CN113646539A - 具有用于排放出口的阻尼轴向止回阀的压缩机单元 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种用于使用制冷剂的制冷系统的压缩机单元(200)。压缩机单元(200)包括：用于压缩制冷剂的离心式压缩机(201)，其中，压缩机(201)具有用于排放经压缩的制冷剂的排放出口(204)；以及止回阀(1；100；301a)。止回阀(1；100；301a)的入口(83)与压缩机(201)的排放出口(204)处于流体连接。为了提供更可靠和更安静的压缩机单元(200)，止回阀(1；100；301a)是包括阻尼机构(41，50；50，141)的喷嘴式止回阀，其中，止回阀(1；100；301a)的关闭参数在50s/m²与2000s/m²之间，其中，关闭参数是止回阀(1；100；301a)的关闭时间除以止回阀(1；100；301a)的端口面积。

Description

具有用于排放出口的阻尼轴向止回阀的压缩机单元

技术领域

本发明涉及一种用于使用制冷剂的制冷系统的压缩机单元。压缩机单元包括用于压缩制冷剂的离心式压缩机，其中，压缩机具有用于排放经压缩的制冷剂的排放出口。压缩机单元进一步包括止回阀，其中，止回阀的入口与压缩机的排放出口处于流体连接。

背景技术

离心式压缩机通常进一步包括：制冷剂入口；可旋转叶轮，其固定到压缩机轴；压缩机扩压器；以及用于随叶轮旋转压缩机轴的电机。来自制冷系统的低压侧的制冷剂通过制冷剂入口被吸入压缩机中。然后，制冷剂被压缩机压缩并从排放出口排出到制冷系统的高压侧。

更详细地，制冷剂从入口流到旋转叶轮。通过叶轮旋转，叶轮使制冷剂加速。制冷剂的流动速度(单位：m/s)增加且制冷剂的动能显著增加。离开叶轮的制冷剂可以以与相应的声速几乎一样高的流动速度移动。扩压器将加速的制冷剂的至少一部分动能转化为制冷剂的附加静压力。因此，在排放出口处的制冷剂出口压力远高于在制冷剂入口处的制冷剂入口压力。

止回阀保护压缩机以防损坏。特别地，如果在压缩机运行时存在电力故障，则压缩机突然停止。因此，在没有止回阀的情况下，将发生制冷剂通过压缩机而突然逆流：制冷剂通过压缩机从高压侧流回到低压侧。逆流与期望的顺流方向相逆。压缩机会被这种逆流严重损坏。例如，压缩机可能遭受叶轮和压缩机轴的有害的反向旋转。

设置止回阀以防止逆流。如果制冷剂在排放出口后沿顺向的流动速度减小到一定量以下或甚至转向，则止回阀迅速关闭。因此，避免了过多的制冷剂会从高压侧流回到压缩机中。

一般而言，采用不同类型的止回阀，例如旋启式止回阀、翻转盘式止回阀或双瓣止回阀。通常，止回阀是基于当前的行业惯例和最低成本来选择的。

旋启式止回阀是最常用的。它们价格低廉且不需要外部控制。此外，如果它们完全打开，则它们允许沿顺向进行比较畅通无阻的流动。然而，旋启式止回阀往往具有相当长的关闭时间。因此，可能并非完全防止制冷剂逆流到压缩机中。至少通过几次回流发生，压缩机的寿命会缩短。此外，旋启式止回阀可能易于引起喘振。

如果止回阀关闭以防制冷剂的强烈的逆流，则在止回阀下游的高压侧处会出现压力脉冲。这种现象称为喘振(在下文中也称为止回阀喘振)。如果压缩机突然停止，则会发生这种情况：制冷剂的顺流减少，流动方向反向。如果在止回阀完全关闭前已建立了实质逆流，则当止回阀最终完全关闭时，此逆流被止回阀突然阻挡。然而，在止回阀下游的制冷剂由于其逆流流动速度所致而仍然具有动能和冲量。然后，这种动能或冲量被转化为附加压力。结果，在止回阀的下游侧处出现突然的超压。压力波(或冲击波)传播通过在止回阀下游的制冷系统。这引起嘈杂的“锤子”声。锤子声由在压力波传播通过的止回阀下游的管道快速伸展产生。应指出的是，典型的锤子声不是由止回阀本身的关闭引起的，特别地不是由任何阀部件在快速关闭时撞击到阀座上引起的。止回阀喘振会对制冷系统的部件造成相当大的损坏。

止回阀喘振的风险可以通过预加载止回阀来降低，使得即使流速没有反转但降到确定的最小流速以下，止回阀也会关闭。然而，在后一种情况下，制冷剂系统不能以低流速操作。此外，即使流速超过了最小流速，效率也可能降低，因为止回阀由于预加载而并未完全打开。这降低了低流速的效率。进一步地，即使沿着顺流方向只有小的压降，止回阀单元也应打开。因此，止回阀单元并不阻碍制冷剂的顺流。

如果出现反向压降和制冷剂反向流动，则止回阀单元应尽快关闭。通常，期望打开和关闭止回阀单元的时间短。为了确保打开和关闭时间短，在其阀轴的移位方面的阻尼必须是小的。因此，需要较小的力来快速打开或关闭止回阀单元。

在离心式压缩机中会出现另外的一种类型的喘振(在下文中称为压缩机喘振)。如果通过压缩机的制冷剂的流速降到最小流速以下，则尤其发生压缩机喘振。在低于最小流速的情况下，压缩机的操作变得不稳定。

在压缩机喘振期间，压缩机的出口压力明显波动。在所谓的深度压缩机喘振中，压缩机中的流速可能甚至反转(负流速)。另外，压缩机轴的转速可以变化，并且用于驱动压缩机的电机的电流可以猛烈地波动。会出现明显的振动和嘈杂的噪音。例如，在压缩机喘振期间，压缩机可能产生可听见的砰砰声(比如低沉的敲击声)。

压缩机喘振会对压缩机本身和制冷系统的其他零件有害。例如，明显的压缩机喘振会损坏或甚至毁坏压缩机。特别地，由于反复的压缩机喘振所致的疲劳，叶轮的叶片会出现故障。如果出现明显的压缩机喘振，则即使是瞬间的机械叶片故障也是可能的。压缩机喘振还会损坏压缩机轴的轴承。

通常，离心式压缩机被构造成承受偶尔的轻微喘振。尽管如此，即使是这种偶尔的轻微喘振也可能产生不期望的、令人担忧的噪音和振动。此外，因为喘振加剧了疲劳，因此可能缩短压缩机和制冷系统的其他部件的寿命。

基本地，止回阀可以保护压缩机免受明显的深度喘振，因为它在关闭时阻挡了制冷剂从高压侧的进行中的逆流。

上文指出的是，如果止回阀的关闭时间短，则在电力故障的情况下由于止回阀喘振所致的损坏的风险降低或甚至排除。因此，通常，期望使止回阀的阻尼和关闭时间尽可能小。

可以通过几种方式来减少关闭时间。例如，可以减小止回阀的运动零件的质量。运动零件可以表示为了关闭止回阀以便实现密封来达到止回功能而必须移动的所有零件。然而，在压缩机喘振期间，压缩机在喘振期间不能在压缩机出口处产生恒定的流速。压缩机喘振常常以反复、循环的方式(喘振周期)发生。排放出口处的压力根据喘振周期而变化。

如果运动零件的质量非常小，则止回阀变得更易于发生阀颤振。阀颤振引起不期望的噪音和不期望的流速损失。它还引起止回阀的附加磨损和疲劳。例如，用于实现止回功能的止回阀的密封表面将遭受阀颤振。此外，用于促动止回阀处于其关闭状态的弹性元件(若有的话)可能发生阀颤振。尤其地，由于进行中的压力波动所致，在压缩机喘振期间会出现阀颤振。止回阀的明显的阀颤振会甚至导致对应的反复的止回阀喘振，因为根据喘振周期发生逆流和止回阀撞击。

还已发现的是，止回阀的阀颤振可能甚至在某些条件下放大与压缩机喘振有关的喘振周期。特别地，阀颤振可能增加喘振周期的大小和/或频率。令人惊讶地，随着止回阀处于这些条件下，压缩机喘振的负面影响会甚至更糟，尤其是在与进行中的喘振周期有关的疲劳方面。即使压缩机被设计成承受偶尔的轻微喘振，它也可能由于因压缩机喘振和阀颤振无意中相互作用引起的疲劳所致而损坏。

发明内容

本发明的目的是提供一种更可靠和更安静的压缩机单元。

此目的通过根据权利要求1的压缩机单元来解决。

压缩机单元包括：用于压缩制冷剂的离心式压缩机，其中，该压缩机具有用于排放经压缩的制冷剂的排放出口；以及

止回阀，其中，该止回阀的入口与压缩机的排放出口处于流体连接。

根据本发明，止回阀是包括阻尼机构的喷嘴式止回阀，其中，止回阀的关闭参数在50s/m²与2000s/m²之间，其中，关闭参数是止回阀的关闭时间除以止回阀的端口面积。

喷嘴式止回阀提供止回功能，以保护压缩机免受制冷剂的不期望的逆流。如果止回阀中制冷剂的顺流流速降到预定的停止流速以下，则止回阀关闭。例如，预定的停止流速可为零。

喷嘴式止回阀提供短的关闭时间。如果止回阀关闭得非常快，则在止回阀完全关闭前不会建立制冷剂的实质逆流。因此，止回阀喘振的风险得以降低或排除。至少而言，通过使用喷嘴式止回阀降低了喘振(若有的话)的严重程度。因此，所提出的压缩机单元更可靠。此外，在止回阀下游的压缩机单元部件不再会受到强烈的喘振冲击波的损坏。具有喷嘴式止回阀的压缩机单元远没有那么易于由于止回阀喘振所致而产生不期望的噪音。

进一步地，喷嘴式止回阀具有低压降。换句话说，喷嘴式止回阀对制冷剂沿顺向的流动影响很小。这改进了压缩机单元的效率。

喷嘴式止回阀是低惯性止回阀。仅低惯性是必要的，以改变止回阀的状态。低惯性止回阀快速响应于制冷剂的流速变化。

然而，与进一步减少关闭时间的普遍期望相反，本公开建议采用具有附加阻尼机构的喷嘴式止回阀，使得关闭参数在50s/m²与2000s/m²之间。自然地，与没有附加阻尼机构的类似止回阀相比，附加阻尼机构将增加关闭时间。另一方面，喷嘴式止回阀远没有那么易于发生阀颤振。阻尼机构减少或甚至完全抑制止回阀的阀颤振，即使在压缩机喘振的情况下和/或在低流速的情况下也是如此。与阀颤振有关的噪音得以抑制或完全防止。阻尼还降低了进行中的快速喘振周期的风险，快速喘振周期损害恢复恒定流。

特别地，阻尼机构抑制止回阀在喘振情况下的反复的撞击性关闭。尤其地，防止了进行中的、反复的止回阀喘振。这提高了在止回阀下游的部件的寿命。

上文描述了止回阀的非常短的关闭时间造成了止回阀的阀颤振。例如，如果关闭时间小于0.05s，则这可为适用的。关闭参数的指示范围一方面确保了对止回阀喘振和强烈的压缩机喘振的充分抑制，以及另一方面确保了对阀颤振的充分抑制。通过使用具有非常短的基本关闭时间(无阻尼)的喷嘴式止回阀和附加的、专门适配和调节的阻尼机构的组合，可靠地确保了所提出的关闭参数。

运动零件的不期望的快速振荡被阻尼。即使流速是小的并且即使喷嘴式止回阀未完全打开，喷嘴式止回阀的开度也保持更稳定。与常规压缩机单元相比，止回阀在较低的流速下操作更稳定。因此，在制冷剂的低流速下扩大了压缩机单元的操作范围。

因此，令人惊讶地，尽管通过添加阻尼机构增加了关闭时间，但提供附加阻尼机构是有利的。

附加阻尼机构进一步防止了喘振周期的频率由于快速阀颤振所致而增加。由于喘振周期(若有剩余的话)的频率较低，因此对应的负载周期数和相关联的疲劳加载通过阻尼机构而减少。因此，提高了止回阀和压缩机的寿命。

综上所述，本发明提高了压缩机单元的可靠性、效率和操作范围并减少了令人不快的噪音。

在本发明的优选实施例中，阻尼机构包括用于阻尼止回阀的运动零件的运动的流体阻尼器。例如，阻尼机构可由流体阻尼器组成。这是实施阻尼机构的一种具成本效益且可靠的方式。由于由压缩机排放的流体可至少基本上为气态，因此此流体阻尼器可构成气体阻尼器。

优选地，从压缩机的排放出口到止回阀的入口的流体连接件的内部容积在0.002m³到0.020m³的范围内。

即使在压缩机喘振的情况下止回阀已完全关闭，具有高压的残留量的制冷剂仍然位于该内部容积中。尽管止回阀关闭，但是该残留量的至少一部分可以流回到压缩机中。通过减小内部容积来减小残留量。因此，当止回阀关闭时，即使残留量的仅很小一部分逆流，内部容积中的残留制冷剂的压力也迅速下降。更一般而言，内部容积越小，可能通过残留量损坏压缩机的能量“存储”在残留容积中的能量越少。如果内部容积足够小，则不再有通过残留量损坏压缩机的风险。

小的内部容积与用于止回阀的附加阻尼机构相结合是特别有利的。如上文所指出的，阻尼机构往往增加关闭时间。因此，与没有阻尼机构的止回阀相比较，在止回阀完全关闭前在压缩机喘振或压缩机突然停止(例如，由于电力故障所致)的情况下可通过止回阀流回的制冷剂量也往往更大。所述量在本公开中也称为“止回延迟量”。

然而，在压缩机中可以流回的制冷剂总量及因此对应的能量不仅取决于止回延迟量，而且取决于内部容积(如上文所描述)。因此，在内部容积小的情况下，止回阀的更强烈阻尼、止回阀的对应的更长关闭时间、以及最终更大的止回延迟量是可容忍的，而没有损坏压缩机的风险。更强烈的阻尼进一步降低了阀颤振的风险。

