DE3714536C2 - - Google Patents

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DE3714536C2
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Tadashi Kimura
Masahiro Sugihara
Tetsuzo Wakayama Jp Matsugi
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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.
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.
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