【０００１】
本発明は、請求項１の前提部分による電気モータにより駆動可能なコンプレッサに関する。
【０００２】
この型式のコンプレッサは、例えば、非同期型モータ又は誘導モータの構造とすることのできる電気モータによって駆動される。該コンプレッサは、基本的に、モータハウジング内に設けられた相応するステータと協働して作用する、ロータ軸を有するロータから成っている。ロータ軸は、２つのジャーナル又はベアリングを介してモータハウジング内で支持されており、コンプレッサ翼車が回転しないように固定される軸方向取り付け部分すなわち受け部分を提供する。モータを励起させると、ロータ軸は回転する一方、ロータ軸は、コンプレッサ翼車を直接駆動することとなる。
【０００３】
取り付けリング、及び多くの場合、必要な軸シールリングを受け入れる軸方向部分は、その直径に対し可能な限り小さいように設計されている。このことは、同様に、例えば、内側取り付けリングのような取り付け部が支持される取り付け点に極く隣接する肩部分にもあてはまる。直径は、コンプレッサが予定された製品寿命の間に生ずる需要に対応することができるような寸法とされている。インテリジェント（ｉｎｔｅｌｌｉｇｅｎｔ）又はカスケード（ｃａｓｃａｄｅ）シミュレーションプログラムを利用する近代の設計処理により、構成要素の振舞いを比較的確実に予測することが可能になり、所定のロータ軸に関係する軸方向部分の直径は比較的小さいような構造又は設計とすることができる。
【０００４】
更に、小さい直径であることは、回転慣性力を減少させることを可能にするため、回転構造体の構成要素にとって望ましいことであると考えられる。その結果、回転速度が変化する間、特に、コンプレッサを加速し又は減速する間、最適な応答性が得られる。
【０００５】
この型式のコンプレッサは、基本的に、実際上、それ自体にて実証しているが、ある不利益な点もある。特に、作動回転速度まで加速する間、振動が生じ、このことは、望ましくない騒音を発生させるのみならず、例えば、ベアリングの損傷に起因して期待寿命を短縮させることが特に認識される。
【０００６】
このように、本発明は、上述の不利益な点がもはや生じないような仕方にて、上記型式のコンプレッサを改良するという課題に関するものである。特に、運転の静粛性及び騒音の発生が改良され、また、期待寿命が長くなるようにしなければならない。
【０００７】
この課題は、請求項１の特徴部分の一般的なコンプレッサによって達成される。
本発明の好ましい実施の形態は、従属請求項の特徴部分に記載されている。
【０００８】
本発明は、今日迄の設計基準の適用において、ロータ軸を有するロータと、コンプレッサ翼車とからほぼ構成される回転構成要素群が、作動回転速度範囲にある臨界の曲げ基本周波数すなわち共振周波数を有することの認識に基づくものである。コンプレッサの加速中、この基本周波数を経なければならず、その時点にて、振動及び騒音の発生が引き起こされる。
【０００９】
例えば、高回転速度にて回転する構成要素によって発生される振動を目標値まで減衰させることを目的とする、コンピュータ用のハードディスクを駆動するといった、その他の技術分野からの対応策が既知である。例えば、米国特許第６，１４０，７９０号には、回転系内の振動を減衰させる複雑な制御過程が記載されている。これは、電気モータ被駆動コンプレッサの当該場合にも転用することが可能であろうが、複雑な補充的な設計及び制御手段が必要である。
【００１０】
これと比較して、本発明は、第一の臨界の曲げ高調波振動数が作動中に生ずる最高の回転速度を超える値まで増大される、簡単な方法にて、従来設計の電気モータ被駆動コンプレッサにて生ずる振動を回避することを可能にする。このようにして、特に、運転の静粛性、騒音の発生及び作動寿命の点にて、作動振舞いを顕著に向上させることができる。このことは、例えば、アクティブ（ａｃｔｉｖｅ）又はパッシブ（ｐａｓｓｉｖｅ）減衰法のような、通常の従来の補充的対応策をとらずに実現され、このため、これらの有利な点は、実際上、補充的な構造上の複雑さ又は投資を伴わずに実現することができる。
【００１１】
好ましくは、高調波振動数の増大は、ロータ軸を改変することで実現されるようにする。軸方向部分の直径を拡大する仕方にて、目標とする改変を行うことにより、ロータ軸は回転構成要素として設計され、従って、軸方向部分の直径に対して問題を生ぜずに改変することができるから、所望の周波数の置き換え（ｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔ）を経済的に実現することが可能となる。
【００１２】
ベアリングを受け入れるこれらの軸方向部分は、それ自体、この型式の改変の最初の点であることを実証している。これらの軸受け部分は、より大きい寸法の直径を有する設計又は構造とされている。基本的に、ベアリングの内径は、ベアリングの許容可能な最高の回転速度に依存する限界値を提供する。
【００１３】
基本周波数の増大は、また、取り付け部分に隣接する肩部分の寸法を増大させる結果としても実現される。肩部分は、それぞれ、ころベアリングの内側リングに当接する作用を奏し、このため、軸受け部分の直径を少しでも拡張すれば、必然的に、それに相応して、隣接する肩部分の直径も拡張する。
【００１４】