此外，小的内部容积允许在发生喘振时内部容积中的快速压力恢复。因此，减少了喘振的负面影响。

根据本发明的优选实施例，止回阀的关闭参数在100s/m²与1000s/m²之间。在此范围内，阀颤振和止回阀喘振甚至不太可能。

优选地，从压缩机的排放出口到止回阀的入口的流体连接件包括弯管。更优选地，流体连接件可由弯管形成。根据另一个方面，弯管可与止回阀的壳体的至少一部分一体地形成。这减小了压缩机单元的尺寸和成本。此外，弯管与止回阀之间的无过渡连接确保了制冷剂的顺畅流动以及连接的高度完整性和可靠性。弯管可直接固定到压缩机。

优选地，压缩机包括至少两个级。换句话说，压缩机包括：第一级，其包括第一叶轮；以及至少第二级，其包括第二叶轮。可以利用单级离心式压缩机获得的最大压力比是有限的。通过添加至少第二级，获得了更高的压力比。因此，如果入口压力保持恒定，则可以供应更高的出口压力。由此，提高了压缩机单元的(及因此制冷系统的)功率容量。第一叶轮和第二叶轮两者都可固定到同一压缩机轴。

附加地或替代地，压缩机是离心式涡轮压缩机。涡轮压缩机提供高效率并以低噪音操作。压缩机可包括至少第一级，该第一级包括用于使制冷剂加速的可旋转的第一叶轮。

一般而言，在离心式压缩机中，叶轮可以固定到压缩机轴的在两个轴承之间的中间部分。离心式涡轮压缩机是悬臂式机器。换句话说，叶轮位于压缩机轴的远离轴承延伸的自由端部分处。尤其地，第一级的第一叶轮可以位于自由端处。因此，可以不受限制地形成第一叶轮的上游侧。此外，制冷剂可以沿着压缩机轴的轴向方向居中地接近第一叶轮，因为压缩机轴沿轴向方向不延伸超过第一叶轮。附加地，离心式涡轮压缩机允许将高功率容量与小尺寸相结合。

优选地，压缩机包括用于驱动叶轮的永磁电机。一方面，永磁电机减小了压缩机的尺寸和重量。另一方面，永磁电机确保了高效率。

附加地或替代地，压缩机是包括用于压缩机轴的磁轴承系统的无润滑剂压缩机，其中，磁轴承系统包括至少一个磁轴向轴承和至少一个磁径向轴承。当压缩机通电时，磁轴承系统防止压缩机轴和叶轮(或多个叶轮)与轴承或压缩机的任何其他零件发生机械接触。包括压缩机轴和叶轮(或多个叶轮)的压缩机轴组件被磁性地悬浮并保持就位。因此，轴承不易于发生机械磨损。无润滑剂磁轴承提供安静、可靠的操作。这提高了寿命和效率。不需要润滑剂，特别是不需要油。与传统的上了的的设计相比，这减少了维护，消除了长期性能下降，并将灾难性故障的风险降到最低。此外，磁轴承系统降低了噪音。例如，在US 5,514,924 A中描述了一种用于为轴提供径向和轴向负载支撑的主动磁轴承系统。

更优选地，轴承系统包括用于监测压缩机轴的位置每秒至少1000次的传感器系统，其中，该至少一个磁轴向轴承和该至少一个磁径向轴承至少基于传感器系统的输出来数字控制，并且其中，轴承系统被构造用于对压缩机轴的轴承进行主动间隙调节。

主动间隙调节允许轴承适应压缩机的变化的操作条件，特别是适应电机轴的变化的流速和/或变化的转速。压缩机轴可取决于所需的输出以不同的转速来旋转。例如，转速可以高达32000rpm。主动间隙调节还允许对负载和/或流动速率的突然变化进行补偿。

更详细地，传感器系统可包括至少一个传感器环，其中，该传感器环包围压缩机轴。更优选地，传感器系统包括至少两个传感器环。每个传感器环可适于监测压缩机轴的轴向位置、轴向速度、旋转位置和/或转速。最优选地，第一传感器环被定位成与第一径向磁轴承相邻，并且第二传感器环被定位成与第二径向磁轴承相邻。轴承系统可包括控制器，该控制器被构造用于控制主动间隙调节。传感器环可分别连接到轴承系统的控制器。

最优选地，主动间隙设定(clearing)调节的响应时间小于止回阀的关闭参数。为了比较这些值的目的，以单位s/m²(秒/平方米)来指示关闭参数，并且以单位s(秒)来指示响应时间。尽管这些值涉及不同的物理量，但它们可以进行比较。

主动间隙设定调节的快速响应时间允许在轻微喘振的情况下甚至对压缩机轴组件上的快速变化的负载进行补偿。即使在喘振的情况下，压缩机轴组件也不与压缩机的任何其他零件发生碰撞。当前的主动间隙设定调节实施例允许小于1μs的响应时间，例如大约几纳秒。因此，根据本发明，止回阀没必要尽快关闭。主动间隙设定调节可以至少对开始的轻微喘振扰动进行补偿。然而，必须通过及时关闭止回阀来防止深度喘振和/或制冷剂的实质回流。例如，响应时间可小于0.1ms，更优选地小于50μs。

如上文已经指出的，假设止回阀的阻尼机构防止喘振周期的频率由于快速阀颤振所致而增加。由于喘振周期(若有剩余的话)的频率较低所致，主动间隙设定调节更好地能够对与喘振周期有关的任何扰动进行补偿。这附加地降低了压缩机损坏的风险。

特别的，将主动间隙设定调节的响应时间小于止回阀的关闭参数的特征与止回阀的关闭参数在50s/m²与2000s/m²之间或甚至在100s/m²与1000s/m²之间的特征相结合是极其有利的。一方面，止回阀关闭得足够快，以防止强烈的深度喘振和制冷剂的实质回流。特别地，止回阀在开始的压缩机喘振或电力故障的情况下关闭得足够快，以避免由于其严重性和/或其性质所致而不能通过主动间隙设定调节来补偿的扰动。另一方面，止回阀的阻尼足够大以可靠地防止阀颤振并确保压缩机单元的稳定操作，即使在低流速的情况下也如此。这进一步增大了压缩机单元的允许的操作范围。

优选地，从压缩机的排放出口到止回阀的入口的流体连接件包括扩压器部分。此扩压器部分进一步将从排放出口排放的制冷剂的动能转化为增加的静压力。由此，减小了制冷剂的流动速度。通过降低制冷剂在排放出口与止回阀的入口之间的流动速度，避免了由于止回阀(及其后)中的高流动速度所致的能量损失。扩压器部分改进了压缩机单元的效率。最优选地，弯管包括扩压器部分的至少一部分。例如，弯管可包括完整的扩压器部分。

例如，从扩压器部分的入口到扩压器部分的出口的流动截面(单位：m²)总计可增大10％至250％，更优选地增大25％至100％，最优选地增大45％至75％。扩压器部分的出口可对应于止回阀的入口。

最优选地，扩压器部分的上游侧端部与压缩机的排放出口直接流体连接。在这种情况下，确保了制冷剂从压缩机到扩压器部分的顺畅流动。此外，由于扩压器部分直接在排放出口后开始，因此流动速度立即开始减小以获得最大效率。

附加地或替代地，扩压器部分的下游侧端部延伸，直到从压缩机的排放出口到止回阀的入口的流体连接件的下游侧端部为止。这确保了制冷剂从流体连接件到止回阀中的顺畅流动。此外，可以最佳地使用一定长度的所述流体连接件，以便在很大程度上减小制冷剂的流动速度以获得最大效率。

优选地，压缩机单元包括观察窗，该观察窗允许进行从外部到从压缩机的排放出口到止回阀的入口的流体连接件的内部中的观察。例如，这允许检测来自经济器端口的液体遗留物。这种液体遗留物会损坏压缩机的内部件。因此，观察窗改进了压缩机单元的操作可靠性和可维护性。尤其地，观察窗可位于扩压器部分中。根据另一个方面，观察窗可位于弯管中。

更优选地，观察窗被构造成允许进行从外部到止回阀的阀头上的观察。因此，操作者可以检查阀头是否处于正确位置中和/或阀头是否损坏。

优选地，止回阀包括：

·轴轴承体，其包括沿着轴向方向延伸的至少大致圆柱形的安装部分；

·安装在安装部分中的阀轴，其中，该阀轴沿着轴向方向延伸并且沿着轴向方向可移位；

·包括密封表面的阀头，其中，该阀头沿轴向方向安置在阀轴的远端上，该远端背向安装部分。

更优选地，止回阀进一步包括在轴轴承体内部的阻尼储液器(dampingreservoir)，其中，该阻尼储液器的容积通过阀轴沿着轴向方向相对于轴轴承体的运动而改变；

最优选地，在止回阀中，并行地提供至少两个通道，这些通道中的每一个构成阻尼储液器与轴轴承体的外部之间的流体连接件，其中，阻尼储液器与这些通道分开，至少基本上被封闭，其中，每个通道的长度是相应通道的水力直径的至少十倍。

特别地，如果止回阀打开，则轴轴承体的外部可以是用于使流体(例如，制冷剂)通过止回阀的主要流动通道。

依据本公开，阻尼储液器和通道构成流体阻尼器。

在下文中，有时可使用术语“流体”以代替术语“制冷剂”。

一般而言，术语“并行地提供通道”(或“平行通道”)不要求该至少两个通道在几何上平行。该术语应仅指示该至少两个通道建立至少两个不同的流体连接件，流体可以通过这些流体连接件并行地通过，以便从阻尼储液器流到轴轴承体的外部，且反之亦然。换句话说，如果流体的同一部分在从阻尼储液器流到轴轴承体的外部(或反之亦然)时首先必须流过第一通道且然后进一步流过第二通道，则第一和第二通道在这个意义上不平行。在这种情况下，第一通道和第二通道“串联”布置(“连续通道”)。此外，必须理解的是，不要求阻尼储液器与轴轴承体的外部之间的流体连接件仅由平行通道单独建立。例如，可向平行通道中的一个或多个串联地提供附加导管或多个附加导管，以便完成阻尼储液器与轴轴承体的外部之间的流体连接件。

通道的长度与其水力直径相比是大的。因此，通道包括面向通道内部的流体的大的内表面。边界效应对于流过通道的流体而言的重要性很高。因此，促进了通道内的层流。通过提供至少两个通道，该效应得以显著增加，因为与所有流体都必须穿过一个单个通道的情况相比，各个通道可以更小。因此，阻尼储液器与轴轴承体的外部之间的流体流动由通道来精确地确定。另一方面，在并行地有至少两个通道的情况下，各个通道可以更短，且因此止回阀的尺寸保持为小的。

该至少两个平行通道被构造为用于在阻尼储液器与轴轴承体的外部之间流动的流体的“瓶颈”。因此，阻尼至少基本上由该至少两个通道来确定。换句话说，止回阀被构造成使得对于在阻尼储液器与轴轴承体的外部之间流动的流体而言流动阻力至少基本上由该至少两个平行通道来确定。

根据本发明的止回阀就阀轴的轴向移位而论展现出明确定义的和最佳的阻尼特性。因此，可以保证明确定义的打开和关闭时间。此外，避免了不期望的振荡。例如，即使止回阀仅部分打开，也防止阀颤振。

另外，根据本发明的止回阀在离心式压缩机中发生喘振时展现出快速且明确定义的关闭。

通道中的单独一者的水力直径dH可从该通道在垂直于该通道的纵向方向的平面中的截面积A_c和所述通道的内圆周O_c如下计算得出：d_H＝4*A_c/O_c。

一般而言，单独通道的水力直径可沿着通道的纵向方向变化。术语“水力直径”优选地是指最小水力直径或有效水力直径。有效水力参数是与实施例的实际通道具有相同长度并展现出与实际通道基本上相同流动阻力的均匀圆柱形通道的水力参数，其中，实际通道可具有更复杂的形状。

非常优选地，每个通道的长度为相应通道的水力直径的至少25倍，更优选地至少50倍。在这些情况下，通道足够长以获得通道的面向在其中流动的流体的内表面的甚至更强烈的影响。

然而，每个通道的长度非常优选地等于或小于其水力直径的2000倍，更优选地小于1000倍。否则，流动阻力将过高并且可能损害止回阀的快速关闭。

止回阀可被构造成允许流体沿着顺流方向流动但防止流体沿与顺流方向相反的逆流方向流动。

止回阀的密封表面可被构造用于密封地抵靠止回阀的对应阀座。例如，密封表面可以至少基本上具有环形线的形状。根据另一个示例，密封表面可具有至少截头圆锥形状。作为另外的示例，密封表面的形状可以至少基本上对应于球形区。

止回阀的阀轴以及阀头和密封表面(即，阀轴组件)被构造成沿着轴向方向从关闭位置移位。阀轴(以及阀头及其密封表面)沿轴向方向的最大行程为关闭位置与完全打开位置之间的范围。阀轴的移位会引起止回阀的打开和关闭。

根据另一个方面，阀轴的最大行程优选地在4mm到100mm、更优选地5mm到50mm、且最优选地6mm到35mm的范围内。这种最大行程对于止回阀的短的打开和关闭时间而言足够小，但展现出足够大的开度以基本上不阻碍沿着顺流方向通过止回阀的期望的流体流动。

特别地，关闭位置可以是阀轴的轴向位置，在该位置中，阀头从轴轴承体突出得最远。

阀头相对于阀轴被至少轴向地固定。优选地，阀头轴向地且旋转地固定到阀轴。例如，阀头可以与阀轴一体地形成。

优选地，包括阀轴和阀头的阀轴组件的总质量小于300g。因此，可以非常快速地使阀轴组件加速。这促进了短的打开和关闭时间。

附加地或替代地，止回阀的质量参数在10kg/m²与60kg/m²之间，其中，该质量参数是止回阀的阀轴组件的质量除以止回阀的端口面积。更优选地，止回阀的质量参数在20kg/m²与60kg/m²之间。由于在开始逆流的情况下制冷剂作用在阀头上的用于关闭止回阀的力取决于阀头的截面(及因此取决于止回阀的端口面积)，因此v的最佳质量针对不同的端口面积而变化。

