CN107035773A - 无油液体冷却器的滚动轴承 - Google Patents

Abstract

一种制冷冷却器采用离心压缩机，该离心压缩机的叶轮被安装于轴上，该轴自身被安装以使用仅由制冷剂来润滑的滚动轴承进行旋转，该制冷剂构成该冷却器系统的工作流体。揭示了一种装置，用于紧随冷却器启动、冷却器运作期间和继该冷却器关闭后减速期间提供液体制冷剂至(1)上述轴承和至(2)该冷却器的压缩机的驱动马达用于马达冷却目的。通过使用变速驱动马达来驱动该压缩机，在不需要或采用基于油的润滑系统的冷却器中实现了优化的部分负荷冷却器性能。

Description

无油液体冷却器的滚动轴承

背景技术

本申请可能与同本申请同日提交的发明名称为“具有加强的马达冷却和润滑的液体冷却器”的共同转让的美国专利申请、发明名称为“用于离心冷却器的油泵和制冷剂泵”的批准的和共同转让的美国专利5,848,538以及可以由其获得的任何分案申请有关。

本发明涉及液体冷却器。更具体地，本发明涉及相对大吨位的离心冷却器，在该离心冷却器中采用所谓的混合轴承并且这类轴承通过制冷剂来进行润滑，该制冷剂包括冷却器的工作流体。更进一步具体地，本发明涉及无油直驱离心水冷却器，能够实现优化的部分负荷性能，并且在该离心水冷却器中加强了该冷却器的压缩机驱动马达的冷却。

制冷冷却器是使用制冷剂流体来对液体例如水进行温度调节的机器，很多时候为了使用这类液体来作为工业过程中的冷却介质或对建筑物中的空气舒适度进行调节。较大容量的制冷冷却器(从两百左右至几千吨制冷剂)一般由大型离心压缩机来驱动。在较低容量时，螺杆式、涡旋式或往复式压缩机最常用于水冷却器应用中。

离心压缩机是通过蜗壳壳体中的一个或多个叶轮的旋转来压缩制冷剂气体以在冷却器的制冷回路中使用。离心压缩机的一个叶轮或多个叶轮、安装有叶轮于其上的轴、以及所谓的直驱压缩机中的压缩机驱动马达的转子重达几百磅甚至数千磅。在每分钟几千转下这类体积大和重的冷却器组件的高速旋转会引起独特的、富有挑战性的轴承润滑问题，特别是在这些组件处于静止状态时启动以及在这些组件自然停止的冷却器关闭期间。

离心压缩机是直驱式或齿轮驱动式的。因此，使用这类压缩机的冷却器通常称为直驱冷却器或齿轮驱动冷却器。

在直驱冷却器中，压缩机的驱动马达的转子直接安装于轴上，在该轴上安装有该压缩机的一个或多个叶轮。反过来，该轴一般安装在一个或多个轴承中旋转，这些轴承在该冷却器运作时需要润滑。

在齿轮驱动离心冷却器中，在其上安装有一个或多个叶轮的轴通过一套齿轮来驱动，而不是将压缩机驱动马达的转子直接安装于有叶轮的轴。齿轮驱动冷却器的齿轮起到这样的作用：增加叶轮的旋转速度超过驱动叶轮的转子的旋转速度并且这样做增加该冷却器的制冷效果或容量。在齿轮驱动冷却器中，叶轮轴在其中旋转的驱动齿轮和轴承需要润滑，迄今为止是通过油来润滑，并且直驱和齿轮驱动冷却器具有最通常采用的感应马达，感应马达的速度一般限制在每分钟3600转。

通常可以说，直驱式冷却器比齿轮驱动式冷却器更安静、更有效率。此外，由于齿轮驱动式冷却器使用易于破裂和/或磨损的多个齿轮、更多轴承和其他旋转部件，而这些部件在直驱冷却器中没有使用，直驱式冷却器视为比现今的齿轮驱动式冷却器更可靠。然而，齿轮驱动冷却器在某些应用中提供了某些优点，包括在某些情况下相比于直驱动冷却器有成本上的优点。

在直驱式和齿轮驱动式大吨位的离心冷却器时，其旋转部件的润滑历来被证明是富有挑战性和昂贵的，并且完全或至少从根本上通过使用油作为润滑剂来实现。对这类润滑系统的需要已大大地使直驱式和齿轮驱动式离心冷却器的设计、制造、运作、维修和控制复杂化并且给这些离心冷却器增加了巨大的初始成本和运作成本。

消除大吨位的离心制冷冷却器系统中作为润滑剂的油并且为此目的使用包括该冷却器的工作流体的制冷剂提供了潜在的巨大优点。其中的那些优点为：消除了与基于油的冷却器润滑系统相关联的许多冷却器故障模式；消除了与这类冷却器系统中油与制冷剂混合相关联的所谓的油迁移问题；通过消除热交换表面的油层，提高了整个系统的效率，热交换表面的油层由在系统制冷剂中夹带油并输送该夹带的油进入冷却器的热交换器造成；从冷却器系统消除了被认为对环境不利的材料(油)，同时也消除了与由此产生的处理和去除相关联的问题和成本；以及消除了与冷却器润滑系统相关联的大量昂贵的和相对复杂的部件和与其相关联的控制和维修成本。

此外，消除离心冷却器系统中作为润滑剂的油意味着使还提供直驱机器的优点的离心冷却器成为可能，该直驱机器凭借变速运作而完全等同于或优于齿轮驱动机器。迄今为止，通过使用特殊配置的齿轮组，已在齿轮驱动机器中实现特别良好的部分负荷效率，专门配置的齿轮组能够以相对非常高的和/或最佳速度来驱动冷却器的叶轮。然而，如之前所指出的，齿轮驱动机器不具有直驱机器的许多优点，并且对其的使用带来几个明显的缺点，为了确保齿轮系足够润滑而需要基于油的润滑系统为其中的一个缺点。

已有并持续有消除对离心冷却器应用中的基于油的润滑系统的需要的努力。然而，迄今为止的这类努力主要集中于专门的小容量制冷机器上，在这些机器中，安装轴承的轴和叶轮是相对非常小的和重量轻的，以及主要集中于在轴承负荷相对非常轻的应用中的静压、动压和磁性轴承的使用上。在这方面，静压和动压轴承是轴颈式轴承，在相对低成本、简单并且技术好理解的同时不容忍润滑剂流量的瞬时流失或减少。这类轴承对于到达它们的润滑剂的流失或减少的不容忍性在制冷环境中被加剧。此外，相比于与滚动轴承相关联的摩擦损耗，由于摩擦损耗在这类轴承中是固有的，这类轴承减损在其中使用这类轴承的压缩机的效率。

虽然由制冷剂润滑的静压和动压轴承可能至少已前瞻性地被采用于专门的、在体积上相对小容量的压缩机中，但是由于包括必须在应用中可旋转地启动和支承冷却器叶轮和轴的质量和重量等原因，在大吨位的离心冷却器中使用这类轴承有显著困难。这类部件的尺寸和重量对设计呈现出显著困难，特别是在冷却器启动和关闭时和润滑剂流量瞬时流失期间，这在业界中还有待被克服。

此外，即使关于在大吨位的制冷冷却器中使用制冷剂润滑的静压或动压轴承，这类设计困难能够得到克服，但是因与这类轴承相关联的固有摩擦损耗而在使用这类轴承时产生的效率损失是不利的。由于现实世界问题，例如全球变暖，促使需要能源消耗器材更有效地运作，该缺点变得越来越大。

更进一步，采用静压轴承更加不利，这是由于在这类系统中需要通过泵在无油的情况下将相对非常高压的液体制冷剂输送到这类轴承，这类泵的轴承本身在运作中需要润滑。这类高压泵被看作常遭受故障，并且在试图使用静压轴承布局时潜在地造成冷却器可靠性的问题。

再更进一步和更通常来说，在冷却器系统中无油的情况下采用液体制冷剂对轴承进行润滑假设了压缩机在运作的任何时候都有可靠的液体状态的制冷剂的供应和将这类制冷剂输送到轴承的能力。然而，在冷却器内本质上没有一个位置有容纳液体制冷剂，而且这些液体制冷剂能够在所有可能的冷却器运作条件下以适合于轴承润滑的形式或状态被输送到这类轴承。在这方面，当冷却器被关闭甚至在非常低的负荷条件下，液体制冷剂将更可能从蒸发器最可靠地获得。当冷却器在负荷下运作，冷凝器是液体制冷剂的最可靠来源。因此，由液体制冷剂对轴承进行预期的润滑需要在冷却器被关闭、启动、在非常低负荷下、在负荷下运作或在被关闭后自然停止时提供液体制冷剂的保证源。

激动人心的机会存在于(1)实现由直驱离心冷却器提供的所有优点；(2)同时实现加强的部分负荷冷却器效率；(3)消除基于油的润滑系统的使用；以及(4)在相对于轴颈型轴承的滚动体在制冷冷却器中的预期使用中增加整体的冷却器效率，其中滚动轴承仅由制冷剂来润滑，该制冷剂包括冷却器的工作流体。随着所谓的混合式滚动轴承的最近出现，其中至少滚动体(远比要制造的轴承套圈便宜)由陶瓷材料制成，消除离心冷却器系统中作为润滑剂的油的可能性已成为现实。虽然这类轴承已经市售了几年并且虽然一直在考虑将其用于相对非常小的制冷冷却器中的可能性，但是它们一直主要被实际用于机床的应用中以及这类应用中，这类轴承的润滑一直由轴承制造商推荐为通过使用油脂或最好为油。

然而，这类轴承的某些特点已暗示申请人大容量离心制冷冷却器的可能性，因而消除使用油来作为润滑剂并以冷却器的工作流体作为替代物，甚至用于轴承润滑。此外，由于陶瓷滚动体相比于它们对应的钢制滚动体相对较低的质量，这类轴承特别适合于高速运作和变速运作，这种质量的减少导致高速中的混合轴承内的离心力减小，这反过来导致轴承套圈在高速运作中必须承受的力的减小。然而使用冷却器的工作流体作为这类轴承的润滑剂并需要确保在所有冷却器运作条件下从一个源或另一个源可以为此目的提供这类液体，必须克服许多新的和独特的挑战。

发明内容

本发明的另一个目的是提供离心制冷冷却器，在该离心制冷冷却器中由包括该冷却器系统的工作流体的制冷剂对其中的轴承进行润滑，以这样的方式充分地从该轴承位置去除热量。

本发明的又一个目的是的供离心冷却器，在该离心冷却器中由包括该冷却器系统的工作流体的液体制冷剂对其中的轴承进行润滑，在该冷却器启动时、在非常低的负荷下运作时、在负荷下运作时以及关闭和准却器的压缩机装置自然停止时，保证从该冷却器内的一个位置或另一个位置供应液体制冷剂。

本发明的又一个目的是消除了油迁移问题和在冷却器运作期间由于至热交换器的油迁移而将油从冷却器系统热交换器返回至冷却器的压缩机的需要。

本发明的又一个目的是通过消除油迁移，经由消除冷却器系统的热交换器中的热交换表面的油层和由此造成的热迁移削弱来增加冷却器系统效率。

本发明的另一个目的是提供离心冷却器，相比于使用不是滚动体类型的轴承的系统，该离心冷却器通过使用由制冷剂而不是由油来润滑的滚动轴承而具有增加的效率。

本发明的又一个目的是从制冷冷却器消除了不环保的材料，该材料为油，并且消除了处理和去除该材料的需要。

本发明的又一个目的是消除了与通过油对离心冷却器部件进行润滑相关联的许多昂贵的和复杂的部件、与其相关联的故障模式和制造成本以及就控制基于油的冷却器润滑系统而言由此加上的成本。

本发明的另一个目的是提供离心冷却器，该离心冷却器能够进行高速和变速动作，从而提高系统部分负荷效率，优选地使用相对传统的和不昂贵的感应马达技术。

本发明的又一个目的是提供具有价格竞争力的、消除了对于基于油的润滑系统需要的多级、直驱离心冷却器，并能够具有等同于齿轮驱动冷却器的部分负荷性能。

本发明的又一个目的是提供无油的离心冷却器，在该离心冷却器中系统制冷剂可以在所有必要时候和适当的状态中以足够量到达该冷却器的轴承，以保证它们充分的润滑。

本发明的另外一个目的是提供无油离心冷却器，在该离心冷却器中在高运作速度下该冷却器的轴承所遭受的离心力通过使用陶瓷滚动体而被减小，这些陶瓷滚动体具有小于用于传统钢轴承中的滚动体的质量。

本发明的又一个目的是提供对离心制冷冷却器的压缩机驱动马达增强的冷却。

本发明的这些目的和其他目的可以通过参照以下优选实施例的说明和附加的附图而得到理解，并在制冷冷却器中得以实现，其中在其上装有冷却器的叶轮和驱动马达转子的轴自身被安装以在所谓的混合滚动轴承中旋转，这类轴承在无油的情况下由包括该冷却器的工作流体的制冷剂来润滑和冷却。提供了一种装置，该装置确保在冷却器启动时、冷却器运作期间和继冷却器关闭后的一段足够的时间中系统制冷剂可以以合适的状态和量到达轴承用于润滑和热量去除目的和到达压缩机驱动马达用于马达冷却目的，在继冷却器关闭之后的一段足够的时间中在其上装有冷却器的叶轮和驱动马达转子的轴自然停止。此外，通过能够在制冷冷却器中使用感应马达和变速驱动器，实现了优越的部分负荷效率，该制冷冷却器具有由直驱驱动器提供的可靠性优点，但其避免了与齿轮驱动机器相关联的效率和可靠性缺点和对与设置于其中的齿轮相关联的基于油的润滑系统的需要。

附图说明

图1a和1b是本发明的离心制冷冷却器的端视图和俯视图。

图2是示出了压缩机的主要部件的图1中的离心冷却器的压缩机部件的横截面视图

图2A是图2中的轴承组件50的背靠背轴承布局的放大图。

图3示意性地示出本发明的冷却器润滑系统。

图4示意性地示出本发明的冷却器润滑系统的可选实施例。

图5示意性地示出本发明的另一个可选实施例。

图6示意性地示出本发明的另一个可选实施例。

图7示意性的示出一个实例轴承组件。

图8是示出了产生滚动轴承组件的至少一部分的实例滚动轴承方法的流程图。

具体实施方式

参照图1a和1b，示出了冷却器10及其基本部件，在优选实施例中该冷却器10为离心冷却器。在这一方面，冷却器10是由压缩机部分12、冷凝器14和蒸发器16组成。制冷剂气体在压缩机部分12内被压缩。将上述制冷剂气体从排放蜗壳18引出并进入管道20，该管道20连接该压缩机至冷凝器14。

冷凝器14一般由液体冷却，该液体通过入口22进入该冷凝器并通过出口24离开。该液体一般是城市水或传到、传过冷却塔的水或从冷却塔传回的水，该液体在与热的、被压缩的系统制冷剂的热交换关系中被加热后离开该冷凝器，该热的、被压缩的系统制冷剂被引出压缩机并以气体状态进入冷凝器。

发生于冷凝器14内的热交换过程使得在其中输送的相对热的、被压缩的制冷剂气体冷凝并且在该冷凝器底部积聚成为相对冷得多的液体。然后，冷凝的制冷剂通过排放管道26被引出冷凝器14至计量设备28，在优选的实施例中该计量设备28为固定孔。该制冷剂在其通过计量设备28的通路上被减压且仍进一步通过膨胀过程来进行冷却，并接着主要以液体形式通过管道30被输送进入蒸发器16。

传入和传过蒸发器16的制冷剂经历与介质例如水的热交换关系，该介质通过入口32进入蒸发器并通过出口34离开该蒸发器。在和流过该蒸发器并因此被加热的介质进行冷却的过程中，系统制冷剂蒸发并作为相对低的气压但相对温暖的气体通过管道36被引回压缩机。正是在压缩机中，系统制冷剂在持续和重复的过程中被再次压缩和加热。

现另参照图2和2a，冷却器10的压缩机部分12包括壳体39，在该壳体39中布置冷却器驱动马达40。叶轮42和44被布置于蜗壳壳体45中并与驱动马达40的转子46一起被安装以在轴48上旋转。轴48转而被安装在第一轴承组件50和第二轴承52中旋转。需注意的是，虽然本发明在其优选的实施例中是离心冷却器，但是非离心压缩机驱动的冷却器也落入本发明的范围。在这种情况下，安装于轴48上的压缩元件可能是旋转式螺杆压缩机的转子(在该情况下，冷却器10将是螺杆式冷却器)。

显而易见的是，优选实施例的离心冷却器是所谓的直驱冷却器，其驱动马达40的转子46直接被安装于轴48，在该轴48上安装有压缩机的叶轮。在优选实施例中，压缩机12的驱动马达40是在结构上有所增强(将进一步说明)，但本质上传统的由变速驱动器54驱动的感应马达，然而其他类型的变速马达也视为落入本发明的范围。

通过使用驱动器54，当冷却器系统上的负荷不需要压缩机运作于最大容量和在对冷却器容量有增加需求时的较高速度时，冷却器10及其压缩机可以运作于较低速度。当冷却器上的负荷不高或不在其最大值时通过运行压缩机12及其叶轮于较低速度，足够的制冷效果可以以节省能源的方式对较低的热负荷进行冷却，从运行成本的角度来看使得该冷却器更经济并且相比于不能进行这种负荷匹配的冷却器而使得冷却器运作极为高效。此外，压缩机12可以采用入口导叶55，该入口导叶55与马达40的控制速度协作，可以对冷却器容量非常精确的控制，从而冷却器输出紧密地并响应地与系统负荷相匹配，并在同时使用尽可能少的能源并消除了对为特定冷却器应用而优化的特殊设计的驱动齿轮的需要、对相对更特殊的和更昂贵的变速驱动器和/或马达的需要，或对提供轴承和/或齿轮系的润滑的油系统的需要。

在优选实施例中，压缩机12是两级压缩机。两级这种命名表示在冷却器的压缩机部分内的气体压缩有两个不同的阶段。这两级压缩由通过将系统制冷剂传到、经过并穿过第一级叶轮42来对该系统制冷剂进行第一次增压，然后将该一次压缩的气体传递到、经过并穿过第二级叶轮44来对该制冷剂进行第二次增压来实现。虽然在优选实施例中压缩机12是两级压缩机，但是可以理解，本发明不仅适用于两级压缩机/冷却器，还适用于单级和其他多级冷却器。

现具体参照图2和2a，将对与轴48相关联的轴承布局进行更全面的说明。如之前所指出的，轴48被支承以在轴承组件50中旋转，在优选实施例中该轴承组件50由第一和第二滚动轴承50a和50b组成并且承载通过压缩机12的运作经由轴48施加的大部分径向负荷和推力负荷。轴承52是具有滚动体53的轴向浮动、单角接触的轴承，承担了相对小部分的径向负荷和一部分的推力负荷。然而，在与主推力负荷的推力方向相反的方向上预载轴承52，从而使轴承50b上的净推力负荷最小化，轴承50b承载大部分的推力负荷。

轴承组件50被布置于轴48长度的约一半处，轴承50a和50b是背对背的、预载的角接触滚动轴承。轴承50a和50b的滚动体51a和51b以及轴承52的滚动体优选为球体而不是辊，以减少轴承的成本。轴承50a和50b可选地以面对面的方式取向。在任何情况下，轴承50a和50b的套圈被反向地取向，如图2a中最清楚的示出的那样，从而承担经由轴48施加的推力负荷而不考虑该推力负荷的方向。这些轴承还承载经由轴48施加的大部分径向负荷。

叶轮42和44安装于轴承组件50一侧的轴48上，而驱动马达转子46安装于另一侧。沿轴48安置轴承组件50，从而轴和在轴承组件一侧的叶轮的重量基本上与轴和位于该轴承组件另一侧的马达转子的重量平衡。然而，叶轮及安装叶轮的轴48的部分在优选实施例中是悬臂式的并因此在驱动轴的远端58处得不到支承。如之前所指出的，该驱动轴的其他部件及其远端60在一定程度上被径向支承并被承载于轴承52中。需注意的是，根据这类轴承或多个轴承的设计，在单个轴承或轴承组件中安装轴48是可行的，并且不同的轴布局和位置被视为在本发明的范围内。在其他实例中，轴承支承马达被置于该马达的任一端上的两个或多个叶轮之间。这种布局被US专利2,793,506公开，该专利的整个副本被附于本专利申请。这种在任一端具有叶轮的马达可以被轴承组件600支承。

在优选实施例的冷却器中，构成轴承组件50的轴承是相对大的钻孔轴承。它们在驱动马达转子46和叶轮42、44之间的位置允许轴48的直径是大的，连同由此产生的轴承径向刚度，通过提升临界速度来增强压缩机运作，从而在运作中临界速度高于轴在运作中可能遇到的速度。这样，避免了临界速度。

在过去，许多冷却器制造商一直避免使用滚动轴承来支承离心压缩机的叶轮轴以旋转，特别是安装冷却器的叶轮的轴的部分是悬臂式的而离开支承轴承。但是，这些制造商采取使用轴颈轴承，轴颈轴承尽管具有相对低的成本，但对于减少的或不良的润滑难以容忍(该缺点在制冷环境中被加剧)并导致摩擦损耗增加，增加的摩擦损耗损害压缩机和整体冷却器效率。虽然本发明的受让人早已成功制造出具有压缩机的离心制冷器，压缩机的叶轮轴安装于滚动轴承，但是这些滚动轴承迄今为止一直需要用油来润滑。

随着在本申请的申请日时才刚开始市售的所谓的滚动体型的混合轴承的到来，设计已经转向通过在直驱机器中使用这类轴承来安装轴(该轴上安装有冷却器的马达转子和叶轮)来使得消除离心冷却器中作为润滑剂的油成为可能。这种混合轴承可以被认为是滚动轴承，滚动轴承已被申请人发现能够在无油的情况下由制冷剂来润滑，尽管制造商持相反立场，认为油是这类轴承的较佳润滑剂，而油脂是次要选择。

在本发明的优选实施例中，混合轴承使用非金属滚动体，该滚动体由陶瓷材料制成。使用陶瓷材料例如氮化硅导致滚动体具有60％量级较小的密度、弹性模量可高50％、热膨胀只有钢轴承30％和具有由钢制成的滚动体的摩擦系数的20％量级的摩擦系数。

由于陶瓷滚动体的密度减少，在其中使用这些陶瓷滚动体的轴承受到大大减小的离心力。较高的弹性模量减小了这类轴承中的摩擦并使这类轴承更硬，这减少了变形和摩擦。在这些轴承中减少变形转而增加了采用这些轴承的机器中的临界速度。减小的热膨胀使得轴承预载的变化最小化并同样减少摩擦且增加轴承寿命。这在轴承暴露于温度大范围变化下的制冷冷却器应用中很重要。虽然在优选实施例中这类陶瓷滚动体在其中运行的套圈由钢制成，使得这类轴承为“混合”轴承，但是它们也可以同样由陶瓷材料制成。

申请人已发现，在钢套圈上和钢套圈内运行这类陶瓷滚动体导致因运行于套圈上的陶瓷滚动体的硬度和光滑度而在套圈的表面上产生镜面光洁度。申请人还已发现考虑到这类轴承的这一特点，只需有相对非常薄的弹性流体动压膜就可以给这类轴承提供充足的润滑。

在这方面，申请人已发现通过主要地和优选地以液体状态、在合适的时间并以合适的量来提供包括离心冷却器的工作流体的制冷剂给混合轴承，可为这类轴承提供充足的润滑、使其得到充足的冷却并能在没有油作为润滑剂的情况下在冷却器的运作范围中起作用。这种可能性不存在于传统的轴承技术中，在传统的轴承技术中，滚动体及在其中运行滚动体的套圈都由钢制成，而制冷剂的特点导致无法出于润滑目的而在这些传统滚动体之间提供足够厚的膜。

在本发明中，已发现通过使用混合轴承和液体制冷剂来润滑它们，在陶瓷滚动体及在其中运行陶瓷滚动体的套圈之间建立薄的但是足够厚的弹性流体动压膜，对于轴承润滑的目的来说是足够的。在本发明中使用混合轴承，不仅由系统制冷剂创建的膜对于润滑的目的来说是足够的，而且已发现即使陶瓷滚动体越过制冷剂膜而与在其上运行陶瓷滚动体的钢套圈短暂地接触，流动体和套圈可以继续运行，并且不会因滚动体与套圈的制造基于明显不相似的基材而“焊接”在一起(在传统的钢轴承很容易发生)。

申请人还已发现，在开发本发明的离心冷却器中，出于润滑目的而供应于这类混合轴承的制冷剂将优选为全部或基本上全部处于液体状态。输送到这类轴承的液体制冷剂服务于两个目的，第一个是创建必需的薄的弹性流体动压膜以对在陶瓷滚动体与钢套圈之间的轴承进行润滑，第二个是将摩擦热量带离轴承位置。这样，出于润滑目的输送到在运作时相对温暖的轴承的液体制冷剂必须处于一种状态使得大比例的液体制冷剂在与轴承接触后不会急骤蒸发成气体。

申请人已因此相对于其发明的冷却器系统而建立了设计参数以足够的流动速率将液体制冷剂输送到轴承位置，从而在将制冷剂用于轴承润滑过程后，以液体状态从这些位置排放的制冷剂的量包括相当于输送到这些位置的液体制冷剂的80％的量。通过允许在边缘冷却器运作条件下多达大约20％比例的制冷剂在轴承的位置处急骤蒸发，已发现充足量的液体制冷剂将在所有可预见的冷却器运作条件下可用于轴承润滑和散热的目的。该急骤蒸发的速率虽然无须上限，但是为申请人在当前开发中认为合适的一个。

尽管与消除对离心冷却器系统中的油的需要相关联的优点很多，然而也发现了与使用制冷剂来润滑这种系统中的混合轴承相关联的异常，该异常产生的困难在基于油的润滑系统中并不存在。在这方面，当在冷却器系统中使用油作为润滑剂，在关闭冷却器及其主动油输送系统后的一个相对长周期的时间，一部分油作为膜附着于并保持于轴承表面上。这样，当使用油作为轴承润滑剂，在冷却器下一次启动时，至少一些油仍保持于轴承表面以提供初始的轴承润滑。至少在某些程度上，可以依靠这种残留油来润滑轴承直到冷却器的油输送系统开始主动提供油至轴承位置。

当使用制冷剂作为轴承润滑剂，当冷却器系统关闭时，已发现很少或没有残留的制冷剂仍保持于轴承表面上。当系统关闭时位于轴承位置处的任何制冷剂流出轴承表面或从轴承表面蒸发汽化，留下基本干燥的轴承。这样，在采用仅由制冷剂来润滑的混合轴承的离心冷却器中的轴承的润滑在冷却器启动和后续到冷却器关闭时呈现出独特的困难和挑战。这些问题已被由图3中示意性示出的冷却器润滑系统成功解决，该冷却器润滑系统确保在压缩机启动、正常冷却器运作期间和在冷却器关闭后的相对长的周期时间里(在该时间里轴48自然停止)将液体制冷剂输送到轴承组件50和轴承52。

现另参照图3，在冷却器启动时的轴承组件50和轴承52的润滑通过从冷却器内的位置提供液体制冷剂源来实现，在冷却器关闭时液体制冷剂位于该冷却器内的该位置中。在这方面，当接收到冷却器启动信号时，液体制冷剂泵62从制冷剂贮槽64泵送液体制冷剂。泵62能够泵送饱和液体制冷剂，而不使大量的液体制冷剂由于泵送过程而急骤蒸发为气体。贮槽64如随后将要说明的那样，通过线路66与系统蒸发器16选择性地流动连通。进水阀68和可选的滤网70布置于线路66上，该进水阀68在冷却器关闭时打开，该滤网70用于去除任何可能从蒸发器进入贮槽64的杂质/碎屑。

当冷却器关闭时，冷却器内的内部温度和压力条件会导致制冷剂在冷却器系统的温度和压力达到平衡时迁移到蒸发器。进一步地，因为蒸发器在冷却器关闭的时候是冷却器中最冷的部分，制冷剂不仅会迁移到那个位置，而且会在那里冷凝为液体形式。因此，当冷却器下一次启动时，可以预期冷却器系统中的至少大部分制冷剂以液体状态存在于蒸发器中。

制冷剂贮槽64放置于冷却器10上，从而当打开进水阀68时，积聚于蒸发器16中的液体制冷剂将流到并填充制冷剂贮槽64。当要求冷却器启动时，关闭进水阀68以将制冷剂贮槽64与蒸发器隔离。在此时没有闭合阀68的情况下，泵62在冷却器启动序列开始时进入运作，由于蒸发器中的液体制冷剂因压力下降而蒸发为气体，随着冷却器启动在该蒸发器中很快发生压力下降，泵62将产生空洞。应当理解，贮槽64虽然有分立体积，但是不必需是分立结构，可以被并入冷却器10的多个壳体/外壳(包括冷凝器14和蒸发器16)中的一个内。

制冷剂泵62的转子63位于制冷剂贮槽64内，制冷剂泵62将液体制冷剂通过制冷剂线路72从贮槽64泵送到液体制冷剂贮液器74,该制冷剂贮液器74优选地安置于该冷却器的压缩机部分的上方以便于借助于重力将液体制冷剂从那里输送到轴承位置。使贮槽64具有一定大小以确保可用于冷却器启动期间的轴承润滑目的的液体制冷剂的充足供应。贮液器74，如以下将进一步说明的，是制冷剂的源位置，制冷剂被输送到轴承组件50和轴承52是出于润滑的目的，该贮液器的体积类似于贮槽64，分立于冷凝器14和蒸发器16。

需注意的是，泵62只需要将其泵送液体制冷剂的压力提升每平方英寸几磅(PSI)，从而当有过滤器78布于线路72上时克服液体泵送和过滤器78的阻力所需的压头，以确保液体制冷剂可用于所有冷却器运作条件和环境下的轴承润滑目的。相反地，在采用静压轴承的情况下，必须制作极高压的“润滑剂”，可用于在特定条件下例如压缩机启动时的轴承表面。

还需注意的是，与泵送饱和液体制冷剂相关联的一个问题是将处于液体状态的制冷剂保持于泵内。泵内的液体制冷剂中的任何压力降低引起一定的急骤蒸发，使得液体制冷剂难以或不能泵送。即使是最好的泵设计，仍然需要在泵入口的上方设置一些正吸入压头。因此，有泵叶轮69的壳体67的入口65必须在液源的液面下方。在图3的实施例中，叶轮壳体67的入口65在物理位置上在冷凝器14底部下方，并且还在当冷却器启动时会在贮槽64出现的液体制冷剂的水平面的下方。

止回阀80布置于线路72上，防止从贮液器74出来的回流进入线路72。将进一步说明的是，当冷却器运作时，泵62还通过线路72将液体制冷制泵送至压缩机驱动马达壳体39。在那里这类制冷剂为了对转子40进行冷却而被带入与转子40的热交换接触。

泵送到贮液器74的液体制冷剂分别通过计量设备82和84从贮液器74量出至轴承组件50和轴承52。在泵62通电后，压缩机马达40被开启，轴48开始旋转，其轴承被供给作为润滑剂的液体制冷剂，该液体制冷剂在启动期间可以从贮槽64获得。

一旦冷却器10处于运作中，冷凝器14成为用于轴承润滑目的的液体制冷剂的来源。在这方面，一旦压缩机12开始将经压缩的制冷剂气体输送到冷凝器14,将其冷凝成液体状态的过程主动开始于该冷凝器内。这类经冷凝的液体制冷剂积聚于冷凝器的底部并通过管道26从那里引出至计量设备28。

除了通过线路56与制冷剂贮槽64流动连通外，制冷剂泵62的叶轮壳体65通过线路88与冷凝器14的较低部分形成开放式流动连通，制冷剂通过该制冷剂泵62被泵入线路72。因此，一旦冷却器10启动并且液体制冷剂开始以足够量在冷凝器14中产生，制冷剂泵62开始通过线路88将液体制冷剂从冷凝器14泵出。冷凝器14为液体制冷剂源，在冷却器运作中提供至贮液器74用于轴承润滑目的和至压缩机驱动马达40用于马达冷却目的的恒定流量的液体制冷剂。类似于贮槽64,可以将贮液器74在结构上并入一个或另一个壳体/外壳，这些壳体/外壳包括冷却器10,再一次的，虽然贮液器74是一个限定的分立于冷凝器14和蒸发器16的体积,即从某种意义上来说其能够在特定运作环境下在从流量和/或压力的方面上与冷凝器14和蒸发器16分开，但是该贮液器74不需要是独立结构。

关于压缩机驱动马达冷却，在优选实施例的冷却器中的压缩机驱动马达40通过将液体制冷剂输送进入与转子40的直接或间接接触来进行冷却。应当理解，出于马达冷却目的的液体制冷剂源与出于轴承润滑目的的液体制冷剂源相同。

在这方面，在图3的实施例中，阀92被布置于线路90上，液体制冷剂线路90从线路72分支出来并且液体制冷剂通过线路90被输送进入驱动马达壳体39的内部，在那里对驱动马达40进行冷却。阀92由线路94旁通。在本实施例中，将第一流量计量设备96布置于线路90上位于旁通线路94与线路90再次连接处的上游，将第二计量设备97布置于旁通线路94上。允许流过设备97的液体的量远远小于允许流过计量设备96的量。

在冷却器运作期间阀92被打开并通过计量设备96和97以预定的量将液体制冷剂提供给压缩机12,该预定的量足够对压缩机驱动马达进行冷却。然而，在冷却器启动序列期间、在冷却器减速期间以及在冷却器被关闭时，阀92将被关闭。结果是由线路72出来进入并通过分支线路90用于马达冷却目的液体制冷剂流量在冷却器启动和减速期间被大大地减少，这是由于这类流动只通过计量设备97。这转而有助于确保充足的液体制冷剂在这些期间可用于轴承润滑的目的，这些期间如其结果发现在这些期间减少了对压缩机驱动马达进行冷却的需要。

此外，有些时候冷却器运作于15％量级或更少的容量。在这类实例中，冷凝器可能不会产生必需的制冷剂的量以提供足够的液体制冷剂流量给轴承和无节流的流量给驱动马达用于马达冷却目的。然而，在这些时候，马达冷却需求减少，阀92可以类似地被关闭以确保充足的液体制冷剂在这种轻负荷条件可用于轴承润滑。

需注意的是，在优选实施例中，输送到压缩机的轴承的液体制冷剂将从轴承排出以后续用于润滑目的、进入马达壳体39的内部并将从那里排出，与用于马达冷却目的的制冷剂一起通过线路98至冷凝器14。将该制冷剂返回冷凝器是通过使用泵62完成的，泵62在运作中增加用于轴承润滑和马达冷却目的的制冷剂的压力至高于冷凝器压力的压力而不考虑在冷却器运作时冷凝器压力的变化。通过返回这种“使用后”的制冷剂至冷凝器，该“使用后”的制冷剂在马达冷却过程中和将热量从轴承去除过程中已被加热，马达和轴承热量通过转移至流过冷凝器的冷却介质而从冷凝器和冷却器被带出。结果是，消除了该热量对冷却器整体效率的寄生效应。在典型的制冷系统中，用来冷却压缩机驱动马达的制冷剂通过使用压降被返回于蒸发器，该蒸发器处于远小于冷凝器的压力。在这种系统中，将这些额外热量输送至蒸发器的后果是减少冷却器效率和/或导致需要在蒸发器内提供额外的热量转移表面区域以提供足够的用于对冷却器系统上的负荷进行冷却和对压缩机驱动马达进行冷却，该压缩机驱动马达为主要热源。

当要求冷却器10关闭时，压缩机马达40被断电。这转而去除了引起压缩机12的轴48旋转的驱动力。然而，由于大质量的轴48和安装于其上的部件、混合轴承相对非常小的摩擦以及在运作时所有这些部件旋转所处的高速度，在压缩机驱动马达被断电后，轴48继续旋转一段相对长的在几分钟或更多分钟的量级的时间，。在减速期间，必须提供液体制冷剂给轴承组件50和轴承52以提供它们的润滑直至如轴48自然停止的时候。

应当记住只要压缩机12运作，用于轴承润滑目的的液体制冷剂源将是冷却器冷凝器。然而，一旦冷却器关闭，给冷凝器制冷剂气体的供应停止，冷凝器中的压力快速下降并且冷凝器中的液体制冷剂开始蒸发汽化。这样，在冷却器10关闭不久，当时存在的用于轴承润滑目的的液体制冷剂源由于急骤蒸发成气体形式而变得不可用，必须转向另一个液体制冷剂源以在轴48自然停止时用于轴承润滑目的。

顺便说一句，需注意，制冷剂贮槽64通过线路104排放至冷凝器14,从而一旦压缩机关闭，不仅冷凝器14中的制冷剂将开始蒸发汽化至气体状态，而且制冷剂贮槽64中的任何液体制冷剂也会发生相同的事。在压缩机驱动马达40被断电后可以允许制冷剂泵62继续运行在20秒左右量级的一小段时间，这是因为足够的液体制冷剂将仍然在冷凝器14和制冷剂贮槽64中以允许泵62继续在这段时间泵送液体制冷剂。在这段时间后，泵62将由于液体制冷剂急骤蒸发为气体状态而开始产生空洞。然而，再次的，需要液体制冷剂用于轴承润滑目的延伸至轴48自然停止时是几分钟或更多分钟的事，而不是几秒钟的事。

如之前所指出的那样，将止回阀80布置于线路72上，防止从贮液器74出来的流量通过线路72返回。当制冷剂泵62在冷却器关闭后不久被断电，处于止回阀80上游的线路72中的压力下降并且贮液器74中的压力使得止回阀80就位。足够量的加压的液体制冷剂因此被困于止回阀80与计量设备82和84之间的贮液器74内以确保在压缩机减速期间通过重力供给和残余压力给轴承组件50和轴承52提供充足的液体制冷剂。为此使贮液器74具有适当的大小。需注意的是，贮液器74还确保对冷却器的供电被中断时(即使泵62将不像其在正常关闭序列中那样继续运作，在正常关闭序列下泵62在继冷却器关闭后继续运作一段短暂时间)在一段足够的时间以液体制冷剂为形式的润滑剂的供应给压缩机轴承。

在冷却器关闭后，不管是“正常”还是响应于非正常条件例如电源中断，当压力已在冷却器各处平衡时，进水阀68被再次打开，制冷剂贮槽64由来自蒸发器16的液体制冷剂填充。从轴承润滑的角度来看，该系统然后准备再次开始。

需注意的是，每次冷却器关闭，需要在相对少的时间段维持关闭，例如十分钟，在该段时间中制冷剂贮槽64重新填充液体制冷剂。然而，在大多数情况下，一旦冷却器10关闭，无论是否需要重新填充贮槽64，则至少在该段时间内不会正常要求其启动。因此，为了重新填充贮槽64的强制关闭期按实际工作中对冷却器运作几乎没有或没有影响。

已注意到的是，制冷剂泵62被布置于制冷剂贮槽64中并浸于在其中已存在的液体制冷剂中。由于其位置，泵62可以类似地利用由液体制冷剂润滑的混合轴承，进一步消除了对在其他制冷剂冷却器中需要的基于油的润滑系统。进一步地，由于泵62被布置于制冷剂贮槽64内，该泵62及马达被浸没于液体制冷剂中，并被液体制冷剂有效地保持冷却，。

参照制冷剂贮液器74,需注意的是，独特的设备100为共同未决的、同样转让给本发明的受让人的专利申请US序列号08/924,228的主题，其被用于“检验”贮液器74中液体的存在。该设备通过其在流动流体中液体和气体泡沫的存在之间进行分化的能力来保护压缩机避免产生故障。

正如已经提到的，对轴承组件50和轴承52的润滑取决于以持续给它们输送足够的量的液体制冷剂。通过使用该流量检验设备100,流量检验设备100在检测到穿过贮液器74的流体流量中的液体成分不足时促使冷却器10关闭，该冷却器被保护以避免因缺乏适当的润滑而受到损害或产生故障。本发明的润滑方案因此受到安全防护，保护冷却器及其压缩机在贮液器74因某些原因包含在太大程度上不是处于液体状态的制冷剂时免受严重损害。应当理解的是，设备100和冷却器10的安全防护在商业实施例的冷却器10的上下文中尽管很重要，其相对于本发明的基于制冷剂的润滑系统是外围特征。

现参照图4,将对本发明的另一实施例进行说明，其单独的不同的特征能够被采用于图3中和本文中提到的本发明的其他实施例中。在图4的实施例中，优选实施例的制冷剂贮槽64在以下情况下/应用中被消除，如压缩机12的轴承组件50和轴承52可以在冷却器启动后的一段时间或当冷凝器14的冷凝过程不能以一定量提供一定质量的液体制冷剂时的一段时间容忍干燥运作，一定量的一定质量的液体制冷剂对于轴承润滑的目的来说在冷却器处于稳定状态/正常运作时是必需的。图4的实施例比优选实施例成本更低、更简单，代表一种更冒险的设计理念，其是以混合轴承能够在冷却器启动时干燥运行或基本上干燥运行一段相对短但可允许的时间作为依据。

在图4的实施例中，制冷剂泵200被布置于紧邻冷凝器14的液体堰202并因此能够在这类液体一可用时就将液体制冷剂从那个位置移至压缩机的轴承。在本实施例中，在冷凝器14中产生的液体制冷剂从堰202排出进入泵壳体204。泵壳体204中，马达206被浸于液体制冷剂中，该液体制冷剂对该马达进行冷却并给泵200自身使用的混合轴承提供润滑剂源。

在冷却器启动后,泵200的启动延迟一段时间直到液体制冷剂开始在冷凝器14中产生以防止泵200产生空洞，否则如果将泵200与冷却器一起启动,该泵200将产生空洞。在泵200仍然断电的期间，允许轴承50和52干燥运行。然而，液体制冷剂一在堰202中变得可用，就将泵200通电并提供液体制冷剂给这些轴承用于润滑目的。

图4的系统中的另一个机械上的修改适用于本文的各实施例的其他系统，其为从贮液器74提供制冷剂源用于马达冷却的目的，而不是通过从线路72止回阀80的上游进行分支来提供制冷剂源。在这方面，马达冷却制冷剂通过线路208从贮液器74被供应至马达壳体39。在本实施例中，贮液器74的大小被相应地调整。优选地，线路208以高于提供轴承润滑剂源所处的液面的液面从贮液器74提供制冷剂源，从而液面下降时，即使马达冷却被中断，轴承润滑也将继续。可以以其他方式在这样的环境中保护马达。

图4的系统中的还有一个机械上的修改适用于本文的各实施例的其他系统，涉及使用经济器106，其目的如众所周知的是关于制冷冷却器，为利用系统内存在的中间压力制冷剂气体来提高整体系统效率。在这方面，将经济器106布置于冷却器系统内，从而经冷凝的液体制冷剂从冷凝器14穿过第一计量设备108进入经济器106。在优选实施例中，经济器106限定两个分立的容积部110和112。流过计量设备108的制冷剂流入经济器106的容积部110，并且该制冷剂的一部分在第一压力下急骤蒸发为气体。然后这些气体被引过线路114至蜗壳壳体45的一部分(参见图2)，在该蜗壳壳体45中容纳有第二级叶轮44以增加输送到该第二级叶轮的气体的压力，而并没有通过叶轮驱动压缩过程对这些气体起作用。

将第二计量设备116布置于容积部110与112之间，该第二计量设备116调节从容积部110至112的制冷剂的流量。该过程降低了过程中的制冷剂压力并且使得另一部分的制冷剂在比容积部110中生成的急骤蒸发气体稍低的压力下急骤蒸发为气体。

来自容积部112的气体流过线路118至蜗壳壳体45的一部分(参见图2)，在蜗壳壳体45中容纳有第一级叶轮42并且该第一级叶轮42的作用为增加该位置处的制冷剂气体的压力，而并没有通过该第一级叶轮起作用。通过使用经济器，给发生于冷却器10中的压缩过程添加了额外的效率，并且增加了冷却器10的整体效率。

液体制冷剂离开经济器106的容积部112、流过第三计量设备120并且进入蒸发器16。在图4的实施例中，类似于图3的实施例，计量设备108、116和120为固定孔。如图4实施例中的至经济器的线路98的路径所示，本发明可以根据适用情况将用于马达冷却和/或轴承润滑目的的制冷剂返回至经济器，而不是至冷凝器。然而，无论如何，冷凝器仍然是可行的返回位置，图4实施例中的压缩机12的混合轴承的润滑与图3实施例中所实现的相同，包括关于在冷却器关闭后轴48自然停止时的它们的润滑。

现参照图5，将对本发明的又一个实施例进行说明。在图5的实施例中，图3的实施例的制冷剂泵62被省掉，冷凝器压力用于将控制量的液体制冷剂从冷凝器14的堰300驱动至压缩机12的轴承50和52。图5的实施例，类似于图4的实施例，为一系统，在该系统中在冷却器启动直到例如在已产生足够的液体制冷剂并且在冷凝器14中形成压力以驱动液体制冷剂从该冷凝器至压缩机用于轴承润滑和马达冷却目的的时候允许压缩机12的混合轴承干燥运行。

消除用于将液体制冷剂泵送至压缩机轴承的泵和与这类泵相关联的成本以及消除与其相关联的故障模式提供了明显的优点。然而，关于图5的实施例，必须保证冷凝器压力在冷却器运作期间的任何时候都是足够的以确保在冷却器的全部运作范围中将充足量的液体制冷剂输送至贮液器74，并且同样是足够高的以确保贮液器74中具有足够高的压力下使充足的液体制冷剂得以在压缩机减速期间能从那里输送至压缩机轴承。冷凝器中这类压力的来源在某些冷却器运作条件下和/或某些冷却器应用中是临界性的，因此，应当理解，图5的润滑系统代表比以图4实施例作为基础的理念更加冒险的设计理念。需注意的是，由于泵62在图5实施例中被消除，通过线路98将用于马达冷却目的的制冷剂返回蒸发器16，而不是冷凝器14。

现参照图6，对本发明的图3优选实施例的进一步可替代方案将被说明。在图6的实施例中，从蒸发器16的线路66上的阀68被省掉，由泵400替换贮槽64。泵装置400因此与冷凝器14和蒸发器16形成自由流动连通。

泵400包括壳体402，在该壳体402中布置有马达404，该马达404包括定子406和转子408。定子406被固定安装于壳体402，而转子408被安装在驱动轴410上旋转。转而安装驱动轴410在陶瓷轴承412和414中旋转。

将第一叶轮416安装于驱动轴410的一端上，而将第二叶轮418类似地安装于该驱动轴的另一端上。分别将叶轮416和418布置于叶轮壳体420和422中，叶轮416与壳体420一起形成第一泵结构421，而叶轮418与壳体422一起形成第二叶轮泵结构423。应当理解的是，叶轮416和418由驱动轴410来共同驱动，该驱动轴410转而由马达404来驱动。

叶轮壳体420限定入口425，通过该入口425液体制冷剂被泵结构421通过管道88从冷凝器14抽取。叶轮壳体422类似地限定入口427，通过该入口427液体制冷剂被泵结构423通过管道66抽取。在本实施例中，管道66与蒸发器16流动连通。

运作中，当液体制冷剂从冷凝器14那里可得到时，叶轮416从冷凝器14抽取液体制冷剂，而当液体制冷剂从蒸发器16那里可得到时，叶轮418从蒸发器16抽取液体制冷剂。由叶轮416从冷凝器14泵送的液体制冷剂被输送出叶轮壳体420进入管道424，而由叶轮418从系统蒸发器16泵送的液体制冷剂被输送出叶轮壳体422进入管道426。

在图6的实施例中，管道424与管道426会聚于阀428的位置处，该阀428与优选的图3以及其他可选实施例的管道72连接。阀428包括挡板元件430，该挡板元件430是自动的，不需控制或根据从管道424和管道426进入该阀的各流动流的作用和压力放置的传感器。因此，如果液体制冷剂在一个源位置有第一压力时可得并且在另一个源位置有第二压力时可得，阀28将被自动地在这些压力的作用下放置，从而该泵装置的输出来自于两个源位置中处于更高压力的那个源位置。

如已提到的并应用于本发明的所有实施例中那样，其中冷却器中依赖液体制冷剂不是为了提供制冷或冷却效果，需要的是确保在所有冷却器运作条件和环境下液体制冷剂的供应是可靠地可用于这类其他目的。已进一步提到的是，基本上在冷却器内没有位置可以可靠地被假定为在所有这类条件和环境下容纳能够被泵送的液体制冷剂。通常，当冷却器关闭或在极低的负荷条件下运作时，液体制冷剂会可靠地存在于系统蒸发器中。当冷却器在负荷下运作时，液体制冷剂的最可靠源为系统冷凝器(蒸发器中的液体制冷器将蒸发汽化，因而不处于易于被泵送的形式)。

如已进一步提到的是，发展至今的液体制冷剂泵已证明为允许饱和液体制冷剂的成功泵送所需的压头的大小随着饱和温度下降而变大。因此，从相对更冷的蒸发器55泵送液体制冷剂比从冷凝器泵送更难。如本文的其他实施例，图6的可选实施例在大部分冷却器运作条件下使用从冷凝器提供来源的液体制冷剂用于轴承润滑和压缩机驱动马达冷却目的，并且当液体制冷不能从系统冷凝器可靠地得到(例如冷却器启动时)或在冷凝器内不处于便于泵送的状态时使用从蒸发器提供来源的液体制冷剂用于这类目的。然而，可以预计，在任何冷却器运作条件或环境下，能够被泵送的液体制冷剂将从这些源位置中的一个可得，有时从这两个源位置都可得。

关于图6实施例，当泵装置400运作时，叶轮416和418旋转并且如果液体制冷剂是可得，同时尝试从其各自的源位置抽取液体制冷剂。由于其各自源位置中制冷剂的压力、数量和条件，如果有任何制冷剂分别被泵结构421排放进入管道424和被泵结构423排放进入管道426，则在任何给定时刻，这些制冷剂通常来说处于依照各自源位中当时存在的条件下的不同的压力下。

阀428基本上是简单的止回阀布局，该布局引导液体制冷剂流动从两个泵结构中的一个进入管道72，这两个泵结构构成泵装置400，其输出处于更高压力。该泵结构将是从存在液体制冷剂并且液体制冷剂在当时处于更高压力的源位置抽取制冷剂的一个。随着内部冷却器条件改变并且其他源位置开始容纳处于更高压力的液体制冷剂，挡板元件430的位置将改变，液体制冷剂源将依照这种变化条件而移动。需注意的是，在图6的实施例中依照物理定律非常简单地实现了对管道72的液体制冷剂的保证供应，而不需要传感器或任何设备的主动调控来选择合适的源位置。

除了使用挡板型止回阀428，在图6中以虚线示出的第一止回阀440可以被布置于线路424上，类似的，在图6中以虚线示出的类似的第二止回阀442可以被布于管道426上。类似于之前提到的在其中采用428的布置，单个止回阀440和442的目的是允许液体制冷剂从管道424和管道426中的一个流出，该管道为具有更高压力液体制冷剂的来源，同时单个止回阀440和442阻止这种更高压液体制冷剂流入管道424和426中的另一个并到达供应其的叶轮。

需注意的是，尽管图6的实施例采用两个叶轮器，与使用第二个叶轮相关联的成本是最低限度的。关于陶瓷轴承412和414的润滑以及泵马达404的冷却，邻近从冷凝器14(典型的更高压力位置)抽取液体制制冷剂的泵结构421的轴承412将优选地是加盖轴承，允许从叶轮壳体420泄漏中所计量的液体制冷剂的泄漏通过它并进入马达壳体402的内部432。邻近泵结构423的轴承414可以是也可以不是加盖式的。

在正常冷却器运作中，一定计量的液体制冷剂将从相对高压力的冷凝器位置穿过加盖轴承412，进入马达壳体的内部432。在这过程中，其将对轴承412和414进行润滑以及对马达404进行冷却。在相对罕见的情况下，蒸发器16为液体制冷剂的更高压力源，这时制冷剂将流过轴承414进入432的内部，并对泵轴承进行润滑和对马达进行冷却。图6的实施例中的壳体402的内部通过线路434被排放至蒸发器16，尽管在写这份文件时，最佳的排放位还没有确定。轴承412必须是加盖的，从其计量地流过的制冷剂或在那个位置会在冷却器内构成高侧至低侧的侧漏，这不利于冷却器运作和效率。相同的情况在“非典型”系统条件使蒸发器为更高压力液体制冷剂的来源时不存在。

还需注意的是，在任何时候将液体制冷剂从未运转的泵叶轮反着运转的泵叶轮而泵入线路72时，另一叶轮的泵送动作会因为从液体制冷剂的源位置泵送气体和液体制冷剂的混合物而经历制冷剂剧烈搅动。由于由此生成的任何热量将使制冷剂的剧烈搅动的液体部分急骤蒸发成气体，转而对该叶轮的位置处提供冷却，这类剧烈搅动不应是有问题的。

进一步需要注意的是，本发明还考虑使用泵装置，该泵装置由两个分立的马达/泵组合构成，适当地通过管道连接在一起。使用两个马达来驱动两相泵结构当然因许多原因而比使用单个马达来驱动两个泵结构更缺乏吸引力。

最后并且将是明显的是，图6的泵布置虽然考虑了使用陶瓷轴承的冷却器系统、在其中使用液体制冷剂来对这类轴承进行润滑而进行特殊设计，但是在使用油作为压缩机轴承润滑的传统冷却器中也适用于进行马达冷却。

现返回参照图2，如申请人已指出的那样，在优选实施例中，驱动马达40是由变速驱动器驱动的感应驱动机。迄今为止，典型的感应马达与其一起带来低成本和可靠性的优点，通常不以大于每分钟3600转的速度在冷却器应用中被变速驱动器驱动。

在齿轮驱动设计的冷却器中，驱动齿轮系的感应马达被典型地驱动至每分钟3600转量级的最大速度，而该机器的叶轮以及在其上安装有叶轮的轴通过齿轮系的速度增加效应被驱动至相对高得多的速度。这种机器最典型地是单级机器，在一个速度范围内运行，从而在设计容量范围中调节该冷却器的容量。为了这类冷却器输送其最大容量，经常需要这类单级机器达到相对非常高的速度(在每分钟15000转的量级)，并且再一次这种机器具有需要基于油的润滑系统的存在的缺点。

申请人已预见，经检验的、不太昂贵的感应马达可以对于其构造而在结构上进行加强，从而允许这类马达转速高于这类马达在目前直驱和齿轮驱动冷却器中被典型驱动所处的每分钟3600的、但是相对远低于高速齿轮驱动机输送相同和最大容量所需的速度。在这方面，申请人已发现，在压缩机的驱动马达是在结构上加强的感应马达、其在尺寸上被减小但以高于每分钟3600转的速度被驱动以及该冷却器是多级直驱冷却器的情况下，容量调节冷却器能够被完成，该容量调节冷却器可以在这样的环境下输送与齿轮驱动机器的容量相同的容量，而只需单级齿轮驱动冷却器在输送这种容量时所需要的速度的一半的量级的速度来驱动叶轮。这种直驱冷却器能够通过使用由传统变速驱动技术所驱动的感应马达来输送其容量，而不借助于特殊的或昂贵的新兴马达和/或马达驱动技术，并且通过使用混合轴承，这种直驱冷却器提供了冷却器的进一步优点，在该冷却器中对基于油的润滑系统的需要被完全消除。

涉及使用与本文所揭示的无油液体冷却器相关联的变速压缩机驱动马达的本发明的另一方面是有机会用液体制冷剂对变速驱动器54进行冷却，而不是作为更典型案例的空气。如图6所示，以虚线显示的线路500从线路90分支出来，通过该线路500将液体制冷剂输送入与冷却器驱动马达40的热交换接触。流入驱动器54的液体制冷剂对那里的热量生成部件进行冷却，并且将优选地通过线路502被返回到冷凝器14。通过线路500提供液体制冷剂来源用于对驱动器54进行冷却的目的，该线路500可以可选地直接从线路72分支出来或可以从贮液器74供出。可选地，可以以依次方式将液体制冷剂按顺序地流入压缩机驱动马达和控制器54，而不是以并行的方式。应当理解，本概念在应用上并不限于图6的实施例，而可以类似地应用于本文说明的其他实施例。

参照图7，滚动轴承组件600包括置于外部套圈602与内部套圈604之间的多个陶瓷滚动体606(圆形的、棱形的、锥形的等等)。术语“轴承组件”意指一个或多个轴承，例如附图标记50标识了具有两个轴承的轴承组件，以及附图标记52、412和414分别标记了具有一个轴承的轴承组件。在某些实例中，轴承组件600(包括一个或多个轴承)用作轴承组件50、52、412和414的替代。陶瓷滚动体606相应于滚动体51a、51b和53，因为滚动体51a、51b和53与606相似或相同。

