ES2629981T3 - Amortiguador de pulsación para compresor de tornillo - Google Patents

Amortiguador de pulsación para compresor de tornillo Download PDF

Info

Publication number
ES2629981T3
ES2629981T3 ES07839131.5T ES07839131T ES2629981T3 ES 2629981 T3 ES2629981 T3 ES 2629981T3 ES 07839131 T ES07839131 T ES 07839131T ES 2629981 T3 ES2629981 T3 ES 2629981T3
Authority
ES
Spain
Prior art keywords
housing
piston
discharge
screw compressor
slide
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Active
Application number
ES07839131.5T
Other languages
English (en)
Inventor
Paul J. Flanigan
Bruce A. Fraser
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Carrier Corp
Original Assignee
Carrier Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Family has litigation
First worldwide family litigation filed litigation Critical https://patents.darts-ip.com/?family=40526475&utm_source=google_patent&utm_medium=platform_link&utm_campaign=public_patent_search&patent=ES2629981(T3) "Global patent litigation dataset” by Darts-ip is licensed under a Creative Commons Attribution 4.0 International License.
Application filed by Carrier Corp filed Critical Carrier Corp
Application granted granted Critical
Publication of ES2629981T3 publication Critical patent/ES2629981T3/es
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C18/12—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C18/14—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C18/16—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with helical teeth, e.g. chevron-shaped, screw type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/10—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber
    • F04C28/12—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber using sliding valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/0021—Systems for the equilibration of forces acting on the pump
    • F04C29/0035—Equalization of pressure pulses
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/06—Silencing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2270/00—Control; Monitoring or safety arrangements
    • F04C2270/12—Vibration
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2270/00—Control; Monitoring or safety arrangements
    • F04C2270/13—Noise
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2270/00—Control; Monitoring or safety arrangements
    • F04C2270/14—Pulsations

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)

Abstract

Un compresor de tornillo (10) que comprende: un alojamiento para recibir un suministro de materia de trabajo, comprendiendo el alojamiento: una carcasa de rotor (12) que tiene una cavidad de succión (30) y un entrante de corredera (51); una carcasa de descarga (14) que tiene una cavidad de descarga (32) alineada axialmente con el entrante de corredera (51); y una carcasa de corredera (16) que tiene un cilindro de pistón (54) alineado axialmente con la cavidad de descarga (32); un par de rotores de tornillo engranados (18, 20) dispuestos dentro de la carcasa de rotor (12) entre la cavidad de succión (30) y el entrante de corredera (51) para comprimir la materia de trabajo y descargar la materia de trabajo dentro de la cavidad de descarga (32); un conjunto de válvula de corredera (23) dispuesto adyacente al par de rotores de tornillo engranados (18, 20) y móvil axialmente dentro del entrante de corredera (51), la cavidad de descarga (32) y el cilindro de pistón (54) para regular la capacidad del compresor de tornillo (10); comprendiendo el conjunto de válvula de corredera (23): una válvula de corredera (36) móvil axialmente dentro del entrante de corredera (51) y la cavidad de descarga (32); una cabeza de pistón (40) móvil axialmente dentro del cilindro de pistón (54); y un vástago de pistón (38) que conecta la válvula de corredera (36) con la cabeza de pistón (40); y un amortiguador de pulsación que lleva la carcasa de descarga (14) para amortiguar las pulsaciones de presión de la materia de trabajo descargada de los rotores de tornillo (18, 20) a la cavidad de descarga (32) y que pasa al interior del cilindro de pistón (54); caracterizado porque: el amortiguador de pulsación comprende: una brida (58) para separar la cavidad de descarga (32) del cilindro de pistón (54); un taladro (60) para recibir el vástago de pistón (38); y un canal de amortiguación (46A, 46B) que se extiende a través de la brida (58).

