CN112119221B - 涡轮压缩机 - Google Patents

Abstract

本发明涉及涡轮压缩机，包括：旋转轴，所述旋转轴包括转子；第一叶轮，结合到所述旋转轴的一侧；止推轴承滚环，结合在所述第一叶轮和所述旋转轴之间；叶轮套筒，压接在所述第一叶轮和所述止推轴承滚环之间而结合；第二叶轮，结合到所述旋转轴的另一侧；以及连接杆，贯通所述第一叶轮和所述止推轴承连结到所述旋转轴。

Description

涡轮压缩机

技术领域

本发明涉及涡轮压缩机，该涡轮压缩机提高了旋转轴的刚性，提高了旋转轴与叶轮之间的结合力，确保了轴承的可靠性。

背景技术

压缩机大致分为往复式、螺杆式、涡轮式。

往复式压缩机是通过缸筒内活塞的往复运动来压缩气体的压缩机，螺杆式压缩机是通过具有一对阴螺纹和阳螺纹的双轴螺杆转子的旋转来压缩气体的压缩机。

涡轮压缩机是一种离心压缩机，其使壳体内的后弯叶片的叶片轮旋转并利用该离心力压缩气体。

与往复式、螺杆式相比，涡轮压缩机具有大容量、低噪音、低维护性等的优点。

另外，可以产生不含油的干净的压缩气体。

在离心式涡轮压缩机中，压缩气体的结构要素由使气体加速的叶轮(Impeller)和使加速的气流减速并将其转化为压力的扩散器(Diffuser)构成。

当马达使叶轮高速旋转时，外部气体从叶轮的轴向吸入，并且吸入的气体沿叶轮的离心方向吐出。

在涡轮压缩机的设计中最重要的因素是旋转轴的第一次弯曲模态。

更具体而言，为了避免旋转轴达到第一次弯曲模态的危险速度，设计时重要的因素在于可以确保旋转轴的刚性。

图1是示出现有技术的涡轮压缩机的截面的结构的图，图2是示出现有技术的涡轮压缩机的旋转轴的结构的图。

参照图1和图2，现有技术的涡轮压缩机包括壳体10、设置在壳体10的内部的定子12以及包括转子22的旋转轴20，其中，所述转子22在所述定子内部旋转。在所述旋转轴的两端连结有叶轮(未图示)。

在旋转轴20设置有用于支撑轴向荷载的止推轴承滚环(thrust bearing runner)25。

旋转轴20的外径应在考虑止推轴承的极限数量之后设计成一定水平以下，并且为了在运转期间的高温环境下进行运转，所有部件均应以较强的力牢固地连结。

在高温环境下，旋转轴由于受热而膨胀，如果叶轮与旋转轴之间的结合由于这种膨胀而松动，则叶轮无法与旋转轴一起旋转，并且可能会发生打滑，而这种问题大大降低了涡轮压缩机的耐久性和可靠。

为了解决这种问题，美国公开专利2004-0005228号(公开日期：2004年01月08日)提出了一种利用系紧螺栓来确保结合力的结构。

图3是示出在先专利的涡轮压缩机的结构的剖视图，图4是示出在先专利的涡轮压缩机的冷却环的结构的图。

如图所示，在先专利涡轮压缩机具有连接杆48贯通旋转轴的轴心并连结旋转轴的多个部件的结构。

转子的永磁体52具有以下结构，其两端对端盖56、58加压，磁体54的外周面被压力套筒54套住，在端盖56、58侧分别配置有第一轴颈轴承轴40和第二轴颈轴承轴44，在所述第一轴颈轴承轴40侧和第二轴颈轴承轴44侧分别配置有叶轮20和推力盘46，连接杆贯通这些部件相连结。

这种结构的优点是如果以在连接杆48作用拉力的方式结合于连接杆48，则可以加强多个部件的结合力，但是，会分成很多个部件，并且这些部件由贯通其中央的连接杆48连结在一起，因此，部件可能以相对于旋转轴的中心具有偏心的状态相结合。

在连接杆48贯通各个部件结合的结构中，每个部件设置有用于允许连接杆48贯通的贯通孔，并且连接杆48必须组装到贯通孔。

另外，为了组装连接杆48，连接杆48的外径与贯通孔的内径之间必须存在游隙，但是由于这种游隙，结合到连接杆48的多个部件无法准确地对准到旋转轴的中心，并且可能以偏心的状态相结合。

因此，当发生偏心时，旋转惯量增加，从而存在降低了压缩机的效率的问题。

另一方面，在先专利涡轮压缩机包括：具有相对于中心轴14对称的形状的外罩12；待压缩流体流过的流入口16；包括叶轮20和扩散器22的压缩部；设置在所述外罩12的内部并包括转子42和定子50的马达；在所述外罩12的内部包围所述定子50的冷却环36。

