该方法还包括将第二通气孔的排放口定位成与低压制冷剂的第二可操作囊室流体连通。该方法还包括操作螺杆转子以形成高压制冷剂的囊室和低压制冷剂的第二囊室。该方法还包括测量消耗的功率和由压缩机在操作期间产生的制冷剂总流量。
在确定通气孔的最佳内部尺寸以最大化压缩机的绝热效率的方法的一个实施例中，轴密封与安装在压缩室内的螺杆转子的转子轴密封地配合。轴密封紧靠隔离物设置在轴承腔中，该隔离物使轴承腔与压缩室分离并且转子轴延伸通过该隔离物。该方法包括将第一尺寸的通气孔定位在1)轴密封和压缩室之间邻近转子轴的区域与2)低压制冷剂的可操作囊室之间。该方法还包括操作螺杆转子以形成高压制冷剂的囊室和低压制冷剂的囊室。该方法还包括测量消耗的功率和由压缩机在操作期间产生的制冷剂总流量。该方法还包括将第二尺寸的通气孔定位在该区域和低压制冷剂的可操作囊室之间。该方法还包括操作螺杆转子以形成高压制冷剂的囊室和低压制冷剂的囊室。该方法还包括测量消耗的功率和由压缩机在操作期间产生的制冷剂总流量。
通过考虑详细描述和附图，本发明的其它方面将变得显而易见。
附图说明
图1是具有邻近接触式轴密封的内部通气孔的螺杆式压缩机的剖视图。
图2是具有布置在轴承壳体的相对侧上的图1的内部通气孔的螺杆式压缩机的轴承区域的局部剖视图。
图3是具有邻近接触式轴密封的替代的内部通气孔的螺杆式压缩机的剖视图。
图4是具有邻近接触式轴密封的替代的内部通气孔的螺杆式压缩机的剖视图。
图5是具有邻近接触式轴密封的外部通气孔的螺杆式压缩机的剖视图。
图6是图1-5的螺杆式压缩机的螺旋螺杆的透视图。
图7是图6的螺旋螺杆的前视图。
具体实施方式
在详细解释本发明的任何实施例之前，应当理解，本发明的应用并不限于下列描述中提出或下列附图中示出的部件的具体构造和布置方式。本发明能够具有其它实施例，并且能够以多种方式实践或实施。另外，应当理解，本文所用短语和术语是用于说明的目的，而不应看作是进行限制。本文对“包括”、“包含”或“具有”及其变型的使用旨在涵盖其后所列的项目及其等同物以及附加的项目。
图1示出用于在制冷剂回路中压缩制冷剂的螺杆式压缩机10。转子壳体100包括限定具有轴向长度“A”的压缩室104的内表面102。另外参见图6，压缩室104包含呈阳螺旋螺杆108和阴螺旋螺杆112形式的一对相互啮合的螺杆。阳螺杆108固定在转子轴116周围，联接到电动马达120(在图1的横截面平面“后面”以虚线示出)，并且包括多个凸齿间空间121。阴螺杆112固定在围绕轴线“B”旋转的转子轴118周围，由阳螺杆108驱动，并且包括多个凹槽空间123。出于以下描述的目的，将主要参考转子轴118和阴螺旋螺杆112，但是应当理解，本发明的范围同样适用于转子轴116和阳螺旋螺杆108，即，相对于阳螺旋螺杆108的凸齿间空间121而言。
参见图1、6和7，囊室124(如图所示，124a、124b、124c、124d)通过螺杆108、112的相互作用的几何形状从吸入口(未示出)到排放出口(未示出)形成在阴螺杆112的凹槽空间123内。如所限定的任何囊室与螺杆112的物理凹槽空间123仅暂时地共延，即，特定囊室124不随着螺杆112旋转360°。例如，参见图7，在六分之一周期处，在凹槽空间123c旋转至目前由凹槽空间123a占用的位置时，物理凹槽空间123a(与在图示中标示为124b的囊室相关联)自身将旋转至目前由凹槽空间123b占用的位置。但是囊室124b将保持处于如图所示的位置并表示操作上一致的制冷剂压力范围，该压力范围约束为小于一个周期中的总压力变化的大约六分之一的压力变化。因此，每个囊室124表示具有关于给定压缩周期的有限范围的制冷剂压力和体积的空间。因此，在压缩周期期间，多个囊室124由变化的压力形成，使得囊室124a中的制冷剂压力比囊室124b中的小，囊室124b中的制冷剂压力比囊室124c中的小，等等，如本领域中的技术人员所理解的。因此，囊室124d将被认为是相对高压的囊室，而囊室124a将被认为是相对低压的囊室。如同样将为本领域的技术人员所熟悉的，比所示出的更少或更多的凹槽空间123(和囊室124)可存在于螺杆108、112之间。