阀轴的近侧侧部以及其近端被插入到轴轴承体的内部中。阀轴是通过轴轴承体的安装部分来安装的。特别地，安装部分以轴向可移位方式来保持和引导阀轴。

阻尼储液器可以部分地延伸到阀轴的位于阀轴远端处的空腔中，其中，该空腔在阀轴的远端处是开放的。

在本发明的非常优选的实施例中，阀轴的近端构成阻尼储液器的远端。此实施例需要很少的零件并且制造起来容易且便宜。

在本发明的非常优选的实施例中，阀头包括密封元件，其中，止回阀的密封表面位于该密封元件上。密封元件至少轴向地固定到阀头，更优选地轴向地且旋转地固定到阀头。例如，密封元件可以由PFFE制成。

更优选地，止回阀进一步包括迫使阀轴沿轴向方向朝向关闭位置的弹性元件。换句话说，弹性元件展现出用于关闭止回阀的恢复力。因此，阀头和密封表面与阀轴一起被迫处于关闭位置中。阀轴可以通过抵消弹性力的外力而移位。例如，用于使阀轴沿轴向方向朝向完全打开位置移位的打开力可由作用在阀头远侧侧部上的上游侧压力和作用在阀头近侧侧部上的下游侧压力之间的差异产生。在这种情况下，打开力由上游侧压力高于下游侧压力造成和/或通过上游侧压力作用在其上的远侧侧部的有效面积产生。所述有效面积可大于下游侧压力作用在其上的阀头近侧侧部的有效面积。上游侧和下游侧是相对于上述顺流方向定义的。

根据本发明的方面，止回阀1具有包括至少阀头和轴轴承体的中心单元，其中，该中心单元被构造成使得当止回阀完全打开时其具有滴状的外部形状。因此，对于围绕中心单元流过止回阀的流体而言流动阻力非常低。这提高了其中使用止回阀的回路的能量效率。

附加地或替代地，止回阀壳体的内部形状以及阀头和中心体(当止回阀打开时流体围绕该中心体流动)的外部形状被构造成使得当阀头处于完全打开位置中时局部最小静压力出现在阀头的下游侧处。

根据本发明的更优选的实施例，止回阀的入口具有在从32mm到120mm的范围内、最优选地在90mm到100mm的范围内的内直径(端口直径)。在具有这种尺寸的情况下，止回阀适合于在典型的制冷系统(例如，用于冷却器)中使用。

根据再另一个方面，止回阀内的最小流动截面优选地大于止回阀的端口面积的70％。更优选地，最小流动截面在端口面积的80％与95％之间。这减少了流动阻力、压降，且因此提高了效率。端口面积是止回阀的入口处的流动截面。例如，止回阀内的最小流动截面可形成在密封保持器与止回阀的壳体之间。

附加地或替代地，止回阀可被构造成(至少)在止回阀处于其完全打开位置中时充当另外的扩压器部分。止回阀的该另外的扩压器部分可延续从压缩机的排放出口到止回阀的入口的流体连接件的扩压器部分，最优选地为直接地且均匀地。这进一步减小了安装压缩机单元所需的空间并且进一步改进了压缩机单元和/或整个制冷单元的效率。特别地，止回阀的出口处的流动截面可大于端口面积。例如，止回阀的出口处的流动截面等于或大于端口面积的110％，甚至更优选地等于或大于端口面积的120％。然而，出口处的流动截面可小于端口面积的150％。之前已经通过止回阀前的扩压器部分使流动速度减慢，并且出口处的更大的流动截面将增加止回阀的尺寸、重量和成本。

尤其地，在止回阀内流动截面可沿着顺流方向从最小流动截面的位置到止回阀的出口而逐渐扩大。

最优选地，弹性元件是弹簧，例如压缩弹簧。弹簧可安装在阀轴与轴轴承体之间。特别地，轴轴承体的构成阻尼储液器的近侧侧部的一部分可包括弹簧座。弹簧座适于安装弹簧的近端。弹簧座可具有至少基本上环形的形状。最优选地，弹簧部分地延伸穿过阀轴的空腔。

弹性元件的弹簧常数可小于0.1N/mm，更优选地小于0.02N/mm。弹簧常数应尽可能低，使得仅沿着顺流方向的小的压降是必要的，以使止回阀保持处于完全打开位置中。

如果提供弹性元件(例如，弹簧)，则可将关闭时间测量为在大气压力中使用来自弹性元件(例如，弹簧)的能量使运动零件克服重力从完全打开状态竖直向上行进到完全关闭状态所必要的时间。如果没有提供弹性元件，则可将关闭时间测量为由于大气压力中的重力所致而使运动零件从完全打开状态竖直向下(即，平行于重力)行进到完全关闭状态所必要的时间。这种测试可以由任何技术人员在露天的任何工作台处轻松执行。

这种测试可以由任何技术人员在露天的任何工作台处轻松执行。

如上文所指出的，阻尼储液器的容积根据阀轴的轴向位置而改变。止回阀被构造成使得如果阀轴轴向地移位以便抑制所述轴向运动，则流体通过通道流入或流出阻尼储液器。

特别地，阀轴沿轴向方向远离其关闭位置移位得越多，阻尼储液器的容积就减小得越多。因此，阻尼储液器中的流体从阻尼储液器流入通道中，进一步流过通道，且最后流到外部。流体的粘性引起阻尼力抵消阀轴的轴向运动。

反之亦然，阀轴沿轴向方向朝向其关闭位置移位得越多，阻尼储液器的容积就增加得越多。因此，流体从外部进入到通道中，进一步流过通道，且最后进入到阻尼储液器中。再次，流体的粘性引起阻尼力抵消阀轴的轴向运动。

阻尼力主要由流过通道的流体来确定。由于通道的尺寸与制造公差相比是大的，因此仅存在阻尼特性对制造公差的低敏感性。因此，利用本发明，确保了明确定义的阻尼特性。

例如，可以通过通道的数量、通道的长度和通道的形状来精细地调节期望的阻尼特性。

在本发明的另外的非常优选的实施例中，阻尼储液器位于轴轴承体中。例如，阻尼储液器可由形成在轴轴承体中的空腔和轴轴承体的内部的近侧部分构成。阻尼储液器在其远端处可由阀轴的近侧侧部界定。在其近端处，阻尼储液器可由轴轴承体的壁界定。

每个通道的水力直径非常优选地至少为0.07mm，甚至更优选地至少为0.1mm。附加地或替代地，每个通道的水力直径非常优选地最大等于或小于1mm，甚至更优选地小于0.5mm，例如小于0.3mm。

一般而言，通道没必要具有直线形状。例如，它们可被提供为螺旋凹槽(见下文)。然而，在本发明的优选实施例中，通道具有直线形状。

非常优选地，提供至少三个通道，甚至更优选地至少四个通道，且仍甚至更优选地至少五个通道。因此，流体流动被划分到更多的通道中。存在足够数量的通道，使得各个通道足够小以即使在阀轴组件的快速运动期间出现大的流体流动也确保其中的流体的层流。

在所有通道的垂直于通道内部的相应流体流动方向的给定总截面面积(称为总通道截面)的情况下，提供通道，阻尼特性越好。这在下文中进行了解释：假设所有通道都具有相同的形状或至少具有类似的形状，在不增加总通道截面的情况下提供更多通道意味着每一单个通道的通道截面(垂直于其中的相应流体流动方向)被减小。换句话说，单个通道越来越小。如果通道足够小，则得以确保通道内的层流。提供更多通道促进使单个通道足够小，使得阻尼力与阀轴的速度的绝对值成比例，而不是与所述速度的二次幂成比例。

另一方面，通道的数量不应过高，以便允许实现止回阀的具成本效益的、快速和可靠的生产。因此，通道的数量优选地最大为200，更优选地最大为100，且最优选地最大为50。此外，如果单个通道太小，则它们可易于甚至被很小的污垢和/或磨蚀微粒堵塞。

当然，非常有利的是，通道的数量在上文提到的上限和下限内。

根据非常优选的方面，在阻尼储液器与外部之间流动的流体必须独立于阀轴的轴向位置通过通道的总长度。因此，阻尼特性独立于阀轴的轴向位置。

一些通道或所有通道可设置在通道部分中。换句话说，所述通道被聚集在一个单个通道部分中。通道部分可设置在一个单个单元中。这显著促进了止回阀的生产并降低了其成本。此外，止回阀的尺寸通过将通道聚集在一起而减小。

在本发明的优选实施例中，止回阀包括周向凹槽部分，该周向凹槽部分安置在阀轴的外周向表面上或安装部分的内周向表面上并且沿着轴向方向延伸，其中，通道由设置在凹槽部分中的平行螺旋凹槽形成。

在这种情况下，螺旋凹槽中的每一个构成一个通道，且因此构成轴轴承体的外部与阻尼储液器之间的流体连接件。此外，在这种情况下，通道部分由凹槽部分形成。由于在此实施例中凹槽构成通道，因此自然地，关于通道所描述的任何特征都可适用于凹槽。更详细地，通道受相应的螺旋凹槽的表面和配对物的表面的限制。如果凹槽部分安置在安装部分的内周向表面上，则配对物的表面是阀轴的外周向表面。反之亦然，如果凹槽部分安置在阀轴的外周向表面上，则配对物的表面是安装部分的内周向表面。

平行螺旋凹槽具有相同的螺距。因此，不同的螺旋凹槽彼此不交叉。因此，确保了每个螺旋凹槽中更均匀的流体流动。提供了至少两个螺旋凹槽，以便获得流动力对称性而达到更好的同心度和较少的磨损。

在本发明的甚至更优选的实施例中，所有螺旋凹槽都沿周向方向均等地间隔开。这也有助于避免失衡和不期望的力矩，并且降低了阀轴卡住的风险。

根据本发明的非常优选的实施例，止回阀包括插入件，其中，通道由该插入件形成。特别地，通道可包括通道部分。例如，插入件可具有至少大致圆柱形的形状。

插入件可压配合到止回阀，特别是压配合到止回阀的接收部分。因此，插入件本身是单独生产的。这显著促进了通道的产生。替代地，插入件可借助于螺纹固定到止回阀。

插入件可直接固定到轴轴承体并固定在轴轴承体内(例如，通过如上文所指出的压配合)。因此，在这种情况下，轴轴承体包括接收部分。甚至更优选地，插入件布置在阻尼储液器的近端处。对于每个通道，通道的近端可与轴轴承体的外部流体连接，并且通道的远端可与阻尼储液器处于流体连接。例如，通道的远侧开口直接通向阻尼储液器中。可在轴轴承体中提供与通道串联的导管，以用于在外部与通道的近侧开口之间建立流体连接件。该导管可沿轴向方向延伸。替代地，通道的近端可直接通向轴轴承体的外部。

非常优选地，通道由插入件的径向外表面上的凹槽(即，沿径向方向所见的插入件的外表面)形成。在这种情况下，每个通道受相应凹槽的表面和接收部分的面向凹槽的表面的限制。

特别地，通道可由平行于轴向方向的直凹槽形成。可以可靠地、快速地且具成本效益地生产包括这种直凹槽的插入件。直凹槽可均等地分布在插入件的径向外表面上。

替代地，通道由插入件的径向外表面上的螺旋凹槽形成。径向外表面上的所述螺旋凹槽可形成为像上文所描述的凹槽区段中的螺旋凹槽一样。螺旋凹槽的优点从上文是明显可见的。然而，制造螺旋凹槽比制造直凹槽更困难且更昂贵。最优选地，所有通道都由径向外表面上的螺旋凹槽形成。

一般而言，取决于针对不同止回阀的各个要求，可以生产相同的止回阀但不同的插入件。因此，可以通过生产特定的插入件来制造展现出特定的阻尼特性的止回阀，该插入件被构造成在恰当地固定到止回阀且然后将此插入件固定到止回阀时展现出所述期望的阻尼特性。特别地，止回阀的阻尼特性由插入件的通道的数量和/或形状来确定。

在使用插入件的情况下，在安装插入件前插入件的外周向直径与接收部分的内周向直径之间的差异可约为0.5％，但至少小于0.7％。如果通道形成在插入件的径向外表面上，则所述直径差异可小于通道深度的40％。

更优选地，止回阀进一步包括阀座，其中，当阀轴处于关闭位置中时，阀头的密封表面密封地抵靠阀座，并且其中，当阀轴沿轴向方向远离关闭位置移位时，密封表面远离阀座移位。换句话说，当阀轴处于其关闭位置中时，止回阀关闭，并且当阀轴不处于其关闭位置中时，止回阀打开。当阀轴处于其关闭位置中时，得以防止流体流过止回阀。然而，如果阀轴不处于关闭位置中，则流体可以流过止回阀(特别地，在止回阀的密封表面与阀座之间通过)。

阀座的形状可适合止回阀的密封表面的形状(和/或反之亦然)。上文提到了密封表面的形状的示例。

最优选地，止回阀包括壳体，壳体包括阀座，其中，轴轴承体固定到壳体。非常优选地，阀座和轴轴承体与壳体一体地形成。因此，改进了止回阀的坚固性和紧凑性。特别地，可以通过3D打印来制造壳体。例如，壳体和/或轴轴承体可以是金属印刷的。金属可包括钛、铝和钢或由钛、铝和钢组成。

根据本发明的另一个方面，止回阀最优选地展现出至少下至止回阀的额定质量流量的15％、最优选地下至10％的稳定的部分开度。没有根据本发明的明确定义的阻尼特性的止回阀在仅部分打开的情况下易于发生振荡。

最优选地，止回阀是直流阀。因此，在操作期间流体的流动不需要偏转，并且打开的止回阀的流动阻力减小。除此之外，直流阀构型需要较小的空间并且更容易包括在流体回路(例如，制冷剂回路)中。