在所述冷却环36的外周面设置有螺旋形槽38，并设置有用于向所述外罩12和所述冷却环36之间供应和从所述外罩12和所述冷却环36之间回收冷却流体的流入口32和排出口34。

当涡轮压缩机高速旋转时，产生热量。如果没有适当地冷却涡轮压缩机驱动期间所产生的热量，则可能会损坏发生摩擦的部位和驱动马达。

另外，在先专利涡轮压缩机具有以下结构：在外罩12的内部配置冷却环36，将冷却流体供应到所述冷却环36和外罩12之间(形成在冷却环的外周面的槽38)。

这种结构用于冷却涡轮压缩机的外罩12和冷却环36，该结构在冷却马达方面是有效的，但是对于轴承摩擦部而言，是通过间接冷却的方式。

因此，如果涡轮压缩机的转速增加，则对于轴承部分的冷却来说很重要，但是现有技术的结构中存在的问题是，在冷却轴承部分方面并不是很有效。

发明内容

技术课题

本发明是为解决上述问题而提出，其目的在于提供一种涡轮压缩机，该涡轮压缩机通过确保涡轮压缩机的旋转轴的刚性，即使在高速旋转时也能够避免旋转轴的第一次弯曲模态。

另外，本发明的目的在于提供一种涡轮压缩机，该涡轮压缩中结合到旋转轴的多个部件能够更准确地对准到旋转轴的轴心。

另外，目的是提供一种涡轮压缩机，即使在涡轮压缩机高速运转期间所产生的高温环境下，该涡轮压缩机也能够使诸如叶轮等的结构要素保持牢固地固定的状态。

另外，目的是提供适合于小型化的涡轮压缩机。

另外，目的是提供一种涡轮压缩机，该涡轮压缩机具有向止推轴承滚环部分供应流体的冷却流路，从而能够稳定地高速运行。

另外，目的是提供一种涡轮压缩机，该涡轮压缩机能够将通过吐出流路吐出的一部分制冷剂供应到轴承壳体的内部，从而冷却止推轴承部分。

另外，目的是提供一种涡轮压缩机，该涡轮压缩能够通过将叶轮壳体内部的一部分制冷剂供应到轴承壳体的内部来冷却止推轴承部分。

用于解决问题的手段

为了实现上述目的，根据本发明的实施例的涡轮压缩机是两个叶轮的背面相对的背靠背式两级涡轮压缩机，其中两个叶轮可以在施加有预荷载的状态下连结。

另外，在具有相对较大直径的第一叶轮的背面配置止推轴承滚环，可以利用连接杆将所述第一叶轮和止推轴承滚环紧固到旋转轴，并对所述连接杆施加预荷载，由此确保紧固力。

另外，通过提供将第一叶轮和止推轴承滚环的结合轴插入到配置在第一叶轮和止推轴承滚环之间的叶轮套筒的结构，从而可以借助叶轮套筒与结合轴的过盈配合来提供第一叶轮与止推轴承滚环的结合力。

另外，可以提供将连结有第二叶轮的旋转轴的端部的直径减小为多级的结构，从而增大在其中的第二叶轮和旋转轴之间的作用紧固力的接触面积。

另外，在利用驱动马达使叶轮旋转以压缩供应到所述叶轮的制冷剂的涡轮压缩机中，可以使用从所述叶轮吐出的制冷剂来冷却涡轮压缩机的内部。

另外，可以包括冷却流路，所述冷却流路从吐出流路分支出，所述吐出流路用于引导从叶轮吐出的制冷剂，并且所述冷却流路连接到容纳有止推轴承滚环的轴承壳体的内部。

另外，可以包括回收流路，所述回收流路用于将供应到所述轴承壳体的内部的制冷剂返回到叶轮侧。

另外，还可以在所述冷却流路和所述回收流路中的任一个中配置流量调节阀，以调节供应到轴承壳体内部的制冷剂的流量。

另外，当在所述冷却流路的路径上包括热交换器，以使所述冷却流路的制冷剂与穿过所述进气流路吸入的制冷剂进行热交换时，可以降低通过冷却流路供应的制冷剂的温度。

发明的效果

根据本发明的涡轮压缩机，其中，第一叶轮和止推轴承滚环利用连接杆通过施加预荷载来紧固，第二叶轮借助多级旋转轴形状将预荷载施加到旋转轴的小径部来紧固，从而具有能够确保高速旋转的涡轮压缩机的旋转部件之间所需的结合力的优点。

