Es ist eine Aufgabe der vorliegenden
Erfindung, einen Verdichter weiter zu entwickeln, der sich durch
eine lange Haltbarkeit auszeichnet.
Gemäß der Erfindung wird diese
Aufgabe gelöst
durch einen Spiralverdichter gemäß Anspruch 1
oder 4.
Die vorliegende Erfindung hat die
Wirkung, dass der Reibungsverlust verringert werden kann, weil die
gleitenden Abschnitte der Außenwandoberfläche des
Spitzenabschnittes der Ansaugöffnungsseite
des Verdrängers
und der Innenwandoberfläche des
Zylinders mit Schmieröl
versorgt werden können.
Weitere Vorteile, Merkmale und Anwendungsmöglichkeiten
der Erfindung werden nun anhand von Ausführungsbeispielen mit Bezugnahme auf
die beigefügten
Zeichnungen beschrieben, in denen:
1A und 1B jeweils entsprechend eine senkrechte
Schnittansicht und eine Draufsicht eines Verdrängers eines hermetisch geschlossenen
erfindungsgemäßen Spiralverdichters
darstellen;
2A bis 2D Ansichten zur Veranschaulichung
der Arbeitsweise des Spi ralverdichters gemäß der vorliegenden Erfindung
sind;
3 eine
senkrechte Schnittansicht des Spiralverdichters gemäß der vorliegenden
Erfindung ist;
4 ein
Diagramm ist, das die Charakteristik der Volumenänderung einer Arbeitskammer
bei der vorliegenden Erfindung veranschaulicht;
5 ein
Diagramm ist, das die Änderung des
durch Gasdruck erzeugten Drehmoments bei der vorliegenden Erfindung
veranschaulicht;
6A und 6B Zeitdiagramme zur Veranschaulichung
der Beziehung zwischen dem Rotationswinkel einer Antriebswelle und
den Arbeitskammern im Falle eines vierblättrigen Verdrängers sind;
7A und 7B Zeitdiagramme zur Veranschaulichung
der Beziehung zwischen dem Rotationswinkel einer Antriebswelle und
den Arbeitskammern im Falle eines dreiblättrigen Verdrängers sind;
8A bis 8C Ansichten zur Veranschaulichung
der Betriebsweise im Falle eines Abwicklungsbahnwinkels des Verdrängers von
mehr als 360° sind;
9A und 9B Ansichten zur Veranschaulichung
der Erweiterung des Abwicklungsbahnwinkels des Verdrängers sind;
10A und 10B Ansichten sind, die eine Modifikation
des Spiralverdichters gemäß 1 zeigen;
11 ein
Diagramm ist, das die Beziehung zwischen dem Rotationswinkel der
Antriebswelle und dem Drehmomentverhältnis des Verdrängers zeigt;
12 eine
senkrechte Schnittansicht des Hauptbauteils eines hermetisch geschlossenen
Verdichters ist, gemäß einer
weiteren Ausführungsform der
vorliegenden Erfindung;
13A bis 13F vergrößerte Ansichten des Ansaugöffnungsbereichs
der
1B sind;
14A bis 14F Schnittansichten sind,
aufgenommen entlang der Linie XIV-XIV in den 13;
15A und 15B jeweils entsprechend
eine senkrechte Schnittansicht und eine Draufsicht eines Verdrängers eines
hermetisch geschlossenen Verdichters gemäß einer zweiten Ausführungsform
der Erfindung darstellen;
16A bis 16D Ansichten zur Veranschaulichung
der Arbeitsweise des Verdichters gemäß der zweiten Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung sind;
17A bis 17F vergrößerte Ansichten des Ansaugöffnungsbereichs
der 15(B) sind;
18A bis 18F Schnittansichten sind,
aufgenommen entlang der Linie XVIII-XVIII in den 17;
und
19A, 19B, 20A und 20B jeweils
entsprechend eine senkrechte Schnittansicht und eine Draufsicht
eines Verdrängers
eines hermetisch geschlossenen Verdichters gemäß einer dritten Ausfürungsform
der Erfindung darstellen.
Die obigen Merkmale der vorliegenden
Erfindung werden anhand der nachfolgenden Ausführungsformen verdeutlicht.
Nachstehend werden Ausführungsformen
der vorliegenden Erfindung unter Bezugnahme auf die Zeichnungen
beschrieben. Als erstes wird der Aufbau eines Verdichters gemäß einer
Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung unter Bezugnahme auf die 1A bis 3 beschrieben. 1A ist eine senkrechte Schnittansicht
des Hauptteils eines hermetisch geschlossenen Verdichters gemäß der vorliegenden
Erfindung, der als Kompressor benutzt wird. Diese Figur entspricht
einer Schnittansicht, aufgenommen entlang der Linie IA-IA in 1B. 1B ist eine Draufsicht, aufgenommen entlang
der Linie IB-IB in 1A,
die die Ausbildung einer Kompressionskammer zeigt. Die 2 sind Ansichten zur Veranschaulichung
der Arbeitsweise des Verdichters. 3 ist
eine senkrechte Schnittansicht des hermetisch geschlossenen Verdichters.
Bezug nehmend auf die 1A, 1B und 3 ist ein
Verdichter 1 und ein Motoraggregat 2 zum Antreiben
des ersteren in einem hermetischen Behälter 3 vorgesehen.
Nachfolgend werden die Einzelheiten des Kompressionselementes des
Verdrängungstyps beschrieben. 1B zeigt eine dreifache
Abwicklungsbahn, bei der drei Konturabschnitte der gleichen Form
kombiniert sind. Ein Zylinder 4 besitzt eine innere Peripherie,
die so geformt ist, dass hohle bzw. leere Abschnitte der gleichen
Form in Intervallen von 120° (um
den Mittelpunkt O') auftreten. Im Wesentlichen bogenförmig ausgebildete
Flügel 4b,
die nach innen vorstehen, sind jeweils an Endabschnitten der hohlen
Abschnitte gebildet. In diesem Falle beträgt die Anzahl der Flügel 4b drei,
weil die Abwicklungsbahn dreifach ist. Ein Verdränger 5 ist im Zylinder 4 angeordnet,
wobei deren Mittelpunkte voneinander um E beabstander sind, derart,
dass der Verdränger 5 an
inneren peripheren Wänden 4a (Abschnitte,
die eine größere Krümmung als
Abschnitte der Flügel 4b haben)
und Flügeln 4b des
Zylinders 4 angreift. Wenn der Mittelpunkt O des Verdrängers 5 im
Mittelpunkt O' des Zylinders 4 plaziert ist, werden Spalte bzw.
Zwischenräume
einer gewissen Größe als Basisform
zwischen den Konturen der beiden Körper gebildet. Jede der zwischen
dem Verdränger
und dem Zylinder gebildeten Spalte entspricht dem Kreisbahnbewegungsradius.
Es ist erwünscht,
dass die Spalte über
die gesamte Peripherie hinweg dem Kreisbahnbewegungsradius entsprechen.
Es kann aber einen Abschnitt geben, bei dem die obige Beziehung
nicht erfüllt
ist, sofern Arbeitskammern, die durch die äußere Kontur des Verdrängers und
die innere Kontur des Zylinders gebildet werden, einwandfrei arbeiten.
Als nächstes soll die Arbeitsweise
des Verdichters 1 unter Bezugnahme auf die 1A bis 1D beschrieben
werden. Das Bezugszeichen O kennzeichnet das Zentrum bzw. den Mittelpunkt
des Verdrängers 5,
während
das Bezugszeichen O' den Mittelpunkt des Zylinders 4 (oder
einer Antriebswelle) kennzeichnet. Die Bezugs zeichen a, b, c, d,
e und f bezeichnen Kontaktpunkte, wenn der Verdränger 5 an den inneren
peripheren Wänden 4a und
den Flügeln 4b des
Zylinders 4 angreift. Bei der inneren Kontur des Zylinders 4 sind
drei der gleichen Kombinationen von Kurven nacheinander und übergangslos miteinander
verbunden. Betrachtet man eine von ihnen, so kann die die innere
periphere Wand 4a und den Flügel 4b formende Kurve
als eine Vortexkurve mit einer Dicke betrachtet werden (beginnend
ab der Spitze des Flügels 4b).
Die Innenwandkurve (g-a) ist eine Vortexkurve, deren Abwicklungsbahnwinkel,
bestehend aus der Summe der Bogenwinkel, welche die Kurve bilden,
im Wesentlichen 360° beträgt. (Hier bedeutet
"im Wesentlichen 360°",
dass jede Vortexkurve so gestaltet ist, dass der Abwicklungsbahnwinkel
von 360° erhalten
wird, wobei allerdings der exakte Wert möglicherweise auf Grund eines
Herstellungsfehlers nicht erzielt wird. Entsprechende Ausdrücke werden
weiter unten benutzt. Die Einzelheiten des Abwicklungsbahnwinkels
werden später
beschrieben.) Die Außenwandkurve
(g-b) ist ebenfalls eine Vortexkurve mit einem Abwicklungsbahnwinkel von
im Wesentlichen 360°.
Die innere Kontur der Arbeitskammern wird durch die inneren und äußeren Wandkurven
gebildet. Sätze
dieser Kurven sind entlang eines Kreises mit im Wesentlichen konstanten Teilungsabständen angeordnet
(in diesem Falle 120°,
weil die Abwicklungsbahn dreifach bzw. dreiteilig ist), und die
Außenwandkurve
sowie die Innenwandkurve benachbarter Vortexkurven sind durch glattverbindende
Kurven (b-b)'', wie etwa einen Bogen, angeschlossen, so dass auf
diese Weise die gesamte innere periphere Kontur des Zylinders 4 gebildet
wird. Die äußere periphere
Kontur des Verdrängers 5 wird
ebenfalls in der gleichen Weise wie die des Zylinders 4 gebildet.
Gemäß der obigen Beschreibung sind
die Vortexgebilde, von denen jedes drei Kurven umfasst, entlang
eines Kreises mit im Wesentlichen konstanten Teilungsabständen (120°) angeordnet.
Dies dient zur gleichmäßigen Verteilung
der durch eine später beschriebene
Kompressionsoperation verursachten Belastung, sowie zur Erleichterung
der Herstellung. Falls diese Vorteile nicht gefordert werden, brauchen die
Teilungen nicht konstant zu sein.
Nachfolgend werden Kompressionsphasen durch
den wie oben ausgebildeten Zylinder 4 und den Verdränger 5 unter
Bezugnahme auf die 2 beschrieben.