根据本发明的另一个优选实施例，除止回阀的止回功能之外，压缩机单元还包括附加停止机构以关闭从压缩机的排放出口到止回阀的出口的流体连接件。这允许稳定地且独立于止回功能来关闭流体连接件。如果流体连接件被停止机构阻挡，则排放出口不再与制冷系统的高压侧处于流体连接。在这种状态下，停止机构稳定地、安全地和可靠地将压缩机与制冷系统的高压侧分离。防止了制冷剂从高压侧的回流。因此，可以将压缩机从流体连接件上拆下。例如，可将压缩机从弯管上拆下。这促进了对压缩机的维护和更换压缩机。此外，如果止回功能不可用或者如果止回功能被怀疑有缺陷，则停止机构允许保护压缩机免受制冷系统的高压侧的影响。

根据再另一个优选修改，阀轴组件安装成使得允许阀轴组件沿垂直于止回阀的中心轴线的至少一个方向移位。所允许的移位可能是有限的。替代地或附加地，阀轴组件安装成使得允许阀轴组件相对于止回阀的中心轴线倾斜。所允许的倾斜可能是有限的。因此，阀头的位置能够适应阀座的位置。换句话说，可以补偿阀头与阀座之间的未对准。这改进了紧密和可靠的密封。例如，轴轴承体的至少一部分可沿径向方向弹性地安装。

更优选地，压缩机单元包括用于止回功能和停止机构的不同的密封表面。换句话说，附加停止机构和止回功能使用不同的密封表面。停止机构不使用上文提到的止回阀的密封表面。压缩机单元可包括用于止回功能的第一密封机构和用于停止机构的第二密封机构，其中，第二密封机构不同于第一密封机构。

在一些现有的止回阀中，可以将止回功能手动锁定处于关闭状态，使得止回阀永久关闭。然而，在这种情况下，止回功能的密封表面和密封机构用于永久关闭止回阀。不幸的是，用于止回功能的密封表面易于发生磨损和疲劳，因为在压缩机单元的正常操作期间止回功能可被反复激活。因此，存在这样的风险，即，即使将止回功能手动锁定处于关闭状态，止回功能也不能防止至少少量的制冷剂通过止回阀从制冷系统的高压侧漏出。这在正常操作期间动态关闭止回功能方面不是问题，因为没有制冷剂可以漏出到环境。此外，在正常操作期间动态关闭止回功能的情况下，很少量的制冷剂从制冷系统的高压侧逆向穿过止回阀可能不是关键问题。然而，如果将压缩机从流体连接件上卸除(例如，进行维修或更换)，则制冷剂可能漏出到外部、污染环境或甚至伤害修理人员。由于压缩机单元包括用于停止机构的不同(单独)的密封表面，因此在压缩机单元的正常操作期间，止回功能的反复激活和磨损并不能损害停止机构的可靠的紧密密封。

除此之外，反之亦然，不需要用于将止回功能手动锁定处于关闭状态的附加器件。因此，止回功能本身可以不那么复杂并且更可靠。进一步地，存在与止回功能本身有关的运动零件的较小摩擦和运动零件的较小重量。这改进了正常操作中止回功能的功能性。

综上所述，在此实施例中，改进了压缩机单元的可靠性、可维护性和安全性。

根据本发明的甚至更优选的实施例，压缩机单元包括在从压缩机的排放出口到止回阀的入口的流体连接件中的附加阀。该附加阀是除止回阀之外提供的。因此，附加阀与止回阀完全分离且独立于止回阀。在这种情况下，附加阀具有停止机构。

最优选地，附加阀是球阀。球阀价格低廉、紧凑且可靠。进一步地，如果它们完全打开，则它们仅诱发低压降。因此，球阀不损害压缩机单元的效率。

根据另一个方面，最优选地，附加阀设置在从压缩机的排放出口到止回阀的入口的流体连接件的上游侧端部处。因此，附加阀与排放出口之间的内部容积被最小化。尽管在压缩机变为被卸除时附加阀关闭，但这使可能自此内部容积漏出的制冷剂的量最小化。

附加地或替代地，附加阀位于扩压器部分的上游侧端部处。在那里，流体连接件的流动截面最小。在这种情况下，附加阀特别小且价格低廉。

当附加阀完全打开时，它也可形成扩压器部分的一部分。换句话说，附加阀被集成在扩压器部分中。例如，球阀的球体的内部通路可至少基本上包括圆锥的截头锥体的形状。这减小了压缩机单元的尺寸，特别是从压缩机的排放出口到止回阀的入口的流体连接件的尺寸。

根据本发明的另一个甚至更优选的实施例，压缩机单元包括组合式阀单元，其中，该组合式阀单元包括止回阀和附加停止机构两者。例如，止回阀的至少一个部件可与附加停止机构的至少一个部件一体地形成。然而，应指出的是，同样在这种情况下，使用用于止回功能和附加停止机构不同的密封表面。特别地，用于止回功能的密封表面不被用于停止机构。进一步地，组合式阀单元可包括止回阀作为用于止回功能的第一密封机构和用于停止机构的第二密封机构，其中，第二密封机构不同于第一密封机构。

在具有组合式阀单元的情况下，压缩机单元的尺寸是特别小的。获得了高的集成程度。

最优选地，组合式阀单元是具有集成式止回阀的球阀。更详细地，组合式阀单元是球阀，其中，止回阀形成在球阀的球体中。包括其壳体的完整止回阀是在组合式阀单元的外壳体内部。止回阀的壳体同时用作球体。止回阀的密封表面设置在球体内部。针对球体的密封在止回阀壳体的外表面与组合式止回阀单元的外壳体之间进行。特别地，在组合式阀单元的壳体与止回阀壳体的外表面之间提供至少一个密封件，该至少一个密封件包括用于附加停止机构(即，球阀)的密封表面。至少在球阀关闭的情况下，所述密封表面抵靠和密封抵靠止回阀壳体的外表面。

为了打开球阀，使球体(即，包括其壳体的完整止回阀)在组合式阀单元内部转动，使得止回阀的入口面向组合式阀单元的入口并且止回阀的出口面向组合式阀单元的出口。换句话说，完整止回阀被转动成使得其轴向方向平行于通过组合式阀单元的流动方向。

为了关闭球阀，使球体(即，包括其壳体的完整止回阀)在组合式阀单元内部转动，使得止回阀的壳体将组合式阀单元的入口和/或出口关闭。特别地，当球阀关闭时，止回阀的壳体可阻挡组合式阀单元的入口和出口两者。优选地，完整止回阀可以被转动成使得其轴向方向至少基本上垂直于通过组合式阀单元的流动方向以用于关闭球阀。

上文提到的问题进一步通过一种用于压缩机的排放出口的排放单元来解决。因此，本发明还涉及排放单元本身。压缩机可以具有上文所描述的实施例和修改中的任一者。排放单元包括组合式止回阀，其中，组合式阀单元的外壳体的至少一部分与用于从排放出口到止回阀单元的入口的流体连接件的导管一体地形成。换句话说，导管和组合式阀单元的外壳体的至少所述部分形成为一件式。这降低了复杂性并允许具成本效益的生产。此外，不同部件之间的较少的过渡是必要的，且因此降低了泄漏的风险。此外，压缩机的排放出口与组合式阀单元的入口(且特别是止回阀的入口)之间的内部容积是特别小的。这降低了在压缩机喘振的情况下压缩机损坏的风险。

排放单元的上游侧端部可被构造成固定到压缩机，使得排放单元的入口(尤其是导管的入口)与压缩机的排放出口直接流体连接。更优选地，排放单元被构造成可拆卸地固定到压缩机。这允许将压缩机断开连接以进行维护、修理或更换。更详细地，安装凸缘可一体地形成在排放单元的上游侧端部处。安装凸缘可包括至少三个通孔以用于将排放单元固定到压缩机，例如借助于螺纹螺栓。

排放单元还可包括弯管。附加地或替代地，排放单元可包括扩压器部分。特别地，弯管和扩压器部分可重合。非常优选地，组合式止回阀形成在扩压器部分的下游侧端部处。弯管和/或扩压器部分可从排放单元的入口延伸到组合式阀单元。

排放单元(构成组合式阀单元的外壳体的至少所述部分和用于从排放出口到止回阀单元的入口的流体连接件的导管)的壳体可由铝合金(例如，AlSi7Mg(T6))制成。它可以是熔模铸造的。

与压缩机单元的元件有关的实施例和修改以及对应的优点可因此适用于排放单元本身，例如在以下各方面：

·从压缩机的排放出口到止回阀的入口、因此从排放单元的入口到止回阀的入口的流体连接件，

·弯管，

·(多个)扩压器部分，

·组合式止回阀，和/或

·止回阀本身。

根据本发明的优选实施例，压缩机单元包括根据可能的实施例和修改中的任一者的排放单元。

根据另一个优选方面，压缩机单元被构造用于使用低压制冷剂的制冷系统。换句话说，压缩机适合于压缩低压制冷剂。依据本公开，低压制冷剂可以是适合高达25巴的排放压力的制冷剂。因此，压缩机可适合于提供25巴或更小的最大排放压力。

上文提到的目的进一步利用根据权利要求15的制冷系统来解决。

制冷剂系统包括根据上文所描述的实施例和修改中的任一者或任何组合的压缩机单元。优点因此适用于制冷剂系统。

优选地，制冷剂系统包括制冷剂。例如，制冷剂可以由R-134a组成或包括其。更优选地，制冷剂是低压制冷剂，例如R-1234ze或R-513A。

根据本发明的优选实施例，制冷系统包括冷却器。

优选地，制冷系统是空调系统。

本发明的附加特征、优点和可能的应用从示例性实施例和附图的以下描述得出。此处所描述和/或图解地图示的所有特征单独地抑或以任何期望的组合形成本发明的主题，而不管它们在权利要求中或在它们对前述权利要求的回溯引用中如何组合。

附图说明

现在将参考附图描述本发明的优选实施例，其中：

图1示出了根据本发明的压缩机单元的处于打开状态的止回阀的第一实施例的截面图，该止回阀具有包括阀座的壳体，其中，通道由凹槽部分中的螺旋凹槽形成，该凹槽部分位于阀轴的外周向表面处；

图2示出了图1的止回阀的阀轴的立体图，其中，在凹槽部分中设置有十个螺旋凹槽；

图3是根据本发明的压缩机单元的实施例的立体图；

图4是图3的压缩机单元的排放单元的截面图，其中，排放单元包括球阀、具有扩压器部分的弯管、以及止回阀的第二实施例；

图5是处于完全打开位置中的图3和图4的止回阀的截面图；

图6是图2的压缩机的示意图；以及

图7是用于根据本发明的图2的压缩机单元的经修改的排放单元的截面图，其中，排放单元包括组合式阀单元，其中，该组合式阀单元包括球阀和被集成在球阀的球体内的止回阀；

图8是图7的排放单元的立体图；

图9是具有组合式阀单元的图7的放大剖面；

图10A是图9的组合式阀单元的稍微修改型式的截面图，其中，球阀完全打开，而集成式止回阀关闭，

图10B示出了处于一种状态的图10A的组合式阀单元，在该状态下，球体在组合式阀单元的外壳体内旋转约20°；

图10C示出了处于一种状态的图10A的组合式阀单元，在该状态下，球体在外壳体内旋转约90°，使得球阀关闭。

具体实施方式

图1示出了可以在根据本发明的压缩机单元中使用的止回阀1的第一实施例的截面图，该止回阀具有壳体80，该壳体包括阀座81和阀体保持器82。阀座81和阀体保持器82两者都与壳体80一体地形成。更详细地，阀体保持器82通过三个支撑臂86连接到壳体80的外壁。由于该视图所致，在图1中仅可见两个支撑臂86。

具有阀体保持器82的壳体80是通过金属打印来生产的。例如，它可以由钛、钛合金、铝、铝合金和/或钢制成。特别地，它可以由AISI 316制成。

在壳体80的内部中，轴轴承体10固定到阀体保持器82。大致棒状的内部设置在轴轴承体10中。轴轴承体10沿着中心轴线C延伸并与所述中心轴线C旋转地对称。中心轴线C平行于轴向方向A。内部到外部70(即，轴轴承体10的外部)的开口沿轴向方向A位于轴轴承体10的远端处并且面向阀座81。

阀轴20的近侧侧部被插入到轴轴承体10的内部中。在此实施例中，轴轴承体10的内周向表面(该内周向表面沿垂直于轴向方向A的径向方向界定内部)充当用于将阀轴20保持在轴轴承体10中的安装部分11。特别地，安装部分11保持和引导阀轴20，使得它在阀轴20的关闭位置与完全打开位置之间沿轴向方向A可移位，在图1中描绘了所述完全打开位置。

在阀轴20的被插入到轴轴承体10中的近侧侧部中，在阀轴20中形成有大致棒状的空腔27。空腔27在阀轴20的近端22处是开放的。空腔27和轴轴承体10的内部的近端部分因此处于流体连接并形成阻尼储液器50。压缩弹簧60安装在空腔27的沿轴向方向A的远端与弹簧座51之间。弹簧座51安置在轴轴承体10的内部的近端处。弹簧60迫使阀轴20沿轴向方向A朝向阀座81。例如，弹簧60的弹簧常数可以为0.01N/mm。

阀头25安置在阀轴20的远端21处。在此实施例中，阀头25由以下各者组成：阀20的远侧凸缘23，该远侧凸缘与阀一体地形成并沿径向方向延伸；头帽34；密封保持器31；密封元件32；以及螺钉35。密封元件32是密封环，其展现出用于在阀轴20处于关闭位置中时密封地抵靠阀座81的密封表面33。特别地，图1的实施例的密封表面33具有环形线的形状。

头帽34借助于螺钉35固定到阀轴20的远端21。螺钉35被拧入对应螺纹孔中。所述螺纹孔安置在远端21的中间并沿着中心轴线C向近侧延伸。头帽34被构造用于在止回阀1打开时将流体从止回阀1的流体入口83引导到流动通路85。

密封元件32固定在头帽34与密封保持器31之间。密封保持器31固定到阀轴20的远侧凸缘23的径向外端。以此，可以以简单、快速且具成本效益的方式组装阀轴组件，该阀轴组件包括阀轴20、密封保持器31、密封元件32、头帽34和螺钉35。阀轴组件包括止回阀1的运动零件。