Description

5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
DESCRIPCION
Amortiguador de pulsacion para compresor de tornillo ANTECEDENTES
La presente invencion se refiere en general a compresores de tornillo. Los compresores de tornillo comprenden tipicamente un par de tornillos macho y hembra contrarrotativos en contacto que tienen una pluralidad de resaltes y canales engranados, respectivamente, que se estrechan desde un extremo de entrada hasta un extremo de descarga de modo que un fluido o gas de trabajo efluente, o alguna otra materia de trabajo semejante, reduce su volumen a medida que es empujado a traves de los tornillos. La materia de trabajo descargada es liberada en impulsos a medida que cada resalte y canal en contacto empuja un volumen de la materia de trabajo fuera del compresor. Cada impulso comprime una rafaga de energfa ondulatoria que se propaga a traves de la materia de trabajo y el compresor de tornillo a medida que la materia de trabajo sale de los tornillos. Los compresores de tornillo se hacen girar tfpicamente mediante motores que funcionan a velocidades tales que las pulsaciones ondulatorias son descargadas a una alta frecuencia. Las pulsaciones no solo producen vibracion del compresor de tornillo, sino que tambien producen ruido que es amplificado por la materia de trabajo y el compresor. Tal vibracion no es deseable ya que desgasta los componentes del compresor y produce ruido adicional cuando el compresor vibra. El ruido de la descarga de la materia de trabajo y la vibracion del compresor no es deseable ya que tiene como resultado ambientes operativos ruidosos. Los intentos anteriores para contrarrestar estos problemas han implicado silenciadores, monturas acolchadas y abrazaderas que estan montadas externamente al compresor de tornillo. Estas soluciones no se ocupan de la fuente subyacente del ruido y la vibracion y solo proporcionan contramedidas a posteriori. Ademas de anadir coste y peso, tales soluciones solo proporcionan reduccion de ruido y no impiden el desgaste sobre los componentes internos del compresor de tornillo. Otras soluciones han propuesto barreras acusticas que impiden el dano por pulsacion en los componentes del compresor de tornillo, pero no atenuan el ruido o la vibracion del compresor de tornillo. Por lo tanto, existe una necesidad de compresores de tornillo que tengan efectos reducidos de las pulsaciones de descarga.
El documento US3.146.720 describe una bomba de desplazamiento positivo con medios de atenuacion de sonido, y las caractensticas del preambulo de la reivindicacion 1 se describen en el documento US2006/0165543.
RESUMEN
La presente invencion proporciona un compresor de tornillo de acuerdo con la reivindicacion 1.
Realizaciones ejemplares de la invencion incluyen un compresor de tornillo que comprende un alojamiento, un conjunto de valvula de corredera y un amortiguador de pulsacion. El alojamiento recibe un suministro de materia de trabajo procedente de un par de rotores de tornillo engranados, y comprende un entrante de corredera, una cavidad de presion, y un cilindro de piston. El conjunto de valvula de corredera regula la capacidad del compresor de tornillo, y comprende una valvula de corredera movil axialmente dentro del entrante de corredera y la cavidad de presion, una cabeza de piston movil axialmente dentro del cilindro de piston, y un eje de piston que conecta la valvula de corredera con la cabeza de piston. El amortiguador de pulsacion comprende una brida para separar la cavidad de presion del cilindro de piston, un taladro para recibir el vastago de piston, y un canal de amortiguacion que se extiende a traves de la brida para amortiguar las pulsaciones de presion en la materia de trabajo descargada del par de rotores de tornillo engranados.
BREVE DESCRIPCION DE LOS DIBUJOS
La FIG. 1 muestra una vista en perspectiva parcialmente en corte de un compresor de tornillo en el cual se usa el amortiguador de pulsacion de la presente invencion.
La FIG. 2 muestra un diagrama esquematico del compresor de tornillo de la FIG. 1 que muestra una carcasa de salida que incorpora el amortiguador de pulsacion.
La FIG. 3 muestra una vista en perspectiva parcialmente en corte de la carcasa de salida de la FIG. 2 que muestra una pluralidad de canales de amortiguacion que comprenden el amortiguador de pulsacion.
DESCRIPCION DETALLADA
La FIG. 1 muestra una vista en perspectiva parcialmente en corte del compresor de tornillo (10), el cual comprime un fluido o gas de trabajo tal como un refrigerante que se usa tfpicamente en sistemas de refrigeracion o acondicionamiento de aire. El compresor de tornillo (10) incluye la carcasa de rotor (12), la carcasa de salida (14), la carcasa de corredera (16), el rotor de tornillo macho (18), el rotor de tornillo hembra (20), el motor de accionamiento (22) y el conjunto de valvula de corredera (23). El rotor de tornillo macho (18) y el rotor de tornillo hembra (20) estan dispuestos dentro de la carcasa de rotor (12) e incluyen un conjunto de ejes y cojinetes de modo que pueden ser accionados de manera rotatoria por el motor de accionamiento (22). Por ejemplo, el rotor de tornillo macho (18)
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
incluye el eje (24A) (que se extiende axialmente a traves de la carcasa de rotor (12) y dentro del motor (22) y descansa sobre el cojinete (26A), y el eje (24B) (que se extiende axialmente dentro de la carcasa de salida (14) y descansa en el cojinete (26B). El refrigerante es introducido dentro de la carcasa de rotor (12) por el puerto de succion (28), dirigido alrededor del motor (22) y dentro de la cavidad de succion (30) por la entrada de los rotores de tornillo (18) y (20). El rotor de tornillo macho (18) y el rotor de tornillo hembra (20) incluyen ranuras y resaltes de engrane que forman recorridos de flujo helicoidales que tienen areas de la seccion transversal decrecientes a medida que las ranuras y resaltes se extienden desde la cavidad de succion (30). Asf, el refrigerante reduce su volumen y es presurizado a medida que el refrigerante es dirigido al interior de la cavidad de descarga (32) por los rotores de tornillo (18) y (20), antes de ser descargado por el puerto de presion (34) y liberado, por ejemplo, a un condensador o evaporador de un sistema de enfriamiento. El conjunto de valvula de corredera (23), que incluye la valvula de corredera (36), el vastago de piston (38), la cabeza de piston (40) y la asistencia de resorte (42), regula la capacidad de descarga del compresor de tornillo (10). En particular, la cabeza de piston (38), el vastago de piston (40) y la asistencia de resorte (42), a traves de un sistema de control, trasladan la valvula de corredera (36) axialmente entre los rotores (18) y (20) para variar el volumen de refrigerante comprimido en los recorridos de flujo helicoidales. Debido a las tfpicamente altas velocidades a las que el motor (22) acciona los rotores de tornillo (18) y (20), los multiples conjuntos de ranuras y resaltes de engrane que comprenden los recorridos de flujo helicoidales descargan el refrigerante dentro de la cavidad de presion (32) en una serie de pulsaciones de alta frecuencia, lo cual efectua ruido y vibracion no deseables. La carcasa de salida (14) incluye un amortiguador de pulsacion que mitiga los efectos de pulsacion del refrigerante descargado. En la realizacion mostrada, el compresor de tornillo (10) comprime un compresor de dos tornillos. Sin embargo, en otras realizaciones, la presente invencion es facilmente aplicable a compresores que tienen tres, cuatro o mas rotores de tornillo que emplean un sistema de valvula de corredera de vaiven.
La FIG. 2 muestra un diagrama esquematico del compresor de tornillo (10) de la FIG. 1, que tiene medios de amortiguacion de pulsacion de la presente invencion. En particular, la carcasa de salida (14) incluye canales de amortiguacion (46A) y (46B) que atenuan los efectos de pulsacion del refrigerante R dentro del compresor de tornillo (10). El compresor de tornillo (10) tambien incluye la carcasa de rotor (12), la carcasa de corredera (16), el rotor de tornillo hembra (20), el motor de accionamiento (22), el conjunto de valvula de corredera (23) (que incluye la valvula de corredera (36), el vastago de piston (38), la cabeza de piston (40) y la asistencia de resorte (42)) y el sistema de control (48). La carcasa de rotor (12) incluye el entrante de corredera (51), el tope de corredera (52) y el conducto de recirculacion (53). La carcasa de corredera (16) incluye el cilindro de piston (54), y la carcasa de salida (14) incluye la brida de vastago (58). Juntas, la carcasa de rotor (12), la carcasa de salida (14) y la carcasa de corredera (16) comprenden un recorrido de flujo sellado para dirigir el refrigerante R a traves del compresor de tornillo (10). El refrigerante R es dirigido dentro de la carcasa de rotor (12) por el puerto de succion (28), y encaminado alrededor del motor (22) hasta la cavidad de succion (30). El refrigerante R procedente de la cavidad de succion (30) es comprimido por el rotor de tornillo macho (18) (no mostrado) y el rotor de tornillo hembra (20) y descargado dentro de la cavidad de presion (32). El rotor de tornillo hembra (20) incluye canales de tornillo, o ranuras, (50A-50D) que engranan con resaltes o lobulos en contacto en el rotor de tornillo macho (18) para formar un recorrido de flujo sellado de volumen decreciente. El recorrido de flujo sellado disminuye de volumen de modo que el refrigerante R es empujado y comprimido a medida que se desplaza desde la cavidad de succion (30) hasta la cavidad de descarga (32). Por consiguiente, el refrigerante R entra, por ejemplo, en el canal de tornillo (50A) en la cavidad de succion (30) que tiene una presion P1 y es descargado del mismo canal de tornillo (50A) en la cavidad de descarga (32) que tiene una presion elevada P2. Asf, cada canal de tornillo suministra un pequeno volumen de refrigerante R a la cavidad de descarga (32). A medida que los rotores (18) y (20) rotan, se libera una serie de impulsos de descarga de refrigerante R a la cavidad de descarga (32), lo cual causa ruido y vibracion no deseables del compresor de tornillo (10). La carcasa de salida (14) incluye canales de amortiguacion (46A) y (46B), que actuan como amortiguadores de pulsacion para reducir los efectos de ruido y vibracion del refrigerante R a medida que es descargado de los rotores de tornillo (18) y (20).