参见图1和2，转子轴118在压缩室104和轴承腔138之间穿入并延伸通过隔离物134。多个轴承140定位在轴承腔138内，轴承腔138由具有外表面150的轴承壳体148限定。轴承140可包括各种推力轴承和轴向承载轴承的组合，其被设计成经受螺杆式压缩机操作固有的不平衡的轴向推力和径向负载。隔离物134可以是轴承壳体148的一部分或转子壳体100的一部分，这取决于特定压缩机10的构型。该穿入形成从压缩室104到轴承腔138的泄漏通路160。每个囊室124凭借螺旋螺杆的几何形状与泄漏通路160流体连通。
轴密封170设置在轴承140和泄漏通路160之间，紧邻泄漏通路160且紧靠隔离物134处。虽然各种类型的轴密封(例如，非接触式迷宫密封)可用于该目的，但是在图中示出了压力致动的、接触式唇形密封170，其包括与转子轴118直接接触的密封面174。如图2中更清楚地所示，高密封侧压力区域180可操作地形成为与泄漏通路160流体连通。低密封侧压力区域184可操作地形成为与轴承腔138流体连通。
再次参见图1和图2，与通道或通气孔200流体连通的高密封侧压力区域180包括具有开口208的径向部分204。开口208邻近转子轴118在高密封侧压力区域180处定位在密封170和压缩室104之间、并且更特别地在密封170和泄漏通路160之间。具体地，开口208与泄漏通路160直接流体接触而不需要插入设置在两者间的轴密封或部件。径向部分204延伸至轴承壳体148的外表面150并且终止于塞216，塞216相对于外部环境密封通气孔200并防止制冷剂与大气环境接触。通气孔200的轴向部分220延伸通过隔离物134并且在基本上平行于轴向方向“B”的方向上排放到预定囊室124中。轴向部分220可与囊室124a-124d中的任一个连通(参见图6和7)。
因此，通气孔200可围绕穿入的转子轴118定位在任何周向位置处以进入囊室124中的任何一个，如图6和7中所示。例如，在轴承壳体148的底部处的图2的轴向部分220与囊室124b连通，而图1的通气孔200定位成与囊室124d连通。
图3表示图1和图2的通气孔的替代的内部构形。如图所示，通气孔240直接地从高压区域180到如先前所标示的预定囊室124(例如，124a、124b、124c、124d)成角度。在图示实施例中，角度α从轴向方向“B”起为大约49°，但取决于螺杆式压缩机的几何形状并且可在从约10°到约70°的范围内变化。如此前所解释的，通气孔200可围绕转子轴118放置在任何周向位置处以将高侧压力区域180连结到所需囊室124a、124b、124c或124d。
参见图4和图6，在一定程度上类似于图1实施例的通气孔260示出具有轴向部分264，轴向部分264不直接通过隔离物134进入室104，而是通过转子壳体100的一部分。排放段268在吸入口和排放出口之间在预定囊室124(例如，囊室124b)处延伸到压缩室104中。塞270如先前所述地密封通气孔260。通气孔260可根据需要周向地定位以便与所示的囊室124a、124b等中的任一个流体地连通。
参见图5和6，通气孔280包括延伸至轴承壳体148的外表面150的径向部分284。转子壳体100外部的外部部分288轴向地跨越壳体100的一部分。排放段292延伸返回到转子壳体100中并且在预定囊室124(例如，囊室124b)处在吸入口和排放出口之间进入到压缩室104中。可移除的连接器296将外部部分288联接到相应的径向部分284和排放段292。通气孔280可在外表面150上径向延伸至任何周向点以便与优选的囊室124连通。
通过在轴承壳体148的一部分内或转子壳体100的一部分内钻出或以其它方式加工出多个孔而形成通气孔200、240、260、280。
在设计操作条件下，电动马达120驱动转子轴116和因此驱动阳螺杆108，阳螺杆108又驱动阴螺杆112。轴承140在功能上支撑旋转螺钉112的重量和由其产生的操作力。轴承腔138内的压力可优选地排放(未示出)到压缩机吸入口或囊室124，其中压力接近吸入口的压力以降低高压水平对轴承的不利影响。