在此特定实施例中，阀轴组件由铝和聚四氟乙烯(PFFE)制成，且具有0.01kg的总质量。因此，如果以如图1中所描绘的竖直取向安装止回阀，则近似0.1N的重力支持弹簧60的弹性力关闭止回阀1。

如果不确定将以何种空间取向安装和/或使用止回阀1，则弹簧60的恢复力必须足以在沿顺流方向不存在压降时将阀轴组件可靠地保持处于关闭位置中而与所述空间取向无关。特别地，如果止回阀1与图1中所示的取向相比被倒置地安装，则弹簧60必须克服阀轴组件的0.1N的重力。为了在沿顺流方向不存在压降时保持止回阀1可靠地关闭，弹簧60的弹性力可例如对应于在止回阀1处于关闭时重力的130％(即，在给定的示例中为0.13N)。如果阀轴组件移动远离其关闭位置，则弹簧60的弹性力根据其弹簧常数而增加。当阀轴组件处于其完全打开位置中时，弹簧60的弹性力可以是例如约0.2N。

图2以立体图示出了图1的止回阀1的阀轴20。在阀轴20的近端22处，可以看到空腔27。在阀轴20的近侧侧部处，凹槽部分40设置在阀轴20的外周向表面处。在凹槽部分40内，在外周向表面处设置有十个螺旋凹槽41。螺旋凹槽41中的每一个展现出两个螺旋圈(helical turn)。换句话说，每个螺旋凹槽41围绕阀轴20缠绕两次。沿轴向方向A所见，每个螺旋凹槽41包括在阀轴20的近端22处的内端开口和面向阀轴20的远侧凸缘23的外端开口。因此，外端开口构成相应的螺旋凹槽41的远端。

阀轴20包括在凹槽部分40与远侧凸缘23之间的中间部分26。在中间部分26中，阀轴20的外周向表面的直径比在凹槽部分40中的直径小某个量，该量对应于螺旋凹槽41的深度。因此，不存在使流体流入或流出螺旋凹槽41的外端开口的边缘或台阶。

如上文提到的，阀轴20的具有凹槽部分40的近侧侧部被插入到轴轴承体10(见图1)中。由于阀轴20在其中间部分26中的径向厚度减小所致，在中间部分26中得以在轴轴承体10的内周向表面与阀轴20的外周向表面之间形成间隙90。间隙26构成轴轴承体10的外部70与螺旋凹槽41的远端(即，它们的外端开口)之间的流体连接件。间隙90的垂直于轴向方向A的截面积显著大于所有螺旋凹槽41的垂直于轴向方向A的总截面面积。因此，间隙90对止回阀1的阻尼特性没有影响或至少没有显著的影响。

由于阀轴20的外周向表面在凹槽部分40中的直径大于在中间部分26中的直径，因此凹槽部分40对应于阀轴20的接合部分。

与阀轴20的轴向位置无关，即使当该阀轴处于其关闭位置中时，凹槽部分40也始终完全保持在轴轴承体10的内部中。在阀轴20的所有轴向位置中，凹槽部分40(接合部分)在凹槽部分40的整个长度上保持与轴轴承体10接合。特别地，在阀轴20的完整的轴向运动范围内，完整的凹槽部分40在轴轴承体的内表面(安装部分11)的滑动区域中被引导，其中，轴轴承体10的内周向表面的直径在安装部分11内是恒定的。

因此，与阀轴20的轴向位置无关，在阻尼储液器50与轴轴承体10的外部70之间流动的流体必须穿过螺旋凹槽41的整个长度。螺旋凹槽41从未自安装部分11的内部突出来。因此，螺旋凹槽41的阻尼作用和止回阀1的阻尼特性独立于阀轴20的轴向位置且因此与阀头25的轴向位置无关。

换句话说，每个螺旋凹槽41构成用于流体的单个通道并且构成阻尼储液器50与外部70之间的流体连接件。

由于在安装部分11中轴轴承体10的内周向表面可滑动地安装凹槽部分40(该凹槽部分因此也构成阀轴20的接合部分)，因此所述内周向表面可被表示为凹槽部分40和螺旋凹槽41的配对物表面。每一单个通道由相应的螺旋凹槽41形成，其中，该通道受螺旋凹槽41的侧表面的限制并被面向所述螺旋凹槽41的配对物表面覆盖。

螺旋凹槽41并行地布置成使得当流体在阻尼储液器50与外部70之间流动时，流体在同一时刻并行地通过所有螺旋凹槽41。换句话说，阻尼储液器50与外部70之间的流体流动被拆分到所有平行螺旋凹槽41中。

在图1中，轴向方向A平行于重力方向。因此，重力迫使止回阀1的运动零件朝向阀座81。阀轴组件的重力有助于关闭止回阀1。

必须指出的是，轴轴承体10、阀轴20和阀头25至少基本上旋转地对称。这促进了止回阀1的制造。

如果止回阀1是打开状态(例如，处于图1中所描绘的完全打开状态)，则流体可以通过壳体80的流体入口83进入止回阀1，在阀座81与密封表面33之间通过，并且进一步穿过在壳体80的外壁与阀体保持器81的外壁之间所构成的流动通路85而到达壳体80的流体出口84。所述流动通路85绕阀体保持器82延伸。沿垂直于轴向方向A的周向方向所见，流动通路85仅被三个支撑臂86中断。

流体从流体入口83到流体出口84的期望的顺流方向基本上平行于轴向方向A。

图1中所描绘的止回阀1是直流阀。它是紧凑的，并且对于沿顺流方向流过它的流体展现出低流动阻力。

从图1中明显可见的是，在完全打开位置中(即，当止回阀1完全打开时)，阀头25的近侧侧部(特别是密封保持器31的近侧侧部)适切地抵靠在阀体保持器82的外壁的远端上。在阀头25与阀体保持器82的外壁之间未获得间隙、边缘或台阶，而是获得平滑过渡，所述外壁构成流动通路85的内壁。

当止回阀1完全打开时，阀头25、阀体保持器82(忽视支撑臂86)和轴轴承体10的外壁一起形成了至少基本上滴形的单元。因此，对于从流体入口83流过止回阀1到流体出口84而言流动阻力很小。这有益于节能的流体回路。

如果流体的沿轴向方向A的用以(保持)打开止回阀1的力(特别地，由上游侧压力引起)低于弹簧60的弹性力和阀轴组件的重力之和，则阀轴组件逆着轴向方向A朝向其关闭位置移动或保持处于关闭位置中。

如果止回阀1处于关闭状态并且如果上游侧压力足够高以至于作用在头帽34上的其合力超过弹簧60的弹性力、阀轴组件的重力、以及由于流动通路85(若有的话)中的下游侧压力所致的力，则阀轴组件沿轴向方向A移动远离其关闭位置。因此，密封表面33抬离阀座81，并且流体可以在密封元件32与阀座81之间通过。以这种方式，止回阀1打开。

由于其具有几个(即，十个)螺旋凹槽41的构型所致，止回阀1对于阀轴组件的运动展现出明确定义的阻尼特性。

如果阀轴20沿轴向方向A移动，则阻尼储液器50的容积改变。为了对容积变化进行补偿，流体必须从外部70流入阻尼储液器50中，或反之亦然，流体必须从阻尼储液器50流到外部70。在阻尼储液器50与轴轴承体10的外部70之间流动的流体被按压通过螺旋凹槽41。由于流体具有预定粘性，因此这需要一定的力。以这种方式，展现出了抵消阀轴20沿轴向方向A的运动的阻尼力。

在凹槽部分40中，十个螺旋凹槽41占阀轴20的外周向表面的50％。因此，单个凹槽41很小。

在图1和图2中所示的实施例中，例如，螺旋凹槽的深度可以是0.2mm。这意味着，每个螺旋凹槽从凹槽部分20中的阀轴20外周向表面开始朝向中心线C沿径向方向延伸0.2mm。阀轴20是通过凹槽部分40的在相邻螺旋凹槽41之间的区域来可滑动地安装的。因此，凹槽部分40中的这些无凹槽区域构成用于将阀轴20安装在安装部分11内的滑动表面。

例如，在图1中所示的实施例中，单个螺旋凹槽41沿周向方向的宽度可以是0.5mm。

由于相应的螺旋凹槽41是小的，因此如果流体由于阀轴20沿轴向方向A的运动所致而被按压通过螺旋凹槽41，则边界效应具有显著的重要性。特别地，在阀轴20与轴轴承体10之间的流体流动的雷诺数小于2300。因此，阻尼力与阀轴20沿轴向方向A的运动的速度的绝对值成比例。此阻尼特性可以仅通过提供几个但小的螺旋凹槽41以及通过使这些螺旋凹槽41占据凹槽部分40中的至少相当大的量的外周向表面来获得。

特别地，和在其他已知止回阀中一样，阻尼力与阀轴20的运动速度的二次幂不成比例。

因此，阀轴组件的快速运动并未被极度地阻尼。在具有明确定义的阻尼特性、阀轴组件的低质量、弹簧60、以及阀轴组件的重力的情况下，如果流体将要沿逆着期望的顺流方向的逆流方向流动，则止回阀1在不到0.2s的时间内关闭。

例如，为了关闭止回阀1，阀轴组件可能在0.002s内加速到最大速度。然后，它被阻尼到至少几乎维持0.1m/s的最大速度。这导致约0.1s的关闭时间。

另一方面，由于阻尼力与阀轴20的速度的绝对值成比例，因此即使在缓慢运动的情况下也展现出足够的阻尼力。特别地，如果止回阀1仅部分打开，则它不易于发生振荡。此外，止回阀1不易于进行不稳定的打开或关闭。

例如，止回阀1可以分别用于冷却和/或制冷系统中。附加地或替代地，它可以用于离心式压缩机，特别是用于在喘振的情况下保护离心式压缩机。

特别地，止回阀1被构造成供在制冷剂回路中使用，其中，R134a、R410a或CO2被用作制冷剂。在典型的操作条件下，止回阀1处的R134a和R410a的粘性在10μPa·s到20μPa·s的范围内。螺旋凹槽41以及止回阀1的阻尼储液器50的数量、形状和尺寸适合此粘性范围，以便分别获得期望的阻尼特性。

在根据图1和图2的止回阀1中，止回阀1在入口83处的端口直径是30.5mm。止回阀1的端口面积(即，止回阀1的入口83的截面积)是7.3cm²。止回阀的关闭参数是137s/m²。关闭参数是端口面积除以关闭时间(在这种情况下为0.1s，见上文)。

在具有上文提到的尺寸和特性的情况下，止回阀1特别适合具有高压制冷剂的制冷系统。然而，以上设计也可以适合于低制冷剂。在这种情况下，必须增加端口面积，因为由于制冷系统中的总压力差较小所致，必须供应总计更多的容积以获得相同的制冷能力。因此，止回阀1的尺寸变得更大。特别地，阀轴组件的质量增加。然而，关闭参数应保持在50s/m²到2000m/s²的范围内，更优选地在100s/m²到1000m/s²之间。

可以通过调节止回阀1的阻尼来调节关闭时间(及因此关闭参数)。更详细地，可以通过提供相同类型的更多通道(螺旋凹槽41)、通过增加通道的宽度和/或深度、和/或通过减小通道的长度来减小阻尼力。反之亦然，可以通过提供相同类型的较少通道、通过减小通道的宽度和/或深度、和/或通过增加通道的长度来增加阻尼力。当然，一般而言，阻尼特性可进一步取决于制冷剂的类型和状态。

图3是根据本发明的压缩机单元200的实施例的立体图。压缩机单元200包括离心式压缩机201、根据第二实施例的止回阀100、以及从压缩机201的排放出口204到止回阀100的入口83的流体连接件220。更详细地，流体连接件220的入口221直接连接到排放出口204。

第二实施例的止回阀100非常类似于第一实施例的止回阀1。对应元件由相同的附图标记表示并且不再次加以描述。描述、修改和优点因此是适用的。具有相同名称但不同附图标记的零件可以与止回阀1的对应零件相同，所描述的和/或所必要的差异除外。

制冷系统的入口端口400直接固定到止回阀100。制冷系统的入口端口400与止回阀100的出口84(直接)处于流体连通。更详细地，螺栓402被插入到固定凸缘401(该固定凸缘形成在入口端口400的上游侧端部处)的通孔中，并被拧入凸缘239(该凸缘形成在止回阀100的壳体101的下游侧端部处)中的对应螺纹孔中。例如，制冷系统可以是冷却器系统。

流体连接件220包括球阀260和导管231。导管231构成从球阀260的出口到止回阀100的入口83的流体连接件。导管231的内部包括流体连接件220的扩压器部分222。

图6是压缩机201的结构的示意图。该压缩机适于加速和压缩制冷系统的制冷剂。压缩机201包括用于吸入制冷剂的压缩机入口203和用于排放经加速和压缩的制冷剂的排放出口204。

在此实施例中，压缩机201包括用于压缩制冷剂的第一级205和第二级207。以此，与仅具有一个单级的压缩机相比，可以实现更高的压力比。因此，可以更有效地操作制冷系统。压力比是排放出口204处的经压缩的制冷剂的出口压力除以压缩机入口203处的入口压力。

第一级205的第一叶轮206和第二级207的第二叶轮208旋转地且轴向地固定到压缩机轴209。压缩机201进一步包括永磁电机210，该永磁电机用于旋转压缩机轴209并且其上安装有第一叶轮206和第二叶轮208。

压缩机201进一步包括用于压缩机轴209的磁轴承系统。磁轴承系统包括第一磁径向轴承211、第二磁径向轴承214和磁轴向轴承216。

压缩机201是涡轮离心式压缩机。它是悬臂式机器。第一叶轮206和第二叶轮208两者都位于压缩机轴209的自由端部分处，该自由端部分指向压缩机入口203(见图6)。这一侧被称为压缩机201沿压缩机轴209的轴向方向的入口侧。沿压缩机轴209的轴向方向的相反侧被称为电机侧。自由端部分远离压缩机201的磁轴承(第一磁径向轴承211、第二磁径向轴承214和磁轴向轴承216)延伸。因此，所有磁轴承211、214和216都位于压缩机轴209的同一侧处，该侧沿轴向方向与自由端部分相对。磁轴承211、214和216相对于第一叶轮206和第二叶轮208位于电机侧上。