另外，由于容易确保旋转轴的刚性，因此具有能够确保相对更高的运转频率的优点。

另外，通过应用系紧螺栓，具有能够解决叶轮的连结力不足的问题的优点。

另外，具有可以有效地冷却涡轮压缩机中在其动作期间产生热量的部分的优点。

另外，可以在不另外使用制冷剂的情况下，利用供应到叶轮并被压缩的流体来冷却在涡轮压缩机动作期间所产生的热量，以冷却涡轮压缩机，从而具有可以简化用于冷却涡轮压缩机的结构的优点。

另外，通过提供一种直接将流体供应到产生热量的部分的结构，具有可以有效地控制发热部分的温度的优点。

另外，优点在于，通过使得用于冷却的流体与流入叶轮的流体之间进行热交换，可以降低用于冷却的流体的温度，并可以减少所供应的流体的流量。

附图说明

图1是示出现有技术的涡轮压缩机的截面的结构的图。

图2是示出现有技术的涡轮压缩机的旋转轴的结构的图。

图3是示出在先专利的涡轮压缩机的截面的结构的图。

图4是示出在先专利的涡轮压缩机的冷却环的图。

图5是示出根据本发明的第一实施例的涡轮压缩机的旋转轴的结构的图。

图6是根据本发明的第一实施例的涡轮压缩机中的旋转轴和止推轴承滚环相结合的部分的放大图。

图7是根据本发明的第一实施例的涡轮压缩机中的旋转轴和第二叶轮相结合的部分的方大图。

图8是示出根据SUS 304材料的变形量的应力的曲线图。

图9是示出系紧螺栓的变形量与结合力之间的关系的曲线图。

图10是示出根据本发明的第二实施例的涡轮压缩机的结构的构造图。

图11是示出根据本发明的第三实施例的涡轮压缩机的结构的构造图。

图12是示出根据本发明的第四实施例的涡轮压缩机的结构的构造图。

图13是示出根据本发明的第五实施例的涡轮压缩机的结构的构造图。

图14是示出根据本发明的第六实施例的涡轮压缩机的结构的构造图。

图15是示出根据本发明的第七实施例的涡轮压缩机的结构的构造图。

具体实施方式

以下，通过示例性的附图详细说明本实用新型的一些实施例。需要注意的是，在对各附图的构成要素赋予参照符号时，对于相同的构成要素，虽然标记在不同的附图上，但尽可能赋予了相同的符号。另外，在说明本实用新型实施例过程中，对相关的公知结构或功能的具体说明判断为妨碍理解本实用新型的实施例时，省略对其的详细说明。

另外，在说明本实用新型的实施例的构成要素时，可使用第一、第二、A、B、(a)、(b)等用语。上述用语仅为了区别所述构成要素与其它构成要素，不会因上述用语而限定相应构成要素的本质、次序或顺序等。当记载为某一构成要素“连结”、“结合”或“连接”于其它构成要素时，应该理解为上述构成要素可直接连结或连接上述其它构成要素，并且，也可以各构成要素之间“连结”、“结合”或“连接”另一构成要素。

通常，涡轮压缩机是一种离心压缩机，其使叶轮在壳体内旋转以通过该离心力来压缩流体。

涡轮压缩机利用叶轮的旋转力沿轴向吸入气体并沿离心方向吐出气体并进行压缩，通常两级压缩涡轮压缩机已经商业化。

涡轮压缩机根据叶轮的数量来划分级数，根据叶轮的布置形式可以分为背靠背型或面对面型。

背靠背(back to back)型是将叶轮的背面布置成彼此面对的形式，面对面(faceto face)型是将叶轮的吸入端布置成彼此面对的形式。

以下描述的根据本发明的实施例的涡轮压缩机是包括两个叶轮且叶轮的背面布置成彼此面对的两级背靠背式涡轮压缩机。

图5是示出根据本发明的第一实施例的涡轮压缩机的旋转轴的结构的图。

图6是根据本发明的第一实施例的涡轮压缩机中的旋转轴和止推轴承滚环相结合的部分的放大图。

为了实现涡轮压缩机的小型化，最重要的因素是旋转轴的第一次弯曲模态。这是因为旋转轴是高速旋转的，并且是在高压的条件下运转的，所以当旋转轴在运转速度范围内达到第一次弯曲模态时，不能确保运转的可靠性。

为了使旋转轴适合于高速运转，优选地，可以使旋转轴的长度较短且直径较大，以确保轴的刚性。然而，由于还应该在轴的直径中考虑轴承的设计极限DN值(DN numer)，所以在增大轴的直径方面存在限制。