Drei Ansaugöffnungen 7a und
drei Ausschuböffnungen 8a sind
jeweils in den entsprechenden Endplatten angebracht. Durch Umlaufenlassen der
Antriebswelle 6 kreist der Verdränger 5 um den Mittelpunkt
O' des Zylinders 4 auf der Statorseite mit einem Drehbewegungsradius
E (=OO') ohne Drehung um seine eigene Achse, so dass Arbeitskammern 15 (stets
drei Kammern bei dieser Ausführungsform)
um den Mittelpunkt O des Verdrängers 5 herum
gebildet werden. (Im vorliegenden Falle wird der Ausdruck "Arbeitskammer"
für einen
Spalt bzw. Zwischenraum im Verlaufe eines Kompressionsprozesses
(Ausschieben) nach Beendigung des Ansaugens bei Räumen benutzt,
die durch die innere periphere Kontur (Innenwand) des Zylinders
und die äußere periphere
Kontur (Seitenwand) des Verdrängers definiert
und umschlossen werden. Es gibt nämlich einen Zwischenraum in
der Periode ab Ende des Ansaugens bis Ende des Ausschiebens. Im
Falle des Abwicklungsbahnwinkels von 360°, wie oben beschrieben, verschwindet
ein solcher Zwischenraum im Zeitpunkt der Beendigung der Kompression,
doch ist auch das Ansaugen in diesem Zeitpunkt beendet. Somit wird
der Zwischenraum ebenfalls darin eingerechnet. Im Falle einer Pumpe
wird der Ausdruck "Arbeitskammer" für einen Zwischenraum benutzt,
der durch eine Auslassöffnung
mit der äußeren Umgebung
verbunden ist.) Nunmehr soll die Beschreibung auf eine Arbeitskammer
gerichtet werden, die zwischen den Berührungspunkten a und b plaziert
ist, was in der Zeichnung durch Schraffur verdeutlicht ist. Obwohl
diese Arbeitskammer im Zeitpunkt der Ansaugbeendigung in zwei Teile
unterteilt ist, werden sie unmittelbar vereinigt, wenn der nachfolgende Kompressionsprozess
beginnt. 2A zeigt den
Zustand der Beendigung eines Ansaugprozesses eines Arbeitsgases
in dieser Arbeitskammer durch die Ansaugöffnung 7a. 2B zeigt den Zustand, bei
dem die Antriebswelle 6 von dem in 2A dargestellten Zustand aus um 90° rotiert. 2C zeigt einen Zustand,
bei dem die Antriebswelle 6 von dem in 2A gezeigten Zustand aus um 180° gedreht
ist. 2D zeigt einen
Zustand, bei dem die Antriebswelle 6 von dem in 2A dargestellten Zustand aus um
270° gedreht
ist. Wenn die Antriebswelle 6 von dem in 2D dargestellten Zustand aus weiter um 90° gedreht
ist, kehrt sie in den in 2A dargestellten
Zustand zurück.
Da die Rotation der Antriebswelle 6 auf diese Weise vor
sich geht, verringert die Arbeitskammer 15 ihr Volumen,
um das Arbeitsfluid zu komprimieren, weil die Ausschuböffnung 8a durch Betätigung eines
Auslassventils 9 (vgl. 1A)
geschlossen ist. Wenn der Druck in der Arbeitskammer 15 höher als
der Druck der äußeren Umgebung
ist (Ausschubdruck genannt), wird das Auslassventil automatisch
durch den Druckunterschied geöffnet,
um das komprimierte Arbeitsgas durch die Auslassöffnung 8a auszuschieben.
Der Rotationswinkel der Antriebswelle 6 ab Beendigung des
Ansaugens bis zur Beendigung des Ausschiebens beträgt 360°. Während der
Kompressions- und Ausschubprozess durchgeführt wird, wird der nächste Ansaugprozess vorbereitet.
Im Zeitpunkt der Ansaugbeendigung beginnt der nächste Kompressionsprozess.
Betrachtet man beispielsweise den durch die Kontaktpunkte a und
d definierten Zwischenraum, so hat im Zustand der 2A der Saugprozess durch die Ansaugöffnung 7a bereits
begonnen. Indem die Rotation fortschreitet, nimmt das Volumen des
Zwischenraums zu. In dem in 2D dargestellten
Zustand ist der Zwischenraum unterteilt.
Nunmehr wird die Art und Weise der
Kompensation im Einzelnen beschrieben. Im Zustand der 2A hat der Zwischenraum,
definiert durch die Berührungspunkte
a und d, benachbart der durch die Berührungspunkte a und b definierten
Arbeitskammer bereits einen Ansaugprozess eingeleitet. Dieser Zwischenraum
ist in dem in 2D dargestellten
Zustand unterteilt, nachdem er sich ein einziges Mal gemäß 2C expandiert hat. Infolgedessen
wird nicht alles Fluid, das in dem durch die Berührungspunkte a und d definierten
Zwischerraum vorhanden ist, nicht in dem Raum komprimiert, der durch
die Kontaktpunkte a und b definiert ist. Die gleiche Fluidmenge wie
die in dem Volumen des Fluids, das nicht in den unterteilten Raum
eingetreten ist, der durch die Berührungspunkte a und d definiert
wird, wird durch das Fluid kompensiert, das in den Zwischenraum
eingetreten ist, der durch die Berührungspunkte e und b in der
Nähe der
Ausschu böffnung
definiert ist, wobei dieser Zwischenraum in der Weise gebildet wird, dass
der Zwischenraum, definiert durch die Berührungspunkte b und e in einem
Ansaugprozess im Zustande der 2D unterteilt
wird, wie in 2A dargestellt
ist. Dies kommt daher, weil die Abwicklungsbahnabschnitte mit konstanter
Teilung angeordnet sind, wie oben beschrieben. Das heißt, dass
weil sowohl der Verdränger
als auch der Zylinder durch Wiederholen der gleichen Kontur geformt
sind, es möglich
ist, im Wesentlichen die gleiche Fluidmenge in irgendeiner Arbeitskammer
zu komprimieren, selbst wenn sie die Fluidmenge von unterschiedlichen
Zwischenräumen
erhält.
Sogar im Falle einer ungleichmäßigen Teilung
ist es möglich,
die Maschine so auszubilden, dass Zwischenräume des gleichen Volumens geschaffen
werden, doch wird dabei die Produktivität schlecht. Bei jedem der oben
aufgeführten Ausführungsformen
des Standes der Technik wird ein Zwischenraum im Ansaugprozess so
geschlossen, dass das darin befindliche Fluid komprimiert und, so
wie es ist, ausgeschoben wird. Im Gegensatz dazu ist es eines der
vorteilhaften Merkmale der vorliegenden Ausführungsform, dass in einem Ansaugprozess
der einer Arbeitskammer benachbarte Zwischenraum geteilt wird, um
eine Kompressionsphase durchzuführen.
Wie oben beschrieben, sind die Arbeitskammern
zur Durchfihrung kontinuierlicher Kompressionsphase im Wesentlichen
mit konstanter Teilung, um einen Kurbelabschnitt 6a der
Antriebswelle 6 herum angeordnet, die am zentralen Abschnitt
des Verdrängers 5 plaziert
ist, um die Kompressionsphasen in verschiedenen Phasen miteinander
durchzufihren. Das heißt,
dass der Rotationswinkel der Antriebswelle in Bezug auf jeden Zwischenraum
vom Ansaugen bis zum Ausschieben 360° beträgt. Im Falle der vorliegenden
Ausführungsform
sind drei Arbeitskammern vorgesehen und sie schieben das Arbeitsfluid
in gegeneinander um 120° verschobenen
Phasen aus. Als Ergebnis wird im Falle einer Kompression zum Verdichten
eines Kühlmittels
eines Fluids das kühlende
Medium dreimal bei 360° des
Rotationswinkels der Antriebswelle ausgeschoben.
Betrachtet man einen Zwischenraum
(der durch die Berührungspunkte
a und b definierte Spalt) im Augenblick der Beendigung einer Kompressionsphase
als einen einzelnen Raum; so ist im Falle des Abwicklungsbahnwinkels
von 360°,
wie bei dieser Ausführungsform,
der Verdichter so gestaltet, dass er einen Zwischenraum im Saugprozess
mit einem Zwischenraum im Kompressionsprozess bei irgendeinem Phasenzustand
des Verdichters wechselt. In diesem Falle kann sofort, wenn ein
Kompressionsprozess beendet ist, der nächste Kompressionsprozess begonnen
werden, so dass Fluid gleichmäßig und
nacheinander komprimiert werden kann.
Als nächstes soll der Kompressor
mit dem Verdichter 1 der obigen Form unter Bezugnahme auf die 1A, 1B und 3 beschrieben.
Bezug nehmend auf 3 umfasst
der Verdichter 1 zusätzlich
zu dem oben im Einzelnen beschriebenen Zylinder 4 und dem
Verdränger 5:
eine Antriebswelle 6 zum Antreiben des Verdrängers 5 in
der Weise, dass ein Kurbelabschnitt 6a an einem Lagerabschnitt 5a im
zentralen Abschnitt des Verdrängers 5 angreift;
ein Hauptlagerbauteil 7 und ein Hilfslagerbauteil 8,
die als Endplatten zum Schließen
der Öffnungen
an beiden Enden des Zylinders 4 und als Lager für die Antriebswelle 6 dienen;
Ansaugöffnungen 7a,
die in der Endplatte des Hauptlagerbauteils 7 gebildet
sind; Ausschuböffnungen 8a,
die in der Endplatte des Hilfslagerbauteils 8 gebildet
sind; und Ausschubventile 9 zum Öffnen und Schließen der
Ausschuböffnungen 8a durch Druckunterschied.
Die Ausschubventile 9 können solche
eines Lead-Ventiltyps sein. In 3 bezeichnet
das Bezugszeichen 5b ein im Verdränger 5 gebildetes
Durchgangsloch; das Bezugszeichen 10 bezeichnet einen Ansaugdeckel,
der am Hauptlagerbauteil 7 befestigt ist; und das Bezugszeichen 11 bezeichnet
einen Auslassdeckel, der mit dem Hilfslagerbauteil 8 vereinigt
ist, um eine Ausschubkammer 8b zu definieren.
Das Motoraggregat 2 umfasst
einen Stator 2a und einen Rotor 2b. Der Motor 2b ist
an der Antriebswelle 6 durch Schrumpfpassung, oder dergleichen
befestigt. Um den Motorwirkungsgrad zu steigern, ist das Motoraggregat 2 als
bürstenloser
Motor ausgebildet und wird unter der Steuerung eines Dreiphasen-Inverters
ange trieben. Andernfalls kann das Motoraggregat 2 als ein
anderer Motortyp aufgebaut sein, beispielsweise als Gleichstrommotor
oder als Induktionsmotor.
Schmieröl 12 ist im unteren
Abschnitt des hermetischen Behälters 3 gespeichert.
Der untere Endabschnitt der Antriebswelle 6 ist in das
Schmieröl 12 eingetaucht.
Das Bezugszeichen 13 bezeichnet ein Saugrohr; das Bezugszeichen 14 bezeichnet
ein Auslassrohr; und das Bezugszeichen 15 bezeichnet eine
der oben beschriebenen Arbeitskammern, die durch gegenseitige Verbindung
der inneren peripheren Wände 4a und
der Flügel 4b des
Zylinders 4 und des Verdrängers 5 gebildet sind.
Die Ausschubkammer 8b ist gegen den Druck im hermetischen
Behälter 3 durch
ein Dichtungselement 16 getrennt, wie etwa einen O-Ring.
