DE3714536C2 - - Google Patents
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Description
Die Erfindung betrifft einen Spiralkompressor gemäß
dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Bei einem bekannten Spiralkompressor dieser Art
(DE-OS 36 42 936) ist zur Gewährleistung eines
gleichmäßigen Ölfilmes im Axiallager eine Vielzahl
von radialen, spiraligen oder tangentialen zu einem
eingeschriebenen Kreis verlaufenden Zuführrillen
vorgesehen.
Ebenfalls zur gleichmäßigen Benetzung der Axiallagerflächen
sind bei einem anderen bekannten Spiralkompressor
(US-PS 40 65 279) kreuzweise oder radial und
in Umfangsrichtung verlaufende Zuführrillen für
Schmieröl vorgesehen.
Zur Lagerschmierung eines radialen Exzenterwellenlagers
ist ferner bekannt, eine Drossel im Ölzuführkanal
vorzusehen (DE-OS 33 20 086).
Das Prinzip des Spiralkompressors dieser Bauart
ist anhand von Fig. 11 beschrieben, welche aufeinanderfolgende
Betriebsstellungen des Spiralkompressors
darstellt. Fig. 11 zeigt Betriebszustände, in denen
eine Hüllkontur bzw. Spiralwand 1a, welche an einer
stationären Spirale 1 ausgebildet ist, mit einer
Hüllkontur 2a an einer umlaufenden Spirale 2 kombiniert
ist. Die stationäre Spirale 1 ist raumfest,
und die umlaufende, mit der stationären Spirale 1
kombinierte Spirale 2 hat eine Phasendifferenz
von 180° bezüglich der stationären Spirale 1. Die
umlaufende Spirale 2 wird zu einer Umlaufbewegung
um die Mitte O der stationären Spirale angetrieben,
rotiert jedoch nicht. Die Betriebszustände
der stationären und der umlaufenden Spiralen sind
in den Fig. 11a bis 11d bei 0°, 90°, 180° und 270°
gezeigt. In einer Winkelstellung von 0° nach Fig. 11a
wird ein Gasabdichtvorgang zum Einschließen von
Gas in einem Einlaß 3 vollendet und eine Kompressionskammer
5 zwischen den Spiralwänden 1a, 2a gebildet.
Wenn die umlaufende Spirale 2 umläuft, nimmt das
Volumen der Kompressionskammer 5 kontinuierlich
ab bis schließlich komprimiertes Gas über einen
Auslaß 4 in der Mitte der stationären Spirale 1
abgegeben wird.
Fig. 12 ist ein Längsschnitt durch den wesentlichen
Teil eines konventionellen Spiralkompressors, wie
er beispielsweise in der JP-Patentanmeldung Nr.
64 571/1984 beschrieben ist. Der Spiralkompressor
wird als hermetischer Kühlkompressor eingesetzt.
In Fig. 12 bezeichnet die Bezugszahl 1 eine stationäre,
raumfeste Spirale, die eine Hüllkontur oder Spiralwand
1a an einer Grundplatte 1b und einen Auslaß 4
in der Mitte der Grundplatte 1b aufweist, Bezugszahl
2 eine umlaufende Spirale mit einer Spiralwand
2a an einer Grundplatte 2b und einer Antriebswelle
2c, die von der zur Spiralwand 2a entgegengesetzten
Seite der Grundplatte 2b wegragt, und
Bezugszahl 5 eine Kompressionskammer, die zwischen
den Spiralwänden 1a, 2a gebildet ist. Eine Hauptwelle 6
erstreckt sich vertikal in einem Gehäuse 20. Auf
dem unteren Abschnitt der Hauptwelle ist der Rotor
eines Motors (nicht gezeigt) befestigt. Die Hauptwelle
hat einen oberen Abschnitt 6a großen Durchmessers,
in welchem ein Loch 6b exzentrisch bezüglich
der axialen Mitte der Hauptwelle ausgebildet ist,
wobei diese axiale Mitte mit einer strichpunktierten
Linie 0-0 bezeichnet ist. Im exzentrischen Loch 6b
sitzt ein Lager 10, welches die Antriebswelle 2c
der umlaufenden Spirale derart unterstützt, daß
sie eine radiale Bewegung der Antriebswelle beschränkt,
wodurch eine Umlaufbewegung auf die umlaufende
Spirale 2 bei Drehung der Hauptwelle 6 übertragen
wird. Im Lager 10 ist eine in axialer Richtung
verlaufende Ölnut 10a ausgebildet. Ein exzentrischer
Ölspeisekanal 13 ist in der Hauptwelle 6 axial
und mit einem Abstand R₀ von der axialen Mitte
ausgebildet. Zwischen dem unteren Ende der Antriebswelle
2c und dem Boden des exzentrischen Loches 6b
ist ein Raum 18 vorhanden, der im folgenden als
"zweite Ölpumpe" 22 bezeichnet ist. Im äußeren
Umfangsbereich des oberen Abschnitts 6a der Hauptwelle
6 ist eine axiale Ölnut 6d ausgebildet. Eine radiale
Ölspeiseleitung 15 durchsetzt den oberen Abschnitt
6a großen Durchmessers und das Lager 10, um die
Ölnut 10a im Lager 10 mit der vertikalen Ölnut
6d zu verbinden, wobei diese radiale Ölspeiseleitung
15 im folgenden als "dritte Ölpumpe" 23 bezeichnet
ist. Das Gehäuse 20 nimmt die stationäre und die
umlaufende Spirale 1, 2, die Hauptwelle 6 und den
Elektromotor (nicht gezeigt) auf. Im Gehäuse 20
ist ein Lagerträger 7 untergebracht und befestigt.
Der Lagerträger 7 hat ein zentrales Durchgangsloch,
in welchem die Hauptwelle 6 über ein Hauptlager 11
unterstützt ist, so daß die Hauptwelle 6 drehbar,
jedoch an einer radialen Bewegung gehindert ist.
Der Lagerträger 7 ist unterhalb der umlaufenden
Spirale zu deren Abstützung über ein Axiallager 12
angeordnet. In der die umlaufende Spirale gleitend
abstützenden Lagerfläche des Axiallagers 12 ist
mindestens eine radiale Ölnut 12a ausgebildet.
Bezugszahl 8 bezeichnet eine Oldham-Kupplung, welche
eine Umlaufbewegung der umlaufenden Spirale 2 unter
Verhinderung einer Rotation der umlaufenden Spirale 2
veranlaßt, Bezugszahl 9 bezeichnet einen Deckel
und Bezugszahl 14 einen Ölrückflußkanal.
Am unteren Ende der Hauptwelle 6 ist eine Ölkappe 16
mit einem Ölloch 16a am unteren Ende befestigt,
wobei der vertikale Ölspeisekanal 13 aus der Ölkappe
im Betrieb Öl fördert und im folgenden als "erste
Ölpumpe" 21 bezeichnet ist. Schmieröl 17 ist am
Boden des Gehäuses 20 gesammelt, und der Ölspiegel
des Schmieröls wird so gehalten,
daß die Ölkappe 16 bis in ihren mittleren Bereich
in das Öl eintaucht.
Zwischen dem oberen Ende des Abschnitts 6a mit
großem Durchmesser der Hauptwelle und der Unterseite
der umlaufenden Spirale 2 ist ein Hohlraum 19 gebildet.