沿压缩机轴209的轴向方向所见，第一级205被定位成紧邻压缩机入口203。第二级207被定位成朝向电机侧与第一级205相邻。在入口侧处，压缩机轴209终止于第一叶轮206处。压缩机入口203沿径向方向相对于第一叶轮206居中地定位，该径向方向垂直于压缩机轴209的轴向方向。

至少在压缩机201操作时，磁轴承系统在没有机械接触的情况下保持和引导压缩机轴209。换句话说，通过磁轴承使压缩机轴209保持浮动(没有机械接触)，至少是在操作期间。在压缩机209的操作期间，压缩机轴209不是通过滑动轴承来支撑和/或引导的。压缩机201在压缩机轴209方面是无润滑剂压缩机。磁轴承211、214和216不需要润滑剂，特别是不需要油。

如果压缩机201没有操作，则磁轴承系统可切断并且压缩机轴209可机械地搁置在磁轴承211、214和216上。

在此实施例中，磁轴承系统进一步包括传感器系统和控制器217。传感器系统包括第一传感器环212和第二传感器环215。第一磁径向轴承211、第二磁径向轴承214、磁轴向轴承216、第一传感器环212和第二传感器环215分别连接到控制器217。

第一传感器环212周向地包围压缩机轴209的一部分，并且包括多个传感器213。传感器213沿周向方向围绕压缩机轴209布置，该周向方向垂直于压缩机轴209的轴向方向且垂直于其径向方向。特别地，传感器213可围绕压缩机轴209均匀地分布。第一传感器环212适于测量压缩机轴209的旋转位置、转速、轴向速度和/或轴向位置。例如，测量可基于压缩机轴209与传感器213之间的磁相互作用。第一传感器环212的结构、可能的修改和对应的优点可因此适用于第二传感器环215。

第一传感器环212被定位成与第一磁径向轴承211相邻，特别是在其入口侧处。第二传感器环215被定位成与第二磁径向轴承214相邻，特别是在其入口侧处。

第一磁径向轴承211和第二磁径向轴承214沿压缩机轴209的轴向方向彼此间隔开。因此，在操作期间轻松保持压缩机轴209，使得其整体上不沿径向方向移位并且其轴线不倾斜。轴向磁轴承216防止压缩机轴209沿压缩机轴209的轴向方向移动。

在US 9,624,939 B2中更详细地描述了径向磁轴承的实施例。

综上所述，磁轴承系统确保压缩机轴209的正确位置。该正确位置包括压缩机轴209的正确空间取向和压缩机轴209相对于压缩机201的壳体202的正确位置两者，至少是在压缩机201的操作期间。在此上下文中，空间取向优选地不包括压缩机轴209的旋转位置。换句话说，磁轴承系统本身可能没必要可以确保压缩机轴209的某个旋转位置。旋转位置可由电机210控制。

因此，第一传感器环212和第二传感器环215沿轴向方向彼此间隔开。因此，可以通过传感器环212和215来轻松地且可靠地测量整个压缩机轴209的径向运动和压缩机轴209的中心轴线的倾斜两者。

控制器217至少基于传感器系统的输出来控制第一径向磁轴承211、第二径向磁轴承214和轴向磁轴承216。如果制冷剂的流速改变和/或如果在制冷剂的流动中发生扰动，则磁轴承系统对压缩机轴209上的变化的负载进行补偿并维持该压缩机轴的正确位置。

另外，控制器209可考虑用于控制磁轴承211、214和216的其他输入数据。例如，所述其他输入数据可包括关于压缩机轴209的预期转速的数据、流量传感器的数据、所述流量传感器测量压缩机201内部和/或外部的制冷剂的流量。

特别地，磁轴承系统被构造成在压缩机201的操作期间将磁轴承211、214与216与压缩机轴209之间的机械间隙维持在相应的预定范围内。以此，磁轴承系统防止压缩机201的轴组件的任何部分在操作期间与任何其他部分机械碰撞。轴组件包括压缩机轴209、第一叶轮206和第二叶轮208。即使压缩机201上的负载在操作期间变化，这也确保了压缩机单元200的长的寿命和可靠的操作。

根据本发明的方面，传感器系统优选地以每秒至少10,000次(例如，每秒100,000次)监测压缩机轴209的位置。因此，可以非常快速地确定压缩机轴209的位置是否偏离其正确位置。因此，主动间隙设定系统的响应时间非常短。它小于50μs，且因此显著短于止回阀100的关闭时间，在此实施例中该关闭时间为0.7s。

在US 7,240,515 B2中描述了适合根据本发明的压缩机单元的涡轮离心式压缩机的另一个实施例。此压缩机包括主动磁轴承系统。更详细地，提供所述压缩机的轴向磁轴承和径向电磁轴承以抵消压缩机转子轴上的轴向和径向加载。关于该压缩机的细节提及US7,240,515 B2。所述文件的压缩机包括具有两个级的第一离心式压缩机和具有两个级的第二离心式压缩机。仅举例而言，第一压缩机可被用作依据本发明的压缩机。

沿着顺流方向F，球阀260直接跟随排放出口204。如在图4中可以看到，球阀260包括壳体261、具有内部通路263的球体262、以及用于使球体262从壳体261的外部旋转到壳体261内的主轴266。主轴266固定到球体262。

在其上游侧端部上，球阀260的壳体261包括用于将球阀260固定到压缩机201的凸缘264。在此实施例中，凸缘264包括四个通孔。螺栓265被插入其中并拧入压缩机201的排放出口204处的对应螺纹孔中。由此，球阀260可拆卸地固定到压缩机201，更详细地说，固定到壳体202。

球体262的旋转位置可以通过旋转主轴262来改变。在图4中，球阀260处于完全打开位置中。内部通路263的入口面向流体连接件220的入口221。内部通路263的出口完全打开到扩压器部分222。球体262的中心轴线平行于在球阀260处的流体连接件220的局部中心轴线。制冷剂沿着顺流方向F从入口221到导管231中的顺流畅通无阻。

在此示例中，入口221的直径是50mm。因此，入口221的流动截面是20cm²。

球体262可以在壳体261内部旋转90°到关闭位置。在此实施例中，球体262和主轴266的旋转轴线D在图4中是竖直的。在关闭位置中，制冷剂通过球体260的流动由于内部通路263的周向壁而受阻。此壁的一侧面向入口221并阻挡球体260的入口。换句话说，此侧面向流体连接件220的入口221。然后，壁的相对侧关闭球阀260的出口。所述相对侧面向导管231。通过两个环形密封环268来确保球体262与壳体261之间的紧密密封。

球阀260构成依据本发明的附加停止机构，该附加停止机构是除止回阀100的止回功能之外提供的。在此实施例中，附加停止机构与止回功能完全分离。球阀260和止回阀100是完全不同的组件。

如果球阀260关闭(例如，手动)，则球阀260阻挡流体连接件220。在这种状态下，球阀260可靠且永久地防止制冷剂可以从制冷系统的高压侧漏出。流体连接件220可以从压缩机201卸除，并且可以在制冷剂不泄漏到环境的情况下维护、修理或更换该压缩机。因此，球阀260改进了压缩机单元200的可维护性。

在图3和图4中，主轴266被帽267覆盖以避免球体262的位置无意中改变。替代地或附加地，可将止动环(未示出)可拆卸地固定到主轴266的外端以防止主轴266及因此球体262无意中旋转。

在此实施例中，内部通路263具有圆柱形的形状。它具有50mm的内直径及因此20cm²的连续流动截面。在修改中，内部通路可至少基本上具有截头圆锥(未示出)的形状。当此球阀处于完全打开位置中时，内部通路的流动截面从内部通路的入口到内部通路的出口而逐渐增大。因此，内部通路也构成扩压器部分。因此，在这种修改的情况下，扩压器部分222及因此导管231可以更短。

在球阀260之后，流体连接件220继续通过导管231。导管231的最小壁厚可至少为7毫米，例如8毫米。在此实施例中，导管231构成弯管。在此实施例中，流体连接件220弯曲90°。换句话说，弯管具有90°的角度。在其他修改中，弯管可具有另一个角度，例如60°或45°。扁平支柱234形成在弯管的弯曲部的内侧上。扁平支柱234与导管231一体地形成。这有助于减少在操作期间出现在弯管中的最大机械应力。在再另一个修改中，导管231可笔直延伸。换句话说，未形成弯管。

在其上游侧端部(就顺流方向F而言)处，导管231包括用于将导管231可拆卸地固定到球阀260的下游侧端部的凸缘232。凸缘232包括用于螺栓233的六个通孔。螺栓233被插入到凸缘232的通孔中并旋入在球阀260壳体261的下游侧端部处的对应螺纹孔中。以此，导管231可拆卸地固定到球阀260。球阀260的出口经由导管231的内部(尤其是经由扩压器部分222)与止回阀100的入口83处于流体连接。

在扩压器部分222中，内部通路220的流动截面沿着流顺向而逐渐增大。在导管231的入口处，流体通道220的内直径仅略大于球阀260的内部通路263中的内直径。更详细地，内直径在导管231的入口处近似为51mm，这对应于仍近似为20cm²的流动截面。然而，它略大于内部通路263的流动截面。导管231的出口同时是止回阀100的入口83。入口83具有64mm的端口直径W。因此，止回阀100的端口面积是32cm²。因此，流动截面在扩压器部分222中沿着顺流方向F逐渐增大57％。根据另一个方面，流动截面在流体通道220中从其入口221沿着顺流方向F到止回阀100的入口83增大64％。因此，由压缩机201排放的制冷剂的足够动能被转化为附加静压力，而制冷剂的流动速度显著减小。因此，止回阀100内的流动速度减小。这允许制冷剂在止回阀100内更均匀地流动并减少止回阀100内的能量和压力损失。

观察窗240设置在导管231中。更详细地，观察窗240至少近似位于导管231的中间、在其上侧处。观察窗240允许从压缩机单元200的外部朝流体连接件220的内部看，特别是朝扩压器部分222里面看。操作者可以从外部看到流动通道220中是否存在液体。这可以是由于通过经济器端口(未示出)的液体遗留物所致而发生的。如果液体进入压缩机201，则它会损坏该压缩机。此外，液体会损害制冷剂的流动和/或损坏或损害其他部件(例如，止回阀100或制冷系统的部件)的功能性。如果操作者检测到流动通道220中的液体，则他可以制止启动压缩机201并修理系统以避免这种问题和/或功能障碍。

此外，观察窗240允许从压缩机单元200的外部朝回阀100的阀头125看。可以从外部检测阀头125是否损坏。此外，可以从外部看到止回阀100的阀轴组件是否正确移动以及阀轴组件是否处于正确位置中。这促进了对压缩机单元200的检视。

更详细地，观察窗240被封闭在承载体(carrier body)241中。具有观察窗240的承载体241可拆卸地固定到导管231并且被认为是该导管的一部分。承载体241的向内端包括外螺纹，该外螺纹与连接喷嘴237的内螺纹238接合。连接喷嘴237是导管231的一部分并与该导管一体地形成。承载体241包括外部六边形242。这促进了将承载体241安装到导管231。可以轻松更换观察窗240。此外，由于具有内螺纹的连接喷嘴237所致，其他部件可以改为可拆卸地固定到导管231，其他部件例如为传感器—比如压力传感器、用于自动检测流动通道220中的液体的传感器、和/或用于测量阀头125的位置的传感器。

另外，连接器235形成在导管231的一侧处。连接器235包括从压缩机单元201的外部到流体连接件220的通孔以及包括螺纹。通过连接器235，压力传感器和/或制冷剂回收件可以连接到流体连接件220。

此外，分级凸缘(staging flange)236形成在导管231的同一侧处。该分级凸缘包括两个M10x1.5螺钉孔。

沿着顺流方向F所见，止回阀100直接跟随在扩压器部分222之后。图5是图3中的压缩机单元200的止回阀100的放大截面图。

止回阀100的壳体280与导管231及因此与弯管一体地形成。该整个一件式零件可由金属制成。金属可包括钛、铝和钢或由钛、铝和钢组成。在此特定示例中，壳体280和导管231由铝合金A1Si7Mg(T6)制成。

止回阀100的阀头125与止回阀的阀头25略有不同。在止回阀100中，不存在阀轴120的远侧凸缘。相反，密封保持器131具有蘑菇状的形状。密封保持器131至少轴向地固定到阀轴120，优选地也旋转地固定。因此，在此实施例中，阀轴组件由阀轴120、密封保持器131、密封元件32、头帽34和螺钉35构成。

在止回阀120中，轴轴承体由轴轴承套管110a、端盖110b和插入件145组成。

轴轴承套管110a至少基本上具有圆柱形管的形状。它安装在阀体保持器82的圆柱形安装孔中。所述安装孔沿着中心轴线C形成在阀体保持器82的中心中。轴轴承套管110a至少轴向地固定到阀体保持器82并因此固定到壳体180，优选地也径向地固定。

和在止回阀1中一样，阀轴120的近侧侧部被插入到轴轴承体中。更详细地，在此实施例中，阀轴120的近侧侧部被插入到轴轴承套管110a的内部中。阀轴120的安装部分11位于轴轴承套管110a的内周向表面中。阀轴120由安装部分11来保持，其中，阀轴120及因此完整的阀轴组件沿止回阀100的轴向方向A可移位。

由于轴轴承套管110a是单独生产的，因此以非常高的精度以具成本效益的方式来制造安装部分11。获得了安装部分11的低公差。这确保了阀轴120和安装部分11的恰当接合、阀轴120轴向运动的低摩擦、低磨损、以及止回阀100的高可靠性。

