DE68909600T2

DE68909600T2 - Device for reducing the bearing performance of a positive displacement machine according to the spiral principle.

Info

Publication number: DE68909600T2
Application number: DE1989609600
Authority: DE
Inventors: Raymond L Deblois; Jeffrey J Nieter
Original assignee: United Technologies Corp
Current assignee: RTX Corp
Priority date: 1989-10-12
Filing date: 1989-10-12
Publication date: 1994-02-10
Anticipated expiration: 2009-10-13
Also published as: DE68909600D1

Description

Die vorliegende Erfindung bezieht sich allgemein auf Kompressoren und insbesondere auf Spiralkompressoren.The present invention relates generally to compressors and more particularly to scroll compressors.

State of the art

Es gibt bereits verschiedene bekannte Konstruktionen von Kompressoren, unter ihnen die sogenannten Spiral- oder Spiralbauart-Dampfkompressoren, die zunehmend populär werden, insbesondere in Klimaanlagen, speziell in dem Kühlleistungsbereich von 12660 bis 126600 kJ/h (eine bis zehn Tonnen). Zu den Eigenschaften, die solche Spiralkompressoren für viele Verwendungszwecke attraktiver machen als Hubkolbenkompressoren, gehören ihr hoher Wirkungsgrad, ihre geringere Anzahl von bewegten Teilen, das geringe Geräusch und die geringe Vibration. Ein Beispiel eines Spiralkompressors des hier betrachteten Typs ist z.B. in der US-A 4 715 796 beschrieben.There are already several known compressor designs, among them the so-called scroll or scroll-type steam compressors, which are becoming increasingly popular, especially in air conditioning systems, especially in the cooling capacity range of 12660 to 126600 kJ/h (one to ten tons). The properties that make such scroll compressors more attractive for many applications than reciprocating piston compressors include their high efficiency, their smaller number of moving parts, low noise and low vibration. An example of a scroll compressor of the type considered here is described, for example, in US-A 4 715 796.

Die Hauptkomponenten eines typischen Spiralbauartdampfkompressors umfassen einen Halter, der üblicherweise als ein Gehäuse für einige andere oder für alle anderen Hauptteile aufgebaut ist, ein feststehendes und ein umlaufendes Spiralelement, eine Antriebswelle, die mit einem exzentrischen Kurbelteil versehen und an dem Halter zur Drehung in bezug auf Traglager gelagert ist, und einen Antriebsmotor, der die Antriebswelle um seine Achse dreht, so daß der Kurbelteil bewirkt, daß das umlaufende Spiralelement eine Umlaufbewegung relativ zu dem feststehenden Spiralelement ausführt, wobei das umlaufende Element durch eine geeignete Kupplungsanordnung irgendeiner bekannten Konstruktion am Drehen mit der Antriebswelle gehindert wird, dabei aber trotzdem in der Lage ist, die gewunschte Umlaufbewegung auszuführen. Die Dampfkompression wird in wenigstens einem Kompressionsraum erzielt, der durch das feststehende und umlaufende Spiralelement begrenzt wird, wenn das umlaufende Spiralelement durch den exzentrischen Kurbelwellenteil angetrieben wird, und der Druck des Mediums, das komprimiert wird, wirkt sowohl auf das feststehende Spiralelement als auch auf das umlaufende Spiralelement ein. Infolge der Dreh- und insbesondere der exzentrischen und umlaufenden Bewegungen der verschiedenen Komponenten und auch wegen der Kräfte, die den Kompressionsvorgang begleiten, werden Belastungen auf die Antriebswelle übertragen und durch die Traglager aufgenommen.The main components of a typical scroll type steam compressor include a holder, usually constructed as a housing for some or all of the other main parts, a fixed and an orbiting scroll element, a drive shaft provided with an eccentric crank portion and mounted on the holder for rotation with respect to support bearings, and a drive motor which rotates the drive shaft about its axis so that the crank portion causes the orbiting scroll element to perform an orbital movement relative to the fixed scroll element, the orbiting element being prevented from rotating with the drive shaft by a suitable coupling arrangement of any known construction, but still being able to perform the desired orbital movement. Vapor compression is achieved in at least one compression space defined by the fixed and orbiting scroll element when the orbiting scroll element is rotated by the eccentric crankshaft portion. and the pressure of the medium being compressed acts on both the fixed scroll element and the orbiting scroll element. As a result of the rotary and particularly the eccentric and orbiting movements of the various components and also because of the forces accompanying the compression process, loads are transmitted to the drive shaft and absorbed by the support bearings.

In einem Versuch, die Vibration und Lagerbelastungen zu reduzieren, ist bereits vorgeschlagen worden, entsprechende Gegengewichte an der Antriebswelle zur gemeisamen Drehung mit der Antriebswelle zu befestigen. In den bislang vorgeschlagenen Spiralbauartkompressorkonstruktionen, bei denen die Achse der Antriebewelle üblicherweise vertikal ausgerichtet sein kann und die Spiralelemente während des Betriebes oben angeordnet sein können, ist das obere Gegengewicht, wenn man es in dieser Befestigungsposition betrachtet, nahe bei dem Kurbelteil in der axialen Richtung und 180 Grad entfernt von dem Kurbelteil in der Umfangsrichtung angeordnet, wogegen das untere Gegengewicht viel kleiner als das obere Gegengewicht und umfangsmäßig mit dem Kurbelteil ausgerichtet ist.In an attempt to reduce vibration and bearing loads, it has been proposed to mount appropriate counterweights on the drive shaft for co-rotation with the drive shaft. In the scroll type compressor designs proposed to date, where the axis of the drive shaft may typically be vertically aligned and the scroll elements may be located at the top during operation, the upper counterweight, when viewed in this mounting position, is located close to the crank portion in the axial direction and 180 degrees away from the crank portion in the circumferential direction, whereas the lower counterweight is much smaller than the upper counterweight and is circumferentially aligned with the crank portion.