制冷剂进入吸入口并通过凹槽空间123在螺旋螺杆旋转期间的体积减少而被压缩。从凹槽空间123处于最大体积时的相对低的吸入压力起，每个凹槽空间中的压力随着体积减小而增加，直到制冷剂在排放出口处以高压排放，如本领域的技术人员所通常已知的。该动作沿着螺钉112(参见图1)的轴向长度“A”形成从吸入口到排放出口增加的压力梯度。在图1、6和7中，例如，囊室124b内的操作压力大于囊室124a内的压力。
来自排放出口或在排放出口附近的更高的压力制冷剂流动通过上述的泄漏通路160进入高密封侧压力区域180。通过来自压缩机排放出口的高压制冷剂的净泄漏结合剩余的囊室124来确定区域180中的压力。
由薄油膜辅助的接触式唇形密封170阻止高压制冷剂从高密封侧压力区域180到低密封侧压力区域184的传送。在正常压缩周期期间，旋转轴118和静态接触式密封170之间的接触摩擦形成与轴旋转方向相反的阻力。该阻力作用在密封170上并导致加速的密封磨损。由于接触式密封170的构型，阻力和磨损率随着跨越密封170的压差(即，高密封侧压力区域180和低密封侧压力区域184之间的压力差值)增加而增加。通气孔200、240、260、280将区域180内的高压制冷剂传送到低压囊室124，从而减小该压差。与压差下降同时，通气孔200、240、260、280中的再循环的制冷剂气体流量增加给定的制冷剂排放流量。
阻力的存在必须通过额外的压缩机功率来克服，并且减小该阻力导致压缩机功耗的下降。同时，更高的再循环制冷剂流量需要来自压缩机的更多的功率。因此，通气孔200、240、260、280中的任一个的操作在增加再循环的制冷剂气体流量时，同时减小密封阻力。更特别地，相比排放到高压囊室(例如，囊室124d)的通气孔200、240、260、280，排放到低压囊室124(例如，囊室124a)的通气孔200、240、260、280将导致克服密封阻力的功耗更低和重新压缩再循环的制冷剂气体的功耗更高。已确定，密封通气孔200、240、260、280的合适尺寸和排放布置导致总的压缩机绝热效率总体增加。换句话讲，通过使用通气孔200、240、260、280，利用合适的通气孔构型，通过减少密封阻力重新获得的压缩机功率大于重新压缩额外的再循环制冷剂气体流量所需的压缩机功率。已进行了操作性或实验室测试以确定通气孔200、240、260、280的最有效的构型。
通气孔200的尺寸可为此目的进行估计。参见作为关于特定压缩机10的示例的图2的实施例，第一尺寸的通气孔200(这意味着通气孔200具有诸如第一直径的特定内部尺寸)位于高密封侧压力区域180和低压制冷剂的预定的可操作囊室(例如，囊室124a)之间。螺杆式压缩机10被如前所述操作并且功耗和制冷剂总流量被测量和监测。具有特定内部尺寸(例如第二直径)的第二尺寸的通气孔200取代第一尺寸的通气孔200，并且沿着相同通路定位在区域180和囊室124a之间。压缩机10被操作并且功耗和制冷剂总流量被测量和监测。通气孔200的替代尺寸被类似地取代、测试并且结果被监测。
也可估计所需的囊室位置(即，通气孔所排放到的囊室124)。再次参见用于特定压缩机10的图2的实施例，第一通气孔200的开口208邻近转子轴118在高密封侧压力区域180处定位在密封170和压缩室104之间。第一通气孔200与低压制冷剂的第一可操作囊室(例如，囊室124a)流体连通地排放。螺杆式压缩机10如先前所述地操作并且功耗和制冷剂总流量被测量和监测。第二通气孔200然后取代第一通气孔200，其中第二通气孔200的开口同样地邻近转子轴118定位在密封170和压缩室104之间。第二通气孔200与低压制冷剂的第二可操作囊室(例如，囊室124b)流体连通地排放。压缩机10被操作并且功耗和制冷剂总流量被测量和监测。可类似地估计排放至其它囊室124的另外的通气孔200。
该测试的结果或具有两个参数(通气孔大小和排放位置)的另外的组合测试得以进行，以便确定最优构型，该最优构型在特定压缩机的操作期间需要最小量的压缩机功率。在图2的构型中，例如，通气孔200可具有从约0.05英寸到约0.75英寸的范围内变化的直径。
本发明的各种特征和优点在所附权利要求中阐述。

Claims (20)

1.一种用于在制冷剂回路中压缩制冷剂的压缩机，所述压缩机包括：
壳体，所述壳体限定压缩室；