Im Falle, dass der Spiralverdichter
dieser Ausführungsform
als Kompressor für
die Luftklimatisierung benutzt wird, soll der Strömungspfad
des Arbeitsgases (Kühlmittel)
unter Bezugnahme auf 1A beschrieben
werden. Wie durch Pfeile in 1A dargestellt
ist, tritt das Arbeitsgas, das in den hermetischen Behälter 3 durch
die Ansaugleitung 13 eingetreten ist, in den Raum des Deckels 10 ein,
der am Hauptlager befestigt ist, und gelangt dann durch die Ansaugöffnung 7a in
den Verdichter 1 des Verschiebungstyps. Im Verdichter 1 des
Verschiebungstyps wird der Verdränger 5 durch
Rotation der Antriebswelle 6 in eine Kreisbewegung versetzt,
und dadurch wird das Volumen der Arbeitskammer verkleinert, um das
Arbeitsgas zu komprimieren. Das komprimierte Arbeitsgas strömt dann
durch die Ausschuböffnung 8a,
die in der Endplatte des Hilfslagerbauteils 8 gebildet
ist, und stößt das Auslassventil 9 nach
oben, um in die Ausschubkammer 8b einzutreten. Das Arbeitsgas
strömt
dann durch die Auslassleitung 14, um ins Freie zu gelangen.
Der Grund dafür,
dass ein Spalt zwischen dem Saugrohr 13 und dem Ansaugdeckel 10 gebildet
ist, besteht darin, dass ein Teil des Arbeitsgases in das Motoraggregat 2 strömen soll,
um das Motoraggregat 2 zu kühlen.
Das im hermetischen Behälter 3 gespeicherte
Schmieröl
wird jedem Gleitab schnitt zur Schmierung aus dem Bodenabschnitt
des hermetischen abgeschlossenen Behälters 3 durch eine
Bohrung, das im Inneren der Antriebswelle 6 gebildet ist,
durch Druckunterschied oder durch Zentrifugalpumpbetrieb zugeführt. Ein
Teil des Schmieröls 12 wird
durch einen Spalt in das Innere der Arbeitskammer gespeist.
Nachfolgend werden die Betriebsweisen
und Wirkungen der mehrfachen Abwicklungsbahn in einem solchen Spiralverdichter
beschrieben. 4 zeigt
die Änderungscharakteristik
des Volumens einer Arbeitskammer gemäß der vorliegenden Erfindung
(dargestellt als Verhältnis
des Arbeitskammervolumens V über
dem Ansaugvolumen Vs) im Vergleich zu jenen anderer Kompressortypen.
In 4 stellt die horizontale
Achse den Drehwinkel θ der
Antriebswelle ab dem Zeitpunkt der Ansaugbeendigung dar. Bezug nehmend
auf 4 entspricht im
Falle des Vergleichs unter Betriebsbedingungen einer Art von Luftklimatisierer
mit dem Volumenverhältnis
von 0,37 zu Beginn des Ausschiebens (beispielsweise, wenn das Arbeitsgas
ein Hydrochlorofluorocarbon HCFC oder ein Hydrofluorocarbon 22 ist,
und der Ansaugdruck Ps = 0,64 MPa und der Auslassdruck Pd = 2,07
MPa ist), die Charakteristik der Volumenänderung beim Verdichter 1 des
Verdrängungstyps
gemäß der vorliegenden
Erfindung im Wesentlichen derjenigen des Kolbentyps. Da der Kompressionsprozess
in kurzer Zeit beendet ist, wird die Leckage des Arbeitsgases verringert,
so dass es möglich
ist, die Kapazität
und Wirksamkeit des Kompressors zu verbessern. Darüber hinaus
verlängert
sich der Ausschubprozess um 50 % gegenüber dem Drehkolbenverdichter
(Rotationstyp). Weil die Strömungsgeschwindigkeit
beim Ausschieben abnimmt, wird der Druckverlust verringert. Es ist
möglich,
den Fluidverlust (Überkompressionsverlust)
im Ausschubprozess beträchtlich
zu verringern und so den Wirkungsgrad zu verbessern.
5 zeigt
die Änderung
der Arbeitsbelastung bei einer Rotation der Antriebswelle, nämlich die Änderung
des Gaskompressionsdrehmomentes T gemäß der vorliegenden Ausführungsform
im Vergleich zu derjenigen anderer Typen von Kompressoren (wobei
Tm das durchschnittliche Drehmoment darstellt). Bezugnehmend auf 5 ist die Variation des
Drehmomentes beim Verdichter 1 gemäß der vorliegenden Erfindung
sehr klein, nämlich
1/10 desjenigen des Rotationstyps, und es ist fast demjenigen des
Spiralverdichters gleich. Da aber der Kompressor gemäß der vorliegenden
Erfindung keinen Kolben aufweist, um eine Kreisbahnbewegungsspirale am
Rotieren zu hindern, wie etwa eine Oldham-Kupplung des Spiralverdichtertyps, ist
es möglich,
das Drehwellensystem auszuwuchten und die Vibration sowie den Lärm des Kompressors
zu verringern.
Außerdem ist es möglich, wie
oben beschrieben, die Arbeitszeit und -kosten zu verringern, weil die
Kontur der mehrfachen Abwicklungsbahn keine lange Vortexform des
Spiralverdichtertyps besitzt. Da es weiter keine Endplatte (Spiegelplatte)
zum Unterhalten der Vortexform gibt, ist das Arbeiten im gleichen
Ausmaß wie
das des Rotationstyps unterschiedlich vom Spiralverdichtertyp möglich, bei
dem ein Arbeiten mit einem eindringenden Arbeitswerkzeug unmöglich ist.
Da weiter keine Schubbelastung durch
Gasdruck auf den Verdränger
wirkt, ist es leicht, das axiale Spiel zu steuern, das das Leistungsvermögen des Kompressors
stark beeinträchtigen
könnte,
im Vergleich zu einem Kompressor des Spiralverdichtertyps. Es ist
daher möglich,
den Wirkungsgrad zu verbessern. Weiter kann der Durchmesser im Vergleich mit
einem Kompressor des Spiralverdichtertyps verringert werden, der
das gleiche Volumen und den gleichen Außendurchmesser aufweist, als
Ergebnis von Berechnungen, und es ist möglich, den Kompressor zu verkleinern
und leichter zu machen.
Als nächstes soll die Beziehung zwischen dem
obigen Abwicklungsbahnwinkel und dem Rotationswinkel θc der Antriebswelle
ab dem Ende des Ansaugens bis zum Ende des Ausschiebens (Kompressionsprozess
genannt) beschrieben werden. Obwohl ein Fall des Abwicklungsbahnwinkels
von 360° bei der
obigen Ausführungsform
beschrieben wird, ist es möglich,
den Rotationswinkel θc
der Antriebswelle durch Ändern
des Abwicklungsbahnwinkels zu ändern.
Weil bei spielsweise der Abwicklungsbahnwinkel im Falle der 2A bis 2D 360° beträgt, kehrt
die Hubbedingung durch den Rotationswinkel von 360° ab Ansaugbeendigung
zu Ausschubbeendigung an den Anfang zurück. Wenn der Rotationswinkel θc der Antriebswelle
vom Ende des Ansaugens zum Ende des Ausschiebens durch Ändern des
Abwicklungsbahnwinkels auf weniger als 360° verkleinert wird, wird ein
Zustand herbeigeführt,
bei dem die Ausschuböffnung 8a mit
der Ansaugöffnung 7a in
Verbindung steht. Dies löst
das Problem aus, dass das einmal angesaugte Fluid, wegen der Expansion
des Fluids, in die Ausschuböffnung 8a zurückfließt. Wenn
der Abwicklungsbahnwinkel auf mehr als 360° geändert wird, nimmt der Rotationswinkel θc der Antriebswelle vom
Ende des Ansaugens bis zum Ende des Ausschiebens ebenfalls auf mehr
als 360° zu,
und es werden zwei Arbeitskammern unterschiedlicher Größe gebildet,
während
das Fluid durch einen Spalt der Ansaugöffnung 8a ab Beendigung
des Ansaugens hindurchfließt.
Wenn dies als Kompressor verwendet wird, wird ein irreversibler
Mischungsverlust erzeugt, wenn sich beide verbinden, weil die Drücke in diesen Arbeitskammern
unterschiedlich voneinander ansteigen. Dies verursacht eine Zunahme
der Kompressionsleistung. Falls versucht wird, die Maschine als Flüssigkeitspumpe
zu betreiben, weil eine Arbeitskammer gebildet wird, die nicht mit
der Ausschuböffnung 8a in
Verbindung steht, ist es sehr schwer, die Maschine als Pumpe zu
betreiben.
Aus diesem Grunde ist es erwünscht, dass der
Abwicklungsbahnwinkel 360° beträgt, soweit
dies im Rahmen der zulässigen
Genauigkeit möglich
ist.
Der Rotationswinkel θc der Antriebswelle
beträgt
im Kompressionsprozess der obigen offengelegten Japanischen Patenanmeldung
Nr. 23353/1970 180°,
während
der in der offengelegten Japanischen Patentanmeldung Nr. 202869/1993 oder
in der offengelegten Japanischen Patentanmeldung Nr. 280758/1994
210° beträgt. Die
Periode ab Beendigung der Ausschiebung des Arbeitsfluids bis zum
Beginn des nächsten
Kompressionsprozesses (Ansaugbeendigung) ergibt 180° für den Rotationswinkel
der Antriebswelle im Falle der zitierten Druckschrift
JP 55-23 353 , und 150° im Falle
der zitierten Druckschriften
JP
5-202869 und
JP 6-280758 .
6A zeigt
Kompressionsprozesse von Arbeitskammern (gekennzeichnet durch die
Bezugszeichen 1, II, III und IV) für eine einzige Umdrehung der Welle,
wenn der Rotationswinkel θc
der Antriebswelle im Kompressionsprozess 210° beträgt. Die Anzahl N der Abwicklungsbahnabschnitte
beträgt
N = 4. Obwohl vier Arbeitskammern bei 360° des Rotationswinkels θc der Antriebswelle
gebildet werden, beträgt die
Anzahl n der gleichzeitig bei jedem Winkel vorhandenen Arbeitskammern
n = 2 oder 3. Das Maximum der Anzahl der gleichzeitig vorhandenen
Arbeitskammern ist drei, was weniger als die Anzahl der Abwicklungsbahnabschnitte
ist.
In ähnlicher Weise zeigt 7a einen Fall, bei dem die Anzahl der
Abwicklungsbahnabschnitte den Wert N = 3 hat und der Rotationswinkel θc der Antriebswelle
im Kompressionsprozess die Größe 210° hat. Auch
in diesem Falle ist die Anzahl n der gleichzeitig vorhandenen Arbeitskammern
n = 1 oder 2, und das Maximum der Anzahl gleichzeitiger Arbeitskammern
ist zwei, d.h., kleiner als die Anzahl der Abwicklungsbahnabschnitte.
In solchen Fällen entsteht ein dynamisches Ungleichgewicht,
weil die Arbeitskammern ungleichmäßig um die Antriebswelle herum
gebildet sind; das auf den Verdränger
wirkende drehende Moment wird extrem groß, so dass die Kontaktbelastung
zwischen dem Verdränger
und dem Zylinder zunimmt. Dies verursacht das Problem der Verschlechterung
des Leistungsvermögens
durch ein Ansteigen der mechanischen Reibungsverluste und ein Abnehmen
der Zuverlässigkeit
durch Verschleiß der
Flügel.