La carcasa de salida (14), que incluye la cavidad de descarga (32), esta dispuesta entre la carcasa de rotor (12) y la carcasa de corredera (16) de modo que recibe la cara de alta presion de los rotores de tornillo (18) y (20) en un primer extremo, y el vastago de piston (38) del conjunto de corredera (23) en un segundo extremo. La valvula de corredera (36) del conjunto de corredera (23) esta colocada dentro del entrante de corredera (51) de la carcasa de rotor (12) de modo que esta dispuesta entre el rotor de tornillo macho (18) y el rotor de tornillo hembra (20). La valvula de corredera (36) esta conectada con el vastago de piston (38) y la cabeza de piston (40) de modo que la valvula de corredera (36) puede ser extrafda axialmente del entrante de corredera (51) y extendida dentro de la cavidad de presion (32) para controlar la cantidad de refrigerante a presion R arrastrado dentro de los canales de tornillo (50A-50D). Por ejemplo, la valvula de corredera (36) puede ser extendida hasta la posicion totalmente cargada (a la izquierda en la FIG. 1) de modo que se apoya en el tope de corredera (52) y contacta con toda la longitud de los rotores de tornillo (18) y (20). Asf, la capacidad del compresor de tornillo (10) se maximiza maximizando la cantidad de refrigerante R comprimido en los resaltes y las ranuras de los rotores de tornillo (18) y (20). Desde la posicion totalmente cargada, la valvula de corredera (36) se desplaza hacia la cavidad de descarga (32) (a la derecha en la FIG. 1) para abrir el conducto de recirculacion (53), disminuyendo la capacidad de descarga del compresor de tornillo (10).
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
El vastago de piston (38) se extiende a traves de la brida de vastago (58) para conectar la valvula de corredera (36) dentro de la carcasa de rotor (12) a la cabeza de piston (40) dispuesta dentro del cilindro de piston (54) de la carcasa de corredera (16). La cabeza de piston (40) incluye la primera cara de presion (56A), que esta expuesta al refrigerante R a la presion P2, y la segunda cara de presion (56B), que esta expuesta al aceite de control a la presion P3. La presion P2 esta dictada por el refrigerante R y los rotores de tornillo (18) y (20), mientras que la presion P3 esta regulada por el sistema de control (48). Basandose en la carga (es decir, las demandas de enfriamiento) del refrigerador o el acondicionador de aire al que esta conectado el compresor de tornillo (10), el sistema de control (48), que comprende interruptores, valvulas, solenoides y similares, proporciona selectivamente aceite de control al cilindro de piston (54). El aceite de control es admitido dentro del cilindro de piston (48) para aumentar la presion P3 para ejercer una fuerza sobre la segunda cara de presion (56B) para desplazar la valvula de corredera (36) hacia el tope de corredera (52) dentro del entrante de corredera (51). La presion P3 se reduce sacando el aceite de control del cilindro de piston (54) de modo que la valvula de corredera (36) puede ser retirada del entrante de corredera (51). La asistencia de resorte (42) empuja sobre la primera cara de presion (56A) para ayudar a retirar la valvula de corredera (36) del entrante de corredera (51). La cabeza de piston (40) tambien esta en contacto con el refrigerante R, la cual ejerce presion P2 sobre la primera cara de presion (56A) para empujar la cabeza de piston (40) lejos de la brida de vastago (58). El refrigerante R es admitido dentro del cilindro de piston (54) a traves de los canales de amortiguacion (46A) y (46B) dispuestos dentro de la brida de vastago (58). Los canales de amortiguacion (46A) y (46B), el cilindro de piston (54) y la brida de vastago (58) estan configurados para atenuar la vibracion y el ruido asociados con la descarga de refrigerante R de los rotores de tornillo (18) y (20). Espedficamente, los canales de amortiguacion (46A) y (46B) actuan conjuntamente con el cilindro de piston (54) para proporcionar un resonador de Helmholtz para absorber la energfa de los impulsos descargados de refrigerante R.
La FIG. 3 muestra una vista en perspectiva parcialmente en corte del conjunto de valvula de corredera (23) de la FIG. 2, en la cual se muestran los canales de amortiguacion (46A - 46C) de la brida de vastago (58). El conjunto de valvula de corredera (23) tambien incluye la valvula de corredera (36), el vastago de piston (38), la cabeza de piston (40) y la asistencia de resorte (42), la cual se omite en la FIG. 3 por claridad. El conjunto de valvula de corredera (23) se extiende axialmente a traves de la carcasa de rotor (12), la carcasa de salida (14) y la carcasa de corredera (16) a lo largo de un recorrido de accionamiento definido por el entrante de corredera (51), la cavidad de presion (32) y el cilindro de piston (54). La carcasa de salida (14) esta colocada dentro del compresor de tornillo (10) de modo que el primer extremo A conecta con la carcasa de rotor (12), y el segundo extremo B conecta con la carcasa de corredera (16). La valvula de corredera (36) se extiende desde el entrante de corredera (51) en la carcasa de rotor (12) donde esta dispuesta entre los tornillos de rotor (18) y (20), y dentro de la cavidad de presion (32) dentro de la carcasa de salida (14). El vastago de piston (38) se extiende axialmente desde la valvula de corredera (36) a traves del taladro central (60) en la brida de vastago (58) de la carcasa de salida (14), y dentro del cilindro de piston (54) de la carcasa de corredera (16) donde el vastago (38) conecta con la cabeza de piston (40).
La brida de vastago (58) comprende un collarm colocado en el segundo extremo B de la carcasa de salida (14) de modo que el taladro central (60) se alinea con el entrante de corredera (51) (en el cual la valvula de corredera (36) se traslada dentro de la carcasa de rotor (12)) y el cilindro de piston (54) (en el cual la cabeza de piston (40) se traslada dentro de la carcasa de corredera (16)). En la realizacion mostrada, la brida de vastago (58) esta fundida o formada integralmente con la carcasa de salida (14) a lo largo del segundo extremo B. La brida de vastago (58) separa el cilindro de piston (54) del entrante de corredera (51) y la cavidad de presion (32) para formar dos camaras separadas para el refrigerante R. La brida de vastago (58) esta provista del anillo de estanqueidad o de cojinete (62) y esta fijada a la brida de vastago (58) con anillos de retencion (64A) y (64B), que estan dispuestos dentro de ranuras en el anillo (62). En una realizacion, el anillo (62) comprende una junta de estanqueidad e impide que el refrigerante R entre en el cilindro de piston (54) entre el vastago de piston (38) y la brida de vastago (58) en el taladro (60). En otra realizacion, el anillo de estanqueidad (62) comprende un cojinete que ayuda al deslizamiento del vastago de piston (38) a traves de la brida de vastago (58) asf como a realizar funciones de sellado. Los canales de amortiguacion (46A - 46C), sin embargo, permiten que el refrigerante R entre en el cilindro de piston (54) dentro de la carcasa de corredera (16).
La carcasa de corredera (16) comprende el cilindro de piston (54), que forma una extension anular de la carcasa de salida (14) para alojar el vastago de piston (38) y la cabeza de piston (40). La cabeza de piston (40) divide el cilindro de piston (54) en la cara de descarga (54A) y la cara de control (54B). La cabeza de piston (40) incluye la junta de estanqueidad (65) para impedir el flujo de aceite de control y refrigerante R por la cabeza de piston (40). El cilindro de piston (54), por lo tanto, comprende un receptaculo sellado para accionar la cabeza de piston (40). La cara de descarga (54A) de este receptaculo sellado, sin embargo, tambien actua como una camara de resonancia, que junto con los canales de amortiguacion (46A-46C), absorbe algo de los efectos vibratorios y acusticos de las descargas pulsantes de refrigerante R.