Das Auswuchten dieser vorhandenen Spiralkompressoren scheint daher der Praxis zu folgen, die bei Hubkolbenkompressoren angewandt worden ist, bei denen üblicherweise nur Trägheitskräfte beim Dimensionieren und Positionieren der Gegengewichte in Betracht gezogen werden. Diese Lösung ist zwar für Hubkolbenkompressoren zweckmäßig, da die Druckkomponente des Vektors der resultierenden Kraft, die auf die Kurbel einwirkt, in der Größe und etwas in der Richtung relativ zu der Kurbel stark schwankt und deshalb nicht dynamisch ausgewuchtet werden kann, die Erfahrung hat jedoch gezeigt, daß diese Lösung bei Spiralkompressoren zu einem Grad an Belastung der Traglager führt, der höher als notwendig ist.The balancing of these existing scroll compressors therefore appears to follow the practice adopted for reciprocating compressors, where usually only inertia forces are taken into account when dimensioning and positioning the counterweights. Although this solution is convenient for reciprocating compressors, since the pressure component of the vector of the resultant force acting on the crank varies greatly in magnitude and somewhat in direction relative to the crank and therefore cannot be balanced dynamically, experience has shown that this solution leads to a degree of loading of the support bearings in scroll compressors that is higher than necessary.

Die oben erwähnte Lösung für das Auswuchten, die für Hubkolbenkompressoren geeignet ist, ist für die Verwendung bei Spiralkompressoren weniger als ausreichend. Das ist so, weil eine detaillierte Analyse der Druckkräfte, die in einem Spiralkompressor auftreten, zeigt, daß die Druckkomponente des Vektors der resultierenden Kraft, die auf den Kurbelteil der Antriebswelle einwirkt, in der Größe und in der Richtung relativ zu dem Kurbelteil relativ konstant ist (die Vektorrichtung dreht sich mit dem Kurbelwinkel unter einem nahezu konstanten Winkel relativ zur Kurbel). Die Druckkraftkomponente wirkt deshalb auf eine ähnliche Weise wie die Trägheitskräfte und kann und sollte demgemäß berücksichtigt werden, wenn die Gegengewichte beim dynamischen Auswuchten des Kompressors dimensioniert und positioniert werden, wie es in der JP-A-59-105 987 beschrieben ist, auf der der Oberbegriff des Anspruchs basiert und die einen Spiralkompressor betrifft, der mit einer Auswuchteinrichtung versehen ist, die auf der Antriebswelle zur Drehung mit derselben um die Achse befestigt ist und derartige Massen und Winkelverteilungen um die Achse hat, daß die kombinierte Augwirkung von anderen exzentrischen Massen und von der resultierenden Druckkraft auf die Lagereinrichtung im wesentlichen kompensiert wird, wenn sich die Atriebewelle mit einer vorbestimmten Geschwindigkeit dreht.The above mentioned balancing solution, which is suitable for reciprocating compressors, is less than adequate for use with scroll compressors. This is because a detailed analysis of the pressure forces occurring in a scroll compressor shows that the pressure component of the vector of the resultant force acting on the crank part of the drive shaft is relatively constant in magnitude and in direction relative to the crank part (the vector direction rotates with the crank angle at a nearly constant angle relative to the crank). The thrust force component therefore acts in a similar manner to the inertia forces and can and should accordingly be taken into account when dimensioning and positioning the counterweights in dynamically balancing the compressor as described in JP-A-59-105 987 on which the preamble of the claim is based and which relates to a scroll compressor provided with a balancing device which is mounted on the drive shaft for rotation therewith about the axis and has such masses and angular distributions about the axis that the combined effect of other eccentric masses and of the resulting thrust force on the bearing device is substantially compensated when the drive shaft rotates at a predetermined speed.

Bezug wird auch auf die JP-A-62- 13 789 genommen, die ein Auswuchtgewicht beschreibt, das auf einer Spiralkompressorwelle befestigt ist. Ein Justiergewicht ist an dem Auswuchtgewicht zur Bewegung in radialer Richtung befestigt und wird bei einer niedrigen Geschwindigkeit durch eine Feder in einer radialen einwärtigen Position nahe der Achse der Welle gehalten, um für geringes Spiel zwischen den Spiralwindungen zu sorgen.Reference is also made to JP-A-62-13 789 which describes a balance weight mounted on a scroll compressor shaft. An adjusting weight is attached to the balance weight for movement in the radial direction and is held at a low speed by a spring in a radially inward position near the axis of the shaft to provide small clearance between the scroll turns.

Description of the invention

Das Ziel der vorliegenden Erfindung ist es, einen Spiralkompressor zu schaffen, der Gegengewichte hat, die zur Druckkraft- und Trägheitskompensation für einen breiten Bereich von unterschiedlichen Geschwindigkeiten ausgelegt sind.The aim of the present invention is to provide a scroll compressor that has counterweights designed to compensate for pressure force and inertia over a wide range of different speeds.