本发明的目的是提供一种涡轮压缩机的结构，该结构能够确保以旋转轴为中心的两个叶轮与止推轴承滚环的紧固力。

参照图5和6，根据本发明的第一实施例的涡轮压缩机包括：旋转轴100，所述旋转轴100包括转子105；止推轴承滚环120，配置在所述旋转轴100的一侧；第一叶轮140，配置在所述止推轴承滚环120的外侧；连接杆(tie rod)160，通过施加预荷载以将所述第一叶轮140和所述止推轴承滚环120紧固至所述旋转轴；第二叶轮180，连结在所述旋转轴100的另一侧。

所述第二叶轮180优选具有小于所述第一叶轮140的外径。

换言之，优选将止推轴承滚环120配置在具有相对较大直径的叶轮的附近。

随着叶轮的直径的增大，施加到叶轮的背面的轴向荷载增加，因此，为了可以有效地支撑叶轮旋转时产生的轴向荷载，将止推轴承滚环120配置在了具有相对较大直径的叶轮的背面。

另外，转子105优选构造成比旋转轴100的另一部分凸出的形状。

转子105包括永磁体，永磁体的尺寸越大，越容易实现高速旋转。

因此，当使转子105部分的外径变大时，可以确保驱动马达的旋转力。

如上所述，如果旋转轴的直径变大，则对于支持旋转轴的轴颈轴承的极限DN值而言是不利的。

极限DN值由旋转轴的直径与转速相乘得到，并且旋转轴的直径越大，DN值越大。

因此，本发明将旋转轴100的转子105两侧的区间形成为小于转子105的直径，从而获得在较高转速下提高稳定性的效果。

根据本发明的涡轮压缩机利用一个连接杆160在施加了预荷载(pre load)的状态下将止推轴承滚环120和第一叶轮140紧固，从而提供能够确保止推轴承滚环120和第一叶轮140的紧固力的结构。

当涡轮压缩机旋转时，第一叶轮140由于旋转产生的压力差而受到朝图中的左侧方向的荷载。

为了抵消该荷载，将预荷载施加到连接杆160，以将第一叶轮140和止推轴承滚环120紧固至旋转轴。

为了使用连接杆160来施加预荷载，紧固有连接杆160的旋转轴100包括中空槽102，所述中空槽102的内径大于连接杆160的外径。

连接杆160的一侧端部紧固到中空槽102，而在另一侧紧固有紧固螺母162。

换言之，当在旋转轴的左侧端部和紧固螺母162之间夹入有止推轴承滚环120和叶轮140的状态下将紧固螺母162拧紧时，连接杆160被拉伸而叶轮140和止推轴承滚环120被压缩并紧固。

因此，通过调节紧固螺母162的紧固程度，可以设定施加到连接杆160的预荷载的大小。

所述中空槽102用于在连接杆160被紧固时使得连接杆160处于拉伸的状态，所述中空槽102的内径优选设定为大于所述连接杆160的外径。

当在连接杆160和中空槽102之间产生摩擦力时，施加到连接杆160的一部分预荷载被连接杆160和中空槽102的内壁之间摩擦力抵消，因此想要使用连接杆160施加的预荷载可能不会起到紧固力的作用。

在第一叶轮140和止推轴承滚环120之间可以包括用于确保第一叶轮140的密封性能的叶轮套筒150。

叶轮套筒150可以形成为凹凸形状，以防止流体在第一叶轮140和叶轮外罩(未图示)之间泄漏。例如，可以由迷宫式密封件(Labrith seal)形成。

根据本发明的叶轮套筒150配置在第一叶轮140和止推轴承滚环120之间，并可以施加用于结合第一叶轮140和止推轴承滚环120的结合力。

如图所示，叶轮套筒150与第一叶轮140结合时使所述第一叶轮140的端部夹入叶轮套筒150的内径，由此，叶轮套筒150可以包围第一叶轮140和止推轴承滚环120的连接部的外周并将两者结合。

为此，在第一叶轮140的内侧和止推轴承滚环120的外侧优选包括结合轴部142、124，所述结合轴部142、124插入叶轮套筒150的内部。

此时，将所述结合轴部142、124的外径设定为大于叶轮套筒150的内径，使得结合轴部142、124以过盈配合的方式结合到叶轮套筒150，从而可以借助叶轮套筒150以在第一叶轮140和止推轴承滚环120之间施加结合力。

此时，所述结合轴部142、124的长度之和优选设定为小于叶轮套筒150的长度。这是为了借助由连接杆160和紧固螺母162所施加的连接杆160的预荷载，使得叶轮套筒150可以在第一叶轮140和止推轴承滚环120之间被压缩并相结合。

这是因为如果将结合轴部142、124的长度之和设定为等于或大于叶轮套筒150的长度，则结合轴部142、124彼此相接，而叶轮套筒150无法被第一叶轮140和止推轴承滚环120压缩。