在此实施例中，轴轴承套管110a由青铜制成。这种材料非常适合于滑动轴承。它可以以高精度制造。

因此，对于阀体保持器82而言，更高的制造公差是可能的。这降低了生产成本。此外，阀体保持器82可以由较轻的材料制成。在这种情况下，阀体保持器82由与支撑臂86和止回阀100的壳体280相同的铝合金制成。特别地，支撑臂86与阀体保持器82一体地形成。共同的周向安装环87固定到所有支撑臂86的远端(下游侧端部)。在这种情况下，安装环87与支撑臂86一体地形成。安装环87固定到止回阀100的壳体280的远端。特别地，安装环87的外周向表面包括外螺纹，该外螺纹与设置在壳体280的内表面的下游侧端部处的内螺纹接合。

在此实施例中，阀轴120由不锈钢制成。因此，它具有良好的耐化学性和高的机械负载能力。这增加了可靠性并延长了止回阀100的寿命。

用于O形环142的两个周向安装凹槽设置在轴轴承套管110a的外周向表面上。这两个周向安装凹槽沿轴向方向A彼此间隔开。更详细地，第一周向安装凹槽形成在轴轴承套管110a的近端附近，并且第二周向安装凹槽形成在轴轴承套管110a的远端附近。

O形环142分别安装在安装凹槽中的每一个中。这些O形环142由弹性体材料制成。轴轴承套管110a的外周向表面经由O形环142抵靠阀体保持器82的内周向表面。换句话说，轴轴承套管110a沿径向方向经由弹性体O形环142被支撑。

因此，阀轴组件可以沿径向方向移位一有限量，和/或阀轴组件的中心轴线可以相对于中心轴线C倾斜一有限量。在这些情况下，O形环142中的至少一个变形。经变形的O形环142中的每一个具有弹性恢复力以用于将轴轴承套管110a带回其中心位置中，使得阀轴组件的中心轴线与止回阀100的中心轴线C再次在一直线上。

更一般而言，根据本发明的方面，轴轴承体的至少一部分沿径向方向弹性地安装以允许阀轴组件沿径向方向进行有限的移位和/或阀轴组件的中心轴线相对于中心轴线C进行有限的倾斜。

制造公差和/或磨损会导致阀轴组件相对于阀座81的轻微未对准。这可能损害阀头125与阀座81之间的恰当密封。在以上修改的情况下，阀头125的位置自动地适应阀座81的位置并在止回阀100关闭时补偿这种未对准。这改进了阀头125与阀座81之间的密封。弹性O形环142还对轴轴承套管110a和阀体保持器82的不同热膨胀进行补偿。

端盖110b具有至少基本上蘑菇状的形状。它安装到轴轴承套管110a的远端。端盖110b也可轴向地和/或旋转地直接固定到阀体保持器82。更详细地，在此实施例中，它旋转地且轴向地固定到轴轴承套管110a。端盖110b以及插入件145构成轴轴承体的远侧部分(下游侧部分)。它们还构成阻尼储液器50的近侧侧部。用于弹簧60的弹簧座51形成在端盖110b上。

端盖110b进一步包括中心安装通道。插入件145安装在中心安装通道中。插入件145轴向地且径向地固定到端盖110b。螺旋凹槽141设置在插入件145的外周向表面处。沿轴向方向A所见，每个螺旋凹槽141包括在插入件145的远端处的内端开口和在插入件145的近端处(在止回阀100的出口84的一侧处)的外端开口。因此，凹槽部分形成在插入件145的外周向表面处。在阻尼储液器50与轴轴承体的外部70之间流动的制冷剂必须穿过螺旋凹槽141的整个长度。再次，止回阀100的阻尼特性独立于阀轴120和阀头125的轴向位置。

每个螺旋凹槽141构成单个通道并且构成阻尼储液器50与外部70之间的流体连接件。每个通道受相应的螺旋凹槽141的侧表面的限制并被面向所述螺旋凹槽141的配对物表面覆盖。在这种情况下，配对物表面是端盖110b的中心安装通道的内周向侧。

再次，螺旋凹槽141并行地布置成使得当流体在阻尼储液器50与轴轴承体的外部(与图1中的外部70相比)之间流动时，流体在同一时刻并行地通过所有螺旋凹槽141。换句话说，阻尼储液器50与外部70之间的流体流动被拆分到所有平行螺旋凹槽141中。

在此实施例中，更详细地，两个螺旋凹槽141设置在插入件145的外周向表面处。这两个螺旋凹槽141被偏移180°。每个螺旋凹槽141具有0.65mm的深度(沿着阀轴120的径向方向)和0.8mm的宽度(沿阀轴120的轴向方向)。特别地，所述宽度可以是在相应的螺旋凹槽141的径向外开放侧处的开口宽度。螺旋凹槽141的截面形状可沿着径向方向从螺旋凹槽141的开放侧到径向内侧渐缩。径向内侧处的宽度可较小，例如0.57mm。例如，每个单独凹槽141的两个侧壁可相对于阀轴120的径向方向对称地倾斜10°。此外，每个螺旋凹槽141具有13圈和近似320mm的长度。螺旋凹槽141的径向外直径为8.6mm。

在图4和图5中，轴向方向A的取向平行于重力方向。因此，重力迫使止回阀100的运动零件(轴组件)远离阀座81。弹簧60必须附加地克服阀轴组件的重力以关闭止回阀100。

再次，轴轴承体、阀轴120和阀头125至少基本上旋转地对称。这促进了止回阀100的制造。

阀体保持器82由铝合金制成。阀轴120可进行涂覆。例如，涂层可包括镍、二硫化钼和聚四氟乙烯(PTFE)或由镍、二硫化钼和聚四氟乙烯(PTFE)组成。这减少了摩擦并减少了磨损。

止回阀100尤其适合于低压制冷剂，例如R-1234ze或R-513A。

与如果使用高压制冷剂的情况相比，当使用低压制冷剂时，必须使更大的容积流量(单位m³/s)穿过压缩机单元200以获得制冷系统的相同的功率容量。因此，与止回阀1相比，止回阀100具有更大的尺寸并且适合于更大的容积流量。

如果止回阀100是打开状态(例如，处于图5中所描绘的完全打开状态)，则流体可以通过壳体180的流体入口83进入止回阀单元100，在阀座81与密封表面33之间通过，并且进一步穿过在壳体80的外壁与阀体保持器81的外壁之间所构成的流动通路85而到达壳体80的流体出口84。所述流动通路85绕阀体保持器82延伸。沿垂直于轴向方向A的周向方向所见，流动通路85仅被三个支撑臂86中断。

止回阀100内的最小流动截面在其端口面积的80％与95％之间。这减小了流动阻力、压降，并因此提高了止回阀100的效率。在此实施例中，止回阀100内的最小流动截面在密封保持器131与壳体180的内表面之间。

此外，止回阀100包括另外的扩压器部分。所述另外的扩压器部分从最小流动截面延伸到出口84。在此区域内，流动截面沿着顺流方向连续地且逐渐地增大。因此，制冷剂的流动速度进一步减小，并且对应的动能至少部分地被转化为制冷剂的静压力的进一步增加。因此，流体连接件220的扩压器部分222可以缩短，并且整个排放单元变得更小。

止回阀100具有0.7s的关闭时间。由于入口83处的端口直径W(入口直径)为64mm，因此关闭参数(关闭时间除以端口面积)为218s/m²。因此，止回阀100不易于发生阀颤振。此外，阻尼足够强烈以防止猛烈的止回阀撞击，否则可能损坏止回阀100。

另一方面，0.7s的对应关闭时间足够短，以防止相当大的止回阀喘振并防止强烈的深度压缩机喘振。因此，止回阀100的阻尼延长了压缩机201和止回阀100本身两者的寿命。

和止回阀1一样，止回阀100具有流量优化结构。例如，止回阀100具有中心单元，其中，该中心单元被构造成使得当止回阀100完全打开时其具有滴状的外部形状。在此实施例中，中心单元包括阀头125、阀体保持器82和轴轴承体(特别是轴轴承体的端盖110b)。因此，当止回阀完全打开时，对于围绕中心单元流过止回阀的制冷剂而言流动阻力非常低。这提高了止回阀100及因此压缩机单元200的能量效率。

甚至更详细地说，止回阀100形成为使得流过完全打开的止回阀100的制冷剂的流动速度矢量相对于中心轴线C从未大于45°。这显著减少了能量损失。

在止回阀100内，当止回阀100完全打开时，不存在干扰制冷剂流动的锐边缘或台阶。除了支撑臂86之外，在入口83与出口84之间在壳体110的内表面上不存在锐边缘或台阶。至少当止回阀100完全打开时，除了支撑臂86之外，在入口83与出口84之间在中心单元的外表面上的外部上不存在锐边缘或台阶。这对于流动通道85尤其正确。

应指出的是，存在用于止回阀100和球阀260的不同的密封表面。止回阀100具有带有密封表面33的密封元件32，而球阀包括两个密封环268。这两个密封环268中的每一个具有密封表面，该密封表面抵靠和密封抵靠球体262。在根据图3的压缩机单元200中，止回阀100和球阀260是完全分离的组件，它们彼此独立。

当压缩机201在操作中时，具有低入口压力的制冷剂从制冷系统的低压侧通过压缩机入口203吸入压缩机201中。然后，制冷剂沿着压缩机轴209的轴向方向笔直地朝前流动，并沿对应的径向方向居中地从压缩机入口203流到第一叶轮206。这导致压缩机201的良好的流入特性和高的效率。

第一叶轮206使制冷剂加速并引导它径向地远离压缩机轴209的中心轴线。由此，制冷剂的流动速度增加。第一叶轮206将动能添加到制冷剂。在第一叶轮206之后，制冷剂的流动速度至少部分地被转化，以增加制冷剂的静压力。然后，制冷剂进入第二级207。第二叶轮208再次将动能添加到制冷剂。所添加的动能的至少一部分被转化以进一步增加制冷剂的静压力。经压缩的制冷剂以增加的流动速度和增加的静压力通过排放出口204离开压缩机201。

在流体连接件220的入口221处，从排放出口204排放的制冷剂进入流体连接件220而到达止回阀100的入口83。当球阀260(附加停止机构)打开时，它流过球阀260而进入具有扩压器部分222的导管231。在扩压器部分内，当流体沿着顺流方向F流动时，流动速度(单位m/s)减小。由此，已由压缩机添加的剩余附加动能的至少一部分被转化以进一步增加制冷剂的静压力。

在导管231的端部处且因此在弯管的端部处，制冷剂到达止回阀100的入口83并流入该止回阀中。在图4和图5中，止回阀100完全打开。流动的制冷剂在止回阀的阀头125与壳体110之间通过，特别是在密封元件32的密封表面33与壳体110的阀座81之间通过。制冷剂进一步沿着顺流方向流过壳体110与阀体保持器82之间的流动通路85。

如上文所指出的，止回阀100包括另外的扩压器部分。因此，在止回阀84的出口处，制冷剂的流动速度进一步减小，而制冷剂的静压力进一步增加。

最后，制冷剂离开止回阀100的出口84并进入到制冷系统的入口端口400的内部中。具有增加的压力的经压缩的制冷剂现在可用于制冷系统的高压侧。

在压缩机单元200的修改中，使用止回阀1以代替止回阀100。

图7是用于图3的压缩机单元200的经修改的排放单元300的截面图，其中，排放单元300包括组合式阀单元301，该组合式阀单元包括止回阀和附加停止机构两者。根据图3的排放单元可以更换为排放单元300。图8示出了排放单元301的立体图。图9是图7的放大剖面且更详细地示出了组合式阀单元301。

排放单元300适于直接固定到压缩机201(中间没有附加球阀260)。如果排放单元300固定到压缩机201，则这构成经修改的压缩机单元。

对应于前文所描述的实施例和修改的元件的元件由相同的附图标记表示并且不再次加以描述。描述、修改和优点因此就排放单元300和包括排放单元300的压缩机单元而言是适用的。具有相同名称但不同附图标记的零件可与止回阀1的对应零件相同，除了所描述的和/或所必要的差异之外。

排放单元300包括导管231和组合式阀单元301。组合式阀单元301的主外壳体302与导管231一体地形成。在该示例中，导管231的上游侧端部(就顺流方向F而言)包括用于将导管231可拆卸地固定到压缩机201的凸缘332。特别地，导管231可拆卸地直接固定到压缩机201，使得压缩机201的排放出口204直接通向排放单元300的流体连接件220的入口221。

凸缘332包括用于螺栓(未示出)的六个通孔332a。这些螺栓可以被插入到导管231的凸缘332的通孔332a中，并且可以旋入压缩机202的壳体202中的对应螺纹孔中。以此，排放单元300可以拆卸地固定到压缩机201。在此实施例中，扩压器部分220直接在凸缘332后开始(沿着顺流方向F所见)。

在此实施例中，入口221处的内直径为53.7mm，这对应于近似23cm²的流动截面。导管231的出口同时是组合式阀单元301的入口305。组合式止回阀305的入口具有90mm的直径。因此，组合式阀单元301的入口305处的流动截面是64cm²(端口面积)。流动截面在扩压器部分222中沿着顺流方向F逐渐增大180％。由压缩机201排放的制冷剂的足够动能被转换为附加静压力。同时，制冷剂的流动速度显著减小。组合式阀单元301内的流动速度减小。这允许制冷剂更均匀地流过组合式阀单元301。最后，这减少了组合式阀单元301内的能量和压力损失。

像图3中所示的排放单元一样，图7的排放单元300也包括观察窗240、连接器235和分级凸缘236。然而，在此实施例中，不存在扁平支柱。然而，在排放单元300的修改中，扁平支柱(比如扁平支柱234)可与导管231一体地形成。

组合式阀单元301的外壳体包括主外壳体302和端盖环303。如上文所指出的，主外壳体302与导管231一体地形成。端盖环303可拆卸地固定到主外壳体302的下游侧端部。在此实施例中，端盖环303借助于螺栓309(见图8)固定到主外壳体302。此外，端盖环303包括螺钉孔304，这些螺钉孔可以用于将例如入口端口400固定到外壳体。