In Fig. 12 sind zur Vereinfachung der Zeichnung
ein Axiallager und ein Radiallager unterhalb des
Abschnitts 6a großen Durchmessers der Hauptwelle 6
weggelassen.
Das Axiallager 12 ist im Detail in Fig. 14 dargestellt.
Im Axiallager 12 sind mehrere radiale Ölnuten
12a ausgebildet. Die Breite W und die Tiefe H
jeder Ölnut 12a sind groß gewählt, und die Länge L
radialer Richtung ist kürzestmöglich ausgebildet,
um den Widerstand gegen den Ölfluß zu vermindern
und den Öldurchsatz zu vergrößern. Da Breite und
Tiefe jeder Ölnut 12a relativ groß sind, ist es
nicht erforderlich, die Nuten mit hoher Genauigkeit
zu bearbeiten.
Der Betrieb des Spiralkompressors mit dem oben
beschriebenen Aufbau ist im folgenden beschrieben.
Wenn die Hauptwelle 6 aufgrund einer Betätigung
des Elektromotors (nicht gezeigt) rotiert, beginnt
die umlaufende Spirale 2 eine Orbitalbewegung vermöge
der Olham-Kupplung 8, so daß eine Kompression
eines Kältemittelgases gestartet wird. Dabei wird
das Kältemittelgas in den Gehäuseeinlaß in die
Kompressionskammer 5 über den Einlaß 3 der stationären
Spirale gesaugt, in der Kompressionskammer
komprimiert und schließlich über den Auslaß 4
und ein Auslaßrohr (nicht gezeigt) ausgestoßen.
Das am Boden des Gehäuses 20 gesammelte Schmieröl 17
wird aufgrund der Zentrifugal-Pumpwirkung der ersten
Ölpumpe 21 in den vertikalen Ölspeisekanal 13 gesaugt
und in den Raum 18 gefördert. Dann wird das
Schmieröl mittels der zweiten Ölpumpe 22 unter
Druck gesetzt und durch die Ölnut 10a zur Schmierung
des Lagers 10 gedrückt. Das Schmieröl wird in die
radiale Ölspeiseleitung 15 gespeist, wo sie mittels
der dritten Ölpumpe 23 unter Druck gesetzt und
zum Boden des Gehäuses 20 über die Ölnut 6d im
Abschnitt 6a, den Hohlraum 19, die Ölnuten 12a
und Ölrückflußloch 14 zurückgeführt wird, wobei
das Schmieröl das Hauptlager 11, das Axiallager
10 und das Axiallager 12 sowie andere Teile schmiert.
Der Deckel 9 hindert das Schmieröl 17 an einem
direkten Einsaugen in den Einlaß 3.
Fig. 9 zeigt ein Diagramm, welches die Verteilung
des Öldrucks in einem Ölspeisesystem mit mehreren
Ölpumpen bei dem konventionellen Kompressor verdeutlicht.
In Fig. 9 sind auf der Ordinate der
Öldruck und auf der Abszisse die Lage jedes Teils
des Schmiersystems aufgetragen. Buchstabe A repräsentiert
den Einlaß der Ölkappe 16, Buchstabe B
den Einlaß des vertikalen Ölspeisekanals 13, Buchstabe
C den Auslaß des vertikalen Ölspeisekanals 13,
Buchstabe D den Einlaß der Ölnut 10a in den Raum 18,
Buchstabe F den Einlaß der radialen Ölspeiseleitung
15, Buchstabe F den Auslaß der radialen Ölspeiseleitung
15 und Buchstabe G den Auslaß der Ölnut
des Axiallagers 12. Die Buchstaben P₁, P₂ und P₃
bezeichnen die durch die Wirkung der ersten, zweiten
und dritten Ölpumpe 21, 22, 23 bewirkten Drücke.
Die Buchstaben ΔP₁, ΔP₂, ΔP₃ bezeichnen die Druckabfälle
jeweils am Auslaß jeder Ölpumpe.
Fig. 9 zeigt die Druckverteilung, wenn der Strömungsdurchsatz
Q des Öls das √fache des Strömungsdurchsatzes
Q₁ (welcher dem Strömungsdurchsatz bei einer
Ausführung der Erfindung, wie unten beschrieben,
entspricht) beträgt. Zur Vereinfachung ist die
Figur unter der Annahme gezeichnet, daß die Druckanstiege
der Drücke P₁, P₂ oder P₃ aufgrund der
Wirkung der jeweiligen Ölpumpe konstant sind und
die Druckabfälle ΔP proportional dem Quadrat des
Strömungsdurchsatzes Q sind.
Fig. 9 zeigt das Auftreten eines negativen Druckes
bzw. eines Unterdruckes an den Punkten C und E
im Ölspeisekanal.
Bei dem konventionellen Spiralkompressor wird die
Förderkapazität der Pumpe im jeden Teil des Ölspeisekanalsystems
erhöht, und der Widerstand ist möglichst
klein gehalten, um genügend Öl zu jedem Lager zu
speisen. Wenn der Kompressor jedoch zum Komprimieren
eines Kältemittels (wie Freon R₁₂, R₂₂) eingesetzt
wird, löst sich das Kältemittel im Schmieröl 17.
Das gelöste Kältemittel wird vergast, wenn der
Druck vermindert oder die Temperatur erhöht wird,
und eine Zersetzung des Schmieröls 17 findet statt.
Dies führt zu einem sogenannten "Schäumen", wodurch
der Ölspeisekanal mittels des verschäumten Gases
abgesperrt wird, um dadurch eine erhebliche Verminderung
der Ölförderkapazität zu bewirken.
Wenn der negative Druck bzw. der Unterdruck im
Ölspeisekanal erzeugt wird, wird das im Schmieröl
gelöste Kältemittel als verschäumtes Gas getrennt.
Das verschäumte Gas verhindert erheblich die Ölförderkapazität
der zweiten Ölpumpe 22, und manchmal
ist es unmöglich, Schmieröl überhaupt zu fördern.
Um den oben beschriebenen Nachteil zu eliminieren,
wurde ein Spiralkompressor gemäß Fig. 13 vorgeschlagen.
Bei diesem Spiralkompressor ist ein Gasentlüftungsloch
24 in der Hauptwelle 6 vorgesehen,
das sich vom Boden des exzentrischen Loches 6b
axial nach unten erstreckt und sich zum äußeren
Umfang der Hauptwelle 6 öffnet. In diesem Fall
wird der durch die erste Ölpumpe 21 aufgebaute
Druck durch das Gasentlüftungsloch 24 verändert,
und die erste Ölpumpe 21 arbeitet mit der zweiten
und der dritten Ölpumpe 22 bzw. 23 nicht so wie
bei einer Reihenschaltung zusammen. Wenn nämlich
die erste Ölpumpe 21 stärker ausgebildet ist, wird
eine Abschwächung der Wirkung der ersten Ölpumpe
erzeugt, so daß ein kontinuierlicher Durchsatz
aufrechterhalten wird. Wenn andererseits die zweite
und die dritte Ölpumpe 22, 23 stärker sind, wird
um das Gasentlüftungsloch 24 eine Abschwächung
der Wirkung dieser Pumpen erzeugt. Wenn, genauer
gesagt, die zweite und die dritte Ölpumpe 22, 23
stärker werden, tendiert das Gas dazu, im zentralen
Bereich der zweiten Ölpumpe 22, d. h. im Raum 18,
stehenzubleiben, um die zentrifugale Pumpwirkung
der Ölpumpe 22 zu reduzieren. Wenn das Gas weiter
aufgestaut wird, wird Schmieröl zum äußeren Durchmesserabschnitt
bezüglich der Ölnut 10a gedrängt
und schließlich der Raum 18 gänzlich von dem Gas
ausgefüllt, so daß nur ein geringer Schmierölstrom
sich zwischen dem Auslaß des vertikalen Ölspeisekanals
13 und dem Einlaß der Ölspeisenut 10a bildet. Wenn
sich der Gasbereich zur radialen Ölspeiseleitung
15 hin ausdehnt, wird die Wirkung der Pumpe schwach.