Tal como se explica anteriormente, el conjunto de valvula de corredera (23) esta conectado con el sistema de control (48) (FIG. 2) para accionar la posicion de la valvula de corredera (36) a lo largo de los tornillos de rotor (18) y (20). La valvula de corredera (36) se traslada para regular la capacidad de descarga de refrigerante R de los rotores de tornillo (18) y (20). El sistema de control (48) regula el flujo del aceite de control dentro de la cara de control (54B) del cilindro de piston (54) para variar la presion P3. El refrigerante R fluye dentro de los canales (46A - 46C) dentro del cilindro de piston (54) dentro de la carcasa de corredera (16) para presurizar la cara de descarga (54A) del cilindro
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
de piston (54) a la presion P2. El refrigerante R es comprimido a la presion P2 entre los rotores de tomillo (18) y liberado en descargas pulsantes dentro de la cavidad de presion (32) en la valvula de corredera (36) a medida que los rotores de tornillo (18) y (20) rotan en sentido contrario para abrir y cerrar los recorridos de flujo helicoidales formados por los lobulos y canales. Las descargas pulsantes de refrigerante R fluyen por la brida de vastago (58) antes de ser descargadas del compresor de tornillo (10) por el puerto de presion (34) (FIG. 1). Los canales de amortiguacion (46A - 46C) se extienden a traves de la brida de vastago (58) y permiten que el refrigerante R entre y presurice el cilindro de piston (54) a la presion P2.
En la realizacion mostrada en la FIG. 3, la brida de vastago (50) incluye cuatro canales de amortiguacion: los canales de amortiguacion (46A - 46C), cada uno dispuesto en un cuadrante de la brida de vastago (50), y un cuarto canal de amortiguacion omitido debido a la seccion eliminada de la FIG. 3. Los canales de amortiguacion (46A - 46C) comprenden camaras ahuecadas que se extienden a traves de la brida de vastago (58) de la carcasa de salida (14). Las longitudes de los canales de amortiguacion (46A - 46C) estan determinadas por el espesor de la brida de vastago (58), pero pueden alterarse insertando tubos de amortiguacion huecos (66A - 66C) dentro de los canales de amortiguacion (46A - 46C). Los tubos de amortiguacion (66A - 66C) son insertados dentro de los canales de amortiguacion (46A - 46C) de modo que se extiendan dentro del cilindro de piston (54) y dentro de la cavidad de presion (32). Tal como se ilustra en la FIG. 3, el tubo de amortiguacion (66A) esta insertado dentro del canal de amortiguacion (46A), y el tubo de amortiguacion (66B) esta insertado dentro del canal de amortiguacion (46B). En la realizacion mostrada, los tubos de amortiguacion (66A - 66C) tiene cada uno la misma longitud y el mismo diametro. En una realizacion, los tubos de amortiguacion (66A - 66C) comprenden tubos de acero inoxidable encarcasados a presion dentro de los canales de amortiguacion (46A - 46C). La cantidad y geometna espedfica de los canales de amortiguacion (46A - 46C) y los tubos de amortiguacion (66A - 66C), sin embargo, se selecciona para amortiguar los efectos de pulsacion acustica y vibratoria del refrigerante R, y de este modo puede variar dependiendo de los parametros de diseno espedficos del compresor de tornillo (10). Espedficamente, el numero, la longitud y el diametro de los tubos de amortiguacion (66A - 66C) se seleccionan para extraer la maxima cantidad de energfa del refrigerante R a medida que el refrigerante R se desplaza a traves de los tubos (66A - 66C) dentro de la camara de resonancia formada por la cara de descarga (54A).
El refrigerante R es descargado de los rotores de tornillo (18) y (20) en impulsos a intervalos regulares que tienen una frecuencia dictada por la velocidad a la que el motor (22) acciona los rotores de tornillo (18) y (20). Estos impulsos, por lo tanto, producen ondas sonoras no deseables que aumentan el ruido generado por el compresor de tornillo (10). La energfa contenida en estas ondas sonoras, sin embargo, puede usarse para hacer el trabajo de atenuar la propagacion de las ondas sonoras desde el compresor de tornillo (10). La carcasa de salida (14) y la carcasa de corredera (16) estan configuradas para funcionar como un resonador de Helmholtz, el cual comprende un contenedor de fluido o gas que tiene una abertura en forma de cuello, tal como se produce por la cara de descarga (54A), el refrigerante R y los canales (46A - 46C). Un resonador de Helmholtz utiliza la compresibilidad similar a un resorte del fluido o el gas para extraer energfa de una onda que oscila a una frecuencia dada. El refrigerante R llena la cara de descarga (54A) de modo que el refrigerante adicional que intente entrar en la cara de descarga (54A) a traves de los canales (46A - 46C) debe comprimir el volumen de refrigerante R ya presente dentro de la cara de descarga (54A). Asf, una onda pulsante de refrigerante R que intenta entrar en la cara de descarga (54A) comprime el refrigerante R hasta que se alcanza la cresta de la onda. Despues, el refrigerante a presion R dentro de la cara de descarga (54A) empujara hacia atras a medida que la onda se disipa hacia el seno. A medida que la onda pulsante se propaga a traves de crestas y ondas, el refrigerante a presion R dentro de la cara de descarga (54A) continua comprimiendose y descomprimiendose, extrayendo asf la energfa del refrigerante R descargado de los rotores de tornillo (18) y (20). La extraccion de energfa reduce la amplitud de la onda de pulsacion, reduciendo de ese modo el ruido y la vibracion generados por las descargas pulsantes del refrigerante R.
Un resonador de Helmholtz extrae la maxima cantidad de energfa del fluido o gas cuando la frecuencia de la onda coincide con la frecuencia natural o de resonancia del resonador de Helmholtz. Asf, la frecuencia de resonancia del resonador de Helmholtz producido por la cara de descarga (54A) y los canales de amortiguacion (46A - 46C) puede configurarse para coincidir con la de las descargas de pulsacion del refrigerante R tal como son producidas por el motor (22). La ecuacion (1) ilustra la frecuencia de resonancia de un tubo alargado usado en un resonador de Helmholtz, donde fR es la frecuencia de resonancia del tubo, v es la velocidad del sonido en el medio que rellena el tubo, A0 es el area del tubo, L es la longitud del tubo y V0 es el volumen de la camara de resonancia.
fR
V
V0 L
0
Ecuacion (1)
Para la presente invencion, el tubo o “abertura en forma de cuello” del resonador de Helmholtz comprende el agregado de tubos (66A - 66C). Aplicando esta ecuacion a la realizacion de la presente invencion mostrada en la FIG. 3, fR es la frecuencia de resonancia de los tubos (66A - 66C), v es la velocidad del sonido en el refrigerante R, A0 es el area de la seccion transversal de los tubos (66A - 66C), L es la longitud de uno de los tubos (66A - 66C), y V0 es el volumen de la cara de descarga (54A). Las dimensiones de los tubos (66A - 66C) se seleccionan de modo que la frecuencia de los impulsos de descarga del refrigerante R de los rotores de tornillo (18) y (20) a una
capacidad dada coincida con la frecuencia de resonancia de los tubos. Por ejemplo, en una realizacion de la invencion, el compresor de tornillo (10) esta configurado para funcionar a 3.600 RPM a plena carga. El volumen Vo, por lo tanto, comprende el volumen de la cara de descarga (54A) cuando la cabeza de piston (40) esta mas alejada de la brida de vastago (50) (a la izquierda del todo en la FIG. 3), y la frecuencia fR es 60 Hz. Asf, las areas y 5 longitudes de los tubos (66A - 66C) se seleccionan basandose en otros requisitos de diseno, tales como las limitaciones dimensionales de la brida de vastago (58) y la carcasa de corredera (16). Ademas, el numero de tubos puede seleccionarse basandose en consideraciones de diseno espedficas. En la realizacion mostrada, los tubos (66A - 66C) tienen las mismas longitudes y los mismos diametros. Asf, el compresor de tornillo (10) esta provisto de un amortiguador de pulsacion que esta configurado para amortiguar los efectos de la pulsacion del refrigerante R en 10 una condicion de funcionamiento espedfica. Sin embargo, en otras realizaciones, los tubos (66A - 66C) pueden tener geometnas diferentes, tales como longitudes diferentes y/o diametros diferentes, de modo que el amortiguador de pulsacion este sintonizado con una frecuencia de resonancia espedfica, o pueda atenuar la vibracion y los efectos acusticos a lo largo de un intervalo de frecuencias. En otras realizaciones de la invencion, la brida de vastago (58) comprende un disco circular o un anillo anular que puede ser empernado o asegurado de otro modo al 15 cilindro de piston (54) dentro de la carcasa de corredera (16) de modo que unos amortiguadores de pulsacion configurados para diferentes frecuencias de resonancia pueden ser instalados de manera intercambiable dentro del compresor de tornillo (10).
Aunque la invencion se ha descrito con referencia a una(s) realizacion(es) ejemplar(es), la intencion es que la 20 invencion no este limitada a la(s) realizacion(es) particular(es) descrita(s), sino que la invencion incluira todas las realizaciones que entren dentro del alcance de las reivindicaciones adjuntas.