Um das zu erreichen, schafft die Erfindung einen Spiralkompressor mit einem Halter, einer Antriebswelle, die einen Hauptteil hat, der auf einer Achse zentriert ist, und einen exzentrischen Kurbelteil, der von der Achse quer versetzt ist, einer Lagereinrichtung zum Lagern des Hauptteils der Welle an dem Halter zur Drehung um die Achse, einem feststehenden Spiralelement, das an dem Halter befestigt ist, so daß es relativ zu diesem stationär ist, zumindest insoweit, als es die Drehung um die Achse betrifft, einem umlaufenden Spiralelement, das zur Umlaufbewegung relativ zu dem feststehenden Spiralelement gelagert ist, mit demselben wenigstens einen Kompressionsraum begrenzt und eine Einwirkung erfährt durch den Kurbelteil der Antriebswelle, einer Einrichtung zum Einlassen eines zu komprimierenden Mediums in den Kompressionsraum und zum Angeben des Mediums aus demselben, einer Einrichtung zum Drehen der Antriebswelle um die Achse, damit der Kurbelteil bewirkt, daß das umlaufende Spiralelement die umlaufende Bewegung ausführt, wobei das Medium in du Kompressionsraum vor seiner Abgabe komprimiert wird, was mit der Ausübung einer resultierenden Druckkraft durch das Medium auf das umlaufende Spiralelement und von der Übertragung dieser Kraft auf den Kurbelteil der Antriebswelle und von der Beaufschlagung der Antriebswelle mit Trägheitskräften, die aus der Drehung von exzentrischen Massen der Antriebswelle und des umlaufenden Spiralelements um die Achse resultieren, begleitet ist, und einer Auswuchteinrichtung mit wenigstens zwei Gegengewichten, die auf der Antriebswelle auf zueinander entgegengesetzten Seiten der Lagereinrichtung zur gemeinsamen Drehung mit der Antriebswelle um die Achse befestigt sind, wobei jedes dieser Gegengewichte eine derartige Masse und Winkelposition um die Achse hat, daß die gegenwirkende Trägheitskraft, die dadurch auf die Antriebswelle ausgeübt wird, nicht nur alle die Trägheitskräfte berucksichtigt, die auf die Antriebswelle einwirken, sondern auch die Druckkraft für die Gegengewichte, um die kombinierte Einwirkung von sämtlichen anderen exzentrischen Massen und der resultierenden Druckkraft auf die Lagereinrichtung zumindest dann, wenn sich die Antriebswelle mit einer vorbestimmten Drehzahl dreht, im wesentlichen zu kompensieren, wobei jedes dieser Gegengewichte ein Hauptgegengewichtsteil aufweist, das zur gemeinsamen Drehung mit der Antriebswelle um die Achse befestigt ist, und ein Hilfsgegengewichtsteil, das an dem Gegengewichtsteil befestigt ist, dadurch gekennzeichnet, daß das Hilfsgegengevichtsteil an du Hauptgegengewichtsteil zur Bewegung relativ zu diesem längs eines vorbestimmten Weges, der wenigstens einen Teil hat, welcher von einer radialen Richtung, die sich von du Mittelpunkt der Antriebewelle aus erstreckt, abweicht, befestigt ist, und daß eine Einrichtung vorgesehen ist zum nachgiebigen Drängen des Hilfsgegengewichtsteils in eine vorbestimmte Position längs des Weges, so daß das Hilfsgegengewichtsteil durch Zentrifugalkräfte, welche auf es einwirken, während der Drehung der Antriebswelle aus der vorbestimmten Position und in eine andere Position längs des Weges in Abhängigkeit von der Drehzahl der Antriebswelle verlagerbar ist, wobei die Kraft, die auf das Hilfsgegengewichtsteil durch die Drängeinrichtung ausgeübt wird, die masse des Hilfsgegengewichtsteils und der Verlauf des Weges so sind, daß die Auswuchtwirkung der Auswuchteinrichtung über einu breiten Bereich von Drehgeschwindigkeiten der Antriebswelle wirksam ist.To achieve this, the invention provides a scroll compressor comprising a holder, a drive shaft having a main part centered on an axis and an eccentric crank part transversely offset from the axis, bearing means for supporting the main part of the shaft on the holder for rotation about the axis, a fixed scroll element attached to the holder so that it is stationary relative thereto at least as far as rotation about the axis is concerned, an orbiting scroll element mounted for orbital movement relative to the fixed scroll element, defining with the same at least one compression space and being acted upon by the crank part of the drive shaft, means for admitting a medium to be compressed into the compression space and for discharging the medium therefrom, means for rotating the drive shaft about the axis so that the crank part causes the orbiting scroll element to perform the orbiting movement, the medium in the compression space being compressed before it is discharged, which is associated with the exertion of a resultant compressive force by the medium on the orbiting scroll element and is accompanied by the transmission of this force to the crank part of the drive shaft and by the application of inertial forces to the drive shaft resulting from the rotation of eccentric masses of the drive shaft and the orbiting scroll element about the axis, and a balancing device comprising at least two counterweights mounted on the drive shaft on opposite sides of the bearing device for common rotation with the drive shaft about the axis, each of these counterweights having a mass and angular position about the axis such that the counteracting inertial force thereby exerted on the drive shaft, not only takes into account all the inertial forces acting on the drive shaft but also the thrust force for the counterweights to substantially compensate for the combined action of all other eccentric masses and the resulting thrust force on the bearing means at least when the drive shaft is rotating at a predetermined speed, each of said counterweights comprising a main counterweight member mounted for common rotation with the drive shaft about the axis and an auxiliary counterweight member mounted to the counterweight member, characterized in that the auxiliary counterweight member is mounted to the main counterweight member for movement relative thereto along a predetermined path having at least a portion deviating from a radial direction extending from the center of the drive shaft, and in that means are provided for yieldably urging the auxiliary counterweight member to a predetermined position along the path so that the auxiliary counterweight member is moved by centrifugal forces acting on it act, is displaceable during rotation of the drive shaft from the predetermined position and into another position along the path depending on the speed of the drive shaft, wherein the force exerted on the auxiliary counterweight part by the urging device, the mass of the auxiliary counterweight part and the course of the path are such that the balancing effect of the balancing device is effective over a wide range of rotational speeds of the drive shaft.

Short description of the drawing

Die vorliegende Erfindung wird ausführlicher unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen beschrieben, in welchen die Figuren 1-9 den Hintergrund der Erfindung darstellen und Fig. 10 eine bevorzugte Ausführungsform gemäss der Erfindung zeigt.The present invention will be described in more detail with reference to the accompanying drawings, in which Figures 1-9 illustrate the background of the invention and Figure 10 shows a preferred embodiment according to the invention.