Wenn somit die zweite und die dritte Ölpumpe 22, 23
stärker als die erste Ölpumpe 21 sind, wird eine
wirksame Schmierung nicht erhalten, weil das Gas
zu den Lagern vordringt.
Fig. 10 zeigt die Druckverteilung des Öldruckes
im Ölspeisesystem, die durch die Ölpumpen des Spiralkompressors
nach Fig. 13 aufgebaut wird. In Fig. 10
sind gleiche Bezugszeichen wie in Fig. 9 verwendet.
Da ein Gasentlüftungsloch 24 vorgesehen ist, ist
der Druck am Auslaß (Punkt C) des vertikalen Ölspeisekanals
13 im wesentlichen gleich dem Druck
am Einlaß (Punkt A). Demgemäß wird der Durchsatz Q₁
durch die erste Ölpumpe 21 unabhängig von den Eigenschaften
der zweiten und der dritten Ölpumpen 22, 23
bestimmt. In ähnlicher Weise ist der Durchsatz Q₂
der zweiten und dritten Ölpumpe 22, 23 unabhängig
von der ersten Ölpumpe 21 bestimmt. Der Durchsatz
Q ist mal größer als der Durchsatz Q₂* gemäß
Fig. 9. Da der Druckverlust des unter Druck gesetzten
Öles in der Ölnut 12a des Axiallagers 12 klein
ist, wird ein negativer Druck bzw. ein Unterdruck
am Punkt E (dem Einlaß der radialen Ölspeiseleitung
15) erzeugt. Wenn Q₂<Q₁ wird, d. h. wenn die
Ölpumpen 22, 23 stärker als die erste Ölpumpe 21
sind, führt dies zu einer Verminderung der Förderkapazität
der Ölpumpe 22, 23, so daß ein Betrieb an
dem die Bedingung Q₂=Q₁ befriedigenden Betriebspunkt
stattfindet, wodurch kontinuierliches Arbeiten
aufrechterhalten wird.
Wenn Q₂<Q₁ wird, wird ein negativer Druck bzw.
Unterdruck in einem Bereich der Ölpumpen 22, 23
erzeugt. Mittels der Ölpumpe 22 wird aufgrund der
Zentrifugalwirkung, die auf das Schmieröl im Raum
18 gemäß Fig. 13 wirkt, ein erhöhter Druck erzeugt,
und der Druck P₂ ist durch folgende Gleichung definiert:
P₂=K₂ γ/(2 g) · ω² (R₂²-R₁²) (1)
worin γ das spezifische Gewicht des Öls, g die
Erdbeschleunigung, ω die Winkelgeschwindigkeit
der Hauptwelle 6, R₁ der Innenradius des Schmieröls
in kreisförmiger Gestalt im Raum 18, R₂ der Radius
der Hauptwelle 6 von der axialen Mitte bis zum
Einlaß der radialen Ölspeiseleitung 15 und K₂ ein
Korrekturkoeffizient sind, der durch die Berücksichtigung
der kontinuierlichen Ölverteilung in
dem Hohlraum bestimmt ist.
Es ist einsichtig, daß der Druckzuwachs dank der
Ölpumpe 22 klein wird, wenn der Radius R₁ groß
wird.
Ferner ist die Zunahme des Druckes P₃ aufgrund
der Wirkung der Ölpumpe 23 durch die folgende Gleichung
ausdrückbar:
P₃=K₃ γ/(2 g) · ω² (R₃²-R₂²) (2)
worin R₃ der Radius des äußeren Umfangs des Abschnittes
6a großen Durchmessers der Hauptwelle 6 und
K₃ ein Korrekturkoeffizient ähnlich K₂ sind.
Gemäß Fig. 10 wird dann, wenn Druckabfälle ΔP₂,
ΔP₃ in den Ölpumpen 22, 23 kleiner sind, der Innenradius
R₁ des Öls im Raum 18 groß, wodurch die
Kontinuität des Durchsatzes bezüglich der Ölspeisung
vermittels der Ölpumpe 21 aufrechterhalten werden
kann. Wenn der Radius R₁ groß und gleich dem Radius
R₂ wird (R₁=R₂), wird die Förderkapazität der
Ölpumpe 22 zu Null. Da in diesem Fall die Kontinuität
des Öldurchsatzes bezüglich der Ölspeisung von
der Ölpumpe 21 nicht aufrechterhalten wird, expandiert
der Gasbereich bis zum Radius der Ölspeiseleitung 15,
und die Größe des Radius R₂ in Gleichung (2) wird
beträchtlich. In diesem Zustand kann Öl nicht stabil
zu jedem Lagerteil gespeist werden.
Da also der konventionelle Spiralkompressor so
aufgebaut ist, daß der Widerstand der Ölspeisekanäle
so klein wie möglich durch große Dimensionierung
der Querschnittsfläche der Ölnut 12a im Axiallager 12
gemacht wird, wird ein negativer Druck bzw. ein
Unterdruck im Einlaßgebiet der radialen Ölspeiseleitung
15 im Raum 18 erzeugt. Wenn daher der Spiralkompressor
als Kältemittelkompressor verwendet
wird, wird das Kältemittel im Schmieröl vergast,
um den Ölspeisekanal abzusperren, was zu Schäden
oder zum Fressen der Lager führen kann.
Es ist Aufgabe der Erfindung, einen Spiralkompressor
der Bauart gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1
zu schaffen, der insbesondere als Kältemittelkompressor
einsetzbar ist, bei dem die Ölspeisekanäle
im Axiallager so beschaffen sind, daß im Einlaßgebiet
der radialen Ölspeiseleitung die Erzeugung eines
Unterdrucks vermieden wird, welcher aufgrund einer
Vergasung des Kältemittels im Schmieröl zu einer
unbefriedigenden Schmierung führen kann.
Diese Aufgabe wird alternativ durch die Merkmale
der Ansprüche 1 bis 4 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen
der Erfindung nach Anspruch 4 sind in den
Unteransprüchen angegeben.