Um diese Probleme zu lösen, sind
bei dieser Ausführungsform
die äußere periphere
Kontur des Verdrängers
und die innere periphere Kontur des Zylinders so geformt, dass der
Rotationswinkel θc
der Antriebswelle ab Ende des Ansaugens bis Ende des Aussschiebens
die folgende Bedingung erfüllt:
(((N – 1)/N) × 360°) < θc ≤ 360° (Formel 1).
Mit anderen Worten zeigt sich, dass
der obige Abwicklungsbahnwinkel innerhalb des Bereichs der Formel
1 liegt. Bezug nehmend auf 6A ist
der Rotationswinkel θc
der Antriebswelle im Kompressionsprozess größer als 270°, und die Anzahl n der gleichzeitig
vorhandenen Arbeitskammern ist n = 3 oder 4. Infolge dessen ist
das Maximum der Anzahl gleichzeitig vorhandener Arbeitskammern vier,
was mit der Anzahl N der Abwicklungsbahnabschnitte (N = 4) zusammentrifft.
Bezug nehmend auf 7A ist der
Rotationswinkel θc
der Antriebswelle im Kompressionsprozess größer als 140°, und die Anzahl n der gleichzeitig
vorhandenen Arbeitskammern ist n = 2 oder 3. Entsprechend ist das
Maximum der Anzahl der gleichzeitig vorhandenen Arbeitskammern drei, was
mit der Anzahl N der Abwicklungsbahnabschnitte (N = 3) zusammentrifft.
Auf diese Weise wird erreicht, dass
durch Festsetzen der unteren Grenze des Rotationswinkels θc der Antriebswelle
im Kompressionsprozess, auf mehr als den Wert der linken Seite der
Formel 1, das Maximum der Anzahl von gleichzeitig vorhandenen Arbeitskammern
gleich der Anzahl N der Abwicklungsbahnabschnitte ist, oder mehr,
und dass dadurch die Arbeitskammern gleichmäßig um die Antriebswelle herum
angeordnet werden können.
Als Folge davon wird das dynamische Gleichgewicht verbessert, das
auf den Verdränger
wirkende drehende Moment wird verringert, und die Kontaktbelastung zwischen
dem Verdränger
und dem Zylinder wird ebenfalls herabgesetzt. Es wird möglich, den
Wirkungsgrad durch Verringern der mechanischen Reibungsverluste
zu verbessern und die Zuverlässigkeit der
Kontakt- bzw. Berührungsabschnitte
zu erhöhen.
Andererseits liegt die obere Grenze
des Rotationswinkels θc
der Antriebswelle im Kompressionsprozess bei 360° gemäß der Formel 1.
Praktisch ist die obere Grenze für den Rotationswinkel θc der Antriebswelle
im Kompressionsprozess 360°.
Wie oben beschrieben, kann die Zeitverzögerung ab Beendigung eines
Ausschubvorgangs des Arbeitsfluids bis zum Beginn des nächsten Kompressionsprozesses
(Ansaugbeendigung) auf Null gebracht werden. Es ist möglich, das
Absenken der Ansaugleistung auf Grund der erneuten Expansion des
Gases in einem Spielraumolumen zu verhindern, das auftreten könnte, wenn θc < 360° wäre. Es ist
ebenfalls möglich,
den irreversiblen Mischungsverlust zu verhindern, der zur Zeit der
Verbindung zweier Arbeitskammern erzeugt wird, weil der Druck in
ihnen unterschiedlich zueinander ansteigt, was auftreten könnte, wenn θc > 360° wäre. Der
letztere Fall wird nunmehr unter Bezugnahme auf 8 beschrieben.
Die 8A bis 8C zeigen einen Spiralverdichter,
bei der der Kompressionsprozess bei 375° des Rotationswinkels θc der Antriebswelle
erfolgt. 8A zeigt einen
Zustand, bei dem der Saugprozess in zwei Arbeitskammern 15a und 15b beendet ist.
In diesem Zeitpunkt sind die Drücke
in den Arbeitskammern 15a und 15b untereinander
ebenso groß wie
der Ansaugdruck Ps. Die Ausschuböffnung 8a ist
zwischen den Arbeitskammern 15a und 15b angeordnet
und steht mit keiner von ihnen in Verbindung. 8A zeigt einen Zustand, bei dem sich
die Antriebswelle um einen Rotationswinkel von 15° ab dem Zustand
gemäß 8A gedreht hat. Dies geschieht
unmittelbar vor dem Zeitpunkt, in welchem die Ausschuböffnung 8a mit
den Arbeitskammern 15a und 15b in Verbindung steht.
In diesem Zeitpunkt ist das Volumen der Arbeitskammer 15a kleiner
als das im Zeitpunkt der Ansaugbeendigung gemäß 8A, und der Kompressionsprozess ist im
Gange, so dass der darin auftretende Druck größer als der Ansaugdruck Ps
ist. Im Gegensatz dazu ist das Volumen der Arbeitskammer 15b größer als
das bei Ansaugbeendigung gemäß 8A, und der Druck darin
ist niedriger als der Ansaugdruck Ps, und zwar infolge der Expansion.
Wenn die Arbeitskammern 15a und 15b im nächsten Moment
vereinigt werden (miteinander in Verbindung stehen), tritt eine
irreversible Mischung auf, wie in 8C durch
einen Pfeil angezeigt ist. Dies verursacht eine Verschlechterung
des Leistungsvermögens
infolge eines Anstiegs der Kompressionsstärke. Aus diesem Grunde ist
es erwünscht,
wenn die obere Grenze des Rotationswinkels θc der Antriebswelle im Kompressionsprozess 360° beträgt.
Die 9A und 9B zeigen einen Verdränger eines
Spiralverdichters, wobei (a) eine Draufsicht und (b) eine Seitenansicht
ist. Die Anzahl der Abwicklungsbahnabschnitte ist drei und der Rotationswinkel θc (Abwicklungsbahnwinkel θ) der Antriebswelle
im Kompressionsprozess beträgt
210°. Bei
diesem Beispiel ist die Anzahl n der Arbeitskammern n = 1 oder 2,
wie in 7A dargestellt
ist. Die 9A und 9B zeigen einen Zustand,
bei dem der Rotationswinkel θ der
Antriebswelle 0° aufweist,
und die Anzahl n der Arbeitskammern zwei ist. Wie aus 12 hervorgeht, arbeitet
der rechte Zwischenraum der durch die äußere periphere Kontur des Verdrängers und
die innere periphere Kontur des Zylinders definierten Zwischenräume, nicht
als Arbeitskammer, weil durch diesen Zwischenraum die Ansaugöffnung 7a und
die Ausschuböffnung 8a miteinander
in Verbindung stehen. Die Folge ist, dass das einmal durch die Ansaugöffnung 7a in,
den Zylinder 4 eingetretene Gas zurückströmen kann, und zwar auf Grund
der erneuten Expansion des Gases im Spielraumvolumen der Ausschuböffnung 8a.
Dies verursacht das Problem der Verringerung der Ansaugleistung.
Es sei nun angenommen, dass der Rotationswinkel θc der Antriebswelle
im Kompressionsprozess bei dem in den 9A und 9B dargestellten Verdichter
durch Anwendung der Idee dieser Ausführungsform vergrößert wird.
Zum Vergrößern des
Rotationswinkels θc
der Antriebswelle im Kompressionsprozess ist es erforderlich, dass
der Abwicklungsbahnwinkel der Konturkurve des Zylinders 4 größer gemacht
wird, wie durch eine gestrichelte Linie angezeigt ist. Weil aber
der Flüge 14b extrem
dünn bzw. schmal
wird, wie in 9A dargestellt,
ist es schwierig, den Rotationswinkel θc der Antriebswelle im Kompressionsprozess
größer als
240° zu
machen, damit das Maximum der Anzahl n der Arbeitskammern gleich
der Anzahl N der Bahnabwicklungsabschnitte (N = 3) oder mehr wird.
Die 10 zeigen
ein Beispiel für
einen Verdränger
eines Spiralverdichters gemäß einer
Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung, welche das gleiche Hubvolumen (Ansaugvolumen),
den gleichen Außendurchmesser,
und den gleichen Kreisbahnbewegungsradius besitzt, wie der in 9 dargestellte Spiralverdichter. Es zeigt
sich, dass der Rotationswinkel 8c der Antriebswelle im
Kompressionsprozess bei dem in den 10 dargestellten
Kompressionselement 360° beträgt, d.h.
größer als
240° ist.
Dies ist aus folgenden Gründen
der Fall. Bei dem in den 9A und 9B dargestellten Kompressionselement ist
der Rotationswinkel auf maximal 240° beschränkt, weil die Kontur zwischen
den Abdichtungspunkten, welche eine Arbeitskammer definieren, als
eine gleichförmige
Kurve ausgebildet ist, selbst wenn versucht wird, den Rotationswinkel θc der Antriebswelle auf
der Basis der Idee dieser Ausführungsform
zu erweitern. Im Gegensatz dazu, ist bei dem Verdränger gemäß der in
den 10A und 10B dargestellten Ausführungsform
die Kontur zwischen den Abdichtungspunkten (a–c) nicht als gleichförmige Kurve ausgebildet,
sondern derart, dass ein Abschnitt in der Nähe des Kontaktpunktes b relativ
zum Verdränger heraustritt,
und dass jeder Abwicklungsbahnabschnitt des Verdrängers einen
eingeschnürten
Abschnitt zwischen dem zentralen Abschnitt des Verdrängers und
dem Spitzenabschnitt jedes Abwicklungsbahnabschnittes aufweist.
Diese Merkmale sind bereits in der Ausführungsform der 1A und 1B dargestellt.
Bei dieser Formgebung kann der Abwicklungsbahnwinkel ab dem Berührungspunkt
a bis zum Berührungspunkt
b 360° betragen,
was mehr als 240° ist,
und der Abwicklungsbahnwinkel ab dem Berührungspunkt b bis zum Berührungspunkt
c kann 360° betragen,
was mehr als 240° ist.
Dementsprechend kann der Rotationswinkel θc der Antriebswelle im Kompressionsprozess
360° betragen,
was mehr als 240° ist,
und das Maximum der Anzahl n der Arbeitskammern kann der Anzahl
N der Abwicklungsbahnabschnitte gleichen oder größer sein. Es ist somit möglich, die
Arbeitskammern gleichmäßig anzuordnen
und so das drehende Moment zu verringern.
Da die Anzahl der Arbeitskammern,
die wirksam arbeiten können,
vergrößert wird,
wenn die Höhe
(Dicke) des Zylinders des in den 9A und 9B dargestellten Verdrängers den
Wert H besitzt, kann weiter die Höhe des Zylinders des in den 10A und 10B dargestellten Zylinders 0,7H betragen,
was 30 % weniger ist. Es ist daher möglich, den Verdränger zu
verkleinern.