Fig. 1 ist eine etwas vereinfachte axiale Schnittansicht eines Spiralkompressors des Typs, der zur Verwendung bei der vorliegenden Erfindung geeignet ist;Fig. 1 is a somewhat simplified axial sectional view of a scroll compressor of the type suitable for use in the present invention;

Fig. 2a und 2b zeigen schematisch in Draufsicht bzw. Seitenansicht die Spiralelemente des Kompressors nach Fig. 1 und in vektorieller Form die verschiedenen Kräfte, die auf diese Elemente einwirken;Fig. 2a and 2b show schematically in plan view and side view respectively the spiral elements of the compressor according to Fig. 1 and in vector form the various forces acting on these elements;

Fig. 3a ist eine graphische Darstellung eines Vektors nach Fig. 2a, die seine räumliche Beziehung zu einem Bezugsrahmen zeigt;Fig. 3a is a graphical representation of a vector of Fig. 2a showing its spatial relationship to a frame of reference;

Fig. 3b ist eine graphische Darstellung der Abhängigkeiten der Größe und des Winkels des in Fig. 3a gezeigten Vektors von der Winkelposition des Kurbelteils nach Fig. 1;Fig. 3b is a graphical representation of the dependencies of the magnitude and angle of the vector shown in Fig. 3a on the angular position of the crank part according to Fig. 1;

Fig. 4 ist eine perspektivische schematische Ansicht der Achse der Welle nach Fig. 1, die verschiedene Kräfte veranschaulicht, welche auf den Betrieb des Spiralkompressors bei einer vorbestimmten Geschwindigkeit der Welle einwirken, die mit den die Druckkraft und die Trägheit kompensierenden Gegengewichten versehen ist;Fig. 4 is a perspective schematic view of the axis of the shaft of Fig. 1, illustrating various forces acting on the operation of the scroll compressor at a predetermined speed of the shaft provided with the counterweights compensating the thrust force and the inertia;

Fig. 5 ist eine graphische Darstellung der Abhängigkeiten der idealen Gegengewichtskräfte und der Winkellagen von dem Kurbelwinkel;Fig. 5 is a graphical representation of the dependencies of the ideal counterweight forces and the angular positions on the crank angle;

Fig. 6 ist eine Draufsicht auf ein oberes Gegengewicht zur Druckkraft- und Trägheitskompensation im Vergleich zu dem Gegengewicht zur Trägheitskompensation;Fig. 6 is a top view of an upper counterweight for pressure force and inertia compensation compared to the counterweight for inertia compensation;

Fig. 7 ist eine graphische Darstellung der Traglagerbelastungen, die durch Verwendung der Druck und Trägheit kompensierenden Gegengewichte erzielt werden, im Vergleich zu denjenigen, die bei der Lösung auftreten, bei der die Trägheit kompensiert wird;Fig. 7 is a graphical representation of the bearing loads achieved by using the pressure and inertia compensating counterweights compared to those encountered with the inertia compensated solution;

Fig. 8a und 8b sind graphische Darstellungen des gewünschten Winkels und der gewünschten Kraft des Gegengewichts in Abhängigkeit von der Drehgeschwindigkeit der Antriebswelle;Fig. 8a and 8b are graphical representations of the desired angle and force of the counterweight as a function of the rotational speed of the drive shaft;

Fig. 9 ist eine ähnliche Ansicht wie in Fig. 6, zeigt aber ein automatisch einstellbares Gegengewicht, das so aufgebaut ist, daß die Bedingungen berücksichtigt werden, die in den Fig. 8a und 8b dargestellt sind; undFig. 9 is a view similar to Fig. 6, but showing an automatically adjustable counterweight constructed to take into account the conditions shown in Figs. 8a and 8b; and

Fig. 10 ist eine Ansicht ähnlich wie die in Fig. 8, zeigt aber eine bevorzugte Ausführungsforin gemäß der Erfindung.Fig. 10 is a view similar to that in Fig. 8, showing but a preferred embodiment according to the invention.

Best way to carry out the invention

In der Zeichnung, auf die nun im einzelnen Bezug genommen wird, und zwar zuerst auf Fig. 1 derselben, ist zu erkennen, daß die Bezugszahl 10 benutzt worden ist, um darin eine typische Konstruktion eines Spiralkompressors zu bezeichnen, der zur Verwendung bei der Erfindung geeignet ist. Der Spiralkompressor 10 ist auf eine Weise dargestellt worden, die wesentlich vereinfacht ist, ohne daß jedoch irgendwelche Merkmale weggelassen worden sind, die für das Verständnis der Erfindung notwendig sind. Ein Halter oder Gehäuse 11 und eine feststehende Spirale 12 bilden die stationären Hauptkomponenten des Spiralkompressors 10. Andererseits, zu den kinematischen Hauptkomponenten des Spiralkompressors 10 gehören ein umlaufendes Spiralelement 13 und eine Kurbelwelle 14, die einen Hauptteil 15 hat, der auf einer Achse zentriert ist, und einen exzentrischen Kurbelteil 17, der in bezug auf den Hauptteil 15 quer versetzt ist, auf einer exzentrischen Achse 18 zentriert ist und auf das umlaufende Spiralelement 13 dadurch einwirkt, daß er durch ein Spirallager 19 darauf gelagert ist. Zu diesen kinematischen Hauptkomponenten gehören weiter ein oberes Gegengewicht 20 und eine unteres Gegengewicht 21, wenn man sie in der dargestellten Position betrachtet, bei der es sich um die Betriebsposition des Spiralkompressors 10 handeln kann.Referring now to the drawing in detail, and first to Figure 1 thereof, it will be seen that the reference numeral 10 has been used to designate a typical construction of a scroll compressor suitable for use in the invention. The scroll compressor 10 has been shown in a manner which is substantially simplified, but without omitting any features which are necessary for an understanding of the invention. A holder or housing 11 and a fixed scroll 12 form the main stationary components of the scroll compressor 10. On the other hand, the main kinematic components of the scroll compressor 10 include an orbiting scroll element 13 and a crankshaft 14 having a main part 15 centered on an axis and an eccentric crank part 17 transversely offset with respect to the main part 15, centered on an eccentric axis 18 and acting on the orbiting scroll element 13 by being supported thereon by a scroll bearing 19. These main kinematic components further include an upper counterweight 20 and a lower counterweight 21 when viewed in the position shown, which may be the operating position of the scroll compressor 10.