组合式阀单元301是具有集成式止回阀301a的球阀。集成式止回阀301a提供止回功能。组合式阀单元301进一步包括附加停止机构。该附加停止机构以球阀功能为特色。同时，球体是集成式止回阀301a的壳体380。

除非另有陈述，否则组合式阀单元301“打开”或“关闭”的指示是指球阀功能。特别地，即使当组合式阀单元301打开时，集成式止回阀301a也可能在此时刻关闭且因此阻挡制冷剂流过组合式阀单元301。

集成式止回阀301a具有与图1和图2的止回阀1类似的结构。例如，它也包括阻尼储液器50和阀轴20上的螺旋凹槽41。集成式止回阀301a的对应元件由相同的附图标记表示并且不再次加以描述。描述、修改和优点因此是适用的。具有相同名称但不同附图标记的零件可与止回阀1的对应零件相同，除了所描述的和/或所必要的差异之外。

在集成式止回阀301a中，轴轴承体由轴轴承套管310和阀体保持器382形成。换句话说，轴轴承体部分地与阀体保持器382一体地形成。

再次，轴轴承体、阀轴320和阀头325至少基本上旋转地对称。这促进了集成式止回阀301a的制造。阀轴320类似于止回阀1的阀轴20，但像止回阀100的阀轴120一样，没有远侧凸缘。

在图7和图9中，未示出支撑臂，但它们是存在的。在此实施例中，弹簧座51形成在阀体保持器382中。在此实施例中，安装环87附加地通过固定螺钉88而再次固定以防意外松动。当然，这种固定螺钉88也可以设置在止回阀1和100中。

集成式止回阀301a的壳体380完全被插入到组合式阀单元301的外壳体中。更详细地，它安装在主外壳体302的内部中。壳体380可以在外壳体内部旋转以便打开和关闭组合式阀单元301。

在图7和图9中，组合式阀单元301处于其完全打开位置中。球体处于(旋转)位置中，使得集成式止回阀301a的入口83面向组合式阀单元301的入口305并且集成式止回阀301a的出口84面向组合式阀单元301的出口306。换句话说，集成式止回阀301a被转动成使得其中心轴线C平行于组合式阀单元301中的顺流方向。再换句话说，中心轴线C垂直于组合式阀单元301的入口305和出口306的流动截面。另外，集成式止回阀301a在图7和图9中完全打开。

集成式止回阀301a的壳体380(及因此完整的集成式止回阀301a)可以经由主轴(未示出)在外壳体内绕旋转轴线E旋转。类似于球阀260中的主轴266，该主轴固定到球体(壳体380)并通过主壳体部分302延伸到外部。在图8中，主轴的外端被帽395覆盖以避免壳体380的旋转位置无意中改变。替代地或附加地，可将止动环(未示出)可拆卸地固定到主轴的外端以防止主轴及因此壳体380无意中旋转。

图10A示出了处于第一状态的图9的组合式阀单元301的稍微修改型式，在该第一状态下，组合式阀单元301打开(即，球阀功能打开)，并且再该第一状态下，集成式止回阀301a关闭。由于一方面在图10A至图10C中所示和另一方面在图9中所示的组合式阀单元301的各型式之间的修改较小且与本方面无关，因此使用相同的附图标记。

换句话说，在图10A中所示的状态下，流体是否可以穿过组合式阀单元301取决于集成式止回阀301a的打开/关闭状态。和在图7和图9中一样，集成式止回阀301a的中心轴线C平行于组合式阀单元301中的顺流方向并且垂直于组合式阀单元301的入口305和出口306的流动截面。集成式止回阀301a的壳体380既不阻挡组合式阀单元301的入口305也不阻挡出口306。

在图10B中，完整的集成式止回阀301已从根据图10A的其位置倾斜了20°。对应的是，其中心轴线C相对于组合式阀单元301中的顺流方向倾斜20°。从图10A开始，组合式阀单元301正在关闭。

在图10C中，组合式阀单元处于完全关闭状态。壳体380相对于图10A中的状态被转动90°。集成式止回阀301a的中心轴线C垂直于组合式阀单元301中的顺流方向。换句话说，中心轴线C平行于组合式阀单元301的入口305和出口306的流动截面。在此完全关闭状态下，外壳体380(尤其是其周向侧壁)关闭并阻挡组合式阀单元301的入口305和出口306两者。在这种状态下，没有流体可以穿过组合式阀单元301。

组合式阀单元301包括用于在壳体380与外壳体之间进行密封的两个密封环307、308。下游侧密封环308安装在环形凹部中，该环形凹部位于端盖环303的内表面处。它是具有附加O形环支承件(back up)的环形PTFE密封件。该附加O形环支承件防止通过固定端盖环303在主轴上施加过高的扭矩。上游侧密封环307是环形PTFE密封件。它安装在环形凹部中，该环形凹部位于主外壳体302的内表面处。在组合式阀单元301的完全打开状态和完全关闭状态两者下，密封环307、308分别密封抵靠壳体380的外表面。详细地说，附加停止机构包括主外壳体302、端盖环303、密封环307、309和309、以及集成式止回阀301a的壳体380。

在此实施例中，组合式阀单元300包括用于在外壳体与壳体380之间进行密封的可选的另外的密封环309。沿着顺流方向F所见，密封环309位于密封环307、308之间，优选地至少基本上在其中间。即使当壳体380处于完全打开状态(见图7和图9)与完全关闭状态(见图10C；集成式止回阀301a被转动90°)之间的中间位置中时，附加密封环309也确保紧密密封。

该另外的密封环309的作用从图10B是明显可见的。在此中间状态下，壳体380不密封地抵靠在密封环307的整个内圆周上。类似地，在此中间状态下，壳体380不密封地抵靠在另一密封环308的整个内圆周上。因此，少量流体可在此中间状态下穿过组合式止回阀单元301，特别是在壳体380的外表面与壳体的内表面之间。这通过附加密封环309来防止。一般而言，独立于集成式止回阀301a的旋转状态，集成式止回阀301a的外壳体380的外表面始终密封地抵靠在至少一个密封件的整个圆周上。

集成式止回阀301a的入口83具有与组合式阀单元301的入口305相同的直径和流动截面。集成式止回阀301a内的最小流动截面形成在阀头325与壳体308的内侧之间。最小流动截面可在入口83处的流动截面的80％到95％的范围内。这确保了低的压降和良好的效率，同时维持紧凑的尺寸。在集成式止回阀301a的端部出口84处，流动截面比入口83处的流动截面大25％。因此，当组合式止回阀301和集成式止回阀301a完全打开时，集成式止回阀301a还充当另外的扩压器部分。和止回阀100一样，集成式止回阀301a形成为使得流过完全打开的集成式止回阀301a的制冷剂的流动速度矢量相对于中心轴线C从未大于45°。

本发明提高了压缩机单元200的可靠性、效率和操作范围并减少了令人不快的噪音。

附图标记清单：

1、100 止回阀

10 轴轴承体

11 安装部分

20、120 阀轴

21 远端

22 近端

23 远侧凸缘

25、125、325 阀头

26 中间部分

27 空腔

31、131 密封保持器

32 密封元件

33 密封表面

34 头帽

35 螺钉

40 凹槽部分

41、141 螺旋凹槽

50 阻尼储液器

51 弹簧座

60 弹簧

70 (轴轴承体的)外部

80、180、380 (止回阀的)壳体

81 阀座

82、382 阀体保持器

83 (止回阀的)入口

84 (止回阀的)出口

85 流动通路

86 支撑臂

87 安装环

90 间隙

110a、310 轴轴承套管

110b 端盖

145 插入件

200 压缩机单元

201 压缩机

202 (压缩机的)壳体

203 压缩机入口

204 排放出口

205 第一级

206 第一叶轮

207 第二级

208 第二叶轮

209 压缩机轴

210 电机

211 第一磁径向轴承

212 第一传感器环

213 传感器

214 第二磁径向轴承

215 第二传感器环

216 磁轴向轴承

217 控制器

220 流体连接件

221 (流体连接件的)入口

222 扩压器部分

231 导管

232、239、264 凸缘

233、265、309、402 螺栓

234 扁平支柱

235 连接器

236 分级凸缘

237 连接喷嘴

238 内螺纹

240 观察窗

241 承载体

242 六边形

260 球阀

261 (球阀的)壳体

262 球体

263 内部通路

266 主轴

267 帽

268 密封环

300 排放单元

301 组合式阀单元

302 (组合式阀单元的)主外壳体

303 端盖环

304 螺钉孔

305 (组合式阀单元的)入口

306 (组合式阀单元的)出口

307、308 密封环

400 入口端口

401 固定凸缘

A 轴向方向

C 中心轴线

D、E 旋转轴线

F 顺流方向

W 端口直径

Claims (15)

1.一种用于使用制冷剂的制冷系统的压缩机单元(200)，其中，该压缩机单元(200)包括：

用于压缩该制冷剂的离心式压缩机(201)，其中，该压缩机(201)具有用于排放经压缩的制冷剂的排放出口(204)；以及

止回阀(1；100；301a)，其中，该止回阀(1；100；301a)的入口(83)与该压缩机(201)的排放出口(204)处于流体连接；

其特征在于，该止回阀(1；100；301a)是包括阻尼机构(41，50；50，141)的喷嘴式止回阀，其中，该止回阀(1；100；301a)的关闭参数在50s/m²与2000s/m²之间，其中，该关闭参数是该止回阀(1；100；301a)的关闭时间除以该止回阀(1；100；301a)的端口面积。

2.根据权利要求1所述的压缩机单元(200)，其特征在于，从该压缩机(201)的排放出口(204)到该止回阀(1；100；301a)的入口(83)的流体连接件(220)的内部容积在0.002m³到0.020m³的范围内。

3.根据前述权利要求中任一项所述的压缩机单元(200)，其特征在于，该止回阀(1；100；301a)的关闭参数在100s/m²与1000s/m²之间。

4.根据前述权利要求中任一项所述的压缩机单元(200)，其特征在于，该压缩机(201)是离心式涡轮压缩机。

5.根据前述权利要求中任一项所述的压缩机单元(200)，其特征在于，该压缩机(201)是包括用于压缩机轴(209)的磁轴承系统的无润滑剂压缩机，

其中，该磁轴承系统包括至少一个磁轴向轴承(216)和至少一个磁径向轴承(211，214)，

其中，该轴承系统包括用于每秒监测该压缩机轴(209)的位置至少1000次的传感器系统(212，213，215)，

其中，该至少一个磁轴向轴承(216)和该至少一个磁径向轴承(211，214)至少基于该传感器系统(212，213，215)的输出来控制，并且

其中，该轴承系统被构造用于对该压缩机轴(209)的这些轴承(211，214，216)进行主动间隙调节。

6.根据权利要求5所述的压缩机单元(200)，其特征在于，该主动间隙设定调节的响应时间小于该止回阀(1；100，301a)的关闭参数。

7.根据前述权利要求中任一项所述的压缩机单元(200)，其特征在于，从该压缩机(201)的排放出口(204)到该止回阀(1；100；301a)的入口(83)的流体连接件(220)包括扩压器部分(222)。

8.根据前述权利要求中任一项所述的压缩机单元(200)，其特征在于，该压缩机单元(200)包括观察窗(240)，该观察窗允许进行从外部到从该压缩机(201)的排放出口(204)到该止回阀(1；100；301a)的入口(83)的流体连接件(220)的内部中的观察。

9.根据前述权利要求中任一项所述的压缩机单元(200)，其特征在于，除该止回阀(1；100；301a)的止回功能之外，该压缩机单元(200)还包括附加停止机构(260；302，303，307，308，309，380)以关闭从该压缩机(201)的排放出口(204)到该止回阀(1；100；301a)的出口(84)的流体连接件。

10.根据权利要求9所述的压缩机单元(200)，其特征在于，该压缩机单元(200)包括用于止回功能和该附加停止机构(260；302，307，308，309，380)的不同的密封表面(33，268；33，307，308，309)。

11.根据权利要求9或权利要求10所述的压缩机单元(200)，其特征在于，

-该压缩机单元(200)在从该压缩机(201)的排放出口(204)到该止回阀(1；100)的入口(83)的流体连接件(220)中包括球阀(260)，或者

-该压缩机单元(200)包括组合式阀单元(301)，其中，该组合式阀单元(301)包括该止回阀(301a)和该附加停止机构(302，303，307，308，309，380)两者。

12.根据前述权利要求中任一项所述的压缩机单元(200)，其特征在于，该止回阀(1；100；301a)的质量参数在10kg/m²与60kg/m²之间，其中，该质量参数是该止回阀(1；100；301a)的阀轴组件(20，31，32，34，35；120，131，32，34，35；320，131，32，33，34，35)的质量除以该止回阀(1；100；301a)的端口面积。

13.根据前述权利要求中任一项所述的压缩机单元(200)，其特征在于，该止回阀(1；100；301a)包括

轴轴承体(10；110a，110b；310，82)，该轴轴承体包括沿着该止回阀(1；100；301a)的轴向方向(A)延伸的至少大致圆柱形的安装部分(11)；

安装在该安装部分(11)中的阀轴(20；120；320)，其中，该阀轴(20；120；320)沿着该轴向方向(A)延伸并且沿着该轴向方向(A)可移位；

包括密封表面(33)的阀头(25；125；325)，其中，该阀头(25；125；325)沿该轴向方向(A)安置在该阀轴(20；120；320)的远端(23)上，该远端(23)背向该安装部分(11)；以及

在该轴轴承体(10；110a，110b；310，82)内部的阻尼储液器(50)，其中，该阻尼储液器(80)的容积通过该阀轴(20；120；220)沿着该轴向方向(A)相对于该轴轴承体(10；110a，110b；310，82)的运动而改变。

14.根据权利要求13所述的压缩机单元(200)，其特征在于，该轴轴承体(110a，110b；310，82)包括轴轴承套管(110a；310)，其中，该轴轴承套管(110a；310)至少轴向地固定到该止回阀(100；301a)的壳体(180，380)并且包括该安装部分(11)。

15.一种制冷系统，其特征在于，该制冷系统包括根据前述权利要求中任一项所述的压缩机单元(200)。

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