另外，连结在第一叶轮140和旋转轴100之间的止推轴承滚环120还可以通过过盈配合的方式与旋转轴100相结合。

如图所示，在旋转轴100的中空槽102的端部包括结合槽104，所述结合槽104设定为大于中空槽102的内径，在止推轴承滚环120的内侧包括结合轴122，所述结合轴122可以通过过盈配合的方式结合到结合槽104。

将结合轴122的外径设定为大于结合槽104的内径，使得止推轴承滚环120的结合轴122通过过盈配合的方式结合到结合槽104。

这是为了增加止推轴承滚环120与旋转轴100接触的面积，从而确保了止推轴承滚环120与旋转轴之间的结合力，其中，止推轴承滚环120夹入推力第一叶轮140与旋转轴100之间。

另一方面，止推轴承滚环120中夹入结合槽104的长度优选设定为短于结合槽104的深度。

这是为了可以借助施加到连接杆160的预荷载来在止推轴承滚环120和旋转轴100的左侧端部之间施加压缩力。

图7是示出根据本发明的第一实施例的涡轮压缩机的旋转轴和第二叶轮相结合的部分的方大图。

参照上图，第二叶轮180具有与第一叶轮140相比相对较小的直径，优选以多级的方式与旋转轴相结合，以确保与旋转轴100的结合力。

第二叶轮180可以使用紧固螺母164直接紧固到旋转轴。

旋转轴中紧固有第二叶轮180的端部优选具有直径减小为两级的多级结构。

在下文中，旋转轴的直径最大的部分称为大径部100-1，旋转轴的直径最小的部分称为小径部100-3，直径大小在小径部100-3和大径部100-1之间的部分称为中径部100-2。

第二叶轮180结合到中径部100-2和小径部100-3。

第二叶轮180包括底板182和配置于底板182的叶轮叶片184。

第二叶轮180的旋转轴紧固孔中，底板182具有与中径部100-2相对应的内径，而叶轮叶片184侧具有与小径部100-3相对应的内径。

这种结构的优点在于，可以减小叶轮叶片184侧的内径，并增加叶轮叶片184的有效面积。

另外，可以将旋转轴100与第二叶轮180的紧固力设定得更强。

当第二叶轮180与旋转轴100以多级结合时，旋转轴的径向表面与第二叶轮180接触，从而增加了接触面积。

因此，可以提高第二叶轮180与旋转轴100的紧固力。

第二叶轮180的内侧表面由旋转轴100的大径部100-1和中径部100-2之间的第一阶梯面103来支撑，形成在第二叶轮180的底板182内部的阶梯面由旋转轴100的中径部100-2和小径部100-3之间的第二阶梯面105支撑。

这种结构在第二叶轮180通过过盈配合或热缩配合的方式结合到旋转轴100时，具有增大了有摩擦力作用在其中的结合面积的效果。

另外，当紧固了紧固螺母164时，第二叶轮180借助紧固螺母164被压缩在旋转轴的第一阶梯面103和紧固螺母164之间，旋转轴100的中径部100-2和小径部100-3被拉伸。

因此，可以通过调节紧固螺母164的紧固力，将预荷载施加到旋转轴100的中径部100-2和小径部100-3。

这种结构使承受最大的力的第一叶轮140和第二叶轮180前后对称，从而具有使前后的变形程度相同的效果。

如果变形偏向一侧，则由于高速运转期间的变形，涡轮压缩机的可靠性可能会降低。

当使用连接杆160紧固时，可以借助紧固螺母162的拧紧力以将拉伸荷载施加到连接杆160的状态进行紧固。

换言之，由于可以通过将预紧力施加到连接杆160来进行紧固，因此即使由于热膨胀等而发生变形，因施加有预紧力，从而可以使施加到连接杆160的预荷载吸收由于热膨胀引起的变形导致的减小的拉力，由此可以实现牢固的连结。

本发明为了提供一种减小涡轮压缩机的尺寸的同时能够高速旋转的结构，第一叶轮和止推轴承滚环通过使用连接杆施加预荷载来紧固，第二叶轮通过多级旋转轴的形状将预荷载施加到旋转轴的小径部来紧固，从而具有能够确保高速旋转的涡轮压缩机的旋转部件之间所需的结合力的效果。