Die Antriebswelle 14 ist an dem Halter 11 zur Drehung um die Achse 16 durch ein oberes Wellen- oder Traglager 22 und ein unteres Wellen- oder Traglager 23 gelagert und wird bei dem dargestellten exemplarischen Aufbau des Spiralkompressors 10 durch einen Motorläufer 24 drehangetrieben, der mit einem Motorständer 25 in Wechselwirkung steht, welcher, wie dargestellt, in dem Halter oder Gehäuse 11 aufgenommen und an demselben stationär befestigt ist.The drive shaft 14 is mounted on the holder 11 for rotation about the axis 16 by an upper shaft or support bearing 22 and a lower shaft or support bearing 23 and, in the exemplary design of the scroll compressor 10 shown, is driven in rotation by a motor rotor 24 which interacts with a motor stand 25 which, as shown, is received in the holder or housing 11 and is fixedly attached thereto.

Die umlaufende Bewegung der umlaufenden Spirale 13 bewirkt, daß verschiedene Kräfte erzeugt werden. Die Vektoren dieser Kräfte sind in einer Draufsicht in Fig. 2a und auch entsprechend in einer Seitenansicht in Fig. 2b gezeigt. Radial-, Tangential- und Axialdruckkräfte Fpr, Fpt bzw. Fpa ergeben sich aufgrund der Einwirkung von Dampfdruck auf die umlaufende Spirale 13. Die Radial- und Tangentialdruckbelastungen Fpr und Fpt können für irgendeinen Winkel Θ gemäß folgenden Gleichungen berechnet werden:The orbiting motion of the orbiting scroll 13 causes various forces to be generated. The vectors of these forces are shown in a plan view in Fig. 2a and also correspondingly in a side view in Fig. 2b. Radial, tangential and axial pressure forces Fpr, Fpt and Fpa respectively arise due to the action of steam pressure on the orbiting scroll 13. The radial and tangential pressure loads Fpr and Fpt can be calculated for any angle Θ according to the following equations:

Fpr(Θ) = 2ha( p&sub1;-psc) (1) Fpr(Θ) = 2ha( p₁-psc) (1)

wobei die obigen Symbole die folgenden Bedeutungen haben:where the above symbols have the following meanings:

FPr Radialdruckkraft aufgrund der umlaufenden SpiraleFPr Radial pressure force due to the rotating spiral

Fpt Tangentialdruckkraft aufgrund der umlaufenden SpiraleFpt Tangential pressure force due to the rotating spiral

h Höhe der Spiralwindungh Height of spiral winding

a Grundkreisradius der Spiralinvolutea Base circle radius of the spiral involute

p&sub1;,...,pN Druck in Spiralkompressionstaschenp₁,...,pN Pressure in spiral compression bags

psc Druck in Saugkammer, die die umlaufende Spirale umgibtpsc Pressure in suction chamber surrounding the orbiting spiral

N Anzahl der Paare von Drucktaschen am Beginn von geschlossener KompressionN Number of pairs of pressure pockets at the beginning of closed compression

Θ Kurbelwinkel�Theta; Crank angle

i Index für Spiralkompressionstaschenpaari Index for spiral compression bag pair

Radial- und Tangentialträgheitskräfte, Fisc und Fit, rühren von Winkel- bzw. Zentripetalbeschleunigung der umlaufenden Spirale her und können unter Verwendung der folgenden Gleichungen berechnet werden:Radial and tangential inertia forces, Fisc and Fit, arise from angular and centripetal acceleration of the orbiting spiral, respectively, and can be calculated using the following equations:

Fisc = mscrscω² (3)Fisc = mscrscω² (3)

Fit = mscrsc (4)Fit = mscrsc(4)

Fisc Radiale Trägheitskraft (Zentrifugalkraft) der umlaufenden SpiraleFisc Radial inertia force (centrifugal force) of the orbiting spiral

Fit Tangentiale Trägheitskraft der umlaufenden SpiraleFit Tangential inertia force of the orbiting spiral

msc Masse der umlaufenden Spiralemsc mass of the orbiting spiral

rsc Radius von der Kurbelwellenachse zur Achse der umlaufenden Spiralersc Radius from the crankshaft axis to the axis of the orbiting spiral

ω Winkelgeschwindigkeit der Kurbelwelleω Angular velocity of the crankshaft

Winkelbeschleunigung der KurbelwelleAngular acceleration of the crankshaft

Es sei beachtet, daß im allgemeinen, weil ein Dampfkompressor mit einer bestimmten Drehzahl für den verlangten Betriebszustand betrieben wird und die Drehzahl eines Spiralbauartkompressors bei seinem Betriebszustand wenig schwankt, die Winkelbeschleunigung normalerweise sehr gering ist und deshalb Fit außer Betracht gelassen werden kann.Note that in general, because a steam compressor is operated at a certain speed for the required operating condition and the speed of a scroll type compressor varies little in its operating condition, the angular acceleration is normally very small and therefore Fit can be ignored.

Während des Betriebes des Spiralkompressors 10 werden Reaktionskräfte auf die oben erwähnten Belastungen hin an dem Lager 19 des umlaufenden Spiralelements produziert, wie es in den Fig. 2a und 2b durch einen Vektor der resultierenden Kraft Fsbc gezeigt ist, welcher außerdem hinsichtlich seiner Winkelposition ausführlicher in Fig. 3a gezeigt ist.During operation of the scroll compressor 10, reaction forces to the above-mentioned loads are produced at the orbiting scroll member bearing 19, as shown in Figs. 2a and 2b by a resultant force vector Fsbc, which is also shown in more detail with respect to its angular position in Fig. 3a.