螺杆转子，所述螺杆转子安装在所述壳体内并被构造成在所述压缩室内形成高压制冷剂的囊室和低压制冷剂的囊室，所述螺杆转子具有围绕轴线旋转的转子轴；
轴承腔，所述轴承腔包括可旋转地支撑所述转子轴的至少一个轴承；
隔离物，所述隔离物使所述轴承腔与所述压缩室分离，并且所述转子轴延伸通过所述隔离物；
制冷剂泄漏通路，所述制冷剂泄漏通路设置在所述高压制冷剂的囊室与所述至少一个轴承之间；
接触式密封，所述密封与所述转子轴密封地配合并且靠近所述隔离物设置在所述轴承腔中，所述接触式密封设置在所述至少一个轴承与所述制冷剂泄漏通路之间，所述接触式密封限定高密封侧压力区域和低密封侧压力区域，其中所述至少一个轴承设置在所述接触式密封具有低密封侧压力区域的一侧，而所述制冷剂泄漏通路设置在所述接触式密封具有高密封侧压力区域的另一侧；以及
通路，所述通路具有开口，所述开口在所述接触式密封和所述压缩室之间的所述转子轴处直接邻近所述压缩室并与所述制冷剂泄漏通路和所述低压制冷剂的囊室流体连通。
2.根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于，所述接触式密封为接触式唇形密封。
3.根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于，所述通路的一部分在所述壳体的外部。
4.根据权利要求3所述的压缩机，其特征在于，所述压缩室具有轴向长度，并且其中所述通路在沿着所述轴向长度的位置处排放到所述压缩室中。
5.根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于，所述通路在所述壳体的内部。
6.根据权利要求5所述的压缩机，其特征在于，所述通路在平行于所述轴线的方向上排放到所述低压制冷剂的囊室中。
7.根据权利要求5所述的压缩机，其特征在于，所述通路相对于所述轴线以一定角度排放到所述低压制冷剂的囊室中，其中所述角度从10°到70°的范围内变化。
8.根据权利要求7所述的压缩机，其特征在于，所述角度为49°。
9.根据权利要求5所述的压缩机，其特征在于，所述压缩室具有轴向长度，并且其中所述通路在沿着所述轴向长度的位置处排放到所述压缩室中。
10.一种用于在制冷剂回路中压缩制冷剂的压缩机，所述压缩机包括：
壳体，所述壳体限定压缩室；
一对相互啮合的螺杆转子，所述螺杆转子安装在所述壳体内并构造成形成多个囊室，每个囊室具有小于压缩机排放口处的压缩机排放压力的一系列可操作的制冷剂压力，所述一对相互啮合的螺杆转子中的一个具有围绕轴线旋转的转子轴；
轴承腔，所述轴承腔包括可旋转地支撑所述转子轴的至少一个轴承；
隔离物，所述隔离物将所述轴承腔与所述压缩室分离，并且所述转子轴延伸通过所述隔离物，其中形成将所述压缩室流体地连接到所述轴承腔的制冷剂泄漏通路；
接触式密封，所述密封与所述转子轴密封地配合并且邻近所述制冷剂泄漏通路设置在所述轴承腔中，所述制冷剂泄漏通路设置在所述至少一个轴承与所述多个囊室中的至少一个之间，
所述接触式密封设置在所述至少一个轴承与所述制冷剂泄漏通路之间，所述接触式密封限定高密封侧压力区域和低密封侧压力区域，其中所述至少一个轴承设置在所述接触式密封具有低密封侧压力区域的一侧，而所述制冷剂泄漏通路设置在所述接触式密封具有高密封侧压力区域的另一侧；以及
通道，所述通道具有开口，所述开口在所述接触式密封和所述制冷剂泄漏通路之间的所述转子轴处直接邻近所述制冷剂泄漏通路并且与所述制冷剂泄漏通路和所述多个囊室中的至少一个流体连通。
11.一种降低轴密封的磨损率的方法，所述轴密封与螺杆转子的转子轴密封地配合，所述螺杆转子围绕轴线旋转并安装在转子壳体的压缩室内，所述轴密封紧靠隔离物设置在轴承腔中，所述隔离物使所述轴承腔与所述压缩室分离，并且所述转子轴延伸通过所述隔离物，所述方法包括：
操作所述螺杆转子以在所述压缩室内产生高压制冷剂的囊室和低压制冷剂的囊室；以及
将一定体积的高压制冷剂从在所述轴密封和所述压缩室之间的所述转子轴处直接邻近所述压缩室的区域传送到所述低压制冷剂的囊室，
传送一定体积的高压制冷剂包括将制冷剂从制冷剂泄漏通路传送到所述低压制冷剂的囊室，其中所述制冷剂泄漏通路将所述压缩室流体地连接到所述轴承腔，并且设置在至少一个轴承与所述高压制冷剂的囊室之间，其中接触式密封与所述转子轴密封地配合并且靠近所述制冷剂泄漏通路设置在所述轴承腔中，