Die Erfindung ist im folgenden anhand schematischer
Zeichnungen (Fig. 1 bis 8) mit weiteren Einzelheiten näher erläutert,
wobei die Fig. 9 bis 14 Einzelheiten der zuvor beschriebenen
bekannten Ausführungen zeigen. Es zeigen:
Fig. 1 bis 6 Draufsichten auf Ausführungen eines
wesentlichen Bauteils eines Spiralkompressors
gemäß der Erfindung,
wobei Fig. 1 eine Draufsicht auf
eine erste Ausführung eines Axiallagers,
die Fig. 2 bis 4 Draufsichten
auf zweite bis vierte Ausführungen
des Axiallagers,
Fig. 5a und 5b eine Draufsicht und einen Querschnitt
durch eine fünfte Ausführung des
Axiallagers und
Fig. 6a und 6b eine Draufsicht und ein Teilquerschnitt
durch eine sechste Ausführung
eines Axiallagers sind,
Fig. 7 ein Diagramm der Druckverteilung
in einem Ölspeisesystem des Spiralkompressors,
wobei ein Axiallager
gemäß einer der Fig. 1 bis 6 verwendet
ist und die Hauptwelle nicht mit
einem Gasentlüftungsloch versehen
ist,
Fig. 8 ein Diagramm der Druckverteilung
eines Ölspeisesystems für einen
Spiralkompressor, bei welchem ein
Axiallager nach einer der Fig. 1
bis 6 verwendet und die Hauptwelle
mit einem Gasentlüftungsloch versehen
ist,
Fig. 9 ein Diagramm der Druckverteilung
in einem Ölspeisesystem für den
Spiralkompressor gemäß Fig. 12,
Fig. 10 ein Diagramm der Druckverteilung
in einem Ölspeisesystem eines Kompressors
gemäß Fig. 13,
Fig. 11 ein Schema zur Darstellung des Prinzips
der Wirkungsweise eines typischen
Spiralkompressors,
Fig. 12 einen Teillängsschnitt durch einen
konventionellen Spiralkompressor,
bei welchem die Hauptwelle nicht
mit einem Gasentlüftungsloch versehen
ist,
Fig. 13 einen Teillängsschnitt durch den
konventionellen Spiralkompressor,
bei welchem die Hauptwelle mit einem
Gasentlüftungsloch versehen ist, und
Fig. 14a und 14b Draufsicht und Teilquerschnitt
durch ein Axiallager, wie es bei
dem konventionellen Spiralkompressor
eingesetzt ist.
In den Zeichnungen bezeichnen gleiche Bezugszahlen
wie in Fig. 12 und 13 gleiche Teile.
Fig. 1 ist eine Draufsicht auf ein Axiallager,
wie es bei einer Ausführung eines Spiralkompressors
gemäß der Erfindung verwendet wird. In der Lagerfläche
des Axiallagers 32 sind zwei Ölnuten 32a
spiralförmig eingeformt. Jede Ölnut 32a erstreckt
sich vom inneren Umfangsrand zum äußeren Umfangsrand,
wobei jede Ölnut in der Lagerfläche 360° überstreicht.
Länge und Anzahl der Ölnuten 32a sind so bestimmt,
daß der Druckverlust ΔP₃ des in den Ölnuten 32a
strömenden Schmieröls größer als ein Druck P₃ ist,
der durch die dritte Ölpumpe aufgebracht wird,
und zwar durch entsprechende Bemessung der Querschnittsfläche
der Ölnuten. Der Druck P₃ wird durch
die Länge der radialen Ölspeiseleitung 15, d. h.
durch diejenige Länge bestimmt, welche durch den
von der axialen Mitte der Hauptwelle 6 bis zum
Einlaß der Ölspeiseleitung 15 sowie durch den Außenradius
des Abschnittes 6a mit großem Durchmesser
in der Hauptwelle bestimmt ist. Ferner sind die
Querschnittsfläche der Ölnuten und -kanäle zum
Fördern des Schmieröles groß gemacht, so daß der
Druckabfall des Schmieröls, welches den vertikalen
Ölspeisekanal 13 und die Ölnut 10a im Lager 10
passiert, kleiner als der Druckabfall des Schmieröls
ist, das die Ölnuten 32a im Axiallager durchströmt.
Bei dem Spiralkompressor des oben beschriebenen
Aufbaus strömt das Schmieröl 17 in der wie folgt
beschriebenen Reihenfolge durch - die Ölkappe 16,
- die vertikale Ölspeiseleitung 13, - den Bodenbereich
des exzentrischen Loches 6b, - die Ölnut 10a im
Lager 10, - die radiale Ölspeiseleitung 15, - die
Ölnut 6d, - den Hohlraum 15 am oberen Ende des
Abschnitts 6a mit großem Durchmesser, - die Ölnuten
32a, - das Ölrückflußloch 14, - zum Boden des Gehäuses
20, wobei das Schmieröl jedes Lager schmiert. Dabei
ist der Druckverlust des durch die Ölnuten 32a
strömenden Schmieröls größer als der durch die
dritte Ölpumpe 23, welche durch die radiale Ölspeiseleitung
15 gebildet ist, aufgebrachte Druck und
größer als der Druckverlust im Ölspeisesystem,
welches sich zu den Ölnuten 32a erstreckt. Demgemäß
ist eine Druckverteilung erzielbar, wie sie in
den Fig. 7 und 8 dargestellt ist, wobei der Aufbau
eines negativen Druckes bzw. Unterdruckes vermieden
ist, wenn das Schmieröl zu den Lagern strömt, so
daß kein Eindringen von Gas stattfindet.
Da die Ölnuten 32a sich spiralig jeweils einmal
um den Umfang erstrecken, wird der Strömungskanal
entsprechend verlängert; es kann gleichmäßige Schmierung
der Lagerfläche sichergestellt werden; die
Anzahl der Nuten kann klein gehalten werden, und
der Druckverlust des Schmieröls kann leicht erhöht
werden.
Anstelle der zwei den Umfang einmal überstreichenden
Ölnuten 32a können Ölnuten anderer Gestalt und
Länge vorgesehen werden, soweit sie lange Wege
und gleichmäßige Schmierung der Lagerflächen gewährleisten.
Die Ölnuten können in Umfangsrichtung
verlängert und die Anzahl der Nuten kann wie gewünscht
bestimmt werden.
Die Fig. 2 bis 6 zeigen jeweils unterschiedliche
Ausführungen des Axiallagers nach der Erfindung.
Bei der Ausführung nach Fig. 2 weist die Lagerfläche
des Axiallagers 32 zwei koaxiale Ringnuten 32b,
32c auf, wobei radiale Nuten 32d den inneren Umfangsrand
des Axiallagers 32 mit der innersten Ringnut 32b
verbindet, mehrere radiale, um 90° versetzte Nuten
32d die innerste Ringnut 32b mit der äußeren Ringnut
32c verbinden und mehrere zu den Nuten 32e
um 90° versetzte Nuten 32f (zwei bei dieser Ausführung)
den äußeren Umfangsrand des Axiallagers 32
mit der äußeren Ringnut 32c verbinden.
Durch Vorsehen unterschiedlicher Arten Ölnuten
wie oben beschrieben wird die Länge der Ölspeisekanäle
zwischen dem inneren Umfangsrand und dem
äußeren Umfangsrand des Axiallagers erhöht. Die
Anzahl der Ringnuten 32a, 32c und der Radialnuten 32d,
32e, 32f kann in dem Rahmen frei gewählt werden,
daß hinreichende Schmierung und ein vorbestimmter
Widerstand des Strömungsweges erhalten wird.
Bei dem Axiallager 32 nach Fig. 3 ist eine einzige
Ringnut 32g nahe dem äußeren Umfangsrand der Lagerfläche
des Lagers 32 ausgebildet. Mehrere radiale
Nuten 32h erstrecken sich vom inneren Umfangsrand
radial zur Ringnut 32g derart, daß das Schmieröl
die Lagerfläche gleichförmig schmiert. Eine kleine
Anzahl Ölnuten 32i verbinden die Ringnut 32g mit
dem äußeren Umfangsrand des Axiallagers 32 in radialer
Richtung.