Claims (6)

  1. 5
    10
    15
    20
    25
    30
    35
    40
    45
    50
    REIVINDICACIONES
    1. Un compresor de tornillo (10) que comprende:
    un alojamiento para recibir un suministro de materia de trabajo, comprendiendo el alojamiento:
    una carcasa de rotor (12) que tiene una cavidad de succion (30) y un entrante de corredera (51);
    una carcasa de descarga (14) que tiene una cavidad de descarga (32) alineada axialmente con el entrante de
    corredera (51); y
    una carcasa de corredera (16) que tiene un cilindro de piston (54) alineado axialmente con la cavidad de descarga (32);
    un par de rotores de tornillo engranados (18, 20) dispuestos dentro de la carcasa de rotor (12) entre la cavidad de succion (30) y el entrante de corredera (51) para comprimir la materia de trabajo y descargar la materia de trabajo dentro de la cavidad de descarga (32);
    un conjunto de valvula de corredera (23) dispuesto adyacente al par de rotores de tornillo engranados (18, 20) y movil axialmente dentro del entrante de corredera (51), la cavidad de descarga (32) y el cilindro de piston (54) para regular la capacidad del compresor de tornillo (10); comprendiendo el conjunto de valvula de corredera (23):
    una valvula de corredera (36) movil axialmente dentro del entrante de corredera (51) y la cavidad de descarga (32);
    una cabeza de piston (40) movil axialmente dentro del cilindro de piston (54); y
    un vastago de piston (38) que conecta la valvula de corredera (36) con la cabeza de piston (40); y
    un amortiguador de pulsacion que lleva la carcasa de descarga (14) para amortiguar las pulsaciones de presion de la materia de trabajo descargada de los rotores de tornillo (18, 20) a la cavidad de descarga (32) y que pasa al interior del cilindro de piston (54); caracterizado porque:
    el amortiguador de pulsacion comprende:
    una brida (58) para separar la cavidad de descarga (32) del cilindro de piston (54); un taladro (60) para recibir el vastago de piston (38); y
    un canal de amortiguacion (46A, 46B) que se extiende a traves de la brida (58).
  2. 2. El compresor de tornillo de la reivindicacion 1, donde el amortiguador de pulsacion comprende:
    una camara de resonancia encerrada dentro del cilindro de piston (54) entre la cabeza de piston (40) y la brida (58) de modo que la materia de trabajo presuriza la camara de resonancia.
  3. 3. El compresor de tornillo de la reivindicacion 2, donde el amortiguador de pulsacion comprende una pluralidad de canales de amortiguacion (46A, 46B, 46C).
  4. 4. El compresor de tornillo de la reivindicacion 3, donde las longitudes y los diametros de los tubos de amortiguacion (46A, 46B, 46C) se seleccionan para producir un resonador de Helmholtz que tiene una frecuencia natural que coincide con la frecuencia de la materia de trabajo descargada.
  5. 5. El compresor de tornillo de la reivindicacion 3 y que comprende ademas una pluralidad de tubos de amortiguacion (46A, 46B, 46C) insertados a traves de la pluralidad de canales de amortiguacion (46A, 46B, 46C).
  6. 6. El compresor de tornillo de la reivindicacion 1, donde el amortiguador de pulsacion comprende ademas una junta de estanqueidad (62) colocada entre el taladro (60) y la brida (58).
ES07839131.5T 2007-10-01 2007-10-01 Amortiguador de pulsación para compresor de tornillo Active ES2629981T3 (es)