在图2所示的现有技术的涡轮压缩机中，使长度为177mm且外径为12.5mm的旋转轴以200000rpm旋转的实验结果如下。

第一次弯曲时的频率为2250.5Hz，DN值为2500000mm-rpm，因此表现为第一次弯曲时的频率在运转速度范围内不适于高速运转。

另一方面，在图5所示的根据本发明的第一实施例的涡轮压缩机中，使长度为135.5mm且外径为14.5mm的旋转轴以200000rpm旋转的实验结果如下。

第一次弯曲时的频率为51362.2Hz，DN值为2900000mm-rpm，因此表现为第一次弯曲时的频率在运转速度范围外适合于高速运转。

图8是示出根据SUS 304材料的变形量的应力的曲线图，图9是示出连接杆的变形量与结合力之间的关系的曲线图。

参照图8和图9，当以将SUS 304材料用作连接杆的材料的情况为例时，在SUS 304材料的变形量与应力之间的关系曲线图中，当将3作为安全系数时，可知变形量在25um以内。

另外，如果将连接杆的变形量设定在7至25um范围内，则旋转轴的预荷载可以设定为500至1800N。

图10是示出根据本发明的第二实施例的涡轮压缩机的结构的构造图。

参照图10，根据本发明的第二实施例的涡轮压缩机201包括：驱动马达210，具有旋转轴212；叶轮230，与旋转轴结合；止推轴承滚环250，支撑旋转轴的轴向荷载；壳体220、240、260，分别容纳所述驱动马达210、叶轮230和止推轴承滚环250。

壳体可以分为容纳驱动马达210的马达壳体220、容纳叶轮230的叶轮壳体240和容纳止推轴承滚环250的轴承壳体260。

在马达壳体220的内部配置有驱动马达210的定子。

叶轮壳体240与叶轮230一起构成压缩部。在压缩部中连接有流入流路310和吐出流路320，所述流入流路310用于引导作为待压缩对象的流体的流入，所述吐出流路320用于引导在压缩部被压缩之后吐出的流体。

另外，还可以包括从吐出流路320分支并连接到轴承壳体260的冷却流路350。

将通过涡轮压缩机201的吐出流路320吐出的一部分流体供应到容纳有止推轴承滚环250的轴承壳体260内部，可以冷却从止推轴承滚环250产生的热量。

上述涡轮压缩机201包括：驱动马达210；马达壳体220；与旋转轴212结合的叶轮230；叶轮壳体240；与旋转轴212结合的止推轴承滚环250；容纳所述止推轴承滚环250的轴承壳体260；将流体引导至所述叶轮壳体240的流入口的流入流路310；引导从所述叶轮壳体240的吐出口吐出的流体的吐出流路320；连接所述吐出流路320和所述轴承壳体260以将流体供应到轴承壳体260的内部的冷却流路350。

这种结构可以利用作为待压缩对象的流体来冷却涡轮压缩机，而无需使用单独的制冷剂来冷却涡轮压缩机本身。因此，可以删除现有技术结构中的冷却环或与冷却环连接的制冷剂的流入口和排出口。

尤其，冷却环形成为围绕驱动马达的外周面的形状，通过删除所述冷却环，可以减小涡轮压缩机的尺寸。

另外，将穿过吐出流路320吐出的一部分流体供应到轴承壳体260内部，由此冷却止推轴承滚环250。

此时，在冷却流路350的路径上可以包括流量调节装置，该流量调节装置用于调节穿过冷却流路350而供应到轴承壳体260内部的流体的流量。

还可以利用冷却流路350的截面积来调节穿过冷却流路350供应的流体的流量。换言之，可以通过在冷却流路350的一部分区间配置孔口或毛细管来调节流过冷却流路350的流体的流量。

所述涡轮压缩机201是将穿过吐出流路320吐出的一部分流体供应到轴承壳体260内部的结构。

因此，当通过涡轮压缩机201的冷却流路350供应的流体的流量过大时，压缩机的性能会降低。

由于这种原因，应该适当地调节通过冷却流路350供应到轴承壳体260的流体的流量。

另外，为了防止流体的回流，在所述冷却流路350的路径上还可以包括止回阀(未图示)。

图11是示出根据本发明的第三实施例的涡轮压缩机的结构的构造图。

参照图11，与第二实施例相同，根据本发明的第三实施例的涡轮压缩机202包括驱动马达210、马达壳体220、叶轮230、叶轮壳体240、止推轴承滚环250、轴承壳体260、流入流路310、吐出流路320、冷却流路350。

另外，还包括回收室270和回收流路280，所述回收室270用于回收穿过所述冷却流路350供应到所述轴承壳体260内部的流体，回收流路280用于使容纳于所述回收室270的流体返回到压缩部。

回收室270提供暂时储存流体的空间，以使穿过冷却流路350供应的流体在经由轴承壳体260之后暂时被储存在该回收室270中，从而起到能够将流体稳定地供应到轴承壳体260的作用。