In Fig. 3 ist nur eine einzige Ölnut 32i vorgesehen.
Jedoch können auch eine oder mehrere zusätzliche
Ölnuten 32i vorgesehen sein, um einen vorbestimmten
Widerstand im Strömungsweg des Öles zu schaffen,
oder die Querschnittsfläche der Ölnut 32i kann
abgewandelt werden.
Das Axiallager 32 gemäß Fig. 4a und 4b hat eine
Anzahl radiale Nuten 32j in der Lagerfläche, die
vom inneren Umfangsrand zum äußeren Umfangsrand
sich erstrecken, wobei jeweils ein Drosselabschnitt
32k in jeder Ölnut 32j nahe dem äußeren Umfangsrand
ausgebildet ist, um den Widerstand des Strömungsweges
zu erhöhen. Der Drosselabschnitt 32k ist
durch Verringern der Tiefe der Nut geschaffen.
Durch gleichförmiges Vorsehen einer Anzahl Radialnuten
32j in der Lagerfläche schmiert das unter
hohem Druck zugeführte Schmieröl die Lagerflächen
gleichmäßig.
Die Fig. 5a und 5b zeigen das Axiallager 32 gemäß
einer anderen Ausführung der Erfindung, wobei eine
Anzahl radiale Nuten 32l zwischen dem inneren Umfangsrand
und dem äußeren Umfangsrand sich erstreckt.
Jede Ölnut 32l hat einen geneigten Grund derart,
daß die Tiefe der Nut ausgehend vom inneren Umfangsrand
zum äußeren Umfangsrand des Axiallagers 32
hin abnimmt. Die Nuten 32l gemäß Fig. 5 schmieren
die Lageroberfläche hinreichend und erhöhen den
Widerstand im Ölspeiseweg.
Die Ölnuten können durch Preßformen oder spanendes
Bearbeiten ohne besondere Genauigkeit gefertigt
werden. Es ist auch möglich, den Widerstand im
Ölspeiseweg ohne Erhöhen der Länge des Strömungsweges
zu erhöhen, indem die Ölnuten mit hoher Genauigkeit
und verminderter Querschnittsfläche gefertigt
werden.
Die Fig. 6a und 6b zeigen ein Axiallager 32 mit
mehreren radialen Nuten 32m, die feinbearbeitet
sind. Die Nuten 32m erstrecken sich vom inneren
Umfangsrand zum äußeren Umfangsrand. Gemäß Fig. 6b
sind Breite W und Tiefe H der Nut 32m extrem klein
bemessen, um den Widerstand des Ölspeiseweges zu
erhöhen. Zum Beispiel hat die Nut 32m eine Tiefe von 0,15
bis 0,25 mm. Die Tiefe der Nut 12a des konventionellen
Axiallagers 12 nach Fig. 14 liegt im Bereich von
0,4 bis 0,5 mm.
Bei der Ausführung nach Fig. 6 ist der Druckverlust
ΔP₃, der durch die Nuten 32m verursacht wird (und
durch die Länge L, die Breite W und die Tiefe H
sowie die Anzahl bestimmt ist) so gewählt, daß
er die im folgenden angegebenen Gleichungen (4)
und (5) erfüllt.
Fig. 7 zeigt eine Öldruckverteilung in einem Ölspeisesystem
mit mehreren Ölpumpen einschließlich des
Axiallagers 32 wie oben anhand des Spiralkompressors
nach Fig. 12 erläutert. Gleiche Bezugszeichen wie
in Fig. 9 bezeichnen gleiche Teile.
Aus dem Diagramm nach Fig. 7 ist ersichtlich, daß
der Druckverlust ΔP₃, der mit der dritten Ölpumpe 23
einhergeht, der größte Druckverlust ist und daß
die Drücke an jedem Punkt des Ölspeiseweges größer
als der Druck am Einlaß (der Druck am Punkt A)
sind. In dem Diagramm ist der Durchsatz Q des Öls
gleich dem Wert Q₁*.
Das Diagramm nach Fig. 8 zeigt die Öldruckverteilung
in einem Ölspeisesystem mit mehreren Ölpumpen einschließlich
des Axiallagers 32 des Aufbaus nach
der oben beschriebenen Ausführung eines Spiralkompressors
gemäß Fig. 13. Das Diagramm entspricht
demjenigen nach Fig. 10, und gleiche Bezugszeichen
bezeichnen gleiche Bauteile.
In Fig. 8 ist der Öldruck am Auslaß C des vertikalen
Ölspeisekanals 13 gleich dem Druck am Einlaß A,
weil das Gasentlüftungsloch 24 vorgesehen ist.
Jedoch ist der Druckverlust ΔP₃ groß, weil die
Ölnuten des Axiallagers 32, welches in der letzten
Stufe des Ölspeiseweges angeordnet ist, einen großen
Widerstand bilden, so daß der Öldruck am Punkt F
hoch ist. Demgemäß besteht keine Gefahr des Auftretens
eines negativen Druckes bzw. eines Unterdruckes
am Punkt E, wie er sich bei dem konventionellen
Spiralkompressor ergab.
Wenn die Energie der Ölpumpen 22 und 23 bezüglich
des von der Ölpumpe 21 erzeugten Durchsatzes Q₁
dominiert, nimmt die Förderkapazität der Ölpumpen 22
und 23 ab, um einen kontinuierlichen Betrieb zu
gewährleisten, d. h. eine Beziehung Q₂=Q₁ gemäß
Fig. 8 zu befriedigen.
Die Pumpeneigenschaften und der Widerstand des
Ölspeiseweges der ersten bis dritten Ölpumpen 21,
22, 23 sind so bestimmt, daß sie die Bereiche nach
den folgenden Gleichungen erfüllen, wodurch Schmierprobleme
der Lager wegen Auftretens negativen Druckes
und Ausdehnung der Gasblase im Raum 18 vermieden
werden können:
P₁ΔP₁ (3)
P₃<ΔP₃ (4)
P₂<K₂ γ/(2 g) · ω² (R₂²-R²min) (5)
worin Rmin der Innenradius des Öls im Raum 18 ist,
in welchem die Bedingung
K₂ γ/(2 g) · ω² (R₂²-R²min) = ΔP₂
befriedigt ist, und Rmin der größte Innenradius
ist, wenn der Druck in dem Raum nicht zu einem
negativen Druck wird.
Der verläßlichste und wirkungsvollste Weg zum Erfüllen
dieser Bedingung besteht darin, die Druckverluste
ΔP₁, ΔP₂ aufgrund der Ölpumpen 21, 22 so klein wie
möglich zu machen. Mit anderen Worten werden der
hydrodynamische Widerstand im Axiallager 32 größtmöglich
gemacht und die Einstellung so gewählt, daß
R₁<Rmin, um stabile Ölspeisebedingungen aufrechtzuerhalten.
Bei den oben beschriebenen Ausführungen ist die
Ölnut 10a im Lager vorgesehen. Jedoch kann eine
solche Ölnut auch im äußeren Umfang der Antriebswelle
2c bzw. sowohl im Lager 10 und in der Antriebswelle
2c ausgebildet werden.