Als nächstes wird die auf den Verdränger 5 wirkende
Belastung und das Moment beschrieben. Bezug nehmend auf 1B wirken, wenn das Arbeitsgas
komprimiert ist, eine Tangentialkraft Ft senkrecht zur Richtung
der Exzentrizität
sowie eine radiale Kraft Fr in Richtung der Exzentrizität auf den
Verdränger 5 infolge
des internen Druckes jeder Arbeitskammern 15. Auf Grund
einer Verschiebung (Arm- bzw. Hebellänge 1) der resultierenden
Kraft F der Kräfte
Ft und Fr vom Mittelpunkt O des Verdrängers 5 aus, wirkt
ein drehendes Moment M (= F⋅1)
so, dass der Verdränger 5 im
Gegenuhrzeigersinn gedreht wird. Dieses drehende Momente M wird
durch Reaktionskräfte
an den Berührungspunkten
a und d zwischen dem Verdränger 5 und
dem Zylinder 4 aufrechterhalten, bzw. unterstützt (es
ist das gleiche bei den anderen Arbeitskammern). Bei dieser mehrfachen
Abwicklungsbahn empfangen zwei oder drei Berührungspunkte in der Nähe der Ansaugöffnung 7a stets
das Moment, und an jedem anderen Berührungspunkt wirkt keine Reaktionskraft.
Bei diesem Verdichter 1 sind Arbeitskammern, bei denen
der Rotationswinkel der Antriebswelle ab dem Ende der Ansaugung
bis zum Ende der Ausschiebung im Wesentlichen 360° beträgt, mit
im Wesentlichen konstanten Teilungsabständen um den Kurbelabschnitt 6a der
Antriebswelle 6 angeordnet, die am zentralen Abschnitt
des Verdrängers 5 angreift.
Die Folge ist, dass der wirkende Punkt der resultierenden Kraft
F dicht an den Mittelpunkt O des Verdrängers 5 gebracht werden
kann. Es ist somit möglich,
die Armlänge 1 des
Momentes zu verkürzen,
um das drehende Moment M zu verringern. Die Reaktionskräfte werden
entsprechend vermindert. Darüber
hinaus wird, wie sich aus den Positionen der Berührungspunkte a und d ergibt,
das Bestehen von Ölfilmen
auf den Gleitabschnitten gesichert, weil Gleitabschnitte des Verdrängers 5 und
des Zylinders 4, welche das drehende Moment M empfangen,
sich in der Nähe
der Ansaugöffnung 7a für das Arbeitsgas
bei einer niedrigen Temperatur und mit einer hohen Ölviskosität befinden.
Es ist daher möglich,
einen hochgradig zuverlässigen
Spiralverdichter zu schaffen, bei der die Probleme der Reibung und
des Verschleißes
gelöst worden
sind.
11 zeigt
drehende Momente M bei einer einzelnen Umdrehung der Welle, die
auf den Verdränger
auf Grund des inneren Druckes des Arbeitsfluids wirken, zwecks Vergleichs
des in 9 dargestellten Verdrängers mit
dem in den 10 dargestellten Verdränger. Berechnungsbedingungen
sind Kühlungsbedingungen
eines Arbeitsfluids HFC134a (mit dem Saugdruck Ps = 0,095 MPa und
dem Ausschubdruck Pd = 1.043 MPa). Bezug nehmend auf 11, wird im Falle des Verdrängers gemäß dieser Ausführungsform,
bei der das Maximum der Anzahl n der Arbeitskammern der Anzahl der
Abwicklungsbahnabschnitte gleicht oder größer ist, das dynamische Gleichgewicht
verbessert, so dass es möglich ist,
dass die Belastungsvektoren im Wesentlichen zum Zentrum hinweisen,
weil die Arbeitskammern ab Ansaugende bis zum Ausschubende in im
Wesentlichen konstanten Teilungsabständen um die Antriebswelle angeordnet
sind. Es ist somit möglich,
das auf den Verdränger
wirkende drehende Moment M zu verringern. Als Ergebnis wird auch
die Berührungsbelastung
zwischen dem Verdränger
und dem Zylinder herabgesetzt, so dass es möglich ist, die mechanische
Leistungsfähigkeit
zu verbessern und die Zuverlässigkeit
als Kompressor zu erhöhen.
Nachfolgend wird die Beziehung zwischen der
Periode, in der die Ansaugöffnung 7a und
die Ausschuböffnung 8a miteinander
in Verbindung stehen, und dem Drehwinkel der Antriebswelle im Kompressionsprozess
beschrieben. Die Periode, während
der die Ansaugöffnung 7a und
die Ausschuböffnung 8a in
Verbindung steht, nämlich
die Zeitspanne Δθ, ausgedrückt durch
den Drehwinkel der Antriebswelle während der Periode ab Beendigung
eines Ausschubs des Arbeitsfluids bis zum Starten des nächsten Kompressionsprozesses
(Ansaugbeendigung) ist gegeben durch Δθ = 360° – θc, wobei der Drehwinkel der
Antriebswelle im Kompressionsprozess θc ist.
Wenn Δθ < 0° ist,
weil es keine Periode gibt, in der die Ansaugöffnung und die Ausschuböffnung miteinander
in Verbindung stehen, gibt es keine Verringerung der Ansaugleistung
durch eine erneute Expansion des Gases im Spielraumvolu men an der Ausschuböffnung.
Wenn Δθ > 0° ist,
wird die Ansaugleistung, weil es eine Periode gibt, in der die Ansaugöffnung und
die Ausschuböffnung
miteinander in Verbindung stehen, durch die erneute Expansion des
Gases in dem Spielvolumen an der Ausstoßöffnung verringert, und die
(Kühlungs)-Kapazität des Kompressors
wird vermindert. Darüber
hinaus verursacht die Verringerung der Ansaugleistung (volumetrischer
Wirkungsgrad) eine Verminderung des adiabatischen Wirkungsgrades,
bei dem es sich um den Energiewirkungsgrad des Kompressors oder
den Leistungskoeffizienten handelt.
Der Rotationswinkel θc der Antriebswelle
im Kompressionsprozess wird gemäß dem Abwicklungsbahnwinkel
der Konturkurve des Verdrängers oder
Zylinders sowie der Plätze
der Ansaugöffnung und
der Ausschuböffnung
bestimmt. Wenn der Abwicklungsbahnwinkel der Konturkurve des Verdrängers oder
Zylinders 360° beträgt, kann
der Rotationswinkel θc
der Antriebswelle im Kompressionsprozess 360° erreichen. In diesem Falle
ist durch Verschieben des Abdichtungspunktes der Ansaugöffnung oder der
Ausschuböffnung
auch ein Winkel θc < 360° möglich. Hingegen
ist θc > 360° nicht möglich. Beispielsweise
kann der Rotationswinkel θc
= 375° der Antriebswelle
im Kompressionsprozess bei dem in 8 dargestellten
Verdränger
in θc =
360° geändert werden,
und zwar durch Ändern
des Ortes oder der Größe der Ausschuböffnung.
Dies ist durch Verbreitern der Ausschuböffnung in der Weise möglich, dass die
Arbeitskammern 15a und 15b unmittelbar nach dem
Ansaugende gemäß 8A bis 8C miteinander in Verbindung stehen.
Durch diese Änderung
ist es möglich,
den irreversiblen Mischungsverlust zu verringern, welcher infolge
des Druckunterschiedes auftritt, der zwischen den beiden Arbeitskammern
ansteigt, wenn θc
= 375° beträgt. Infolgedessen
ist der Abwicklungsbahnwinkel der Konturkurve eine notwendige aber
nicht hinreichende Bedingung zur Bestimmung des Rotationswinkels θc der Antriebswelle im
Kompressionsprozess.
Bei der oben beschriebenen Ausführungsform,
d.h. der in 3 dargestellten
Ausführungsform,
wurde ein Kompressor des Niederdrucktyps beschrieben, bei dem der
Druck im hermetisch abgeschlossenen Behälter 3 auf einem niedrigen
Druck (Ansaugdruck) gehalten wird. Ein solcher Niederdrucktyp hat
die folgenden Vorteile:
- (1) Weil das Motoraggregat 2 durch
das komprimierte Arbeitsgas bei einer hohen Temperatur weniger erwärmt und
durch das Ansauggas gekühlt wird,
fallen die Temperaturen des Stators 2a und des Rotors 2b ab,
so dass der Motorwirkungsgrad verbessert wird, um das Leistungsvermögen zu steigern.
- (2) Im Falle eines im Schmieröl 12 löslichen
Arbeitsfluids, wie etwa Hydrochlorofluorocarbon oder Hydrofluorocarbon,
ist die Rate des gelösten Arbeitsgases
im Schmieröl 12 wegen
des niedrigen Druckes geringer. Das Öl kann nur schwer in einen
Lagerabschnitt Blasen zeigen, so dass die Zuverlässigkeit verbessert wird.
- (3) Es ist möglich,
die Druckfestigkeit des hermetisch geschlossenen Behälters 3 zu
verringern, so dass der Behälter
schlank und leicht gemacht werden kann.
Als nächstes wird ein Typ beschrieben,
bei dem der Druck im hermetischen Behälter 3 auf einem hohen
Druck (Ausschubdruck) gehalten wird. 12 ist
eine vergrößerte Querschnittansicht
des Hauptteils eines hermetischen Kompressors vom Hochdrucktyp,
bei dem einen Spiralverdichter gemäß der zweiten Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung angewandt wird. In 12 sind diejenigen Teile, die denen der
oben beschriebenen 1A bis 3 entsprechen, durch die
gleichen Bezugszeichen gekennzeichnet wie die in den 1A bis 3. Diese Teile arbeiten jeweils in der
gleichen Weise wie die in den 1A bis 3. Bezug nehmend auf 12 wird eine Ansaugkammer 7b durch
das Hauptlagerelement 7 und einen Absaugdeckel 10 definiert,
der mit dem Hauptlagerelement 7 vereinigt ist. Die Ansaugkammer 7b ist
vom Druck (Ansaugdruck) im hermetischen Behälter 3 durch ein Dichtungselement 16, oder
dergleichen abgeschirmt. Ein Ausschubdurchgang 17 ist zum
Verbinden des Inneren der Ausschubkammer 8b mit dem Inneren
des hermetischen Behälters 3 vorgesehen.
Das Betriebsprinzip etc. des Verdichters 1 des Verdrängungstyps
ist das gleiche wie das des oben beschriebenen Niederdrucktyps (Ansaugdruck).
Was den Fließverlauf des Arbeitsgases anbetrifft,
wie durch die Pfeile in 12 dargestellt,
tritt das durch die Ansaugleitung 13 in die Ansaugkammer 7b eingetretene
Arbeitsgas durch die im Hauptlagerelement 7 gebildete Ansaugöffnung 7a in
den Verdichter 1 des Verdrängungstyps ein. Im Verdichter 1 des
Verdrängungstyps
wird der Verdränger
durch Drehen der Antriebswelle 6 in eine Kreisbahnbewegung
versetzt, wodurch das Volumen der Arbeitskammer 15 durch
Komprimieren des Arbeitsgases verkleinert wird. Das komprimierte
Arbeitsgas strömt dann
durch die Ausschuböffnung 8a,
die in der Endplatte des Hilfslagerelementes 8 gebildet
ist, und drückt
das Auslassventil 9 nach oben, um in die Ausschubkammer 8b einzutreten.