更に、シール円板を受け入れる軸方向部分を拡張することによって基本周波数を増大させることができる。この軸受け部分の直径は、最大でも、隣接する軸受け部分の直径に等しい程度にしかすることができず、それは、さもなければ、内側ベアリングリングを導入することはもはや不可能であるからであることが理解される。
【００１５】
基本周波数を増大させるための更なる追加的な選択は、ロータ軸のベアリング装置を格別に剛性であるように設計することである。
上述した選択的設計の助けを得て、基本周波数を広範囲に亙って変化させ、特に、最高の作動回転速度から確実な距離の範囲にまで、該周波数を置き換えることが可能となる。最高の作動回転速度に対する基本周波数の安全な距離は、特に、製造及び摩擦に依存する振動をどの程度、考慮に入れなければならないかの関数である。
【００１６】
作動中に生ずる最高の回転速度を少なくとも２５％、好ましくは、５０％だけ超えるように基本周波数を置き換えることが好ましいことが判明している。
次に、図面に概略図で示した実施の形態について本発明を詳細に説明する。
【００１７】
コンプレッサの基本構造を図１から見ることができる。
コンプレッサ１は、ロータ軸２０を介して駆動可能であるコンプレッサ翼車１０を備えている。このため、ロータ軸２０は、受け入れ部分３０を呈し、この受け入れ部分３０に、コンプレッサ翼車１０が着座し且つ固定ナット１２を介して回転しないようにロータ軸に固定され、この固定ナットは、ロータ軸２０のねじ付き部分３２にねじ止めされている。コンプレッサハウジング部分１４を適宜に設計することにより空気通路１６、１８が形成される。
【００１８】
ロータ軸２０は、中央部分２２を備えている。相応するステータ部品５０が設けられている。隙間空間５４は、冷却水通路として機能する。このようにして、コンプレッサ翼車１０を駆動する作用を果たす非同期型モータが形成される。コンプレッサ１の各側部を閉じるハウジング部分６０には、図示しないモータ制御装置が設けられる。
【００１９】
ロータ軸２０を取り付けるため、２つのころベアリング４６が設けられる。ロータ軸２０は、小さい製造許容公差にてベアリングシートとして設計された軸受け部分２６を備えている。同様に、ころベアリング４６の領域内のハウジング部分５６、５８は、小さい製造許容公差にて製造され、このため、所定の嵌め状態が得られる。
【００２０】
軸受け部分２６に隣接して、中央部分２２に移行する肩部分２４が設けられており、この肩部分２４に対して、ころベアリング４６がそれぞれ軸方向に支持されている。
【００２１】
ロータ軸２０は、受け入れ部分３０と軸受け部分２６との間にシール部分２８を有しており、該シール部分は、ピストンリング４４を有するシール円板４２を保持している。これにより、空気通路と非同期型モータの領域との間にシールが形成される。
【００２２】
本発明は、基本的に、ロータ軸２０と、コンプレッサ翼車１０とから成る回転構造体の構成要素が、その第一の臨界の曲げ基本周波数ｗ１が最高の作動速度ｎｍａｘを超えるような設計とされることを特徴とするものである。しかし、数値設計の段階において、同様に、図２に示したロータ軸２０の設計が重要な意義を有するように、遵守しなければならない一連の周辺条件がある。
【００２３】
コンプレッサ翼車１０の設計に関して、材料の性質と関連して、コンプレッサ翼車１０の幾何学的形態に目標通りの影響を与える上で殆ど自由度を許容しない空気熱力学的前提条件を遵守し又は維持しなければならない。このため、ロータ軸２０の幾何学的形態に目標通りの影響を与えることにより、第一の臨界の曲げ基本周波数の置き換えが実現される。
【００２４】
ロータ軸２０の改変時、中央部分２２の領域内の最大直径が全体として予め決定されることを最初に、遵守しなければならず、それは、この最大直径はステータ、特に、ステータ部品５０の幾何学的形態に依存するからである。これらの値は非同期型モータの電力のデータによって決定され、又、要求される駆動条件に対して変更できない。
【００２５】
このように、第一の臨界の曲げ基本周波数に影響を与える第一の可能性は、肩部分２４の領域内で直径を拡張することにある。この直径の拡張は、基本的に、この領域内を伸びるハウジングの外形に関する限界値に従う。
【００２６】
更に、取り付け部分又は軸受け部分２６の領域内で直径を拡張することにより、第一の臨界の曲げ基本周波数ｗ１を増大させることが可能である。可能な最大直径は、ベアリングの設計によって影響を受け且つ下側ベアリング４６の可能な最大内径によって制限される。取り付け部分すなわち軸受け部分２６及び肩部分２４の直径は、少なくとも移行領域内で互いに調和され、すなわち互いに適応され、ころベアリング４６の軸方向支持状態が設計条件を満足し得ることを遵守しなければならない。
【００２７】
第一の臨界の曲げ基本周波数ｗ１を増大する更なる可能性は、最終的に、シール部分２８の領域内で直径を相応して拡張させることにより、実現することもできる。しかし、この直径は、隣接する軸受け部分２６の領域内における直径の値にて最大となり、それは、モータを組み立てる間、ころベアリング４６はシール部分２８の上で且つ軸受け部分２６まで軸方向に摺動しなければならないからである。
【００２８】
上記の判断基準を適用する結果、従来の設計のロータ軸と比較して小型のロータ軸２０となる。対象とする軸方向部分の直径を目標通りに拡張することにより、臨界の曲げ基本周波数ｗ１が最高の作動回転速度ｎｍａｘを確実に超える値まで置き換えられることが実現される。その結果、コンプレッサ１は、作動速度まで加速する間、回転構造体構成要素の第一の臨界の曲げ基本周波数ｗ１をもはや経ることはなく、その結果、運転の静粛性、騒音の発生及び製品寿命に関する作動振舞いが顕著に向上する。
【００２９】
上記の設計概念により実現可能な成功裏の効果は、図３及び図４を比較することにより特に理解することができる。
図３には、回路網によって符号で示したコンプレッサ翼車１０と、ロータ軸２０とから成る第一の構造体の構成要素群が図示されている。この図には、数値シミュレーションのいわゆる「スクリーンショット」が図示されており、ここにおいて、回路網の第一の臨界の曲げ特徴に相応する変形が誇張して示してある。繰り返したパラメータは、１２１０．７１ヘルツの周波数を示す。
【００３０】
図４に示した回転構造体の構成要素は、コンプレッサ翼車１０に関して、同一の設計とされている。相違点は、上述した形態及び仕方にてロータ軸２０の軸方向部分を改変することに関するものである。図４によるスクリーンショットは、ロータ軸２０に対する比較的僅かな改変の結果、第一の臨界の曲げ基本周波数が２１２４．６７ヘルツで置き換え可能であることを示す。シミュレーションの結果、比較的僅かな費用及び複雑さにて、第一の臨界の曲げ基本周波数ｗ１を２倍増大させ、また、これに伴って、この周波数を当該場合、最高の作動回転速度ｎｍａｘを超える範囲まで置き換えることが可能である。
【００３１】
【参照符号リスト】
１ コンプレッサ
１０ コンプレッサ翼車
１２ 固定ナット
１４ ハウジング部分
１６ 流れ通路
１８ 流れ通路
２０ ロータ軸
２２ 中央部分
２４ 肩部分
２６ 軸受け部分
２８ シール部分
３０ 受け入れ部分
３２ ねじ付き部分
４２ シール円板
４４ ピストンリング
４６ ころベアリング
５０ ステータ
５２ ハウジング部分
５４ 隙間空間
５６ ハウジング部分
５８ ハウジング部分
６０ ハウジング部分
ｗ１ 第一の臨界の曲げ基本周波数
ｎｍａｘ 最高の作動回転速度
【図面の簡単な説明】
【図１】
コンプレッサの軸方向図である。
【図２】
ロータ軸の図である。
【図３】
第一のロータの形態に対する変形状態を示す図である。
【図４】
第二のロータの形態に対する変形状態を示す図である。[0001]
The invention relates to a compressor which can be driven by an electric motor according to the preamble of claim 1.
[0002]
This type of compressor is driven by an electric motor, which can be, for example, an asynchronous motor or an induction motor. The compressor basically consists of a rotor having a rotor shaft which cooperates with a corresponding stator provided in the motor housing. The rotor shaft is supported within the motor housing via two journals or bearings and provides an axial mounting or receiving portion that is secured against rotation of the compressor wheel. When the motor is excited, the rotor shaft rotates, while the rotor shaft directly drives the compressor wheel.
[0003]
The mounting ring and, in many cases, the axial section that receives the required shaft seal ring is designed to be as small as possible with respect to its diameter. This also applies, for example, to the shoulder part immediately adjacent to the point of attachment where the attachment is supported, such as an inner attachment ring. The diameter is dimensioned so that the compressor can meet the demands that arise during the expected product life. Modern design processes utilizing intelligent or cascade simulation programs allow for relatively reliable predictions of component behavior, and the diameter of the axial portion associated with a given rotor shaft is reduced. The structure or design can be relatively small.
[0004]
Further, it is believed that a small diameter is desirable for components of the rotating structure, as it allows for reduced rotational inertial forces. As a result, optimal responsiveness is obtained while the rotational speed changes, in particular during acceleration or deceleration of the compressor.
[0005]
Although this type of compressor has proven itself in practice in practice, it has certain disadvantages. In particular, it is particularly recognized that vibrations occur during acceleration to the operating rotational speed, which not only generates unwanted noise, but also reduces the expected life, for example due to bearing damage.
[0006]
The present invention thus addresses the problem of improving a compressor of the above type in such a way that the disadvantages mentioned above no longer arise. In particular, the quietness of operation and the generation of noise must be improved, and the expected life should be prolonged.
[0007]
This object is achieved by a general compressor of the characterizing part of claim 1.
Preferred embodiments of the invention are described in the characterizing part of the dependent claims.
[0008]
According to the present invention, in the application of the design criteria to date, a rotating component group consisting essentially of a rotor having a rotor shaft and a compressor wheel adjusts a critical bending fundamental frequency or resonance frequency in an operating rotational speed range. It is based on the recognition of having. During acceleration of the compressor, this fundamental frequency must be passed, at which point vibrations and noises are generated.
[0009]
For example, countermeasures from other technical fields are known, such as driving a hard disk for a computer, for the purpose of attenuating a vibration generated by a component rotating at a high rotational speed to a target value. For example, US Pat. No. 6,140,790 describes a complex control process for damping vibrations in a rotating system. This could be diverted in this case for an electric motor driven compressor, but would require complicated supplemental design and control measures.
[0010]
In comparison, the present invention provides a simple design of an electric motor driven in a conventional manner in which the first critical bending harmonic frequency is increased to a value above the highest rotational speed occurring during operation. This makes it possible to avoid vibrations occurring in the compressor. In this way, the operating behavior can be significantly improved, especially in terms of quietness of operation, generation of noise and operating life. This is achieved without the usual conventional supplementary countermeasures, such as, for example, active or passive damping methods, so that these advantages are practically Without any significant structural complexity or investment.
[0011]
Preferably, the increase of the harmonic frequency is realized by modifying the rotor shaft. By making targeted modifications in such a way as to increase the diameter of the axial part, the rotor shaft is designed as a rotating component, so that it can be modified without problem for the diameter of the axial part. As a result, the replacement of the desired frequency can be realized economically.
[0012]
These axial parts for receiving the bearings have proven themselves to be the first points of this type of modification. These bearing portions are designed or constructed to have a larger sized diameter. Basically, the inner diameter of the bearing provides a limit value that depends on the highest allowable rotational speed of the bearing.
[0013]
The increase in the fundamental frequency is also realized as a result of increasing the size of the shoulder adjacent the mounting part. The shoulders each have the effect of abutting the inner ring of the roller bearing, so that any increase in the diameter of the bearing part necessarily entails a corresponding increase in the diameter of the adjacent shoulder. .
[0014]
In addition, the fundamental frequency can be increased by expanding the axial portion for receiving the sealing disk. The diameter of this bearing part can at most be equal to the diameter of the adjacent bearing part, since otherwise it is no longer possible to introduce an inner bearing ring Is understood.
[0015]
A further additional option for increasing the fundamental frequency is to design the bearing arrangement of the rotor shaft to be particularly rigid.
With the aid of the selective design described above, it is possible to vary the fundamental frequency over a wide range, in particular from the highest operating rotational speed to a certain distance range. The safe distance of the fundamental frequency for the highest operating rotational speed is a function of, among other things, the degree to which manufacturing and friction-dependent vibrations must be taken into account.
[0016]
It has proven advantageous to replace the fundamental frequency by at least 25%, preferably by 50%, over the highest rotational speed that occurs during operation.
Next, the present invention will be described in detail with respect to an embodiment schematically shown in the drawings.
[0017]
The basic structure of the compressor can be seen from FIG.
The compressor 1 includes a compressor wheel 10 that can be driven via a rotor shaft 20. For this purpose, the rotor shaft 20 presents a receiving part 30 in which the compressor wheel 10 is seated and is fixed to the rotor shaft so as not to rotate via the fixing nut 12, which is fixed to the rotor shaft. The shaft 20 is screwed to a threaded portion 32. By appropriately designing the compressor housing part 14, the air passages 16, 18 are formed.
[0018]
The rotor shaft 20 has a central portion 22. Corresponding stator parts 50 are provided. The gap space 54 functions as a cooling water passage. In this manner, an asynchronous motor that functions to drive the compressor wheel 10 is formed. A motor control device (not shown) is provided in the housing portion 60 that closes each side of the compressor 1.
[0019]
For mounting the rotor shaft 20, two roller bearings 46 are provided. The rotor shaft 20 has a bearing portion 26 designed as a bearing seat with small manufacturing tolerances. Similarly, the housing parts 56, 58 in the region of the roller bearing 46 are manufactured with small manufacturing tolerances, so that a defined fit is obtained.
[0020]
Adjacent to the bearing part 26 is provided a shoulder part 24 which transitions to the central part 22, against which a roller bearing 46 is respectively supported in the axial direction.
[0021]
The rotor shaft 20 has a sealing part 28 between the receiving part 30 and the bearing part 26, which carries a sealing disk 42 with a piston ring 44. This forms a seal between the air passage and the area of the asynchronous motor.
[0022]
The invention is based on the principle that the components of the rotating structure consisting of the rotor shaft 20 and the compressor wheel 10 are such that their first critical bending fundamental frequency w 1 exceeds the highest operating speed n max. It is characterized by being designed. However, at the stage of the numerical design, there are also a series of peripheral conditions that must be adhered to so that the design of the rotor shaft 20 shown in FIG. 2 has significant significance.
[0023]
With regard to the design of the compressor wheel 10, in connection with the nature of the material, aero-thermodynamic prerequisites which allow little freedom in affecting the desired geometry of the compressor wheel 10 are observed or Must be maintained. The replacement of the first critical bending fundamental frequency is thus realized by influencing the geometry of the rotor shaft 20 as desired.
[0024]
When modifying the rotor shaft 20, it must first be observed that the maximum diameter in the region of the central part 22 is predetermined as a whole, since this maximum diameter is the geometry of the stator, in particular of the stator component 50. It depends on the morphological form. These values are determined by the power data of the asynchronous motor and cannot be changed for the required driving conditions.
[0025]
Thus, the first possibility to influence the first critical bending fundamental frequency consists in expanding the diameter in the region of the shoulder portion 24. This expansion of the diameter is basically subject to limits on the contour of the housing extending in this area.
[0026]
In addition, it is possible to increase the first critical bending fundamental frequency w 1 by expanding the diameter in the region of the mounting part or bearing part 26. The maximum possible diameter is affected by the bearing design and is limited by the maximum possible inner diameter of the lower bearing 46. The diameters of the mounting or bearing portion 26 and the shoulder portion 24 must be matched to each other, i.e., adapted to each other, at least in the transition region, and it must be ensured that the axial support of the roller bearings 46 can meet the design requirements. .
[0027]
A further possibility of increasing the bending fundamental frequency w 1 of the first critical ultimately by extended correspondingly a diameter in the region of the sealing portion 28 can also be realized. However, this diameter is greatest at the value of the diameter in the area of the adjacent bearing part 26, which means that during assembly of the motor the roller bearing 46 slides axially on the seal part 28 and to the bearing part 26. Because you have to do it.
[0028]
The result of applying the above criteria is a smaller rotor shaft 20 as compared to a conventionally designed rotor shaft. By enlarging the diameter of the axial part of interest in a targeted manner, it is ensured that the critical bending fundamental frequency w 1 is replaced to a value that exceeds the highest operating rotational speed n max . As a result, the compressor 1 no longer goes through the first critical bending fundamental frequency w 1 of the rotating structure component while accelerating to the operating speed, so that the quietness of operation, the generation of noise and the product The operating behavior relating to the service life is significantly improved.
[0029]
The successful effects achievable with the above design concept can be particularly understood by comparing FIGS. 3 and 4.
FIG. 3 illustrates a component group of a first structure including a compressor wheel 10 and a rotor shaft 20 indicated by reference numerals in a network. This figure shows a so-called "screenshot" of a numerical simulation, in which the deformation corresponding to the first critical bending feature of the network is exaggerated. The repeated parameter indicates a frequency of 1210.71 Hertz.
[0030]
The components of the rotating structure shown in FIG. 4 have the same design with respect to the compressor wheel 10. The differences relate to modifying the axial portion of the rotor shaft 20 in the manner and manner described above. The screenshot according to FIG. 4 shows that as a result of the relatively slight modification to the rotor shaft 20, the first critical bending fundamental frequency can be replaced by 2124.67 Hertz. The simulation results show that the first critical bending fundamental frequency w 1 is increased by a factor of 2 at a relatively low cost and complexity, and that this frequency is accordingly increased in this case to the highest operating rotational speed n 1 It is possible to replace up to a range exceeding max .
[0031]
[Reference code list]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Compressor 10 Compressor wheel 12 Fixed nut 14 Housing part 16 Flow passage 18 Flow passage 20 Rotor shaft 22 Central part 24 Shoulder part 26 Bearing part 28 Seal part 30 Receiving part 32 Threaded part 42 Seal disk 44 Piston ring 46 Roller bearing 50 Stator 52 Housing part 54 Clearance space 56 Housing part 58 Housing part 60 Housing part w 1 First critical bending fundamental frequency n max Maximum operating rotational speed [Brief description of drawings]
FIG.
It is an axial view of a compressor.
FIG. 2
It is a figure of a rotor shaft.
FIG. 3
It is a figure showing a modification state to a form of the 1st rotor.
FIG. 4
It is a figure showing the modification state to the form of the 2nd rotor.