Wie oben beschrieben sind gemäß der Erfindung Ölnuten
im Axiallager (das in der letzten Stufe des Ölspeiseweges
angeordnet ist) so ausgebildet, daß der hydrodynamische
Widerstand der Ölnuten am größten im
Vergleich zu jeder anderen Stufe in dem Ölspeiseweg
wird und der durch die dritte Ölpumpe erzeugte
Druck in der letzten Stufe kleiner als der Druckverlust
wird, der in einem Pfad zwischen dem Auslaß der
dritten Ölpumpe und dem Auslaß des Axiallagers
herrscht. Demgemäß gibt es keine Stelle, an der
der Öldruck in dem Ölspeiseweg niedriger als der
Öldruck am Öleinlaß ist, so daß das Schmieröl zu
jedem Lager stabil gefördert werden kann und ein
hochverläßlicher Betrieb erhalten wird. Wenn das
Ölspeisesystem nach der Erfindung bei einem Kältemittelkompressor
angewendet wird, wird die Gasifizierung
des Kältemittels vermieden und einem
Vermischen des Gases mit dem Ölstrom vorgebeugt,
wodurch eine verläßliche Schmierung der Lager
erhalten wird.
Claims (7)
1. Spiralkompressor mit
einer umlaufenden Spirale (2) mit einer Grundplatte (2b), einer Spiralwand (2a), die von einer Oberfläche der Grundplatte (2b) wegragt, und einer Antriebswelle (2c), die von der anderen Oberfläche der Grundplatte wegragt,
einer stationären Spirale (1) mit einer Grundplatte (1b) und einer Spiralwand (1a), die von einer Oberfläche der Grundplatte wegragt, wobei die Spiralwände der stationären und der umlaufenden Spirale (1, 2) miteinander so kombiniert sind, daß sie zwischen sich eine Kompressionskammer (5) bilden,
einer Hauptwelle (6) mit einem im oberen Ende angeordneten Loch (6b), das exzentrisch bezüglich der Drehmitte der Hauptwelle (6) ist und eine passende Aufnahme der Antriebswelle (2c) über ein Lager (10) bildet, was zur Umlaufbewegung der umlaufenden Spirale (2) führt,
einem vertikalen Ölspeisekanal (13), der von dem exzentrischen Loch (6b) zum unteren Ende der Hauptwelle (6) parallel zur Drehachse der Hauptwelle verläuft,
einem Raum (18) im exzentrischen Loch (6b), der zwischen dem unteren Ende der Antriebswelle (2c) und der Bodenfläche des exzentrischen Loches (6b) ausgebildet ist,
einem Lagerträger (7), der unterhalb der umlaufenden Spirale (2) zum Unterstützen derselben über ein Axiallager (32) angeordnet ist und ein zentrales Durchgangsloch zum Unterstützen des äußeren Umfangs des oberen Abschnitts der Hauptwelle (6) mittels eines Hauptlagers (11) aufweist, das am inneren Umfang des zentralen Durchgangsloches befestigt ist,
einem Gehäuse (20) zur Aufnahme der Spiralen (1, 2), des Lagerträgers (7) und der Hauptwelle (6) und zum Speichern von Öl (17) an seinem Boden, einer Ölkappe (16), die am unteren Ende der Hauptwelle (6) befestigt ist, wobei der untere Teil der Ölkappe (16) mit einem Öleinlaß (16a) versehen ist und unterhalb des Ölspiegels liegt,
einem ersten axial verlaufenden Ölkanal (10a), der entweder in der Gleitfläche der Antriebswelle (2c) oder in der Gleitfläche des Lagers (10) oder in beiden (2c, 10) angeordnet ist,
einem zweiten axial verlaufenden Ölkanal (6d), der im äußeren Umfang des oberen Abschnitts der Hauptwelle (6) eingeformt ist, so daß das obere Ende des zweiten Ölkanals (6d) mit der oberen Stirnfläche der Hauptwelle kommuniziert, während das untere Ende am äußeren Umfang der Hauptwelle (6) abgesperrt ist,
einer radialen Ölspeiseleitung (15), die im oberen Abschnitt der Hauptwelle (6) radial so ausgebildet ist, daß der erste Ölkanal (10a) mit dem zweiten Ölkanal (6d) kommuniziert,
einem dritten Ölkanal (32a-32m) in der Lagerfläche des Axiallagers (32) zum Verbinden eines inneren Umfangrandes mit dem äußeren Umfangsrand des Axiallagers,
wobei das Schmieröl (17) vom Boden des Gehäuses (20) zu den verschiedenen Lagern zirkuliert, dadurch gekennzeichnet, daß der dritte Ölkanal in der Lagerfläche des Axiallagers (32) von zwei Spiralnuten (32a) gebildet ist, die vom inneren Umfangsrand zum äußeren Umfangsrand des Axiallagers (32) verlaufen und jeweils 360° überstreichen, so daß der Druckverlust in dem dritten Ölkanal größer als der Druck in der radialen Ölspeiseleitung (15) ist und daß der Strömungswiderstand größer als derjenige in den anderen Ölkanälen ist.
einer umlaufenden Spirale (2) mit einer Grundplatte (2b), einer Spiralwand (2a), die von einer Oberfläche der Grundplatte (2b) wegragt, und einer Antriebswelle (2c), die von der anderen Oberfläche der Grundplatte wegragt,
einer stationären Spirale (1) mit einer Grundplatte (1b) und einer Spiralwand (1a), die von einer Oberfläche der Grundplatte wegragt, wobei die Spiralwände der stationären und der umlaufenden Spirale (1, 2) miteinander so kombiniert sind, daß sie zwischen sich eine Kompressionskammer (5) bilden,
einer Hauptwelle (6) mit einem im oberen Ende angeordneten Loch (6b), das exzentrisch bezüglich der Drehmitte der Hauptwelle (6) ist und eine passende Aufnahme der Antriebswelle (2c) über ein Lager (10) bildet, was zur Umlaufbewegung der umlaufenden Spirale (2) führt,
einem vertikalen Ölspeisekanal (13), der von dem exzentrischen Loch (6b) zum unteren Ende der Hauptwelle (6) parallel zur Drehachse der Hauptwelle verläuft,
einem Raum (18) im exzentrischen Loch (6b), der zwischen dem unteren Ende der Antriebswelle (2c) und der Bodenfläche des exzentrischen Loches (6b) ausgebildet ist,
einem Lagerträger (7), der unterhalb der umlaufenden Spirale (2) zum Unterstützen derselben über ein Axiallager (32) angeordnet ist und ein zentrales Durchgangsloch zum Unterstützen des äußeren Umfangs des oberen Abschnitts der Hauptwelle (6) mittels eines Hauptlagers (11) aufweist, das am inneren Umfang des zentralen Durchgangsloches befestigt ist,
einem Gehäuse (20) zur Aufnahme der Spiralen (1, 2), des Lagerträgers (7) und der Hauptwelle (6) und zum Speichern von Öl (17) an seinem Boden, einer Ölkappe (16), die am unteren Ende der Hauptwelle (6) befestigt ist, wobei der untere Teil der Ölkappe (16) mit einem Öleinlaß (16a) versehen ist und unterhalb des Ölspiegels liegt,
einem ersten axial verlaufenden Ölkanal (10a), der entweder in der Gleitfläche der Antriebswelle (2c) oder in der Gleitfläche des Lagers (10) oder in beiden (2c, 10) angeordnet ist,
einem zweiten axial verlaufenden Ölkanal (6d), der im äußeren Umfang des oberen Abschnitts der Hauptwelle (6) eingeformt ist, so daß das obere Ende des zweiten Ölkanals (6d) mit der oberen Stirnfläche der Hauptwelle kommuniziert, während das untere Ende am äußeren Umfang der Hauptwelle (6) abgesperrt ist,
einer radialen Ölspeiseleitung (15), die im oberen Abschnitt der Hauptwelle (6) radial so ausgebildet ist, daß der erste Ölkanal (10a) mit dem zweiten Ölkanal (6d) kommuniziert,
einem dritten Ölkanal (32a-32m) in der Lagerfläche des Axiallagers (32) zum Verbinden eines inneren Umfangrandes mit dem äußeren Umfangsrand des Axiallagers,
wobei das Schmieröl (17) vom Boden des Gehäuses (20) zu den verschiedenen Lagern zirkuliert, dadurch gekennzeichnet, daß der dritte Ölkanal in der Lagerfläche des Axiallagers (32) von zwei Spiralnuten (32a) gebildet ist, die vom inneren Umfangsrand zum äußeren Umfangsrand des Axiallagers (32) verlaufen und jeweils 360° überstreichen, so daß der Druckverlust in dem dritten Ölkanal größer als der Druck in der radialen Ölspeiseleitung (15) ist und daß der Strömungswiderstand größer als derjenige in den anderen Ölkanälen ist.