Das Arbeitsgas strömt dann
durch den Ausschubdurchgang 17 in den hermetischen Behälter 3 ein
und fließt
aus diesem durch eine Auslassleitung, nicht dargestellt, welche
mit dem hermetischen Behälter 3 verbunden
ist, nach außen.
Ein solcher Hochdrucktyp hat folgenden
Vorteil. Weil das Schmieröl 12 unter
hohem Druck steht, kann das Schmieröl 12, das den gleitenden
Abschnitten jedes Lagerabschnittes durch eine Zentrifugalpumpenoperation
oder dergleichen durch Rotation der Antriebswelle 6 zugeführt worden
ist, leicht durch einen Spalt oder dergleichen in der Nähe einer
Endoberfläche
des Verdrängers 5 in
den Zylinder 4 gespeist werden. Demzufolge kann die Kapazität der abdichtenden
Arbeitskammern 15 sowie die Kapazität der schmierenden Gleitabschnitte
verbessert werden.
Wie oben beschrieben ist es bei Kompressoren,
der Spiralverdichter gemäß der vorliegenden
Erfindung verwenden, möglich,
einen der beiden Typen, den Niederdrucktyp und den Hochdrucktyp,
gemäß der Spezifikation
der Maschine, der Anwendung oder der Herstellungsanlagen zu wählen. Die
Gestaltungsflexibilität
wird dadurch erheblich verbessert.
Als nächstes soll ein Ölzufuhrsystem
unter Bezugnahme auf die 1A und 1B, 2A bis 2D, 13A bis 13F und 14A bis 14F beschrieben
werden. Die 13A bis 13F sind vergrößerte Ansichten
in der Nähe
der Ansaugöffnung 7a der 1B und zeigen Ölzufuhrzustände alle
60° einer
Umdrehung der Antriebswelle 6 ab Ansaugbeendigung (Kompressionsstart).
Die 14 sind Schnittansichten, aufgenommen
entlang der Linie XIV-XIV in den 13A bis 13F.
Bei dem Spiralverdichter dieser Ausführungsform
gleitet die äußere Wandoberfläche des Spitzenabschnittes
auf der Ausschuböffnungsseite des
Verdrängers 5 in
Berührung
mit der Innenwandoberfläche
des Zylinders 4 auf Grund des durch Rotation erzeugten
Drehmomentes, wie oben beschrieben. Dies verursacht das Problem,
wonach auf dem betreffenden Abschnitt leicht ein Mangel an Öl eintreten
kann. Aus diesem Grunde verwendet diese Ausführungsform ein Ölzufuhrsystem
zum Zuführen
von Schmieröl
vorzugsweise an den betreffenden Abschnitt.
Der Verdränger 5 ist in jeder
Endoberfläche mit
einer Ölzufuhrnut
Sc versehen, die nicht in Verbindung mit der Ansaugöffnung 7a steht,
auch nicht bei der Kreisbahnbewegung des Verdrängers 5, und er ist
mit einer Ölzufuhrtasche 5d versehen,
die mit der Ansaugöffnung 7a bei
der Kreisbahnbewegung des Verdrängers
in Verbindung steht. Die Ölzufuhrnut 5c wird
stets mit Schmieröl 12 über einen Öldurchgang 6c durch
den Zentrifugalpumpenbetrieb der Antriebswelle 6 gespeist.
Wie in den 13A bis 14F gezeigt, sind die Ölzufuhrnuten
(konkave Abschnitte) 7c und 8c jeweils entsprechend
in der Endoberfläche
der Hauptlagerund Hilfslagerelemente 7 und 8 in
Positionen gebildet, die den gleichen Positionen jedes Abwicklungsbahnabschnittes
des Verdrängers 5 entsprechen,
da der Mittelpunkt O' des Zylinders 4 der Ursprung ist.
Eine Ölaufnahmenut 8d mit
im Wesentlichen der gleichen Form wie der der Ansaugöffnung 7a ist
im Hilfslager element 8 an einer Stelle gegenüber der
Ansaugöffnung 7a gebildet.
Die Ansaugöffnung 7a,
die Ölzufuhrtasche 5d und
die Ölzufuhrnuten 7c und 5c,
die an der Hauptlagerseite gebildet sind, und die ölaufnehmende
Nut 8d, die Ölzufuhrtasche 5d und
die Ölzufuhrnut 8c und 5c,
die an der Hilfslagerseite gebildet sind, stehen niemals auf jeder
Seite gleichzeitig miteinander in Verbindung. Die Ölzufuhrnuten 7c und 8c sind
so plaziert, dass sie stets der Endoberfläche des Verdrängers 5 in
jeder Rotationsposition der Antriebswelle gegenüberliegen, so dass sie sich
nie zu einer Arbeitskammer 15 öffnen. Das Bezugszeichen 5b bezeichnet
ein Durchgangsloch zum Positionieren, wenn der Verdränger 5 bewegt
wird. Dieses Durchgangsloch 5b wird als Ölreservoir
benutzt. Das Schmieröl,
das in das Durchgangsloch 5b geflossen ist, tritt dann
zwischen den Verdränger 5 und
die Endplatten (Oberflächen
der Hauptlager- und Hilfslagerelemente 7 und 8 gegen über dem
Verdränger 5)
durch Kreisbahnbewegung des Verdrängers 5 ein, um die
Gleitoberflächen
zu schmieren.
Durch den oben beschriebenen Aufbau
wird die passende intermittierende Ölzufuhr in der Nähe der Ansaugöffnung 7a ermöglicht,
so dass die Verschlechterung des Leistungsvermögens des Kompressors auf Grund
einer übermäßigen Zufuhr
von Schmieröl 12 verhindert
werden kann.
Das im unteren Abschnitt des hermetischen Behälters 3 gespeicherte
Schmieröl
wird mittels Zentrifugalpumpenoperation durch ein Ölzufuhrteil 6b angesaugt,
das an der Antriebswelle 6 befestigt ist und dann jedem
Gleitabschnitt des Verdichters 1 des Verdrängungstyps
durch den Ölzufuhrdurchgang 6c zugeführt, der
in der Antriebswelle 6 gebildet ist. Das Schmieröl 12,
das den Ölzufuhrdurchgang 6c im
Kurbelabschnitt 6a durchflossen hat, wird in die Ölzufuhrnut 5c eingespeist,
die in der Endoberfläche
des Verdrängers 5 gebildet
ist, und zwar durch einen Zwischenraum zwischen dem Verdränger 5 und
dem Kurbelabschnitt 6a. Während die Antriebswelle 6 sich von
0° nach
60° dreht,
steht die Ölzufuhrnut 5c in Verbindung
mit den Ölzufuhrnuten 7c und 8c,
die im Hauptlager- und im Hilfslagerelement 7 bzw. 8 gebildet
sind, um das Schmieröl 12 einzuspeisen,
wie durch die Pfeile in den 13 und 14 veranschaulicht ist. Während die
Antriebswelle 6 von 120° nach 240° rotiert,
steht die Ölzufuhrnut 5c in
Verbindung mit der Ölzufuhrtasche 5d durch
die Ölzufuhrnuten 7c und 8c,
um das Schmieröl 12 in
die Ölzufuhrtasche 5d zu
speisen. Die Zufuhr des Schmieröls 12 zur Ölzufuhrtasche 5d wird
durch den Druck des Öls unterstützt, das
der Ölzufuhrnut 5c durch
Zentrifugalpumpenbetrieb zugeführt
worden ist. Während
die Antriebswelle 6 von 300° nach 60° rotiert, steht die mit Schmieröl 12 versorgte Ölzufuhrtasche 5d in
Verbindung mit der Ansaugöffnung 7a und
der Ölaufnahmenut 8c.
In dieser Zeit steht die Ansaugöffnung 7a trotz
des Niederdruckkammertyps unter einem gewissen Unterdruck entsprechend
dem Öldruck,
der durch Zentrifugalpumpenbetrieb verursacht worden ist. Durch
den Druckunterschied wird also das Schmieröl 12 in der Ölzufuhrtasche 5d in
die Nähe der
Ansaugöffnung 7a befördert, um
die Gleitabschnitte zu versorgen. Nach der Zufuhr zur Ansaugöffnung 7a wird
das Schmieröl 12 zur
Ausschuböffnung 8a in
einer Art von Ausschürfen
der Arbeitskammer im Kreisbahnbewegungsprozess des Verdrängers 5 befördert. Der Ölspeisedurchgang 6c ist
so plaziert, dass das Schmieröl 12 der Ölzufuhrnut 5c während der
Winkelperiode zugeführt
wird, in der die Ölzufuhrnut 5c in
Verbindung mit der Ölzufuhrnut 8c steht.
Das obige Ölzufuhrsystem dient der intermittierenden Ölzufuhr.
Der Grund dafür
wird nunmehr beschrieben. Um gleitende Oberflächen (nahe der Ansaugöffnung 7a)
der Außenwandoberfläche des Spitzenabschnittes
an der Ansaugöffnungsseite
des Verdrängers 5 und
der Innenwandoberfläche
des Zylinders 4 zu schmieren, ist es denkbar, dass die Ölzufuhrnut 5c über die Ölzufuhrtasche 5d hinaus
bis in die Nähe
der Spitzen des Verdrängers 5 verlängert wird,
so dass das Öl
immer zugeführt
wird. Diese Maßnahme
stößt jedoch
auf die folgenden Probleme. Ein kontinuierliches Zuführen des
Schmieröls 12 zum Spitzenabschnitt
des Verdrängers 5 verursacht
eine übermäßige Einspeisung
des Öls.
Das Ansauggas wird dann durch das warme Schmieröl 12 erwärmt und
vergrößert sein
Volumen. Der Ansaugwirkungsgrad (volumetrischer Wirkungsgrad) verringert
sich entsprechend. Weil eine beträchtliche Menge an Schmieröl 12 in
die Arbeitskammer eintritt, wird darüber hinaus ein Teil der Arbeitskammer
durch das Volumen des Schmieröls 12 gefüllt. Das
wirksame Volumen der Arbeitskammer wird so durch das Volumen des Öls verringert.
Dadurch nimmt der volumetrische Wirkungsgrad ab, so dass sich der
Wirkungsgrad des Kompressors verringert.
Andererseits könnte das obige Problem der übermäßigen Einspeisung
dadurch gelöst
werden, dass die Ölzufuhrnut
5c zur Stirnseite der Ölzufuhrtasche 5d hin,
nahe der Spitze des Verdrängers 5,
gebildet wird und das Schmieröl 12 ständig darin
gespeichert wird (Schmierung zwischen der Endplatte und dem Verdränger ist
möglich),
weil das Schmieröl 12 nicht
kontinuierlich dem Bereich zwischen der Außenwandoberfläche des
Spitzenabschnittes an der Ansaugöffnungsseite
des Verdrängers 5 und
der Innenwandoberfläche
des Zylinders 4 zugeführt
wird, anders als beim obigen Falle. Wegen der Niederdruckkammer
ist aber die treibende Kraft zum Zuführen des Schmieröls 12 zu
der Ölzufuhrnut 5c nur
die zentrifugale Ölzufuhrkraft.