流体是由于压力差而流动的，因此可以利用冷却流路350与回收室270之间的压力差来设定穿过轴承壳体260的流体的流速和流量。

另外，所述涡轮压缩机202还包括回收室270和回收流路280。

所述涡轮压缩机202利用回收室270回收用于冷却止推轴承滚环250时使用的流体，并通过回收流路280将流体供应到流入流路310，以防止因流体的泄漏而引起的损失。

从吐出流路320供应的流体处于高压状态，但是当这种流体经由轴承壳体260内部和回收室270时，压力降低。

此时，提供如下结构，压力降低的流体穿过回收流路280被回收到流入流路310侧，被回收的流体可以穿过叶轮230可以被重新压缩。

另一方面，尽管在根据本实施例的涡轮压缩机202中未示出，但是在所述回收流路280中还可以包括流量调节阀。

利用回收流路280中包括的流量调节阀，可以调节供应到轴承壳体260内部的流体的流量和流速。

图12是示出根据本发明的第四实施例的涡轮压缩机的结构的构造图。

参照图12，根据本发明的第四实施例的涡轮压缩机203包括：驱动马达210，所述驱动马达210包括旋转轴212；马达壳体220，容纳所述驱动马达210；叶轮230，结合到所述旋转轴212的一侧；叶轮壳体240，容纳所述叶轮230；止推轴承滚环250，结合到所述旋转轴的另一侧；轴承壳体260，容纳所述止推轴承滚环250；流入流路310，将流体引导到所述叶轮壳体240的流入口；吐出流路320，引导从所述叶轮壳体240的吐出口吐出的流体；冷却流路350，连接所述吐出流路320和所述轴承壳体260以将流体供应到轴承壳体260的内部；回收室270，将经由所述轴承壳体260的流体容纳到所述回收室270；回收流路280，将容纳于所述回收室270的流体引导到所述流入流路310；流量调节阀352，所述流量调节阀352包括在所述冷却流路350中并调节流过所述冷却流路的流体的流量。

所述涡轮压缩机203还包括流量调节阀352，所述流量调节阀352调节流过冷却流路350的流体的流量，从而可以调节供应到轴承部的流体的流量。

例如，在不需要冷却止推轴承滚环时的低速运转期间，关闭流量调节阀352以防止压缩效率降低，在高速运转期间，打开流量调节阀352，以使流体穿过冷却流路350供应到轴承壳体260内部。

可以通过与轴承壳体内部的温度或驱动马达的转速联动来调节流量调节阀352的打开程度。

图13是示出根据本发明的第五实施例的涡轮压缩机的结构的构造图。

参照图13，根据本发明的第五实施例的涡轮压缩机204包括：驱动马达210，所述驱动马达210包括旋转轴212；马达壳体220，容纳所述驱动马达210；叶轮230，结合到所述旋转轴212的一侧；叶轮壳体240，容纳所述叶轮230；止推轴承滚环250，结合到所述旋转轴的另一侧；轴承壳体260，容纳所述止推轴承滚环250；流入流路310，将流体引导到所述叶轮壳体240的流入口；吐出流路320，引导从所述叶轮壳体240的吐出口吐出的流体；冷却流路350，连接所述吐出流路320和所述轴承壳体260以将流体供应到轴承壳体260内部；回收室270，将经由所述轴承壳体260的流体容纳到所述回收室270；回收流路280，将容纳于所述回收室270的流体引导到所述流入流路310；流量调节阀352，所述流量调节阀352包括在所述冷却流路350中并调节流过所述冷却流路的流体的流量；压力传感器354，所述压力传感器354包括在所述流量调节阀的下游侧，并检测经由所述流量调节阀的流体的压力；控制部356，接收由所述压力传感器354检测到的压力以调节所述流量调节阀352的打开程度。

所述涡轮压缩机204在流量调节阀352的下游侧包括压力传感器354，并测量穿过冷却流路350供应的流体的实际压力，从而具有能够更准确地控制要供应到轴承壳体260的流体的流量的效果。

图14是示出根据本发明的第六实施例的涡轮压缩机的结构的构造图。

参照图14，根据本发明的第六实施例的涡轮压缩机205包括：驱动马达210，所述驱动马达210包括旋转轴212；马达壳体220，容纳所述驱动马达210；叶轮230，结合到所述旋转轴212的一侧；叶轮壳体240，容纳所述叶轮230；止推轴承滚环250，结合到所述旋转轴212的另一侧；轴承壳体260，容纳所述止推轴承滚环250；流入流路310，将流体引导到所述叶轮壳体240的流入口；吐出流路320，引导从所述叶轮壳体240的吐出口吐出的流体；冷却流路350，连接所述吐出流路320和所述轴承壳体260以将流体供应到轴承壳体260内部；回收室270，将经由所述轴承壳体260的流体容纳到所述回收室270；回收流路280，将容纳于所述回收室270的流体引导到所述流入流路310；热交换器360，所述热交换器360包括在所述冷却流路350的路径上并配置在所述流入流路310的内部。

所述涡轮压缩机205可以使穿过流入流路310流入的相对低温的流体在经由热交换器360时与穿过冷却流路350供应的相对高温的流体进行热交换，从而具有可以降低穿过冷却流路350供应的流体的温度的效果。

所述热交换器360优选配置成不干扰吸入流体的流动。

例如，当配置为翅管式热交换器时，翅片优选平行于吸入流体的流动方向布置。

由于穿过冷却流路350供应的流体用于冷却轴承壳体260的内部，因此随着流体的温度降低，冷却效果增强。

当冷却效果增强时，可以以相对较小的流体流量获得期望的轴承部的冷却效果。

当在流体回路循环的流体的温度相对较高时，这种结构具有可以消除冷却不足现象的效果。

图15是示出根据本发明的第七实施例的涡轮压缩机的结构的构造图。

参照图15，根据本发明的第七实施例的涡轮压缩机206包括：驱动马达210，所述驱动马达210包括旋转轴；马达壳体220，容纳所述驱动马达210；叶轮230，结合到所述旋转轴212的一侧以与所述旋转轴一起旋转；叶轮壳体240，容纳所述叶轮230并包括将由所述叶轮230加速的气体的流动转换为压力的扩散器；止推轴承滚环250，结合到所述旋转轴212的另一侧以与所述旋转轴212一起旋转；轴承壳体260，支撑所述止推轴承滚环250；流入流路310，引导流入所述叶轮壳体240的流体；吐出流路320，引导从所述叶轮壳体240吐出的流体；冷却流路350，与所述叶轮壳体的扩散器连接以将所述扩散器的流体引导到所述轴承壳体；回收室270，将从所述轴承壳体260吐出的流体容纳到回收室270；回收流路280，将容纳于所述回收室270的流体引导到所述流入流路。

在所述涡轮压缩机206中，冷却流路350与叶轮壳体240连接，而不与吐出流路320连接。

与吐出流路320内部的流体相比，叶轮壳体240内部的流体具有相对较低的压力，因此可以减少由于供应到冷却流路的流体的流量引起的压缩损失。

另外，可以应用上述实施例的流量调节阀、压力传感器、控制部的构造。

Claims (5)

1.一种涡轮压缩机，其中，包括：

旋转轴，所述旋转轴包括转子，在所述旋转轴的一侧包括中空槽；

第一叶轮，配置在所述旋转轴的配置有中空槽的一侧，并且所述第一叶轮的背面朝向所述旋转轴；

止推轴承滚环，配置在所述第一叶轮和所述旋转轴之间；

第二叶轮，具有与所述第一叶轮相比相对较小的直径，所述第二叶轮以所述第二叶轮的背面朝向所述旋转轴的方式配置在所述旋转轴的另一侧；

连接杆，具有小于所述中空槽的内径的外径，所述连接杆的一侧端部贯通所述第一叶轮和所述止推轴承滚环并在施加有预荷载的状态下紧固于所述中空槽；以及

紧固螺母，紧固在所述连接杆的另一侧，

在所述中空槽的端部包括结合槽，所述结合槽设定为大于所述中空槽的内径，所述止推轴承滚环包括插入到所述中空槽的结合轴，所述结合轴以过盈配合的方式结合到所述结合槽，并且插入到所述结合槽的所述结合轴的长度小于所述结合槽的长度，

所述连接杆根据将所述紧固螺母拧紧的动作而被拉伸，所述第一叶轮和所述止推轴承滚环被压缩并紧固，

还包括叶轮套筒，在所述第一叶轮和所述止推轴承滚环之间夹入有所述叶轮套筒，

所述第一叶轮和所述止推轴承滚环包括插入到所述叶轮套筒的结合轴部，

所述第一叶轮的结合轴部的长度与所述止推轴承滚环的结合轴部的长度之和小于所述叶轮套筒的长度。

2.根据权利要求1所述的涡轮压缩机，其中，

所述第一叶轮的结合轴部和所述止推轴承滚环的结合轴部以过盈配合的方式结合到所述叶轮套筒。

3.根据权利要求1所述的涡轮压缩机，其中，

所述旋转轴包括通过将所述旋转轴的与所述第二叶轮结合的端部的直径减小为两级而形成的中径部和小径部，

在所述第二叶轮的底板的内部配置有中径部和小径部之间的阶梯面。

4.根据权利要求1所述的涡轮压缩机，其中，

包括在所述旋转轴的中心的转子形成为从所述旋转轴凸出的形态。

5.根据权利要求1所述的涡轮压缩机，其中，

所述连接杆由SUS 304材料制成，并且在被紧固时使得变形量在7um至25um范围。