传送一定体积的高压制冷剂包括在所述接触式密封上方传送制冷剂，其中所述接触式密封设置在所述至少一个轴承与所述制冷剂泄漏通路之间，所述接触式密封限定高密封侧压力区域和低密封侧压力区域，其中所述至少一个轴承设置在所述接触式密封具有低密封侧压力区域的一侧，而所述制冷剂泄漏通路设置在所述接触式密封具有高密封侧压力区域的另一侧。
12.根据权利要求11所述的方法，其特征在于，所述压缩室具有轴向长度，并且其中传送一定体积的高压制冷剂包括在沿着所述轴向长度的位置处排放所述制冷剂。
13.根据权利要求11所述的方法，其特征在于，传送一定体积的高压制冷剂包括将所述制冷剂传送到所述壳体的外部。
14.根据权利要求13所述的方法，其特征在于，所述压缩室具有轴向长度，并且其中传送一定体积的高压制冷剂包括在沿着所述轴向长度的位置处排放所述制冷剂。
15.根据权利要求11所述的方法，其特征在于，传送一定体积的高压制冷剂包括在平行于所述轴线的方向上将所述制冷剂排放到所述低压制冷剂的囊室中。
16.根据权利要求11所述的方法，其特征在于，传送一定体积的高压制冷剂包括相对于所述轴线以一定角度将所述制冷剂排放到所述低压制冷剂的囊室中。
17.根据权利要求16所述的方法，其特征在于，所述角度从10°到70°的范围内变化。
18.根据权利要求17所述的方法，其特征在于，所述角度为49°。
19.一种确定通气孔的最优位置以最大化压缩机的绝热效率的方法，所述压缩机包括与安装在压缩室内的螺杆转子的转子轴密封地配合的轴密封，所述轴密封紧靠隔离物设置在轴承腔中，所述隔离物使所述轴承腔与所述压缩室分离，并且所述转子轴延伸通过所述隔离物，制冷剂泄漏通路形成为将所述压缩室流体地连接到所述轴承腔，所述轴密封与所述转子轴密封地配合并且靠近所述制冷剂泄漏通路设置在所述轴承腔中，所述制冷剂泄漏通路设置在至少一个轴承与所述压缩室的至少一个囊室之间，所述轴密封设置在所述至少一个轴承与所述制冷剂泄漏通路之间，所述轴密封限定高密封侧压力区域和低密封侧压力区域，其中所述至少一个轴承设置在所述轴密封具有低密封侧压力区域的一侧，而所述制冷剂泄漏通路设置在所述轴密封具有高密封侧压力区域的另一侧，所述方法包括：
将第一通气孔的开口定位在所述轴密封和所述压缩室之间邻近所述转子轴处；
将所述第一通气孔的排放口定位成与低压制冷剂的第一可操作囊室流体连通；
操作所述螺杆转子以形成高压制冷剂的囊室和低压制冷剂的所述第一囊室；
测量由所述压缩机在运行期间消耗的功率和由所述压缩机在运行期间产生的制冷剂总流量；
将第二通气孔的开口定位在所述轴密封和所述压缩室之间邻近所述转子轴处；
将所述第二通气孔的排放口定位成与低压制冷剂的第二可操作囊室流体连通；
操作所述螺杆转子以形成高压制冷剂的囊室和低压制冷剂的所述第二囊室；
测量由所述压缩机在运行期间消耗的随后的功率和由所述压缩机在运行期间产生的制冷剂总流量；以及
通过评估具有所述第一通气孔的压缩机运行结果和具有替代的所述第二通气孔的压缩机运行结果来确定用于所述压缩机的所述通气孔的位置。
20.一种确定通气孔的最优内部尺寸以最大化压缩机的绝热效率的方法，所述压缩机包括与安装在压缩室内的螺杆转子的转子轴密封地配合的轴密封，所述轴密封紧靠隔离物设置在轴承腔中，所述隔离物使所述轴承腔与所述压缩室分离，并且所述转子轴延伸通过所述隔离物，制冷剂泄漏通路形成为将所述压缩室流体地连接到所述轴承腔，所述轴密封与所述转子轴密封地配合并且靠近所述制冷剂泄漏通路设置在所述轴承腔中，所述制冷剂泄漏通路设置在至少一个轴承与所述压缩室的至少一个囊室之间，所述轴密封设置在所述至少一个轴承与所述制冷剂泄漏通路之间，所述轴密封限定高密封侧压力区域和低密封侧压力区域，其中所述至少一个轴承设置在所述轴密封具有低密封侧压力区域的一侧，而所述制冷剂泄漏通路设置在所述轴密封具有高密封侧压力区域的另一侧，所述方法包括：
将第一尺寸的通气孔定位在1)所述轴密封和所述压缩室之间邻近所述转子轴的区域与2)低压制冷剂的可操作囊室之间；
操作所述螺杆转子以形成高压制冷剂的囊室和所述低压制冷剂的囊室；