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/US2007/021144 WO2009045187A1 (en) 2007-10-01 2007-10-01 Screw compressor pulsation damper

Publications (1)

Publication Number Publication Date
ES2629981T3 true ES2629981T3 (es) 2017-08-17

Family

ID=40526475

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
ES07839131.5T Active ES2629981T3 (es) 2007-10-01 2007-10-01 Amortiguador de pulsación para compresor de tornillo

Country Status (5)

Country Link
US (1) US20100209280A1 (es)
EP (1) EP2198125B1 (es)
CN (1) CN101809251B (es)
ES (1) ES2629981T3 (es)
WO (1) WO2009045187A1 (es)

Families Citing this family (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4401408B2 (ja) * 2007-08-30 2010-01-20 日立アプライアンス株式会社 スクリュー圧縮機の容量制御装置
JP5683426B2 (ja) * 2011-10-05 2015-03-11 株式会社神戸製鋼所 スクリュ圧縮機
DE102012103604A1 (de) * 2012-04-24 2013-10-24 C. & E. Fein Gmbh Handführbare Werkzeugmaschine mit Gehäuse
KR101543660B1 (ko) 2013-12-24 2015-08-11 동부대우전자 주식회사 압축기 및 맥동저감 밸브조립체
KR101560696B1 (ko) 2013-12-24 2015-10-15 동부대우전자 주식회사 압축기 및 토출 머플러
EP3308003A4 (en) * 2015-06-11 2019-01-30 Eaton Corporation SUPPORT PLATE SOUNDS SOUNDING ELEMENT
CN107923398A (zh) 2015-08-11 2018-04-17 开利公司 制冷压缩机配件
EP3334937A1 (en) 2015-08-11 2018-06-20 Carrier Corporation Screw compressor economizer plenum for pulsation reduction
WO2017058369A1 (en) 2015-10-02 2017-04-06 Carrier Corporation Screw compressor resonator arrays
US10180140B2 (en) 2016-09-30 2019-01-15 Ingersoll-Rand Company Pulsation damper for compressors
CN106382231B (zh) * 2016-11-04 2023-10-20 西安交通大学苏州研究院 一种主动衰减螺杆压缩机气流脉动装置
US10907870B2 (en) 2016-11-15 2021-02-02 Carrier Corporation Muffler for lubricant separator
WO2020072145A1 (en) 2018-10-02 2020-04-09 Carrier Corporation Multi-stage resonator for compressor
CN113513474B (zh) * 2020-04-09 2023-02-21 江森自控空调冷冻设备(无锡)有限公司 螺杆压缩机、制冷系统和制冷系统的控制方法