在某些实例中，轴承套圈602和/或604包括高氮马氏体不锈钢，其中高氮马氏体不锈钢具有大于0.3％的氮密度、在0.10－0.60％的碳密度以及在10－18％的铬密度。可以认为，这种轴承组分相比于传统的轴承钢导致显著的寿命改进，并且对于离心冷却器中的混合陶瓷滚动轴承的制冷剂润滑的成功至关重要。

图8是示出了产生滚动轴承组件例如轴承组件600的至少一部分的示例滚动轴承方法的流程图618。方框608示出了真空感应熔炼轴承套圈602和/或604的方法，方框610示出了真空电弧重熔轴承套圈602和/或604，方框612示出了电渣重熔轴承套圈602和/或604，方框614示出了加压电渣重熔轴承套圈602和/或604，以及方框616示出了组装轴承套圈602和/或604与陶瓷辊606以创建滚动轴承组件600的至少一部分。

可以认为，这种轴承组分和方法消除了有害的共晶碳化物、细化了晶粒结构并几乎消除了夹杂物；从而显著提高了耐蚀性、抗压强度和韧性性能——因此使得这种轴承组分和方法相比于制冷剂润滑冷却器应用中的传统轴承钢是一个显著的改进。

在某些实例中，装有轴承600的冷却器包括用于通过轴承600对液体制冷剂进行循环，其中液体制冷剂对轴承600进行润滑。然而，这类泵自身不是必须具有滚动轴承。

虽然相对于优选实施例对本发明进行说明，对其的修改对于本领域的普通技术人员来说将是明显的。因此，本发明的范围通过参照以下的权利要求书来确定。

Claims (15)

1.一种离心液体冷却器，包括：

冷凝器，所述冷凝器在所述冷却器运作时将制冷剂气体冷凝成液体状态；

计量设备，所述计量设备从所述冷凝器接收制冷剂并减少其压力；

蒸发器，所述蒸发器在所述冷却器运作时从所述计量设备接收制冷剂并使液体制冷剂蒸发；

压缩机，所述压缩机在所述冷却器运作时从所述蒸发器接收制冷剂并输送气体状态的制冷剂至所述冷凝器，所述压缩机具有轴，至少一个叶轮被安装于所述轴上，所述轴由至少一个轴承可旋转地支承，所述至少一个轴承为滚动轴承，所述滚动轴承包括多个滚动体，所述滚动体由陶瓷材料制成，所述至少一个轴承由制冷剂来润滑，并且在无油的情况下，输送到至少一个轴承以用于润滑目的的制冷剂至少主要处于液体状态，允许用于所述至少一个轴承的润滑的制冷剂的一部分由于轴承润滑过程而在所述至少一个轴承的位置处蒸发；以及

贮液器，液体制冷剂从所述贮液器供应至所述至少一个轴承以用于轴承润滑目的，所述贮液器分立于所述蒸发器和所述冷凝器，所述贮液器在冷却器运作期间和继所述冷却器关闭后一段时间容纳处于液体状态的制冷剂，所述贮液器中这些液体制冷剂的数量是足够的以确保在所述冷却器运作时和所述轴在所述冷却器关闭后自然停止时输送充足的用于润滑目的的液体制冷剂至所述至少一个轴承，所述轴上装有所述至少一个叶轮；

其中，所述滚动轴承进一步包括：

外部套圈，该外部套圈包括高氮马氏体不锈钢，该高氮马氏体不锈钢包括大于0.3％的氮密度、在0.10－0.60％的碳密度以及在10－18％的铬密度；

内部套圈；以及

所述多个滚动体，所述滚动轴承的多个滚动体被置于所述内部套圈与所述外部套圈之间。

2.根据权利要求1所述的冷却器，其特征在于，所述贮液器在所述冷却器运作时由从所述冷凝器提供来源的液体制冷剂补充，所述贮液器在所述冷却器关闭时与所述冷凝器和在所述冷凝器中发生的压力下降隔离。

3.根据权利要求1所述的冷却器，还包括泵，所述泵能够将饱和液体制冷剂泵送至所述贮液器而不使大量的所述制冷剂在泵送过程中急骤蒸发为气体。

4.根据权利要求1所述的冷却器，其特征在于，继所述冷却器关闭后和在其下一次启动前，在所述冷却器关闭时将从所述蒸发器供应的液体制冷剂提供给所述贮液器，从而所述贮液器容纳液体制冷剂以在所述轴下一次开始旋转时提供至少一个轴承的润滑。

5.根据权利要求1所述的冷却器，还包括马达，所述马达具有转子，所述马达的转子被安装于所述压缩机的所述轴上，其中所述冷凝器在所述压缩机运作时供应液体制冷剂至所述贮液器用于轴承润滑目的和至所述马达用于对所述马达进行冷却。

6.根据权利要求5所述的冷却器，还包括所述马达的变速驱动器，其中在所述压缩机运作时，为了对所述变速驱动器进行冷却，所述冷凝器供应液体制冷剂至所述变速驱动器。

7.根据权利要求1所述的冷却器，其特征在于，将用于马达冷却、轴承润滑和马达驱动器冷却的制冷剂返回至所述冷凝器。

8.根据权利要求1所述的冷却器，还包括制冷剂贮槽，所述贮槽与所述贮液器和所述蒸发器流动连通，在所述冷却器关闭时从所述蒸发器提供液体制冷剂给所述贮槽，所述贮槽是在所述冷却器启动时从其最初提供液体制冷剂用于轴承润滑目的的位置。

9.根据权利要求1所述的滚动轴承组件，其特征在于，所述内部套圈包括高氮马氏体不锈钢，该高氮马氏体不锈钢包括大于0.3％的氮密度、在0.10－0.60％的碳密度以及在10－18％的铬密度。

10.一种对离心制冷冷却器的滚动轴承进行润滑和对离心制冷冷却器的驱动马达进行冷却的方法，该离心制冷冷却器具有冷凝器和蒸发器，其中所述滚动轴承的多个滚动体由陶瓷材料制成，所述方法包括以下步骤：

将至少一个叶轮和所述驱动马达的转子安装于轴上；

在所述滚动轴承中支承所述轴以进行旋转；

在无油的情况下，将液体制冷剂输送至所述滚动轴承用于对所述轴承进行润滑；

允许在所述输送步骤中输送至所述滚动轴承的液体制冷剂的一部分在所述轴承的位置处蒸发；以及

在所述离心制冷冷却器运作时将液体制冷剂输送至所述驱动马达用于对所述驱动马达进行冷却；

其中，所述滚动轴承进一步包括：

外部套圈，该外部套圈包括高氮马氏体不锈钢，该高氮马氏体不锈钢包括大于0.3％的氮密度、在0.10－0.60％的碳密度以及在10－18％的铬密度；

内部套圈；以及

多个滚动体，所述滚动轴承的多个滚动体被置于所述内部套圈与所述外部套圈之间。

11.一种冷却器的滚动轴承组件，所述滚动轴承组件包括：

外部套圈，该外部套圈包括高氮马氏体不锈钢，该高氮马氏体不锈钢包括大于0.3％的氮密度、在0.10－0.60％的碳密度以及在10－18％的铬密度；

内部套圈；以及

多个滚动体，所述多个滚动体被置于所述内部套圈与所述外部套圈之间。

12.根据权利要求11所述的滚动轴承组件，其特征在于，所述多个滚动体由陶瓷材料组成。

13.一种冷却器的滚动轴承组件，所述滚动轴承组件包括：

内部套圈，该内部套圈包括高氮马氏体不锈钢，该高氮马氏体不锈钢包括大于0.3％的氮密度、在0.10－0.60％的碳密度以及在10－18％的铬密度；

外部套圈；以及

多个滚动体，所述多个滚动体被置于所述内部套圈与所述外部套圈之间。

14.根据权利要求13所述的滚动轴承组件，其特征在于，所述多个滚动体由陶瓷材料组成。

15.一种产生滚动轴承组件的至少一部分的滚动轴承方法，该滚动轴承组件包括轴承套圈和陶瓷辊，所述方法包括以下步骤：

真空感应熔炼所述轴承套圈；

真空电弧重熔所述轴承套圈；

电渣重熔所述轴承套圈；

加压电渣重熔所述轴承套圈；以及

组装所述轴承套圈与所述陶瓷辊以创建所述滚动轴承组件的至少一部分。