Infolgedessen besteht das Problem, dass der Druck des Kühlmittels
in der Arbeitskammer größer als
der Druck durch den Zentrifugalölzufuhrbetrieb
ist, so dass das Öl
nicht die äußere periphere
Wand des Verdrängers 5 sowie
die innere periphere Wand des Zylinders 4 durch den Spalt zwischen
dem Verdränger 5 und
der Endplatte erreicht.
Zum Lösen der obigen, einander widerstreitenden
Probleme, benutzt die vorliegende Ausführungsform das obige Ölzufuhrsystem,
bei dem das Schmieröl 12 intermittierend
dem Bereich zwischen der Außenwandoberfläche der
Ansaugöffnungsseite des
Verdrängers 5 und
der inneren Wandoberfläche des
Zylinders 4 zugeführt
wird.
Bei dem intermittierend einspeisenden
System dieser Ausführungsform
werden die Ölzufuhrnuten 7c und 8c zur
Poolbildung des zugeführten Schmieröls 12 benutzt.
Doch selbst wenn die Ölzufuhrnut
Sc direkt mit der Ölzufuhrtasche 5d ohne
Benutzung der Ölzufuhrnuten 7c und 8c verbunden wird,
ist eine intermittierende Einspeisung des Öls möglich. In diesem Fall muss
jedoch der Flusspfad mit einem Hindernis versehen werden, falls
die Möglichkeit
einer übermäßigen Zufuhr
besteht, weil die Ölzufuhrtasche 5d mit
der Versorgungsquelle des Schmieröls während derjenigen Periode in
Verbindung steht, in der sich die Ölzufuhrtasche 5d zur
Ansaugöffnung 7a hin öffnet.
Wie oben beschrieben, hat die vorliegende gewählte erste
Ausführungsform
jedoch die Wirkungen, dass die Umgebung der berührungsmäßig leicht zu überstreichenden
Ansaugöffnung
sicher mit Schmieröl
versorgt werden kann; dass die notwendige Menge an Schmieröl der Umgebung
der Ansaugöffnung
durch intermittierendes Einspeisen zugeführt werden kann; und dass das
nicht verringerbare Mindestmaß an
Schmieröl
der Umgebung der Ansaugöffnung
durch Vorsehen der Ölzufuhrnuten 7c und 8c zugeführt werden
kann.
Durch Ändern des Volumens der Ölzufuhrtasche 5d kann
darüber
hinaus die Menge des den Berührungsabschnitten
des Zylinders 4 und des Verdrängers 5 gemäß der Kapazität der Fluidmaschine zugeführten Öls gesteuert
werden, je nach Verwendung des Spiralverdichters. Dies führt zu der
Wirkung, dass ein Absinken des Leistungsvermögens des Kompressors auf Grund
einer übermäßigen Ölzufuhr
verhindert werden kann.
Als nächstes wird das Ölversorgungssystem gemäß der zweiten
Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung unter Bezugnahme auf die 15A bis 18F beschrieben. 15A ist eine senkrechte Schnittansicht
eines hermetisch geschlossenen Kompressors, bei dem ein Spiralverdichter
gemäß der vorliegenden
Erfindung als Kompressor benutzt wird (entsprechend einer Schnittansicht,
aufgenommen entlang der Linie XVA-XVA in 15B). 15B ist
eine Draufsicht entlang der Linie XVB-XVB in 15A. 16A bis 16D sind Ansichten zur Veranschaulichung
der Betriebsprinzipien eines Verdränger-Kompressionsaggregates.
Die 17 sind vergrößerte Ansichten in der Nähe der Ansaugöffnung 7a der 15B, welche Ölversorgungszustände alle
60° bei
einer Rotation der Antriebswelle 6 ab
dem Ende des Ansaugens (Kompressionsbeginn) zeigen. Die 18A bis
18F sind Schnittansichten, aufgenommen
entlang der Linie XVIII-XVIII in 17A.
Der Grundaufbau des Spiralverdichters dieser Ausführungsform
ist die gleiche wie diejenige der ersten Ausführungsform. Diejenigen Teile
dieser Ausführungsform,
die jenen der ersten Ausführungsform
entsprechen, sind durch die gleichen Bezugszeichen gekennzeichnet
wie jene der ersten Ausführungsform,
und sie arbeiten jeweils in der gleichen Weise wie jene der ersten
Ausführungsform.
Aus diesem Grunde wird die Beschreibung der Kompressionsphasen und
des Ölversorgungssystems
für gleitende
Lagerabschnitte fortgelassen.
Der Verdränger 5 ist in jeder
Endoberfläche mit
einer Ölzufuhrnut
Sc versehen. Die Ölzufuhrnut 5c wird
stets mit Schmieröl 12 versorgt,
wie bei der ersten Ausfihrungsform. Bei der Kreisbahnbewegung des
Verdrängers 5 steht
die Ölzufuhr
nut 5c in Verbindung mit einer Verbindungsbohrung 8e,
das im Hauptlagerelement 7 angebracht ist. Das Verbindungsloch 8e ist
so plaziert, dass es stets der Endoberfläche des Verdrängers 5 in
jeder Rotationsposition der Antriebswelle 6 gegenüberliegt,
so dass es nie zu einer Arbeitskammer 15 hin offen ist.
Wie in den 17A bis 17F und 18A bis 18F durch
Pfeile gezeigt ist, wird das Schmieröl 12, wenn die Antriebswelle 6 von
0° nach
120° rotiert,
aus der in der Endoberfläche
des Verdrängers 5 gebildeten Ölzufuhrnut 5c durch
die Verbindungsbohrung 8e in die Ansaugkammer 7b gefördert. Eine
solche Operation wird jeweils einmal bei je dem Abwicklungsbahnabschnitt über 360° des Rotationswinkels
der Antriebswelle 6 durchgeführt. Durch Wiederholen wird
die Menge des zirkulierenden Öls
im Arbeitsfluid des Kompressionsaggregates über die Menge des zirkulierenden Öls im Arbeitsfluid
des Kälteerzeugungszyklus
gesteigert werden.
Weil das Schmieröl 12 den Berührungsabschnitten
des Verdrängers 5 und
des Zylinders 4 in einem Zustand der Vermischung mit dem
Arbeitsfluid (ein Nebelzustand) mit Sicherheit zugeführt wird, kann
auf diese Weise der Versorgungszustand mit Schmieröl verbessert
werden, so dass es möglich
ist, einen Spiralverdichter mit einer beträchtlich verbesserten Zuverlässigkeit
zu schaffen. Falls eine große Menge
an Schmieröl
zugeführt
wird, ist es möglich, der
Ansaugkammer 7b eine feste Menge an Schmieröl in der
Weise zuzuführen,
dass die Ölzufuhrnut 8c zwischen
der Verbindungsbohrung 8e und der Ölzufuhrnut 5c vorgesehen
wird, und dass ein konkaver Abschnitt zur Schaffung einer Ölzufuhrnut 8c mit
dem Verbindungsloch 8e in Verbindung steht, das an der
Seite des Verdrängers 5 angebracht
ist, wie bei der ersten Ausführungsform.
Bei der obigen ersten und zweiten
Ausführungsform
wurde ein hermetischer Kompressor beschrieben (Niederdruckkammer),
bei dem der Druck im hermetischen Behälter 3 ein Niederdruck
ist (Ansaugdruck). Eine derartige Konstruktion bringt die folgenden
Vorteile mit sich.
- (1) Weil das Motoraggregat 2 durch
das komprimierte Arbeitsgas bei einer hohen Temperatur weniger stark
erwärmt
wird und durch das Ansauggas gekühlt
wird, gehen die Temperaturen des Stators 2a und des Rotors 2b nach
unten, so dass der Motorwirkungsgrad verbessert wird, um das Leistungsvermögen zu steigern.
- (2) Im Falle eines im Schmieröl 121öslichen Arbeitsfluids, wie
etwa Chlorfluorkohlenwasserstoff ist die Rate des aufgelösten Arbeitsgases
im Schmieröl 12 kleiner,
weil ein niedriger Druck herrscht. Das Öl in einem Lagerabschnitt oder dergleichen
kann nur schwer Luftblasen zeigen, so dass die Zuverlässigkeit
verbessert wird.
- (3) Es wird möglich,
die Druckfestigkeit des hermetischen Behälters 3 zu verringern,
so dass der Behälter
schlank und leicht ausgebildet werden kann.
Als nächstes wird die dritte Ausführungsform unter
Bezugnahme auf die 19A bis 20B beschrieben, bei der
die vorliegende Erfindung im Falle eines dreiblättrigen Spiralverdichters angewandt wird. 19A ist eine senkrechte
Schnittansicht eines hermetisch abgeschlossenen Kompressors, bei dem
ein vierblättriger
Spiralverdichter gemäß der vorliegenden
Erfindung als Kompressor benutzt wird (entsprechend einer Schnittansicht,
aufgenommen entlang der Linie XIXA-XIXA in 19B). 19B ist eine
Draufsicht entlang der Linie XIXB- XIXB in 19A.
Diese Ausführungsform
hat den gleichen Aufbau und die gleiche Betriebsweise wie die oben beschriebene
Ausführungsform
mit der dreifachen Abwicklungsbahn, so dass die Beschreibung der
Einzelheiten dieser Ausführungsform
hier fortgelassen ist.
Eine Trennwand 27 ist zwischen
dem Zylinder 4 und dem Hauptlagerelement 7 angeordnet.
Die Ansaugöffnung 7a und
eine Ölzufuhrnut 27a sind
in der Trennwand 27 gebildet. Durch Vergrößern der Anzahl
der Abwicklungsbahnabschnitte auf diese Weise nimmt die Anzahl der
Arbeitskammern 15, die gleichmäßig um die Antriebswelle 6 plaziert
sind, zu. Dementsprechend wird das dynamische Gleichgewicht weiter
verbessert, während
das auf den Verdränger 5 wirkende
drehende Moment verringert wird; und auch die Berührungsbelastung
zwischen dem Zylinder 4 und dem Verdränger 5 wird verringert. Es
ist möglich,
die Leistungsfähigkeit
durch Verringern der mechanischen Reibungsverluste zu verbessern
und ebenso die Zuverlässigkeit
der Berührungsabschnitte
zu steigern. Weil die Anzahl effektiver Arbeitskammern zunimmt ist
es darüber
hinaus möglich,
die Höhe
(Dicke) des Zylinders 4 und des Verdrängers 5 zu vergrößern. Somit
ist es möglich,
den Verdichter 1 zu verkleinern.