Family Cites Families (65)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2519913A (en) * 1943-08-21 1950-08-22 Jarvis C Marble Helical rotary compressor with pressure and volume regulating means
US3146720A (en) * 1961-12-06 1964-09-01 Dresser Ind Pressure relief means for pump
US3151806A (en) * 1962-09-24 1964-10-06 Joseph E Whitfield Screw type compressor having variable volume and adjustable compression
US3874828A (en) * 1973-11-12 1975-04-01 Gardner Denver Co Rotary control valve for screw compressors
GB1517156A (en) * 1974-06-21 1978-07-12 Svenska Rotor Maskiner Ab Screw compressor including means for varying the capacity thereof
US3936239A (en) * 1974-07-26 1976-02-03 Dunham-Bush, Inc. Undercompression and overcompression free helical screw rotary compressor
US4076461A (en) * 1974-12-09 1978-02-28 Dunham-Bush, Inc. Feedback control system for helical screw rotary compressors
JPS5930919B2 (ja) * 1974-12-24 1984-07-30 北越工業 （株） 液冷式回転圧縮機の液量及び気体容量調整装置
USRE29597E (en) * 1975-07-18 1978-03-28 Chem Systems Inc. Process for the production of epoxides
US4018583A (en) * 1975-07-28 1977-04-19 Carrier Corporation Refrigeration heat recovery system
US4137018A (en) * 1977-11-07 1979-01-30 General Motors Corporation Rotary vane variable capacity compressor
JPS54163416A (en) * 1978-06-14 1979-12-26 Hitachi Ltd Screw compressor
US4222716A (en) * 1979-06-01 1980-09-16 Dunham-Bush, Inc. Combined pressure matching and capacity control slide valve assembly for helical screw rotary machine
SE427063B (sv) * 1979-06-08 1983-02-28 Stal Refrigeration Ab Kompressor av rotationstyp med varierbart inbyggt volymsforhallande
FR2459384A1 (fr) * 1979-06-18 1981-01-09 Zimmern Bernard Procede de regulation asymetrique de compresseurs monovis
US4351160A (en) * 1980-06-16 1982-09-28 Borg-Warner Corporation Capacity control systems for screw compressor based water chillers
US4342199A (en) * 1980-10-03 1982-08-03 Dunham-Bush, Inc. Screw compressor slide valve engine RPM tracking system
US4388048A (en) * 1981-03-10 1983-06-14 Dunham Bush, Inc. Stepping type unloading system for helical screw rotary compressor
US4412788A (en) * 1981-04-20 1983-11-01 Durham-Bush, Inc. Control system for screw compressor
US4457681A (en) * 1981-06-16 1984-07-03 Frick Company Volume ratio control means for axial flow helical screw type compressor
US4455131A (en) * 1981-11-02 1984-06-19 Svenska Rotor Maskiner Aktiebolag Control device in a helical screw rotor machine for regulating the capacity and the built-in volume ratio of the machine
SE430709B (sv) * 1982-04-30 1983-12-05 Sullair Tech Ab Skruvkompressor med anordning for reglering av inre kompressionen skruvkompressor med anordning for reglering av inre kompressionen
US4516914A (en) * 1982-09-10 1985-05-14 Frick Company Micro-processor control of moveable slide stop and a moveable slide valve in a helical screw rotary compressor
GB2159980B (en) * 1982-09-10 1987-10-07 Frick Co Micro-processor control of compression ratio at full load in a helical screw rotary compressor responsive to compressor drive motor current
US4508491A (en) * 1982-12-22 1985-04-02 Dunham-Bush, Inc. Modular unload slide valve control assembly for a helical screw rotary compressor
SE444601B (sv) * 1983-10-24 1986-04-21 Stal Refrigeration Ab Anordning for reglering av volymkapaciteten hos en skruvkompressor
US4575323A (en) * 1984-05-23 1986-03-11 Kabushiki Kaisha Kobe Seiko Sho Slide valve type screw compressor
JPS61265381A (ja) * 1985-05-20 1986-11-25 Hitachi Ltd スクリユ−圧縮機のガス噴射装置
JPS6255487A (ja) * 1985-09-02 1987-03-11 Toyoda Autom Loom Works Ltd 可変容量型ベ−ン圧縮機
SE464656B (sv) * 1986-01-31 1991-05-27 Stal Refrigeration Ab Lyftventil foer rotationskompressor
SE451394B (sv) * 1986-01-31 1987-10-05 Stal Refrigeration Ab Forfarande for reglering av en rotationskompressor
US4678406A (en) * 1986-04-25 1987-07-07 Frick Company Variable volume ratio screw compressor with step control
SE461927B (sv) * 1987-10-15 1990-04-09 Svenska Rotor Maskiner Ab Roterande deplacementskompressor med anordning foer reglering av dess inre volymfoerhaallande
SE461052B (sv) * 1988-04-25 1989-12-18 Svenska Rotor Maskiner Ab Lyftventil vid en skruvrotormaskin
SE464885B (sv) * 1988-04-25 1991-06-24 Svenska Rotor Maskiner Ab Skruvkompressor med lyftventil
US4878818A (en) * 1988-07-05 1989-11-07 Carrier Corporation Common compression zone access ports for positive displacement compressor
US4909716A (en) * 1988-10-19 1990-03-20 Dunham-Bush Screw step drive internal volume ratio varying system for helical screw rotary compressor
SE463223B (sv) * 1989-02-17 1990-10-22 Svenska Rotor Maskiner Ab Skruvrotormaskin med ljuddaempare
JPH0792065B2 (ja) * 1990-06-30 1995-10-09 株式会社神戸製鋼所 スクリュ圧縮機
US5044894A (en) * 1990-11-30 1991-09-03 Carrier Corporation Capacity volume ratio control for twin screw compressors
SE468325B (sv) * 1991-05-14 1992-12-14 Svenska Rotor Maskiner Ab Roterande foertraengningskompressor och foerfarande foer reglering av en roterande foertraengningskompressor
US5183395A (en) * 1992-03-13 1993-02-02 Vilter Manufacturing Corporation Compressor slide valve control
US5832737A (en) * 1996-12-11 1998-11-10 American Standard Inc. Gas actuated slide valve in a screw compressor
US5979168A (en) * 1997-07-15 1999-11-09 American Standard Inc. Single-source gas actuation for screw compressor slide valve assembly
US6135744A (en) * 1998-04-28 2000-10-24 American Standard Inc. Piston unloader arrangement for screw compressors
JPH11324919A (ja) * 1998-05-11 1999-11-26 Toyota Autom Loom Works Ltd 共振抑制方法および共振抑制装置
US6195889B1 (en) * 1998-06-10 2001-03-06 Tecumseh Products Company Method to set slot width in a rotary compressor
US6467287B2 (en) * 2000-08-15 2002-10-22 Thermo King Corporation Valve arrangement for a compressor
US6302668B1 (en) * 2000-08-23 2001-10-16 Fu Sheng Industrial Co., Ltd. Capacity regulating apparatus for compressors
US6530221B1 (en) * 2000-09-21 2003-03-11 Siemens Westinghouse Power Corporation Modular resonators for suppressing combustion instabilities in gas turbine power plants
US6659729B2 (en) * 2001-02-15 2003-12-09 Mayekawa Mfg. Co., Ltd. Screw compressor equipment for accommodating low compression ratio and pressure variation and the operation method thereof
KR100400517B1 (ko) * 2001-04-28 2003-10-08 삼성광주전자 주식회사 왕복동식 압축기의 밸브어셈블리
US6638043B1 (en) * 2002-06-28 2003-10-28 Carrier Corporation Diffuser for high-speed screw compressor
US6692243B1 (en) * 2002-08-27 2004-02-17 Carrier Corporation Screw compression flow guide for discharge loss reduction
DE10242139A1 (de) * 2002-09-03 2004-03-18 Bitzer Kühlmaschinenbau Gmbh Schraubenverdichter
US6739853B1 (en) * 2002-12-05 2004-05-25 Carrier Corporation Compact control mechanism for axial motion control valves in helical screw compressors
US6792907B1 (en) * 2003-03-04 2004-09-21 Visteon Global Technologies, Inc. Helmholtz resonator
CN2608725Y (zh) * 2003-03-17 2004-03-31 中国船舶重工集团公司第七一一研究所 喷水冷却氢气螺杆压缩机
US6851277B1 (en) * 2003-08-27 2005-02-08 Carrier Corporation Economizer chamber for minimizing pressure pulsations
US6976833B2 (en) * 2003-11-17 2005-12-20 Carrier Corporation Compressor discharge chamber with baffle plate
DE10359032A1 (de) * 2003-12-15 2005-07-14 Bitzer Kühlmaschinenbau Gmbh Schraubenverdichter
US7156624B2 (en) * 2004-12-09 2007-01-02 Carrier Corporation Compressor sound suppression
US20060165543A1 (en) 2005-01-24 2006-07-27 York International Corporation Screw compressor acoustic resonance reduction
US7690482B2 (en) * 2005-02-07 2010-04-06 Carrier Corporation Screw compressor lubrication
US8082747B2 (en) * 2008-12-09 2011-12-27 Thermo King Corporation Temperature control through pulse width modulation

Also Published As

Publication number Publication date
EP2198125A4 (en) 2013-07-24
US20100209280A1 (en) 2010-08-19
CN101809251A (zh) 2010-08-18
EP2198125B1 (en) 2017-06-21
EP2198125A1 (en) 2010-06-23
WO2009045187A1 (en) 2009-04-09
CN101809251B (zh) 2013-07-17

Similar Documents

Publication Publication Date Title
ES2629981T3 (es) Amortiguador de pulsación para compresor de tornillo
US8459963B2 (en) Screw compressor pulsation damper
US7568898B2 (en) Compressor sound suppression
US9528514B2 (en) Gas compressor having an asymmetric cylinder chamber
US9151292B2 (en) Screw compressor with a shunt pulsation trap
US8162622B2 (en) Compressor sound suppression
ES2393108T3 (es) Silenciador de compresor
KR20190025250A (ko) 스크롤 압축기
EP3356677B1 (en) Screw compressor with resonator groups
WO2021162039A1 (ja) 圧縮機
JP4684237B2 (ja) コンプレッサのための排出システム
WO2022209430A1 (ja) 圧縮機
JP2012117392A (ja) スクロール圧縮機
KR102596317B1 (ko) 압축기
KR20040026214A (ko) 스크롤 압축기의 밸브 댐핑 장치
KR20030001175A (ko) 밀폐형 회전식 압축기의 머플러
KR100408245B1 (ko) 압축기의 진동 소음 저감구조
JP5826709B2 (ja) 気体圧縮機
KR100273428B1 (ko) 밀폐형 회전식 압축기의 토출소음 저감구조
JP2011027015A (ja) 密閉型圧縮機
KR20190114531A (ko) 압축기
KR20060078629A (ko) 다단 로터리 압축기
KR20060119311A (ko) 솔레노이드를 이용한 스크롤 압축기의 체크밸브장치
JP2010043621A (ja) 密閉型圧縮機