In Fig. 3b ist gezeigt, daß die Größe der resultierenden Kraft Fsbc, die durch die umlaufende Spirale 13 in einem typischen Spiralbauartkompressor 10 erzeugt wird, relativ konstant ist, mit Spitze-zu-Spitze-Schwankungen, welche nur etwa 25% der mittleren Kraft betragen. Was noch wichtiger ist, der relative Winkel zwischen dem Kurbelteil 17 und dieser resultierenden Kraft Fsbc ist sehr nahezu konstant. Deshalb wirkt diese resultierende Kraft Fsbc, die durch dieIn Fig. 3b it is shown that the magnitude of the resultant force Fsbc produced by the orbiting scroll 13 in a typical scroll-type compressor 10 is relatively constant, with peak-to-peak fluctuations amounting to only about 25% of the average force. More importantly, the relative angle between the crank member 17 and this resultant force Fsbc is very nearly constant. Therefore, this resultant force Fsbc produced by the

Bewegung der umlaufenden Spirale 13 erzeugt wird, auf eine Weise, die einer Trägheitskraft ähnlich ist, denn sie hat eine nahezu konstante Größe und wirkt in einer Richtung, die sich mit dem Kurbelteil 17 dreht.movement of the orbiting spiral 13 in a manner similar to an inertial force because it has a nearly constant magnitude and acts in a direction that rotates with the crank part 17.

In Fig. 4 ist die resultierende Kraft Fsbc, die durch die Bewegung der umlaufenden Spirale erzeugt wird, in schematischer Weise einwirkend auf die Kurbel 17 der Antriebswelle 14 gezeigt, welche die kinematischen Bauteile trägt, die oben in Verbindung mit Fig. 1 beschrieben worden sind, und in den Traglagern 22 und 23 gelagert ist. In der schematischen Darstellung in Fig. 4 werden kleine Massenmittelpunktskreise benutzt, um die relativen räumlichen Positionen des Kurbelteils 17, des oberen Gegengewichts 20, des unteren Gegengewichts 21 und des Motorläufers 24 zu zeigen. Die Mittelpunkte der Wellenlager 22 und 23 sind ebenfalls durch kleine Kreise dargestellt. Eine Kraft- und Momentenbilanz kann an der Kurbelwelle 14 unter Verwendung von Fig. 4 aufgestellt werden, um zu der verlangten Trägheitskraft und Lage der Gegengewichte 20 und 21 zu gelangen, welche eine Reaktionskraft null an den Wellenlagern 22 und 23 erzeugen. Aus diesem Grund sind keine Kräfte in Fig. 4 an den Wellenlagern 22 und 23 gezeigt. Jede Trägheitskraft aufgrund von Motorläuferexzentrizität wird vernachlässigt, da sie ziemlich klein sein sollte.In Fig. 4, the resultant force Fsbc generated by the movement of the orbiting scroll is shown schematically acting on the crank 17 of the drive shaft 14, which carries the kinematic components described above in connection with Fig. 1, and is supported in the support bearings 22 and 23. In the schematic representation in Fig. 4, small center of mass circles are used to show the relative spatial positions of the crank part 17, the upper counterweight 20, the lower counterweight 21 and the motor rotor 24. The centers of the shaft bearings 22 and 23 are also shown by small circles. A force and moment balance can be established on the crankshaft 14 using Fig. 4 to arrive at the required inertia force and position of the counterweights 20 and 21 which produce a zero reaction force on the shaft bearings 22 and 23. For this reason, no forces are shown in Fig. 4 on the shaft bearings 22 and 23. Any inertia force due to motor rotor eccentricity is neglected as it should be quite small.

Die vorgenannte Kraft- und Momentenbilanz, die für richtiges Dimensionieren und Positionieren der Gegengewichte 20 und 21 benötigt wird (zum Kompensieren sowohl von Druckals auch von Trägheitskräften) kann aus den folgenden Gleichungen erzielt werden: The aforementioned force and moment balance required for correct dimensioning and positioning of the counterweights 20 and 21 (to compensate both pressure and inertia forces) can be obtained from the following equations:

die sich reduzieren lassen auf: which can be reduced to:

z&sub1;, z&sub2;, z&sub3;, z&sub4; Längen, die in Fig. 1 angegeben sindz₁, z₂, z₃, z₄ lengths indicated in Fig. 1

ψcw1 Phasenwinkel des unteren Gegengewichtsψcw1 Phase angle of the lower counterweight

ψcwu Phasenwinkel des oberen Gegengewichts ψcwu Phase angle of the upper counterweight

Ein Beispiel der Ergebnisse, die erzielt werden, wenn die Kraft- und Momentenbilanz benutzt wird, ist in Fig. 5 gezeigt, wo die Orte und die Trägheitskräfte der Gegengewichte 20 und 21 über dem Kurbelwinkel aufgetragen sind. Fig. 5 zeigt klar, daß die Größe der Trägheitskräfte relativ konstant ist, insbesondere für das untere Gegengewicht 21, und daß die Winkellage relativ zu der Kurbel nahezu konstant ist. Wenn dann der Mittelwert der Trägheitskraft und der Winkellage für diese "idealen" Gegengewichte 20 und 21 benutzt wird, sind keine zusätzlichen Komplikationen in ihrem Entwurf gegenüber herkömmlichen Gegengewichten erforderlich; grundsätzlich werden die Kräfte und Momente ausgleichenden Gegengewichte 20 und 21 anstelle der die Trägheit kompensierenden Gegengewichte benutzt, d.h., sie werden in denselben axialen Gebieten der Antriebswelle 14 wie die die Trägheit kompensierenden Gegengewichte angeordnet, und nur ihre Größen und Winkelpositionen werden sich von denen der die Trägheit kompensierenden Gegengewichte unterscheiden, wie es in Fig. 6 der Zeichnung für das obere Gegengewicht 20 gezeigt ist.An example of the results obtained when the force and moment balance is used is shown in Fig. 5, where the locations and inertia forces of the counterweights 20 and 21 are plotted against the crank angle. Fig. 5 clearly shows that the magnitude of the inertia forces is relatively constant, especially for the lower counterweight 21, and that the angular position relative to the crank is almost constant. Then, if the mean value of the inertia force and angular position is used for these "ideal" counterweights 20 and 21, no additional complications are required in their design over conventional counterweights; basically, the force and moment compensating counterweights 20 and 21 are used instead of the inertia compensating counterweights, that is, they are arranged in the same axial regions of the drive shaft 14 as the inertia compensating counterweights, and only their sizes and angular positions will differ from those of the inertia compensating counterweights, as shown in Fig. 6 of the drawing for the upper counterweight 20.