2. Spiralkompressor nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1,
dadurch gekennzeichnet,
daß der dritte Ölkanal mehrere Ringnuten
(32b, 32c) umfaßt, welche durch radiale
Verbindungsnuten (32d, 32e, 32f) miteinander verbunden sind,
wobei mindestens eine Ölspeisenut (32d) sich
radial vom inneren Umfangsrand des Axiallagers
(32) zur innersten Ringnut (32b) und mindestens
eine Ölabfuhrnut (32f) radial von der äußersten
Ringnut (32c) zum äußeren Umfangsrand des Axiallagers
(32) verlaufen, so daß der Druckverlust
in dem dritten Ölkanal größer als der Druck
in der radialen Ölspeiseleitung (15) ist und
daß der Strömungswiderstand größer als derjenige
in den anderen Ölkanälen ist.
3. Spiralkompressor nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1,
dadurch gekennzeichnet, daß
der dritte Ölkanal eine Ringnut (32g) umfaßt,
die nahe dem äußeren Umfangsbereich des Axiallagers
(32) angeordnet ist, sowie mehrere radiale Nuten
(32h), die vom inneren Umfangsrand zur
besagten Ringnut (32g) verlaufen, und schließlich
mindestens eine Ölabführnut (32i), die radial
von der Ringnut (32g) zum äußeren Umfangsrand
des Axiallagers (32) verläuft, so daß der Druckverlust
in dem dritten Ölkanal größer als der Druck
in der radialen Ölspeiseleitung (15) ist und
daß der Strömungswiderstand größer als derjenige
in den anderen Ölkanälen ist.
4. Spiralkompressor nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1,
dadurch gekennzeichnet, daß
der dritte Ölkanal von mehreren radialen Ölnuten
(32j; 32l, 32m) gebildet ist und daß in jeder
Ölnut (32j; 32l, 32m) eine Drossel (32k)
vorgesehen ist, so daß der Druckverlust in dem
dritten Ölkanal größer als der Druck in der
radialen Ölspeiseleitung (15) ist und daß der
Strömungswiderstand größer als derjenige in
den anderen Ölkanälen ist.
5. Spiralkompressor nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet,
daß die Drossel (32k)
durch Verringern der Nuttiefe der Ölnut (32j)
an einer Stelle nahe dem äußeren Umfangsrand
gebildet ist.
6. Spiralkompressor nach Anspruch 4, dadurch
gekennzeichnet, daß zur Bildung der
Drossel der Grund der Ölnuten (32l) derart geneigt
ist, daß ihre Tiefe in Richtung zum äußeren
Umfangsrand des Axiallagers (32) kontinuierlich
abnimmt.
7. Spiralkompressor nach einem der Ansprüche 1
bis 6, dadurch gekennzeichnet,
daß ein Gasentlüftungsloch (24) in der Hauptwelle
(6) ausgebildet ist, welches sich zur
Bodenfläche des exzentrischen Loches (6b) hin
öffnet, sich axial längs der Hauptwelle (6)
nach unten erstreckt und sich zur äußeren Umfangsfläche
der Hauptwelle (6) hin öffnet.
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP61113001A JPH0647991B2 (ja) | 1986-05-15 | 1986-05-15 | スクロ−ル圧縮機 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
DE3714536A1 DE3714536A1 (de) | 1987-11-19 |
DE3714536C2 true DE3714536C2 (de) | 1992-03-12 |
Family
ID=14600951
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE19873714536 Granted DE3714536A1 (de) | 1986-05-15 | 1987-04-30 | Spiralkompressor |
Country Status (4)
Country | Link |
---|---|
US (1) | US4772188A (de) |
JP (1) | JPH0647991B2 (de) |
KR (1) | KR890003271B1 (de) |
DE (1) | DE3714536A1 (de) |
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE4422314A1 (de) * | 1993-06-17 | 1994-12-22 | Zexel Corp | Spiralverdichter |
DE112017004471B4 (de) | 2016-09-06 | 2023-06-15 | Lg Electronics Inc. | Spiralverdichter |
Families Citing this family (46)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2541227B2 (ja) * | 1987-07-08 | 1996-10-09 | 三菱電機株式会社 | スクロ−ル圧縮機 |
US4875840A (en) * | 1988-05-12 | 1989-10-24 | Tecumseh Products Company | Compressor lubrication system with vent |
JP2558896B2 (ja) * | 1989-11-17 | 1996-11-27 | 松下電器産業株式会社 | スクロール圧縮機 |
DE19636274C2 (de) * | 1996-09-06 | 2001-07-26 | Sauer Sundstrand Gmbh & Co | Gleitlager mit selbsteinstellender Tragfähigkeit |
US5725431A (en) * | 1996-09-26 | 1998-03-10 | Dana Corporation | Thrust washer for universal joint having preloading thrust surfaces |
US6161961A (en) * | 1997-04-25 | 2000-12-19 | The Torrington Company | Bush for needle bearings |
KR100310444B1 (ko) * | 1999-06-25 | 2001-09-29 | 이충전 | 밀폐형 왕복동 압축기의 주축베어링 윤활장치 |
KR100360237B1 (ko) * | 1999-10-15 | 2002-11-08 | 엘지전자 주식회사 | 스크롤 압축기의 오일 공급구조 |
US6537045B2 (en) | 2000-07-05 | 2003-03-25 | Tecumseh Products Company | Rotating machine having lubricant-containing recesses on a bearing surface |
US6413060B1 (en) * | 2001-01-23 | 2002-07-02 | Rechi Precision Co., Ltd. | Oil passage for scroll compressor |
EP1387097B1 (de) * | 2001-03-27 | 2011-05-25 | Nok Corporation | Drucklager |
US6592490B2 (en) * | 2001-05-02 | 2003-07-15 | Baker Hughes Incorporated | Well pump gear box hydrodynamic washer |
DE10140613A1 (de) * | 2001-08-18 | 2003-03-06 | Pierburg Gmbh | Naßläuferpumpe |
JP2003074449A (ja) * | 2001-09-05 | 2003-03-12 | Denso Corp | スタータ |
KR100434398B1 (ko) * | 2001-11-16 | 2004-06-04 | 주식회사 엘지이아이 | 스크롤 압축기의 오일 배유구조 |
KR20030040901A (ko) * | 2001-11-16 | 2003-05-23 | 주식회사 엘지이아이 | 스크롤 압축기의 오일 급유구조 |
KR100538522B1 (ko) * | 2003-10-27 | 2005-12-23 | 삼성광주전자 주식회사 | 밀폐형 압축기 |