测量由所述压缩机在运行期间消耗的功率和由所述压缩机在运行期间产生的制冷剂总流量；
将第二尺寸的通气孔定位在所述区域和所述低压制冷剂的可操作囊室之间；
操作所述螺杆转子以形成高压制冷剂的囊室和所述低压制冷剂的囊室；
测量由所述压缩机在运行期间消耗的随后的功率和由所述压缩机在运行期间产生的制冷剂总流量；以及
通过评估具有所述第一尺寸的通气孔的压缩机运行结果和具有替代的所述第二尺寸的通气孔的压缩机运行结果来确定用于所述压缩机的所述通气孔的内部尺寸。
CN201280063846.9A 2011-11-02 2012-11-01 高压密封通气孔 Active CN104126072B (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US13/287,673 US9022760B2 (en) 2011-11-02 2011-11-02 High pressure seal vent
US13/287,673 2011-11-02
PCT/US2012/062930 WO2013067099A1 (en) 2011-11-02 2012-11-01 High pressure seal vent

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN104126072A CN104126072A (zh) 2014-10-29
CN104126072B true CN104126072B (zh) 2016-08-24

Family

ID=48172654

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201280063846.9A Active CN104126072B (zh) 2011-11-02 2012-11-01 高压密封通气孔

Country Status (4)

Country Link
US (1) US9022760B2 (zh)
EP (1) EP2776716B1 (zh)
CN (1) CN104126072B (zh)
WO (1) WO2013067099A1 (zh)

Families Citing this family (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US10941770B2 (en) 2010-07-20 2021-03-09 Trane International Inc. Variable capacity screw compressor and method
CN106232991B (zh) * 2014-06-02 2018-11-09 开利公司 螺旋式压缩机
DE102014011658A1 (de) * 2014-08-11 2016-02-11 Jung & Co. Gerätebau GmbH Schraubenspindelpumpe mit Dampfsperre
CA2967553C (en) 2014-11-11 2023-03-14 Trane International Inc. Refrigerant compositions and methods of use
US9556372B2 (en) 2014-11-26 2017-01-31 Trane International Inc. Refrigerant compositions
WO2018165455A1 (en) 2017-03-09 2018-09-13 Johnson Controls Technology Company Back to back bearing sealing systems
WO2020160999A1 (de) 2019-02-05 2020-08-13 Bitzer Kühlmaschinenbau Gmbh Maschine zum entspannen oder komprimieren von gasförmigen medien