Somit schafft, wie oben dargelegt, der Druckkraft- und Trägheitsausgleich eine verbesserte Lösung zum Auswuchten von radialen und tangentialen Belastungen, die in dem Spiralbauartdampfkompressor 10 erzeugt werden. Die Technik beinhaltet das Dimensionieren und Positionieren der Gegengewichte 20 und 21 auf der Kurbelwelle 14 derart, daß die resultierende Belastung, die sowohl durch den Kompressionsvorgang als auch durch die Trägheit des bewegten Spiralelements 13 hervorgerufen wird, an den Antriebswellentraglagern 22 und 23 nahezu beseitigt ist. Das Ergebnis ist ein Gegengewicht 20, das größer als das herkömmliche Gegengewicht (bei 20' gezeigt) ist und bei einem Kurbelwinkel von weniger als 180 Grad angeordnet ist.Thus, as set forth above, compression force and inertia balancing provides an improved solution for balancing radial and tangential loads generated in the scroll-type steam compressor 10. The technique involves sizing and positioning the counterweights 20 and 21 on the crankshaft 14 such that the resulting load caused by both the compression action and the inertia of the moving scroll member 13 is virtually eliminated on the drive shaft support bearings 22 and 23. The result is a counterweight 20 that is larger than the conventional counterweight (shown at 20') and is located at a crank angle of less than 180 degrees.

Die Lagerbelastungen, die unter Verwendung des Trägheitsausgleichsverfahrens berechnet werden, einerseits und das Druckkraft- und Trägheitsausgleichsverfahren sind in Fig. 7 für eine Kompressordrehzahl von 3600 U/min gezeigt. Wie dargestellt führt der Druckkraft- und Trägheitsausgleich zu viel geringeren Lagerbelastungen als die Trägheitsausgleichslösung. Niedrigere Lagerbelastungen drücken sich ihrerseits direkt in erhöhter Zuverlässigkeit und längerer Lebensdauer bei vorhandenen Spiralkompressoren aus. Deshalb könnten teuere Lager, die in vorhandenen Spiralkompressoren benutzt werden (wie Rollenlager), durch billigere Lager ersetzt werden (wie Gleitlager), während die Zuverlässigkeit und die Lebensdauer des Kompressors aufrechterhalten oder verbessert werden.The bearing loads calculated using the inertia balance method on the one hand and the pressure force and inertia balance method on the other hand are shown in Fig. 7 for a compressor speed of 3600 rpm. As shown, the pressure force and inertia balance results in much lower bearing loads than the inertia balance solution. Lower bearing loads in turn translate directly into increased reliability and longer life in existing scroll compressors. Therefore, expensive bearings used in existing scroll compressors (such as roller bearings) could be replaced by cheaper bearings. replaced (such as plain bearings) while maintaining or improving the reliability and service life of the compressor.

Bei Kompressoren mit konstanter Drehzahl wird das Gegengewicht zum Druckkraft- und Trägheitsausgleich nicht komplexer sein als das zum Trägheitsausgleich benutzte (d.h. festes Gewicht und feste Position); die Größe und die Position der Gegengewichte wird jedoch unterschiedlich sein, wie es in Fig. 6 gezeigt ist.For constant speed compressors, the counterweight for force and inertia balancing will not be more complex than that used for inertia balancing (i.e., fixed weight and fixed position); however, the size and position of the counterweights will be different, as shown in Fig. 6.

Andererseits, bei Kompressoren mit variabler Drehzahl kann eine Vorrichtung vorgesehen werden, um die Kraft und die Lage des betreffenden Gegengewichts 20 und/oder 21 effektiv zu verändern, wenn die Drehzahl geändert wird, um die in den Fig. 8a und 8b gezeigten Kennlinien zu erzielen. Eine solche Vorrichtung könnte eine relativ einfache passive Vorrichtung sein, wie sie konzeptionsitäßig in Fig. 9 gezeigt ist, wo das Gegengewicht 20 mit einer Ausnehmung 30 versehen dargestellt ist, die ein Justiergegengewichtsteil 31 verschiebbar aufnimmt, auf das durch eine Zugfeder 32 eingewirkt wird. Es ist zu erkennen, daß, wenn die Drehzahl der Welle 14 zuninit, das Gegengewichtsteil 31 durch die Zentrifugalkraft, die auf es einwirkt, gegen die Kraft der Zugfeder 33 mehr und mehr aus der Ausnehmung 30 hinaus verlagert wird, so daß die durch es ausgeübte Trägheitskraft entsprechend zunimmmt.On the other hand, in variable speed compressors, a device may be provided to effectively change the force and position of the respective counterweight 20 and/or 21 when the speed is changed, in order to achieve the characteristics shown in Figs. 8a and 8b. Such a device could be a relatively simple passive device as shown conceptually in Fig. 9, where the counterweight 20 is shown provided with a recess 30 which slidably receives an adjusting counterweight member 31 acted upon by a tension spring 32. It can be seen that when the speed of the shaft 14 increases, the counterweight part 31 is displaced more and more out of the recess 30 by the centrifugal force acting on it against the force of the tension spring 33, so that the inertial force exerted by it increases accordingly.

Es sei angemerkt, daß die oben beschriebenen Ausführungsformen nicht im Schutzbereich des Anspruchs liegen. Eine bevorzugte Ausführungsform der Erfindung ist in Fig. 10 gezeigt. Gemäß der Erfindung ist ein Einstell- oder Hilfsgegengewichtselement 33 an dem Hauptgegengewicht 20 zur Bewegung relativ zu demselben längs eines vorbestimmten Weges, der wenigstens einen Teil hat, welcher von einer radialen Richtung der Antriebswellle 14 umfangsmäßig abweicht. Insbesondere, das Gegengewichtselement 33 ist an dem Gegengewicht 20 zur Verschwenkung um eine Schwenkachse 34 befestigt, auf das durch eine Torsionsfeder im Uhrzeigersinn, wenn man die Zeichnung betrachtet, eingewirkt wird. Hier wieder wird die Zentrifugalkraft, die auf das Gegengewichtsteil 33 einwirkt, letzteres nach außen verlagern, wenn die Drehzahl zunimmt, dieses Mal aber durch Verschwenken des Gegengewichtsteils 33 um den Schwenkpunkt 34 gegen die Vorspannwirkung der Feder 35 im Gegenuhrzeigersinn, was von einer Zunahme der Trägheitskraft begleitet ist, die durch das Gegengewicht 33 über die Feder 35 und den Schwenkpunkt 34 auf das Gegengewicht 20 und somit schließlich auf die Welle 14 ausgeübt wird. Offenbar sind die Masse, die Umfangslage und die Bahn der Bewegung des drehzahlempfindlichen Gegengewichtsteils 30 oder 33, die Federkonstanten usw. stark von den Kompressorentwurfsparametern wie dem Gewicht des umlaufenden Spiralelements 13, der axialen Plazierung der Gegengewichte 20 und 21 und dem Betriebsdrehzahlbereich abhängig. Trotzdem, nachdem die anderen Parameter des drehzahlveränderlichen Spiralkompressors 10 bekannt sind, können die Gegengewichtsteilparameter leicht berechnet werden. Die zusätzliche Komplexität dieses verstellbaren Gegengewichts 30 oder 33 kann durch niedrigere Lagerbelastungen über einem breiten Drehzahlbereich leicht gerechtfertigt werden.It should be noted that the embodiments described above are not within the scope of the claim. A preferred embodiment of the invention is shown in Fig. 10. According to the invention, an adjusting or auxiliary counterweight member 33 is attached to the main counterweight 20 for movement relative thereto along a predetermined path having at least a portion which deviates circumferentially from a radial direction of the drive shaft 14. In particular, the counterweight member 33 is attached to the counterweight 20 for pivoting about a pivot axis 34, which is acted upon by a torsion spring in a clockwise direction as viewed in the drawing. Here again the centrifugal force acting on the counterweight member 33 will displace the latter outward as the speed increases, but this time by pivoting the counterweight member 33 about the pivot point 34 against the biasing action of the spring 35 in an anticlockwise direction, accompanied by an increase in the inertial force exerted by the counterweight 33, via the spring 35 and the pivot point 34, on the counterweight 20 and thus ultimately on the shaft 14. Obviously the mass, circumferential position and trajectory of movement of the speed sensitive counterweight member 30 or 33, the spring constants, etc., are strongly dependent on the compressor design parameters such as the weight of the orbiting scroll member 13, the axial placement of the counterweights 20 and 21 and the operating speed range. Nevertheless, once the other parameters of the variable speed scroll compressor 10 are known, the counterweight part parameters can be easily calculated. The added complexity of this adjustable counterweight 30 or 33 can be easily justified by lower bearing loads over a wide speed range.

Claims

1. Scroll compressor comprising a holder (11); a drive shaft (14) having a main part (15) centered on an axis (16) and an eccentric crank part (17) transversely offset from the axis (16);

a bearing device (22, 23) for supporting the main part (15) of the shaft (14) on the holder (11) for rotation about the axis (16);

a fixed spiral element (12) attached to the holder (11) so as to be stationary relative thereto, at least as far as rotation about the axis (16) is concerned;

a rotating spiral element (13) which is mounted for orbital movement relative to the fixed spiral element (12), defines at least one compression space with the same and is influenced by the crank part (17) of the drive shaft (14);

a device for admitting a medium to be compressed into the compression chamber and for discharging the medium from the same;

a device (24) for rotating the drive shaft (14) about the axis (16) so that the crank part (17) causes the orbiting spiral element (13) to perform the orbiting movement, whereby the medium in the compression space is compressed before it is discharged, which is accompanied by the exertion of a resulting compressive force by the medium on the orbiting spiral element (13) and by the transmission of this force to the crank part (17) of the drive shaft (14) and by the application of inertial forces to the drive shaft (14) resulting from the rotation of eccentric masses of the drive shaft (14) and the orbiting spiral element (13) about the axis (16); and

a balancing device with at least two counterweights (20, 21) which are mounted on the drive shaft (14) on opposite sides of the bearing device (22, 23) for common rotation with the drive shaft (14) about the axis (16), each of said counterweights (20, 21) having a mass and angular position about the axis (16) such that the counteracting inertial force exerted thereby on the drive shaft (14) takes into account not only all the inertial forces acting on the drive shaft (14) but also the thrust force for the counterweights (20, 21) to substantially compensate for the combined action of all the other eccentric masses and the resulting thrust force on the bearing means (22, 23) at least when the drive shaft is rotating at a predetermined speed, each of said counterweights (20, 21) having a main counterweight part which is mounted for common rotation with the drive shaft (14) about the axis (16) and an auxiliary counterweight part (33) which is mounted on the counterweight part, characterized in that the Auxiliary counterweight member (33) is attached to the main counterweight member for movement relative thereto along a predetermined path having at least a portion which deviates from a radial direction extending from the center of the drive shaft (14), and that means are provided for yieldably urging the auxiliary counterweight member (33) to a predetermined position along the path so that the auxiliary counterweight member (33) is displaceable by centrifugal forces acting on it during rotation of the drive shaft (14) from the predetermined position and to another position along the path depending on the speed of the drive shaft (14), the force exerted on the auxiliary counterweight member (33) by the urging means, the mass of the auxiliary counterweight member (33) and the course of the path being such that the balancing effect of the balancing means is effective over a wide range of rotational speeds of the drive shaft (14).