JP2005140066A (ja) * | 2003-11-10 | 2005-06-02 | Hitachi Ltd | 流体圧縮機 |
JP4727156B2 (ja) * | 2004-02-27 | 2011-07-20 | 三菱重工業株式会社 | スクロール型圧縮機 |
JP4573349B2 (ja) * | 2004-10-21 | 2010-11-04 | 日立粉末冶金株式会社 | 動圧軸受の製造方法 |
US7878777B2 (en) * | 2006-08-25 | 2011-02-01 | Denso Corporation | Scroll compressor having grooved thrust bearing |
KR100882481B1 (ko) * | 2007-04-25 | 2009-02-06 | 엘지전자 주식회사 | 스크롤 압축기의 오일 공급구조 |
US8062165B2 (en) * | 2008-01-25 | 2011-11-22 | GM Global Technology Operations LLC | Bearing assembly for planetary gear pinion |
US20110024198A1 (en) * | 2008-02-19 | 2011-02-03 | Baker Hughes Incorporated | Bearing systems containing diamond enhanced materials and downhole applications for same |
JP5045679B2 (ja) * | 2009-01-14 | 2012-10-10 | 株式会社豊田自動織機 | ピストン式圧縮機における潤滑構造 |
US7988433B2 (en) | 2009-04-07 | 2011-08-02 | Emerson Climate Technologies, Inc. | Compressor having capacity modulation assembly |
BRPI0902430A2 (pt) * | 2009-07-24 | 2011-04-05 | Whirlpool Sa | compressor hermético |
KR101148242B1 (ko) * | 2010-08-26 | 2012-07-03 | 삼성전기주식회사 | 스핀들 모터 |
US8834026B2 (en) * | 2010-10-01 | 2014-09-16 | Baker Hughes Incorporated | Bearings for downhole tools, downhole tools incorporating such bearings, and methods of cooling such bearings |
US20120315079A1 (en) * | 2010-12-14 | 2012-12-13 | Caterpillar Inc. | Equalizer bar bearing assembly |
DE102011077771A1 (de) * | 2011-06-17 | 2012-12-20 | Bosch Mahle Turbo Systems Gmbh & Co. Kg | Axiallageranordnung |
JP5767959B2 (ja) * | 2011-12-22 | 2015-08-26 | 大豊工業株式会社 | 摺動部材 |
US9249802B2 (en) | 2012-11-15 | 2016-02-02 | Emerson Climate Technologies, Inc. | Compressor |
AU2013358847A1 (en) * | 2012-12-12 | 2015-07-16 | Emerson Climate Technologies (Suzhou) Co., Ltd. | Main bearing housing, dynamic scroll component and scroll compressor |
US9228653B2 (en) * | 2013-08-09 | 2016-01-05 | Schaeffler Technologies AG & Co. KG | Idler sprocket lubrication assembly and method |
JPWO2015177851A1 (ja) * | 2014-05-19 | 2017-04-20 | 三菱電機株式会社 | スクロール圧縮機 |
JP6382877B2 (ja) * | 2016-03-24 | 2018-08-29 | 大豊工業株式会社 | ベーンポンプ |
US9874247B2 (en) | 2016-05-09 | 2018-01-23 | Elliott Company | Internal cooling bearing pads |
US10801495B2 (en) | 2016-09-08 | 2020-10-13 | Emerson Climate Technologies, Inc. | Oil flow through the bearings of a scroll compressor |
US11022119B2 (en) | 2017-10-03 | 2021-06-01 | Emerson Climate Technologies, Inc. | Variable volume ratio compressor |
US10962008B2 (en) | 2017-12-15 | 2021-03-30 | Emerson Climate Technologies, Inc. | Variable volume ratio compressor |
US10995753B2 (en) | 2018-05-17 | 2021-05-04 | Emerson Climate Technologies, Inc. | Compressor having capacity modulation assembly |
US11655813B2 (en) | 2021-07-29 | 2023-05-23 | Emerson Climate Technologies, Inc. | Compressor modulation system with multi-way valve |
US11846287B1 (en) | 2022-08-11 | 2023-12-19 | Copeland Lp | Scroll compressor with center hub |
WO2024106362A1 (ja) * | 2022-11-17 | 2024-05-23 | イーグル工業株式会社 | スラスト受機構 |
US11965507B1 (en) | 2022-12-15 | 2024-04-23 | Copeland Lp | Compressor and valve assembly |
Family Cites Families (11)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US2081063A (en) * | 1935-03-01 | 1937-05-18 | Armstrong Siddeley Motors Ltd | Thrust bearing |
US4056279A (en) * | 1975-11-24 | 1977-11-01 | Uniroyal, Inc. | Air deflector for tractor-trailer vehicle |
US4065279A (en) * | 1976-09-13 | 1977-12-27 | Arthur D. Little, Inc. | Scroll-type apparatus with hydrodynamic thrust bearing |
JPS55144884A (en) * | 1979-04-27 | 1980-11-12 | Kikkoman Corp | Preparation of koji |
JPS58113593A (ja) * | 1981-12-26 | 1983-07-06 | Mitsubishi Electric Corp | スクロ−ル圧縮機 |
DE3320086A1 (de) * | 1983-06-03 | 1984-12-06 | Volkswagenwerk Ag, 3180 Wolfsburg | Lager-schmiereinrichtung |
JPS59141784A (ja) * | 1984-01-26 | 1984-08-14 | Mitsubishi Electric Corp | スクロ−ル圧縮機 |
JPS60187789A (ja) * | 1984-03-05 | 1985-09-25 | Mitsubishi Electric Corp | スクロ−ル圧縮機 |
JPS60206988A (ja) * | 1984-03-30 | 1985-10-18 | Mitsubishi Electric Corp | スクロ−ル圧縮機 |
JPH0231239B2 (ja) * | 1985-04-10 | 1990-07-12 | Daikin Ind Ltd | Sukuroorugataryutaikikainokyuyukozo |
JPH0660635B2 (ja) * | 1985-12-16 | 1994-08-10 | 三菱電機株式会社 | スクロ−ル圧縮機 |
-
1986
- 1986-05-15 JP JP61113001A patent/JPH0647991B2/ja not_active Expired - Lifetime
- 1986-12-19 KR KR1019860010956A patent/KR890003271B1/ko not_active IP Right Cessation
-
1987
- 1987-04-24 US US07/042,245 patent/US4772188A/en not_active Expired - Lifetime
- 1987-04-30 DE DE19873714536 patent/DE3714536A1/de active Granted
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE4422314A1 (de) * | 1993-06-17 | 1994-12-22 | Zexel Corp | Spiralverdichter |
DE112017004471B4 (de) | 2016-09-06 | 2023-06-15 | Lg Electronics Inc. | Spiralverdichter |
Also Published As
Publication number | Publication date |
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KR890003271B1 (ko) | 1989-08-31 |
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US4772188A (en) | 1988-09-20 |
KR870011383A (ko) | 1987-12-23 |
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