DE102019108188A1 (de) * 2019-03-29 2020-10-01 Bitzer Kühlmaschinenbau Gmbh Maschine zum Entspannen oder Komprimieren von gasförmigen Medien
JP7334101B2 (ja) * 2019-10-08 2023-08-28 日鉄テックスエンジ株式会社 耐圧試験機
CN118056076A (zh) * 2021-10-06 2024-05-17 西门子能源全球有限两合公司 涡轮机中具有密封组件的转子结构和与其相关的方法
CN114060271A (zh) * 2021-12-06 2022-02-18 珠海格力电器股份有限公司 螺杆式压缩机及制冷设备
CN117514796B (zh) * 2023-10-31 2024-05-17 南京真空泵厂有限公司 一种螺杆真空泵动密封系统及密封方法

Family Cites Families (26)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3178104A (en) 1962-08-20 1965-04-13 Gardner Denver Co Bearing lubrication system for compressor apparatus
US3257957A (en) 1964-11-13 1966-06-28 Borg Warner Mechanical seal and cyclone
GB1212015A (en) * 1967-05-03 1970-11-11 Svenksa Rotor Maskiner Aktiebo Improvements in and relating to meshing screw-rotor compressors
GB1438324A (en) 1973-07-20 1976-06-03 Svenska Rotor Maskiner Ab Meshing-screw compressors
GB1484994A (en) 1973-09-03 1977-09-08 Svenska Rotor Maskiner Ab Shaft seal system for screw compressors
JPS5468510A (en) 1977-11-11 1979-06-01 Kobe Steel Ltd Gas leak preventive method for self-lubricating screw compressor
US4328684A (en) * 1978-04-10 1982-05-11 Hughes Aircraft Company Screw compressor-expander cryogenic system with magnetic coupling
US4193603A (en) 1978-12-21 1980-03-18 Carrier Corporation Sealing system for a turbomachine
JPS62228693A (ja) 1986-03-31 1987-10-07 Aisin Seiki Co Ltd ル−ツブロア
US4781553A (en) 1987-07-24 1988-11-01 Kabushiki Kaisha Kobe Seiko Sho Screw vacuum pump with lubricated bearings and a plurality of shaft sealing means
JP2619468B2 (ja) 1988-04-06 1997-06-11 株式会社日立製作所 無給油式スクリュー流体機械
SE462232B (sv) 1988-11-16 1990-05-21 Svenska Rotor Maskiner Ab Skruvkompressor med oljedraenering
NL8803199A (nl) * 1988-12-29 1990-07-16 Skf Ind Trading & Dev Schroefcompressor.