20A ist
eine senkrechte Schnittansicht eines hermetisch abgeschlossenen
Kompressors, bei dem ein vierblättriger
Spiralverdichter gemäß der vorliegenden
Erfindung als Kompressor benutzt wird (entsprechend den Schnittansichten,
aufgenommen entlang der Linie XXA-XXA in 20B). 20B ist eine
Draufsicht entlang der Linie XXB-XXB in 20A. Der Grundaufbau des Spiralverdichters dieser
Ausführungsform
ist der gleiche wie derjenige der oben beschriebenen Ausführungsform
mit der dreifachen Abwicklungsbahn. Diejenigen Teile dieser Ausführungsform,
die jenen der oben beschriebenen Ausführungsformen entsprechen, sind
durch die gleichen Bezugszeichen wie jene der oben beschriebenen
Ausführungsformen
gekennzeichnet und sie wirken jeweils in der gleichen Weise wie
diejenigen der oben beschriebenen Ausführungsformen. Aus diesem Grunde
ist hier die Beschreibung der Kompressionsphasen und des Ölversor gungssystems
für gleitende
Lagerabschnitte fortgelassen.
Wie in 20B dargestellt
ist, sind die Ölzufuhrnuten 27a und 8f die
stets mit Schmieröl
versorgt werden, in einer Zwischenwand 27 gebildet, die
jeweils an der Endoberfläche
des Hauptlagerelementes 7 und der Endoberfläche des
Hilfslagerelementes 8 angeordnet ist. Das Schmieröl 12 kann
in die Umgebung der Ansaugöffnung 7a durch
das gleiche Betriebsprinzip gespeist werden wie das oben beschriebene.
Die Ölzufuhrnuten 27a und 8f sind
in den gleichen Positionen gebildet, da der Mittelpunkt O' des Zylinders 4 der
Ursprung ist, und zwar stets über
der Endoberfläche
des Verdrängers 5 plaziert
und nie zu einer Arbeitskammer 15 hin offen. Die Ölzufuhrnuten 5c, 7c, 8c, 27a und 8f;
die ölaufnehmenden
Nuten 8d und die Ölzufuhrtasche 5d,
die bei anderen Ausführungsformen
der vorliegen den Erfindung beschrieben worden sind, können hier
jede Form annehmen, doch Einschränkungen
der Bearbeitung oder dergleichen unterliegen. Bei diesen Ölversorgungssystemen
der vorliegenden Erfindung ist die Anzahl der Abwicklungsbahnabschnitte
unbegrenzt.
Bei der in den 19A bis 20B dargestellten Ausführungsform
handelt es sich um einen hermetisch abgeschlossenen Kompressor (Hochdruckkammertyp),
bei dem die Ansaugleitung 13 so angebracht ist, dass sie
mit dem Ansaugzwischenraum des Kompressionsmechanismusteils in Verbindung
steht, wobei das von der Ausschuböffnung 8a ausgeschobene Kältemittel
in den hermetischen Behälter
ausgeschoben wird, und das Innere des hermetischen Behälters 3 unter
hohem Druck steht (Ausschubdruck), und zwar wegen der Konstruktion,
wonach das Kältemittel
von der Auslassleitung 14 durch das Innere des hermetischen
Behälters
beispielsweise in den Kältemittelzyklus
gespeist wird. Bei dieser Konstruktion steht das Schmieröl 12 unter
hohem Druck und kann so leicht an jeden gleitenden Abschnitt des
Verdichters 1 des Verdrängungstyps
geliefert werden. Es ist daher möglich,
das Abdichtungsvermögen
der Arbeitskammern 15 sowie das Schmiervermögen jedes gleitenden
Abschnittes zu verbessern.
Zum Schmieren der Gleitoberflächen (in
der Nähe
der Ansaugöffnung 7a)
der Außenwandoberfläche des
Spitzenabschnittes der Ansaugöffnungsseite des
Verdrängers 5 sowie
der Innenwandoberfläche des
Zylinders 4 ist es denkbar, dass die Ölzufuhrnut 5c über die Ölzufuhrtasche 5d hinaus
bis in die Nähe der
Spitzen des Verdrängers 5 verlängert wird,
so dass stets Öl
zugeführt
wird. Diese Maßnahme
führt aber
zu den folgenden Problemen. Die betreffende Kammer ist ein Hochdruckkammertyp
vom Auslassdruck, und das Schmieröl 12 wird durch den
Druckunterschied zugeführt.
Infolgedessen wird im Falle, dass die Ölzufuhrnut 5c über die Ölzufuhrtasche 5d hinaus
bis zum Spitzenabschnitt des Verdrängers 5 hin verlängert wird,
so dass sie mit der Ansaugöffnung
in Verbindung steht, das Schmieröl 12 kontinuierlich
dem Spitzenabschnitt des Verdrängers 5 durch
den Druck zugeführt
wird, der dem Unterschied zwischen dem Ausschub- bzw. Auslassdruck und dem Ansaugdruck
entspricht. Dies verursacht eine übermäßige Zufuhr von Öl. Die Rate
des Volumens an Schmieröl
in der Arbeitskammer nimmt dann zu. Auf Grund der Zunahme der Rate
des Volumens nimmt die Menge des der Ansaugöffnung zugeführten Kältemittels
entsprechend ab. Dies verursacht das Problem der Verminderung des
volumetrischen Wirkungsgrades des Kompressors. Wegen des Hochdruckkammertyps
vermischt sich eine große Menge
an Kältemittel
mit dem im Reservoir gespeicherten Schmieröl 12, und es tritt
aus dem Schmieröl unter
Bläschenbildung
des Schmieröls
in dem Zeitpunkt aus, in welchem das Schmieröl in die Ansaugöffnung eintritt.
Dieser aus dem Schmieröl
austretende Teil des Kühlmittels
vereinigt sich mit demjenigen Teil des Kühlmittels, das von außen her
eingesaugt und komprimiert worden ist, um durch die Ausschuböffnung auszutreten.
Nun kehrt aber nicht das gesamte Kühlmittel durch die Auslassleitung 14 in
den Kältezyklus
zurück.
Der Druck in der Hochdruckkammer nimmt um die Menge des Kältemittels
ab, das durch die durch den Differenzdruck bedingte Ölzufuhr
an die Auslassöffnung
abgelassen worden ist. Der Ausschubdruck wird aufrecht erhalten
durch Kompensation des Kühlmittels,
das von der Ausschuböffnung
ausgelassen worden ist, durch die Menge, die der obigen, an die
Ausschuböffnung
ausgelassenen Menge entspricht. Das heißt, dass eine geschlossene
Schleife derart gebildet wird, dass die gleiche Menge an Kälte mittel
wie das in das Schmieröl
eingeschmolzene Kältemittel
und dann in die Ausschuböffnung
durch das Ölversorgungssystem
ausgelassen wurde, erneut mit dem Schmieröl verschmilzt. Weil die in
der geschlossenen Schleife zirkulierende Menge an Kältemittel
nicht die Arbeit einer Wärmepumpe
durch Eintritt in den Kältemittelzyklus durchführt, führt der
Kompressor wegen der Menge an Kältemittel
eine übermäßige Kompressionsarbeit aus,
so dass der Wirkungsgrad des Kompressors abnimmt.
Andererseits kann im Falle, dass
die Ölzufuhrnut 5c an
der Vorderseite der Ölzufuhrtasche 5d in
der Nähe
der Spitzen des Verdrängers 5 gebildet wird
und das Schmieröl 12 stets
darin gespeichert wird (eine Schmierung zwischen der Endplatte und dem
Verdränger
ist möglich),
kann das obige Problem einer exzessiven Versorgung gelöst werden, weil
das Schmieröl 12 dem
Bereich zwischen der Außenwandoberfläche des
Spitzenabschnittes an der Ansaugöffnungsseite
des Verdrängers 5 und
der Innenwandoberfläche
des Zylinders 4 nicht kontinuierlich zugeführt wird,
anders als im obigen Falle. Aber wegen der Hochdruckkammer wird
die Antriebskraft zum Einspeisen des Schmieröls 12 in die Ölzufuhrnut 5c durch
den Druckunterschied auf Grund der Ölzufuhr durch Differenzdruck
verursacht. Das Schmieröl 12 sickert
aus der Ölzufuhrnut 5c,
die in dem Verdränger 5 gebildet
ist, in eine Arbeitskammer bei niedrigerem Druck als dem Ausschubdruck
durch einen Spalt bzw. Zwischenraum aus, der zwischen dem Verdränger 5 und
der Endplatte gebildet wird. Doch ist die Ölmenge um das Ausmaß der aussickernden
Menge unzureichend. Wenn der Zwischenraum vergrößert wird, um die Ölzufuhrmenge
zu steigern, obwohl die der Arbeitskammer zugeführte Schmierölmenge mit
Sicherheit gesteigert wird, gibt es keine Gewähr dafür, dass das Schmieröl dem oben
genannten Abschnitt in der Nähe
der Ansaugöffnung
zugeführt
wird, die für
die Zufuhr des Schmieröls
an erster Stelle in Frage kommt. Weil das Schmieröl im Verlaufe
der Kompression in die Arbeitskammer aussickert, nimmt auch der
Innendruck der Arbeitskammer zu, um das Arbeiten des Antriebsteils
(Motor) zum Erzeugen einer Kreisbahnbewegung zu erschweren. Als
Ergebnis entsteht das Problem, dass die Energiezufuhr des Mo tors
zunimmt.
Zur Lösung dieses Problems verwendet
die vorliegende Ausführungsform
eine intermittierende Ölzufuhr,
wie oben beschrieben. Die intermittierende Ölzufuhr ist von der gleichen
Art wie die der obigen Ausführungsformen
mit dreifacher Abwicklungsbahn.
Wie oben beschrieben, kann als Spiralverdichter,
der mit einem Ölversorgungssystem
gemäß der vorliegenden
Erfindung ausgestattet ist, sowohl der Niederdrucktyp, als auch
der Hochdrucktyp entsprechend der Spezifikation der Maschine, der
Anwendung, der Herstellungsanlagen, oder dergleichen, gewählt werden.
Die vorliegende Erfindung ist bei
einem Luftklimatisierungssystem des Wärmepumpenzyklus anwendbar,
das zum Kühlen
und Heizen befähigt
ist, wobei einen Spiralverdichter gemäß der vorliegenden Erfindung
als Kompressor benutzt wird. In diesem Falle arbeitet der Verdränger-Kompressor
auf der Basis der in 2 veranschaulichten
Arbeitsweisen. Durch Starten des Kompressors werden Kompressionsphasen
für das
Arbeitsfluid (wie etwa Hydrochlorofluorocarbon HCFC 22 oder
Hydrofluorocarbon, R 407C und R-410A) zwischen einem Zylinder 4 und
einem Verdränger 5 durchgeführt.
Darüber hinaus ist ein Spiralverdichter
gemäß der vorliegenden
Erfindung auch bei einem Kältesystem
als Kälteerzeuger
anwendbar. Wenngleich bei den obigen Ausführungsformen Kompressoren als
Beispiel von Spiralverdichtern beschrieben worden sind, ist die
vorliegende Erfindung auch bei Expandern und Kraftmaschinen anderer
Art anwendbar. Bei den obigen Ausführungsformen arbeitet eine
derselben (zyklinderseitig) stationär, und die andere (verdrängerseitig)
kreist mit einem im Wesentlichen konstanten Kreisbahnbewegungsradius
ohne Rotation um seine eigene Achse. Die vorliegende Erfindung ist
aber auch bei einem Spiralverdichter beider Rotationstypen mit einer
Bewegungsform anwendbar, die der obigen Bewegung relativ gleicht.