SE466166B (sv) 1990-05-08 1992-01-07 Svenska Rotor Maskiner Ab Skruvkompressor med axialbalanseringsorgan
US5104284A (en) 1990-12-17 1992-04-14 Dresser-Rand Company Thrust compensating apparatus
CA2041469A1 (en) 1991-04-30 1992-10-31 Clayton Bear Co-planar seal arrangement
US5228298A (en) 1992-04-16 1993-07-20 Praxair Technology, Inc. Cryogenic rectification system with helical dry screw expander
SE502099C2 (sv) 1992-12-21 1995-08-14 Svenska Rotor Maskiner Ab skruvkompressor med axeltätning
SE500488C2 (sv) 1993-05-14 1994-07-04 Svenska Rotor Maskiner Ab Skruvkompressor med tätningsorgan
DE19519247C2 (de) * 1995-05-25 2000-08-31 Guenter Kirsten Schraubenverdichter
DE29807796U1 (de) 1998-04-30 1999-09-09 GHH-RAND Schraubenkompressoren GmbH & Co. KG, 46145 Oberhausen Dichtungsanordnung für einen Wellenzapfen eines trockenlaufenden Rotationsschraubenverdichters
ATE282772T1 (de) * 1999-01-11 2004-12-15 Du Pont Schraubenkompressor
JP2003129979A (ja) * 2001-10-23 2003-05-08 Taiko Kikai Industries Co Ltd 密閉式メカニカルブースタ
JP4186784B2 (ja) * 2003-10-17 2008-11-26 株式会社デンソー 気体圧縮装置
BE1017067A3 (nl) * 2006-04-19 2008-01-08 Atlas Copco Airpower Nv Olievrije compressorinrichting.
US20090098003A1 (en) * 2007-10-11 2009-04-16 General Electric Company Multiphase screw pump

Also Published As

Publication number Publication date
WO2013067099A1 (en) 2013-05-10
EP2776716B1 (en) 2017-10-25
US20130108495A1 (en) 2013-05-02
EP2776716A1 (en) 2014-09-17
CN104126072A (zh) 2014-10-29
EP2776716A4 (en) 2015-10-28
US9022760B2 (en) 2015-05-05

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN104126072B (zh) 高压密封通气孔
US8540478B2 (en) Multistage high-pressure pump
CN102762866B (zh) 包括阀组件的压缩机
CN101418796B (zh) 螺杆流体机械
CN104047852B (zh) 螺杆压缩机
WO2015085823A1 (zh) 涡旋压缩机
CN112503177B (zh) 一种卧式离心机主轴密封装置
US6485279B2 (en) Thrust load reliever
CN105952649B (zh) 压缩机
CN103835947A (zh) 微型封闭式三角转子压缩机
CN106168216A (zh) 压缩机
CN106989019A (zh) 一种车载汽车空调压缩机的涡轮盘
WO2020248623A1 (zh) 一种水润滑螺杆式空气压缩机
JP5328536B2 (ja) スクロール圧縮機
CN107061292A (zh) 一种止回阀及具有该止回阀的涡旋压缩机
CN218347531U (zh) 一种迷宫压缩机密封性能试验装置
CN105927542A (zh) 一种双螺杆压缩机转子轴封结构
TW201211424A (en) Bellows backup chamber
JP2017155718A (ja) 流体機械
CN101806301A (zh) 涡旋压缩机
CN103410729B (zh) 卧式全封闭双级螺杆制冷压缩机
CN205744447U (zh) 一种双螺杆压缩机转子轴封结构
CN105332745B (zh) 用于汽轮机的测温安装结构及汽轮机
CN203655638U (zh) 小型立式双级螺杆制冷压缩机
CN207131604U (zh) 一种防气体激振二氧化碳离心压缩机

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant