KR20210109594A - 고성능 압축기 및 증기 압축 시스템 - Google Patents

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KR20210109594A
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KR1020217024134A
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강 피. 리
더글라스 에스. 올센
브라이언 칼란
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아스펜 컴프레서 엘엘씨.
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Abstract

본 개시내용은 상당히 증가된 압축기 등엔트로피 효율, 모터 효율, 전체로서 모터, 압축기 펌프 및 시스템의 신뢰성 및 수명, 뿐만 아니라 새로운 고성능 압축기를 이용하는 새로운 증기 압축 시스템의 COP, 가열 용량, 및 SEER을 갖는 광범위한 냉동, 냉각 및 가열 용례에서 사용될 수 있는 새로운 종류의 고성능 압축기 및 연관된 증기 압축 시스템에 관한 것이다. 동일한 유형의 고성능 버전에 도달하기 위한 롤링 피스톤 로터리 압축기의 현재 구성에 대한 디자인 이론 및 수정이 전세계의 에어컨, 히트 펌프 및 냉장고의 탄소 푸트프린트의 상당한 감소를 야기하는 전체 압축기 산업에 의해 새로운 디자인 이론의 채택을 위한 방식을 여는 단지 소수 변경만을 갖고 다른 유형의 증기 압축 압축기에 즉시 적용 가능할 것이다.

Description

고성능 압축기 및 증기 압축 시스템
관련 출원
본 출원은 본 명세서에 그대로 참조로서 합체되어 있는, 2019년 1월 3일 출원된 발명의 명칭이 "개선된 효율을 갖는 압축기(COMPRESSORS WITH IMPROVED EFFICIENCY)"인 미국 가출원 제62/787,943호에 대해 35 U.S.C. §119(e) 하에서 우선권을 주장한다.
분야
개시된 실시예는 고효율 압축기 및 증기 압축 시스템에 관한 것이다.
로터리 압축기 또는 스크롤 압축기와 같은 다양한 유형의 압축기는 에어컨 또는 히트 펌프와 같은 다양한 용례에 사용된다. 소위 고압측(high-side) 압축기 디자인에서, 압축기의 쉘의 내부 공간은 배출 가스에 노출된다. 이들 압축기에서, 모터에 의해 발생된 열의 대부분은 시스템 내에서 최고 온도에서 배출 가스에 의해 제거되고 이미 높은 배출 온도보다 훨씬 더 높게 모터 동작 온도를 상승시키는 비교적 열악한 열 전달 특성을 갖는다. 결과적인 높은 모터 동작 온도는 더 낮은 모터 효율을 유도하는데, 이는 이어서 악순환을 셋업하는 모터에 의해 더 많은 열 발생을 유발한다. 게다가, 펌프 본체는 냉각되는 대신에, 더 낮은 등엔트로피 압축 효율 및 압축을 위한 더 높은 샤프트 동력 및 더 낮은 체적 효율 및 더 낮은 용량의 부정적인 결과를 갖고 고온 배출 가스에 노출되어 가열된다.
다른 기존의 압축기 디자인은 모터에 의해 발생된 열이 비교적 저온 흡입 가스에 의해 대부분 제거되지만 흡입 온도보다 훨씬 더 높게 모터 동작 온도를 상승시키는 비교적 열악한 열 전달 특성을 갖는 저압측(low-side) 배열을 사용한다. 따라서, 흡입 가스를 냉각제로서 사용하더라도 모터 동작 온도는 그렇게 낮지 않다. 펌프 본체는 또한 흡입 가스에 의해 냉각된다. 이들 2개의 열원, 즉 모터와 펌프 본체는 흡입 가스의 온도를 증가시킨다. 불행하게도, 압축 챔버에 진입하기 전에 흡입 가스의 가열은 저압측 쉘 스크롤 압축기 또는 저압측 쉘 왕복식 압축기에서 발생하는 체적 및 등엔트로피 효율을 저하시키는 심각한 역효과를 갖는다.
본 발명자들은 전술된 고압측 쉘 및 저압측 쉘 디자인을 포함하는 기존의 최신식 압축기 디자인이 효율을 증가시키기 위해 저온에서 모터 및 펌프 본체를 운전하는 이점을 이용하지 않기 때문에 만족스럽지 못하다는 것을 인식하고 이해하였다. 대신에, 현재의 최신식 압축기는 전술된 바와 같이 모터와 펌프 본체를 냉각시키는 역효과를 낳는 방법을 사용한다. 본 개시내용은 (1) 기계적 샤프트 동력 출력으로의 전력 입력으로부터의 훨씬 더 높은 변환 효율, 압축기 내에서 처리되는 단위 질량당 더 낮은 동력 입력, 및 모터의 신뢰성의 증가를 달성하기 위해 모터의 동작 온도를 상당히 낮추는 것; (2) 압축 프로세스를 위한 훨씬 더 높은 등엔트로피 효율을 달성하여 이에 의해 단위 질량당 압축 프로세스를 위해 요구되는 기계적 동력을 감소시키기 위해 압축 챔버의 효과적인 냉각을 위한 저렴하고 간단한 수단을 제공하는 것; 및 (3) 냉각 용량, 가열 용량, 냉각시의 성능 계수(이하 "COP") 및 가열시의 계절 에너지 효율비(이하 "SEER")에 악영향을 미치지 않고, 그리고 압축기의 비용을 실질적으로 증가시키지 않고 상기 2개의 목표를 달성하는 것을 포함하는 다수의 설계 가이드라인을 따름으로써 압축기를 훨씬 더 효율적으로 동작하게 하기 위한 새로운 설계 접근법을 설명한다.
이들 설계 원리는, 모터 또는 압축기 펌프 조립체가 효과적인 냉각을 제공하기 위해 본 개시내용에 설명된 특징을 통합하도록 압력 밀봉 쉘 내에 봉입될 수 있는 한, 광범위한 밀폐식, 반밀폐식 및 심지어 몇몇 개방 샤프트 압축기에 적용될 수 있다. 수정될 수 있는 압축기는 본 명세서에 언급되지 않은 다른 것들을 배제하지 않고, 롤링 피스톤 압축기, 동심 베인 압축기 및 스윙 압축기와 같은 롤러-피스톤/베인형 로터리 압축기; 하이-쉘 스크롤 압축기; 로우-쉘 스크롤 압축기, 스크류 압축기; 리니어 압축기; 이중 회전자 압축기; 왕복; 및 스와시 플레이트(swash plate) 압축기를 포함할 것이다.
몇몇 양태에 따르면, 본 개시내용에 따른 압축기의 모터는 개방 샤프트 구성 또는 자기 구동 구성의 경우에서와 같이 그 자신의 독립 쉘 내에, 압축기 쉘 내의 개별 구획 내에, 또는 압축기의 단일의 연속 쉘 내에 내부에 배치될 수도 있다. 모터는 모터의 동작 온도가 감소함에 따라 모터의 성능이 개선되는 특성을 갖는 이들 압축기에 사용될 수 있는 영구 자석 기반 BLDC 모터, 스위칭 릴럭턴스 모터, 인덕션 모터, 횡자속 모터 및 다른 모터를 포함한다. 이는 사용된 실질적으로 모든 전기 모터를 커버한다.
본 명세서에 설명된 새로운 냉각 방법은 배출 온도보다 상당히 더 낮은 온도에서 작동 유체를 사용하고, 선택적으로 증기 압축 용례에서, 고도로 효과적인 증발 냉각을 이용하기 위해 흡입 압력과 배출 압력 사이의 설정된 압력에서 모터를 통한 증발을 사용하거나, 또는 CO2 기반 초월 임계 냉동 시스템에서, 흡입 가스 또는 배출 가스를 사용하여 모터를 냉각하는 경우에 비교하여 훨씬 더 높은 열 전달 특성이 부여된 고압 열 교환기(증기 압축 시스템의 응축기에 해당함) 외부로 나오는 고압 유체를 사용한다. 임의의 이들 경우에, 모터와 펌프 본체를 냉각하는 새로운 방법은 모터 및 펌프 본체의 동작 온도를 최신식 압축기에서 가능한 것들에 비교하여 냉각 유체 온도보다 훨씬 더 낮거나 더 가깝게 하여 모터 효율 및 등엔트로피 효율의 현저한 증가를 야기할 것이다. 새로운 압축기를 위한 냉각 유체는 증발기 온도 또는 증발기 온도와 응축기 온도 사이의 냉매 유체일 수 있다. S-시리즈 압축기로 정의된 새로운 효율적인 압축기를 이용하는 S-시리즈 VCS로 정의된 새로운 VCS에서, 쉘 내부의 모터 또는 쉘 내부의 펌프는 모터 또는 펌프를 효과적으로 냉각하도록 전용된 2차 증발기 또는 인쉘(in-shell) 열 교환기로서 기능하여, 모터 동작 온도가 냉각 유체의 것에 가깝게 되고 압축 챔버가 인터쿨링(intercooling) 또는 급냉(quenching)의 이익을 획득하도록 훨씬 더 낮은 온도에서 동작하게 된다. 이러한 맥락에서, 압축 챔버의 냉각은 냉각 유체와 펌프 본체의 외부 표면 사이의 열 전달에 의해 또는 만일 존재하면, 적은 상당한 비용 영향을 갖고 실린더, 플랜지 및 중간 플레이트와 같은 구성요소를 위한 제조 프로세스 동안 편리하고 즉시 생산되는 펌프 본체의 벽을 통해 전략적으로 배치된 채널을 통해 냉각 유체를 가압함으로써 행해질 수 있다. 2개의 인쉘 2차 열 교환기의 각각은 동일한 압력에서 또는 각각에 대해 적절한 압력에서 동작하도록 설계될 수 있다. 다른 형태의 압축 챔버 냉각에서, 응축기 외부로 나오는 액체 냉매는 압축 행정 동안 압축 챔버 내에 분사되어 압축 가스를 급냉하여 유효 배출 온도를 낮추고 압축기에 의해 처리되는 단위 질량당 압축기의 등엔트로피 효율을 증가시킬 수 있다. 압축기의 모터 또는 펌프에 2차 열 교환기를 통합하는 것은 윤활, 누설, 마찰 등이 제어 하에 있고 전체 성능이 수정의 결과로서 개선될 것을 보장하기 위해 각각의 유형의 압축기의 디자인의 매우 신중한 검토를 요구한다.
더 낮은 온도의 작동 유체를 냉각제로서 사용하고 그리고/또는 전술된 2차 증발기를 이용하는 새로운 냉각 방법은 저가의 더 저온 등급의 자석 및 모터 구성요소의 사용을 허용할 뿐만 아니라, 또한 내부에 배치된 모터의 전기 효율, 신뢰성 및 수명을 상당히 증가시키고 뿐만 아니라 펌프 본체의 등엔트로피 효율, 신뢰성 및 수명을 증가시킬 수도 있다. 그러나 2차 증발기 또는 직접 액체 분사 프로세스를 위해 응축기 유출의 일부를 사용하는 것은 증발기를 통한 유량을 감소시켜 따라서 증기 압축 시스템의 냉각 성능을 감소시킬 것이다.
2차 증발기가 사용될 때 증기 압축 시스템의 냉각 또는 가열 성능에 악영향을 미치지 않기 위해, 2차 열 교환기 또는 외부 기화기 외부로 냉각 유체를 압축 챔버 내로 재분사하여 이에 의해 모터, BLDC 드라이브 및 펌프 메커니즘이 더 높은 토크 요건을 견딜 수 있는 경우 압축기의 고정 변위가 주어지면 2차 증발기 및 외부 기화기에 필요한 부가의 냉매 유동에 대한 폐루프를 생성함으로써 과급 프로세스가 도입될 수 있다. 과급 분사는 압축 사이클의 등엔트로피 효율, 및 궁극적으로 냉각 시스템의 COP(성능 계수) 또는 히트 펌프의 SEER을 증가시킬 수 있는 다른 기회를 열어주는 것이 발생한다. 새로운 압축기에 대한 고도로 권장되는 옵션으로서, 모터, 펌프 본체 또는 양자 모두를 효과적으로 냉각한 후 과급 프로세스를 통해 압축 공간 내에 냉매를 재분사하거나 또는 압축 프로세스의 내부 급냉의 이 특정 목적으로 응축기로부터 개별 유동을 사용한다. 정확한 조건 하에서 행해지면, 과급 분사는 특히 과급 분사 유체가 과급 분사 프로세스의 기간 동안 압축기 내부의 증기의 것보다 훨씬 더 낮은 비엔탈피를 갖는 경우 압축 프로세스 동안 급냉 효과를 효과적으로 도입함으로써 압축기의 등엔트로피 효율의 상당한 개선을 야기할 수도 있고, 급냉 효과는 냉매가 액체 슬러징(slugging) 또는 액체에 의한 윤활유 희석의 손상 효과 없이 분사시에 신속하게 증발할 것인 액체 냉매를 함유하면 더 현저해질 것이다. 압축 프로세스의 적절한 기간 동안 과급 프로세스를 통해 압축 공간 내에 분사된 냉매(냉매 증기 또는 습식 증기는 액체를 함유하는 증기를 의미함)는 압축기의 질량 유량을 그 고정된 변위에 대해 가능한 것을 초과하여 효과적으로 증가시키고, 따라서 서술자 "과급"이라 한다. "과급" 방법에서, 냉매의 과급량은 증발기로 진행하는 유동에 추가하여 루프 내에서 재순환될 것이다. 그 결과, 주 증발기를 통한 질량 유량의 감소가 없고 따라서 냉각 시스템을 위한 냉각 용량의 감소가 없을 것이다. 다른 한편으로, 과급으로 인한 더 높은 압축기 출력은 히트 펌프 모드에서 VCS의 가열 용량을 증가시킬 것인데, 이는 스크롤 압축기를 사용하는 최신식 히트 펌프 시스템에 이미 사용되고 있고, 응축기로부터 전환된 추가 냉매 유동은 모터를 위한 임의의 냉각에 사용되지 않는다.
몇몇 양태에 따르면, 본 명세서에 개시된 과급 메커니즘 및 프로세스는 VCS의 특정 요구에 적합하도록 설계 및 최적화될 수도 있다. 예를 들어, 1차 증발기의 온도에 가깝게 2차 열 교환기의 최저 가능한 증발 온도에서 모터를 냉각하기 위해, 2차 열 교환기 내로의 분사 압력은 1차 증발기의 압력보다 훨씬 더 높을 수 없다. 이는 2차 열 교환기로부터의 배출 압력이 2차 열 교환기 내로의 분사 압력보다 더욱 더 낮을 것이고, 압력은 과급 프로세스 동안 압축 챔버 압력보다 더 높아야 할 필요가 있는 것을 의미한다. 과급 분사는 흡입 포트가 폐쇄된 후 그리고 압축이 시작된 후에 발생하기 때문에, 과급 분사 밸브 포트 면적은 분사 중에 압력 강하를 감소시키기 위해 특정 압축기의 기하학적 제약에 의해 허용되는 가능한 한 클 필요가 있고, 흡입 포트가 폐쇄된(롤링 피스톤/베인형 압축기의 경우 롤러에 의해) 직후에 개방되고, 그 기간은 지속적인 압축으로 인한 압력 증가를 최소화하기 위해 가능한 한 짧을 필요가 있다. 게다가, 증발에 의해 대부분 모터를 냉각하기 위해 요구되는 충분하고 적절한 양의 냉매가 과급 프로세스 동안에 압축 공간 내로 분사될 것을 또한 보장해야 한다.
몇몇 경우에, 2차 열 교환기의 온도가 더 높을 수 있으면 또는 표면 상에서 또는 압축기 내부의 냉각 채널을 통해 압축기 본체를 냉각하도록 구성되면, 분사 포트 디자인 및 타이밍에 대한 요건은 덜 엄격할 수 있다. 예를 들어, 목표 모터 동작 온도가 1차 증발기 및 응축기의 평균 온도이면, 분사는 압축 사이클 동안 훨씬 이후에 발생할 수 있고, 밸브 장소 및 크기는 밸브 포트 장소, 분사 압력 등에 의해 부여되는 더 적은 제한을 갖고 더 즉시 수용될 수 있다.
다른 한편으로, 롤러-베인형 압축기 내에서 발생할 수도 있는 액체 슬러징 및 오일 희석/세척 시나리오를 회피하는 데 사용될 압축 프로세스의 종료를 향해 압축 공간을 급냉하기 위해 압축 공간 내로 응축기 액체를 과급하는 경우는 부가의 고려 사항을 제시할 수도 있다. 이 경우, 과급 분사는 바람직하게는 압축 공간 내의 냉매의 온도가 충분히 높아서 분사된 냉매, 예를 들어 미세한 액체 입자의 스프레이가 전체 분사 기간 전체에 걸쳐 분사시 순간적으로 기화된 후에 행해진다. 그러나, 몇몇 경우에, 무오일(oil-less) 스크롤 압축기와 같은 몇몇 압축기는 기계적으로 그리고 성능면에서 큰 유해한 영향 없이 특정 정도의 액체 슬러징을 수용할 수 있는데 이 경우에 과급이 더 쉬워진다.
응축기 내로의 압축기의 냉매 처리량이 과급의 양과 압축기 동력 입력의 증가이기 때문에 응축기로부터 방출되는 열에 의해 측정되는 가열 용량이 증가할 것이라는 점에서 과급 분사의 다른 현저한 이점이 히트 펌프 내에서 발생할 것이다.
오일 윤활식 VCS 로터리 압축기에 본 발명에 개시된 냉각 방법을 사용하는 특정 실시예는 특히, 제한된 헤드룸을 갖는 용례를 위해 수평 VCS 로터리 압축기로 이들을 재구성하는 데 이바지한다.
일 실시예에서, 증기 압축 시스템은 압력 격납 쉘을 포함하는 압축기, 쉘 내에 위치된 모터, 및 쉘 내에 위치되고 모터에 동작 가능하게 결합된 펌프를 포함한다. 증기 압축 시스템은 압축기의 배출 포트에 결합되고 냉매를 기상으로부터 액상으로 응축하도록 구성된 응축기를 더 포함한다. 응축기로부터의 액상 냉매의 제1 부분은 모터 및/또는 펌프를 냉각시키기 위해 모터 및/또는 펌프로 전환된다. 증기 압축 시스템은 응축기로부터 응축된 냉매를 수용하고 냉매의 압력을 낮추기 위해 냉매를 팽창시키도록 구성된 제1 팽창 디바이스, 및 제1 팽창 디바이스로부터 냉매를 수용하여 액상으로부터 기상으로 냉매를 증발시키도록 구성된 증발기를 더 포함한다. 기상 냉매는 압축기의 흡입 포트로 지향된다.
상기 개념, 및 이하에 설명되는 부가의 개념은, 본 개시내용이 이 관점에서 한정되는 것은 아니기 때문에, 임의의 적합한 조합으로 배열될 수도 있다는 것이 이해되어야 한다. 또한, 본 개시내용의 다른 장점 및 신규 특징은 첨부 도면과 함께 고려될 때 다양한 비한정적인 실시예의 이하의 상세한 설명으로부터 명백해질 것이다.
본 명세서 및 참조로서 합체된 문헌이 상충하는 및/또는 불일치하는 개시내용을 포함하는 경우, 본 명세서가 우선할 것이다. 참조로서 합체되어 있는 2개 이상의 문헌이 서로에 대해 상충하는 및/또는 불일치하는 개시내용을 포함하는 경우, 이후의 유효일을 갖는 문헌이 우선할 것이다.
첨부 도면은 실제 축척대로 도시되도록 의도된 것은 아니다. 도면에서, 다양한 도면에 도시되어 있는 각각의 동일한 또는 거의 동일한 구성요소는 동일한 참조 번호로 나타낼 수도 있다. 명확성을 위해, 모든 구성요소가 모든 도면에서 도면 부호 표기되어 있지 않을 수도 있다. 도면에서:
도 1은 온도의 함수로서 네오디뮴(NdFeB) 자석의 자속 밀도의 그래프이다.
도 2는 모터의 동작 온도의 함수로서 네오디뮴(NdFeB) 자석 회전자와 구리 고정자 권선을 갖는 BLDC 모터에 대한 정규화된 토크의 그래프이다.
도 3은 모터의 동작 온도의 함수로서 네오디뮴(NdFeB) 자석 회전자와 구리 고정자 권선을 갖는 BLDC 모터의 효율의 그래프이다.
도 4는 스트론튬-페라이트-자석 회전자와 구리 고정자 권선을 갖는 BLDC 모터의 성능에 대한 온도의 영향을 나타내고 있는 플롯 및 표이다.
도 5는 배출 유체에 의해 냉각된 동일한 모터를 갖는 최신식 고압측 로터리 VCS 압축기의 것에 비해 증발기 온도에서 동작하는 NdFeB 자석 회전자/구리 고정자 권선을 갖는 BLDC 모터를 갖는 로터리 VCS 압축기의 추정 성능 개선의 표이다.
도 6은 모터가 배출 가스에 의해 냉각된 모터를 갖고 압축기 펌프 조립체 홀더를 통해 쉘에 간접적으로 장착된 압축기의 펌프 조립체 및 고정자 홀더를 통해 압축기 펌프 조립체에 간접적으로 장착된 고정자를 갖는 고압측 쉘 BLDC 롤링 피스톤 압축기의 일 실시예의 개략도이다.
도 7은 2개의 공간에 대한 분리를 제공하는 분리기 및 또한 상부 베어링 보어, 배출 밸브 및 머플러를 구비하고 압축 공간을 형성하기 위한 롤러 및 실린더를 위한 천장을 제공하는 상부 플레이트, 및 거의 흡입 온도 유체에 의해 냉각되는 BLDC 모터를 갖는 고압측/저압측 쉘, BLDC 롤링 피스톤 압축기의 일 실시예의 개략도이다.
도 8은 도 7에 도시되어 있는 고압측/저압측 롤링 피스톤 압축기용 윤활 시스템의 상세도이다.
도 9는 흡입 온도 유체에 의해 냉각되는 모터 및 하부 플랜지 및 샤프트의 저부에 내장된 배출 가스 보조 윤활유 펌프를 갖는 저압측 쉘, 롤링 피스톤 압축기의 일 실시예의 개략도이다.
도 10은 도 9에 도시되어 있는 압축기의 펌프 조립체에 내장된 배출 가스 보조 윤활유 펌프의 상세도이다.
도 11은 도 9 및 도 10에 도시되어 있는 저압측 쉘, 롤링 피스톤 압축기에 사용되는 내장형 윤활유 펌프용 펌핑 메커니즘의 2차원 표현이다.
도 12는 압축기 펌프 조립체 및 모터의 장소가 전환되어 있고, 윤활유 펌프가 모터 아래에 부착되어 있는 저압측 쉘 롤링 피스톤 압축기의 다른 실시예의 개략도이다.
도 13은 도 9 및 도 12에 도시되어 있는 저압측 쉘 로터리 압축기에 선택적으로 사용될 수 있는 베인 보조 고압 가스 캐비티를 위한 장치의 일 실시예의 개략도이다.
도 14는 선택적인 중간 플레이트를 갖는 수평 동작식 트윈 실린더, 고압측/저압측 쉘 롤링 피스톤 압축기의 일 실시예의 개략도이다.
도 15는 펌프 조립체와 모터 고정자의 모두가 쉘에 견고하게 부착되어 있는 가장 널리 사용되는 최신식 고압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기 구성의 실시예에 대한 개략도이다.
도 16은 모터 고정자가 쉘에 직접 부착되어 있지만 펌프 조립체는 압축기 펌프 조립체 홀더를 통해 간접 부착되어 있는 고압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기 구성의 변형 실시예에 대한 개략도이다.
도 17은 펌프 조립체가 압축기 펌프 조립체 홀더를 사용하여 쉘에 간접 부착되어 있고 모터 고정자가 고정자 홀더를 사용하여 펌프 조립체에 간접 부착되어 있는 고압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기 구성의 변형 실시예에 대한 개략도이다.
도 18은 가장 널리 사용되는 최신식 고압측 쉘 롤링 피스톤 로터리 압축기에서 부착 방법과 유사하게 펌프 조립체와 모터의 모두가 쉘에 직접 부착되어 있는 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 실시예에 대한 개략도이다.
도 19는 펌프 조립체가 압축기 펌프 조립체 홀더를 사용하여 쉘에 간접 부착되어 있고 모터는 쉘에 직접 부착되어 있는 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 실시예에 대한 개략도이다.
도 20은 도 17의 디자인에서 부착 방법과 유사하게 펌프 조립체가 압축기 펌프 조립체 홀더를 사용하여 쉘에 간접 부착되어 있고 모터는 고정자 홀더를 사용하여 분리기에 간접 부착되어 있는 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 실시예에 대한 개략도이다.
도 21은 펌프 조립체와 모터의 모두가 분리기에 직접 부착되어 있는 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 실시예에 대한 개략도이다.
도 22는 펌프 조립체가 분리기에 직접 장착되어 있고 모터가 고정자 홀더를 사용하여 분리기에 간접 부착되어 있는 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 실시예에 대한 개략도이다.
도 23은 주 흡입 라인과 계량 액체 분사 라인의 모두가 모터를 냉각하기 위해 저압측 쉘을 통과하는 증기 압축 냉동 시스템에 사용되는 도 20에 도시되어 있는 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 실시예에 대한 단순화된 개략도이다.
도 24는 고압측에서 쉘을 통해 흡입 포트에 직접 연결된 주 흡입 라인과 계량 액체 분사 라인이 모터를 냉각하기 위해 저압측 쉘을 통과하는 증기 압축 냉동 시스템에 사용되는 도 20에 도시되어 있는 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 실시예에 대한 개략도이다.
도 25는 주 흡입 라인과 계량 액체 분사 라인이 모터를 냉각하기 위해 저압측 쉘을 통과하고 반면 배출 가스는 배출 포트에 연결된 배출 튜브를 통해 쉘 외부로 직접 배출되는 증기 압축 냉동 시스템에 사용되는 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 실시예에 대한 개략도이다.
도 26은 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기, 스크롤 압축기 및 왕복식 압축기를 포함하여, 내부에 배치된 모터를 갖는, 일반적으로 조정 가능한 쉘 압력, 단일 쉘, 오일 윤활, VCS 압축기의 실시예에 대한 개략도이다.
도 27은 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기, 스크롤 압축기 및 왕복식 압축기를 포함하여, 내부에 배치된 모터를 갖는, 일반적으로 고압측/조정 가능한 저압측 오일 윤활 또는 무오일, VCS 압축기의 실시예에 대한 개략도이다.
도 28은 몇몇 실시예에 따른, 펌프 본체 냉각의 이익을 도시하고 있는 플롯이다.
도 29는 과급 분사를 경험하는 증기 압축 시스템의 압력 엔탈피 분석의 플롯이다.
도 30은 냉각시에 과급 분사의 성능 개선의 개략도이다.
도 31은 가열시에 과급 분사의 성능 개선의 플롯이다.
도 32는 롤링 피스톤 압축기에서 과급 분사 포트의 실시예의 개략도이다.
도 33은 롤러 활성화 과급 밸브의 실시예의 개략도이다.
도 34는 도 33의 롤러 활성화 과급 밸브의 상세도이다.
본 명세서에 사용될 때, 증기 압축 시스템(VCS)은 작동 가스가 2개의 상이한 압력 및 온도에서 상 변화를 경험하는, 일 측으로부터 열을 추출하고 다른 측으로 열을 방출하도록 설계된 시스템을 칭할 수도 있다. 그 주 구성요소는 압축기, 응축기, 열 팽창 디바이스 및 증발기이다. VCS는 주택, 건물, 및 자동차의 공조를 위해 가장 널리 사용되는 방법일 뿐만 아니라 저항 가열에 비교하여 응축기로부터의 열을 이용하는 효율적 가열 방법이다. 이는 또한 가정용 및 상업용 냉동고, 냉장고, 식품 및 육류의 냉장 또는 냉동 저장을 위한 대규모 냉장 창고, 냉장 트럭 및 철도 차량, 및 정유 공장, 석유 화학 및 화학 처리 플랜트 및 천연 가스 처리 플랜트와 같은 다수의 다른 상업 및 산업 서비스에 사용된다. 이는 또한 온수, 의류 건조기, 주택, 건물, 전기 자동차 등의 히트 펌프로서 사용될 수 있다.
본 명세서에 사용될 때, 초월 임계 유체 압축 시스템은 고압, 고온 프로세스 동안 CO2와 같은 냉매의 초임계 및 아임계 영역에 도달하는 VCS의 서브세트를 칭할 수도 있다. 그 주 구성요소는 압축기, 응축기 대신에 고압 초월 임계 열 교환기, 열 팽창 디바이스, 및 증발기이다.
본 명세서에 사용될 때, 모터용 인쉘 2차 열 교환기는 쉘, 모터 및 바람직하게는 증발을 통해 액체 냉매를 사용하여 모터로부터 열을 제거하기 위한 적절한 유로로 이루어진 열 교환기를 칭할 수도 있다.
본 명세서에 사용될 때, 펌프용 인쉘 2차 열 교환기는 쉘, 펌프 및 바람직하게는 증발을 통해 액체 냉매를 사용하여 펌프/압축 챔버로부터 열을 제거하기 위한 적절한 유로로 이루어진 열 교환기를 칭할 수도 있다.
본 명세서에 사용될 때, 외부 기화기는 바람직하게는 냉각 유체의 증발 또는 고효능 열 전달 메커니즘을 통해 적절한 압력 및 온도로 팽창된 전환된 액체 유동을 이용하여 응축기 또는 고압 열 교환기로부터 주 액체 유동으로부터 열을 제거하기 위한 열 교환기를 칭할 수도 있다.
본 명세서에 사용될 때, 전환된 냉매 유동은 모터, 펌프 본체 또는 외부 기화기용 인쉘 2차 열 교환기 내의 냉각제로서 사용되고 바람직하게는 과급 프로세스를 통한 압축 프로세스 동안 압축 공간으로 복귀될 VCS에서 응축기 외부로의 액체 냉매 또는 초월 임계 시스템의 고압 열 교환기 외부로의 냉매의 부분을 칭할 수도 있다.
본 명세서에 사용될 때, 과급은, 더 높은 모터 효율을 유도하는 상당히 더 낮은 모터 동작 온도, 더 긴 모터 수명, 높은 신뢰성, 펌프를 위한 더 낮은 동작 온도를 유도하는 상당히 더 낮은 압축 챔버 온도, 더 높은 압축기 등엔트로피 효율, 압축기에 의해 압축된 냉매의 단위 질량당 더 낮은 압축기 동력, 더 낮은 배출 온도, 압축기 펌프를 위한 더 양호한 윤활 및 더 긴 수명, 및 VCS의 증가된 냉각 또는 가열 용량, 더 높은 COP, 또는 더 높은 SEER의 견지에서 성능 향상을 달성하기 위해, 모터 및 압축 챔버/펌프 본체로부터 열을 제거한 후에 인쉘 2차 열 교환기 외부로, 또는 바람직하게는 흡입 포트가 폐쇄된 후에 그리고 배출 포트가 개방되기 전에 그 압축 프로세스 동안 적절한 시간에 주 액체 스트림으로부터 압축 챔버 내로 열을 제거한 후에 주 냉매의 부가의 과냉각을 위해 외부 기화기 외부로 나오는 VCS의 응축기 또는 고압 열 교환기로부터 전환된 냉매를 분사하는 방법을 칭할 수도 있다.
본 명세서에 사용될 때, S-시리즈 압축기는 응축기(초월 임계 CO2 시스템의 고압 열 교환기)의 액체 유동으로부터 전환되고 높은 모터 효율을 유도하는 낮은 모터 동작 온도를 얻기 위해 저온에서 그리고 저온 간극을 가로질러 모터를 효과적으로 냉각하는 데 사용되는 냉매를 압축기 내로 과급(재분사)하고; 등엔트로피 효율을 증가시키기 위해 펌프 본체를 외부에서 냉각하고; 또는 등엔트로피 효율을 증가시키고 단위 질량당 압축기 동력을 감소시키기 위해 압축 프로세스를 급냉하기 위해 압축 챔버 내로 분사하기 위한 설비를 구비하는 VCS 압축기를 칭할 수도 있다. 과급은 더 낮은 모터 동작 온도에 기인하는 모터 내의 훨씬 더 높은 전기-대-기계 동력 변환 효율로 인한 압축기의 상당히 더 높은 전체 성능, 더 낮은 유효 흡입 온도로 인한 흡입 프로세스 동안의 더 높은 체적 효율, 압축 챔버의 인터쿨링에 기인하는 압축 중에 더 높은 등엔트로피 효율 및 더 낮은 배출 온도, 압축 프로세스 동안의 과급에 의해 추가된 냉매 유동에 기인하는 고정 변위 압축기에 대한 더 높은 총 냉매 배출 유량, 압축 챔버의 더 긴 기대 수명 및 더 낮은 온도 동작을 보장하면서 모터의 저온 동작 및 더 양호한 윤활, 밀봉, 부품 및 베어링의 감소된 마모를 유도하는 더 낮은 배출 온도에 기인하는 더 긴 기대 수명, 및 상기 모두에 기인하는 증가된 신뢰성을 유도할 것이다.
본 명세서에 사용될 때, S-시리즈 VCS는 유체 라인을 따른 S-시리즈 압축기, 밸브, 팽창 디바이스, 외부 기화기, 제어 로직 및 하드웨어, 및 성능 계수, 냉각 또는 가열 용량, 및 신뢰성의 견지에서 VCS의 상당히 더 높은 성능을 유도하는 S-시리즈 압축기의 기능 및 특징을 수용하기 위한 다른 설비를 구비하는 VCS 시스템을 칭할 수도 있다.
본 명세서에 사용될 때, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는 내부 회전자 또는 외부 회전자 유형의 로터리 모터를 수용하는 압력 수용 쉘, 로터리 모터에 의해 구동되는 로터리 압축기 펌프 조립체를 포함하는 밀폐식 또는 반밀폐식 로터리 압축기를 칭할 수도 있고; 압축기 펌프 조립체의 편심 샤프트의 일 단부는 모터의 내부 회전자 또는 외부 회전자에 연결되어 구동되고, 압축기 펌프 조립체는 적어도 하나의 베인, 편심부당 적어도 하나의 롤러를 구동하는 적어도 하나의 편심부를 갖는 샤프트, 흡기 포트 및 각각의 사이클 동안 베인의 이동을 수용하기 위한 슬롯 또는 캐비티를 구비한 적어도 하나의 실린더, 피스톤의 기능을 수행하는 편심부당 적어도 하나의 롤러, 상부 베어링 보어 및 배출 밸브 및 그 포트를 갖는 상부 플랜지(또는 2-압력 쉘 구성에서, 배출 밸브 및 그 포트를 갖는 상부 플레이트 및 상부 베어링 보어를 포함하는 분리기), 다중 실린더 구성의 적어도 하나의 중간 플레이트, 및 하부 베어링 보어, 배출 밸브 및 그 포트를 갖는 하부 플랜지로 구성되고; 베인은 최신식 롤링 피스톤 압축기와 유사하게 롤러와 접촉을 유지하면서 링 형상 롤러-피스톤이 실린더의 내부 윤곽 상에서 롤링하는 동안 베인 슬롯 내에서 전후로 이동하도록 설계되고, 또는 베인은 최신식 스윙 압축기와 유사하게 롤러에 물리적으로 부착되고 편심부에 의해 구동되는 링 형상 롤러-피스톤이 실린더의 내부 윤곽을 따라 이동하는 동안 실린더 본체 내에 제공된 공간 내외로 스윙 및 이동하도록 설계되고; 실린더 내경 표면, 플랜지, 중간 플레이트, 상부 플레이트, 롤러(들), 및 베인 등에 의해 형성된 각각의 압축기 펌프 내의 내부 압축 공간(들)은 흡입, 압축, 배출 및 재팽창 프로세스를 실행하는 체적의 주기적 변화를 경험하고; 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는 상기 일반적인 설명에 적합하는 다른 것들을 제외하지 않고, 최신식 롤링 피스톤 압축기, 스윙 압축기 및 샤프트 편심부-베인의 각각의 쌍을 위한 다중 압축 공간을 형성하는 2개 이상의 중첩된 롤러를 갖는 소위 동심 베인 압축기를 포함하고; 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는 단일 실린더 펌프 또는 다중 실린더 펌프 압축기이고; 다중 실린더 펌프 압축기는 1단 또는 다단 압축기이고; 압축기는 압축기 펌프 조립체의 구성요소들 중 하나의 주연부에 위치된 윤활유 흡기 포트를 갖는 종래의 수직 동작 모델 또는 수평 동작 모델이고, 여기서 제공된 흡기 포트를 갖는 구성요소의 하부 부분은 윤활유 섬프(sump)에 침지되거나, 흡기 포트를 윤활유 섬프에 연결하는 튜브를 통해 연통하고; 압축기는 중간 구성요소를 사용하는 직접 또는 간접 방법의 견지에서, 펌프 조립체, 모터, 분리기, 쉘 등 사이의 임의의 부착 방법을 가질 수 있다.
본 명세서에 사용될 때, 고압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 칭할 수도 있고, 그 쉘 내부의 공간은 고압 및 고온의 배출 가스에 노출되고, 모터에 의한 기계적 동력으로의 전력의 변환 동안 모터에 의해 발생된 열은 비교적 고온 배출 가스에 의한 대류 열 전달을 통해 대부분 제거된다. 따라서, 모터를 위한 냉각제 가스의 기본 온도는 이미 높은 배출 가스 온도이다. 모터 동작 온도는 모터 열이 모터로부터 배출 가스로 전달되게 하는 데 필요한 레벨까지 비교적 낮은 대류 열 전달로 인해 배출 온도보다 훨씬 더 높아질 것이다. 롤링 피스톤 압축기 또는 스윙 압축기와 같은 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기가 이 범주에 속한다.
본 명세서에 사용될 때, 조정 가능한 압력, 단일 쉘, 로터리 증기 압축 압축기는 VCS 용례에서 사용되는 단일 쉘 내의 로터리 압축기를 칭할 수도 있고; 흡입 가스 또한 배출 가스 중 어느 것도 쉘 내부의 가스와 상호 작용하지 않고; 압축기가 오일 윤활되면, 배출 가스에 혼입된 오일은 내부 또는 외부의 오일 분리기에 의해 분리되고, 인샤프트(in-shaft) 캐비티 고압 오일 저장조 또는 압축기 펌프 조립체 내의 다른 적절한 내부 오일 저장조로 다시 공급되고; 응축기로부터 쉘 내로 액체 냉매를 분사하는 라인이 있고; 그 쉘 내부의 압력은 열 팽창 밸브 또는 니들 밸브 등과 같은 적합한 수단에 의해 흡입 압력과 배출 압력 사이에서 제어되고, 기계적 동력으로의 전력의 변환 동안 모터에 의해 발생된 열은 모터와 접촉하는 분사된 액체의 증발에 의해 대부분 제거될 것이다. 모터의 기본 온도는 일반적으로 배출 온도보다 훨씬 더 낮은 쉘 압력에서 냉매의 증발 온도이다. 증발 냉각의 극도로 높은 열 전달 계수로 인해, 모터 동작 온도는 선택한 압력에서 액체의 증발 온도보다 단지 약간만 더 높아질 것이다. 액체의 증발 온도를 결정하고 모터의 기본 온도가 되는 쉘 압력은 모터 효율, 압축기 펌프 냉각, 펌프 조립체로부터 쉘로 누설되는 윤활유의 펌핑 손실 등을 고려하여 최적의 압축기/시스템 성능을 위해 설정될 것이다. 이는 모터가 감소된 모터 효율을 야기하는 이미 더 높은 배출 가스 온도에 비해 훨씬 더 높은 온도 상승을 야기하는 비교적 낮은 대류 열 전달로 배출 가스에 의해 냉각되는 최신식 로터리 압축기에서 발생하는 것에 훨씬 더 유리할 것이다.
본 명세서에 사용될 때, 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 칭할 수도 있고, 그 쉘 내부의 공간은 그 압력 및 온도가 흡입 가스의 압력 및 온도 또는 그 부근에 있는 냉각 매체로서 작용하는 쉘 내에 분사된 흡입 가스 및/또는 증발 액체에 노출되고, 기계적 동력으로의 전력의 변환 동안 모터에 의해 발생된 열은 비교적 저온 냉각 매체에 의해 제거된다. 따라서, 모터를 위한 냉각제 가스의 기본 온도는 비교적 낮은 흡입 가스 또는 증발기 온도에 가깝다. 모터 동작 온도는 모터 열이 모터로부터 냉각 매체로 전달되게 하는 데 필요한 레벨까지 냉각 매체 온도를 초과하여 증가할 것이다. 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는, 압축기 동작 중에 압축기 펌프의 회전 구성요소를 윤활하고 밀봉하기 위해 저압 섬프로부터 고압으로 윤활유를 가져오기 위한 극도로 낮은 가변 유동/고압 부스트 능력을 갖는 윤활유 펌프를 사용하여 저압 윤활유 섬프로부터 공급되는 인샤프트 캐비티 고압 윤활유 저장조가 부속되어 있다. 인샤프트 캐비티 고압 윤활유 캐비티 내부의 요구 윤활유 압력은 압축 챔버(들) 내의 평균 압력과 배출 압력 사이에 있을 것이고, 디폴트 압력은 배출 압력일 것이다. 압축기가 내부-회전자 모터가 부속되어 있으면, 이는 8개의 잠재적 구성 중 임의의 하나를 가질 수 있다. 압축기가 외부-회전자 모터가 부속되어 있으면, 이는 모터의 고정자, 압축기 펌프와 쉘 사이의 직접 또는 간접 부착 수단의 견지에서 4가지 잠재적 구성 중 임의의 하나를 가질 수 있다. 세계에서 사용되는 실용적인 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는 공지되어 있지 않다.
본 명세서에 사용될 때, 베인 보조, 고압, 가스 캐비티는 롤러에 대향하는 베인 슬롯의 후방에 있는 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기 내의 내부 캐비티를 칭할 수도 있다. 예를 들어, 배출 머플러에 연결 통로를 제공함으로써 배출 압력으로 유지되는 이 캐비티는 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에서, 수십년의 사용에 걸쳐 양호하게 테스트되어 온 최신식 고압측 쉘 롤링-피스톤 압축기의 동일한 베인 동역학을 복제한다. 베인 보조 고압 가스 캐비티는, 최신식 고압측 쉘 롤링 피스톤 압축기에서 발견되는 베인 동작 조건, 가스 및 윤활유 누설 현상을 면밀하게 복제하기 위해, 배출 압력으로 유지되는 저압측 쉘 롤링 피스톤 로터리 압축기 및 조정 가능한 압력, 단일 쉘, 롤링 피스톤 로터리 압축기를 위해 베인의 후방의 봉입된 캐비티로서 정의된다.
본 명세서에 사용될 때, 분리기는 배출 압력/온도 섹션(고압측 쉘 섹션) 및 낮은 압력/온도 섹션(저압측 쉘 섹션)을 생성할 것인 쉘 내의 압력-분리 부재를 칭할 수도 있다. 분리기는 압입, 간섭 끼워맞춤, 용접, 볼트, 스크류 등과 같은 다양한 수단에 의해 압축기 펌프 조립체 및 쉘에 부착될 수 있다. 분리기는 압축기 펌프 자체의 구성요소 중 하나의 확장부일 수 있다(예를 들어, 상부 플랜지 또는 확장된 둘레를 갖는 상부 플랜지 또는 실린더가 분리기로서 작용할 수 있음).
본 명세서에 사용될 때, 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 칭할 수도 있고, 쉘 내부의 공간은 분리기에 의해 2개의 섹션: 분리기의 일 측면, 압축기 펌프의 외부 표면, 및 쉘의 대응 측면에 의해 형성되고 배출 튜브가 연결되는 고압측 섹션(고압/고온 섹션)으로서; 고압측 쉘 섹션에는, 펌프 조립체가 있고, 고압측 쉘의 하부 부분에 윤활유 섬프가 있으며, 내부 공간은 높은 배출 압력에 노출되거나 높은 배출 압력으로 또는 그 부근으로 유지되는, 고압측 섹션; 및 분리기의 다른 측면, 압축기 펌프의 상부 플랜지 또는 저압측 플랜지의 노출된 부분 및 쉘의 그 측면에 의해 형성되고 흡입 압력 작동 유체 라인 및/또는 액체 분사 라인이 연결되는 저압측 쉘 섹션(저압/저온 섹션)으로 분할되고; 모터는 저압측 쉘 내부에 위치되고 저압측 쉘 내로 유입되는 저온 유체에 의해 냉각되고; 압축기 펌프 조립체의 본체 및 고압 윤활유 섬프는 고압측 섹션에 위치되고; 모터용 냉각 유체는 분리기 상에 제공된 입구를 통해 그리고 압축기 펌프 조립체의 내부 통로를 통해 또는 흡입 프로세스 동안 고압측 쉘 내에 위치된 압축기 펌프 내의 흡입 플레넘(plenum) 및 실린더(들)용 흡입 포트(들)로 모두 유도되는 고압측 쉘 내로 복귀하는 저압측 쉘에 부착된 외부 튜브를 통해 저압측 쉘을 빠져나가고; 압축기는 고압 윤활유 섬프로부터 공급되고 배출 압력 부근에서 유지되는 인샤프트 캐비티 고압 윤활유 저장조가 부속되고; 윤활유에 의해 샤프트에 인가되는 균형화된 축방향 및 반경방향 힘에 대한 선택적 설비가 있고; 가스 압력에 의해 샤프트에 인가되는 균형화된 축방향 힘에 대한 선택적 설비가 있다.
본 명세서에 사용될 때, 고압측/조정 가능한 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 VCS 압축기는 VCS 용례에서 사용되는 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 칭할 수도 있고, 응축기로부터 저압측 쉘 내로 액체 냉매를 도입하는 라인이 있고; 그 저압측 쉘 내부의 압력은 열 팽창 밸브 또는 니들 밸브 등과 같은 적합한 수단에 의해 흡입 압력과 배출 압력 사이에서 조정될 수 있고, 모터에 의해 기계적 동력으로의 전력의 변환 동안 모터에 의해 발생된 열은 모터와 접촉하는 액체의 증발에 의해 대부분 제거될 것이다. 저압측 쉘 내부의 압력은, 저압측 쉘 압력이 증가될 때 감소하여 고압측 쉘과 저압측 쉘 사이의 압력차가 감소하게 되는 는 상부 베어링을 지나는 윤활유 누설로 인한 펌핑 손실, 모터 냉각제 온도가 낮아지고 모터 동작 온도가 이에 따라 낮아짐에 따라 저압측 압력이 낮아질 때 증가하는 모터 효율과 같은 다양한 인자를 고려하여 압축기/시스템 성능을 최적화하도록 조정될 수도 있고; 모터의 기본 온도는 선택된 압력에서 냉매의 증발 온도이다. 증발 냉각의 극도로 높은 열 전달 계수로 인해, 모터 동작 온도는 선택한 압력에서 액체의 증발 온도보다 단지 약간만 더 높아질 것이다. 냉각 유체는 저압측 쉘을 빠져나올 것이고, 필요한 경우 팽창 디바이스를 통과하여 증발기로 유도될 것이다. 이는 모터가 이미 높은 배출 가스 온도에 비해 훨씬 더 높은 온도 상승을 야기하는 비교적 낮은 대류 열 전달로 배출 가스에 의해 냉각되는 최신식 로터리 압축기에서 발생하는 것에 훨씬 더 유리할 것이다.
본 명세서에 사용될 때, 수직 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는 공칭적 수직 배향으로 회전 샤프트의 그 축으로 동작하는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 칭할 수도 있다. 롤링 피스톤 및 스윙 압축기와 같은 대부분의 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기가 범주에 속한다.
본 명세서에 사용될 때, 수평 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는 공칭적 수평 배향으로 회전 샤프트의 그 축으로 동작하는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 칭할 수도 있다.
본 명세서에 사용될 때, 저압측 플랜지는 수직 및 수평 구성의 모두에 대해 고압측/저압측 쉘 롤러 피스톤 압축기의 저압측 섹션을 지향하는 플랜지를 칭할 수도 있다. 예를 들어, 수직 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 상부 플랜지는 저압측 플랜지이다.
본 명세서에 사용될 때, 고압측 플랜지는 고압측/저압측 쉘 롤러 피스톤 압축기의 고압측 섹션 내부에 완전히 위치된 플랜지를 칭할 수도 있다. 예를 들어, 수직 고압측/저압측 쉘 롤러 피스톤 압축기의 하부 플랜지는 고압측 플랜지이다.
본 명세서에 사용될 때, 샤프트-균형화 가스 캐비티는 가스 압력에 의해 편심 샤프트의 2개의 단부에 작용하는 힘을 균형화하기 위해 저압측 쉘과 동일한 압력으로 유지되는 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기 또는 고압측/조정 가능한 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 펌프 조립체 내의 내부 캐비티를 칭할 수도 있다. 수직형 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에서, 샤프트의 상부는 저압측 쉘 내에 위치되고 흡입 압력과 배출 압력 사이의 압력에 노출되고, 따라서 샤프트의 저부 단부는 샤프트의 2개의 단부 상에 작용하는 압력에 의해 축방향 힘을 균형화하기 위해 동일한 저압측 쉘 압력에 노출되어야 하는 것이 바람직하다. 그 자연적이고 편리한 장소는 밀봉된 편심 샤프트의 저부 팁 아래 및 밀봉된 하부 플랜지 위에 있다. 샤프트 압력 균형화 캐비티 내부의 압력은 저압측 쉘이 흡입 압력에 있으면 흡입 플레넘으로의 연결부를 통해 거의 흡입 압력으로 유지된다. 그렇지 않으면, 연결부는 저압측 쉘로 이루어질 것이다. 수평 버전에서, 위, 아래, 상부 및 하부와 같은 방향 기술자는 좌측 및 우측 또는 저압측 또는 고압측으로 적절하게 대체될 것이다.
본 명세서에 사용될 때, 인샤프트 캐비티, 고압 윤활유 저장조는 압축기를 위한 비교적 고압 윤활유 저장조로서 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 편심 샤프트 내의 내부 캐비티를 칭할 수도 있다. 그 역할은 고압 윤활유를 위한 분배 저장조로서 작용을 하고, 필요에 따라 그 중앙 및 근접 장소로부터 펌프 조립체의 모든 이동 부품까지 펌프 조립체에 윤활유를 제공하는 것이다. 이 코어 특징은 모든 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기, 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기, 고압측/조정 가능한 저압측, 저압측 롤러 피스톤/베인 로터리 압축기 내에 존재한다.
본 명세서에 사용될 때, 임계 윤활유 저장조 압력은, 압축기 펌프 조립체의 이동 구성요소의 계면의 적절한 윤활 및 밀봉을 위해 로터리 압축기 동작 중에 펌프 조립체 내로 충분한 윤활을 제공하기 위해 인샤프트 캐비티, 고압 윤활유 저장조 내부에 유지되어야 하는 최소 윤활유 압력을 칭할 수도 있다.
본 명세서에 사용될 때, 압축기의 모터는 내부-회전자 모터 또는 외부-회전자 모터인 전기 구동 모터를 칭할 수도 있고, 동작 온도가 낮아짐에 따라 그 성능이 개선되는 임의의 유형일 수 있다.
본 명세서에 사용될 때, 로터리 압축기의 작동 가스는 증기, 가스, 냉매, 탄화수소 가스/증기 또는 압축성이고 압축기에 의해 압축될 임의의 유체 혼합물을 칭할 수도 있다.
본 명세서에 사용될 때, 로터리 압축기의 윤활유는, 다른 것들을 배제하는 것은 아니지만, POE 오일, PVE 오일, PAG 오일, 미네랄 오일, Shell Corenatm, Shell Riselatm을 포함하는 가스 압축기 오일 및 VCS 중 임의의 하나 또는 이들의 혼합물을 칭할 수도 있다.
본 발명자들은 VCS에서 압축기의 성능을 개선시킬 수 있는 3개의 주 접근법: (1) 압축기를 통한 질량 유량당 펌프의 기계적 샤프트 동력 요건에 부합하기 위해 입력 동력을 감소시키는 모터 효율을 증가시키는 것; (2) 압축기를 통한 질량 유량당 펌프에 의해 요구되는 기계적 샤프트 동력을 감소시키기 위해 등엔트로피 압축 효율을 증가시키는 것; 및 (3) 압축기를 통한 질량 유량당 입력 동력을 비례적으로 증가시키지 않고 유효 용량(가열 또는 냉각)을 증가시키는 것이 존재한다는 것을 인식하고 이해하였다. 그 동작 온도가 낮아지면 모터 효율이 증가할 것이다. 압축 챔버가 냉각되면 압축 효율이 증가할 것이다. 추가된 과냉각은 냉각 또는 가열 용량을 증가시킬 것이지만, VCS의 전체 성능에 악영향을 미치지 않고 이를 달성하는 방법을 발견해야 한다.
일반적으로, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기 또는 스크롤 압축기와 같은 최신식 로터리 압축기는 압축 공간 벽과 가스 내부 사이의 엔트로피-발생 주기적 열 전달을 감소시키는 본질적으로 유리한 압축 챔버 형상에 기인하는 더 높은 등엔트로피 효율, 및 또한 일반적으로 왕복식 압축기에 비교하여 더 낮은 기계적 마찰을 갖는 열역학적 장점을 갖는다. 그러나, 로터리 압축기의 사용이 왕복식 압축기(저압측 쉘을 갖고 모터가 흡입 가스에 노출됨)를 선호하여 추천되지 않거나 또는 영구 압축기 손상을 야기하는 고온으로 인해 매우 열악한 효율 또는 불충분한 토크 또는 모터의 완전한 손상을 야기할 수 있는 높은 배출 가스 환경(대부분의 로터리 압축기에서)에서 모터를 동작하는 상당한 역효과로 인해 완전히 지지 불가능한 용례가 있다.
하나의 이러한 예는, 원하는 증발기 온도가 매우 낮지만 높은 주위 온도 및 대응적으로 높은 응축 온도에 기인하여 원하는 배출 압력이 매우 높기 때문에, 흡입 압력과 밀도가 극도로 낮을 때 발생한다. 이중고의 이 예에서, 냉매 유량은 매우 낮고 배출 온도는 매우 높아서 최악의 경우 또는 매우 열악한 경우 모터 번아웃 또는 기껏해야 허용 불가능하게 낮은 성능의 조건을 생성한다.
제2 예는 흡입 압력이 매우 낮지만 원하는 배출 압력이 매우 높을 때 공기 또는 가스를 압축하기 위한 BLDC 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기이다. 이들 높은 압력비 압축의 예에서, 배출 가스의 온도가 높은 압축 열로 인해 극도로 높아지게 될 수 있고, 가스의 유량은 높은 압력비의 결과로서 낮은 흡입 밀도 및 낮은 체적 효율로 인해 또한 낮다.
제3 예는 배출 온도가 본질적으로 높아 모터 성능을 상당히 감소시키거나 저렴한 또는 경제적으로 실현 가능한 영구 자석 재료 또는 고정자 절연체의 최대 허용 온도를 초과하는 R410a 또는 CO2와 같은 특정 냉매의 사용이다.
예에서, 높은 배출 온도는 모터에 대한 기준선 냉각제 온도를 최고 한계로 설정하고, 배출 가스와 모터 사이의 열 전달 계수가 비교적 낮기 때문에, 낮은 냉각제 유량은 모터 사이의 낮은 열 전달율을 유발할 것이고, 그 결과, 모터의 동작 온도는, 성능과 신뢰성이 저하되어 BLDC 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 사용이 현명하지 않거나 완전히 지지 불가능하게 될 것인 점까지 증가할 수도 있다.
최신식 롤러-피스톤/베인 BLDC 압축기에서, 배출 가스는 펌프 조립체로부터의 배출 밸브 포트 외부로 쉘 내부의 공간 내로 나오고 모터에 의해 송풍된다. 이는 쉘 내부의 공간이 시스템의 전체 냉동 또는 증기 압축 프로세스에서 우연히 최고가 되는 배출 가스의 비교적 높은 압력 및 온도에 노출되고, 내부에 배치된 모터는 불행하게도 최고 온도의 냉매, 즉, 배출 가스에 의해 냉각된다는 것을 의미한다. 달리 말하면, 모터를 위한 냉각제의 시작 온도는 배출 가스 온도이고, 모터와 배출 가스 사이의 일반적으로 열악한 열 전달 계수로 인해, 모터 동작 온도는 모터 열이 모터로부터 배출 가스로 전달되게 하는 데 필요한 레벨까지, 불가피하게 배출 온도보다 훨씬 더 높아질 것이다. 따라서, 높은 응축 온도, 높은 압축비 또는 본질적으로 더 높은 배출 온도를 갖는 냉매의 사용과 같은 동작 요건으로 인해 배출 온도가 상승하게 될 때, 모터는 냉각 유체가 배출 가스 온도의 이미 높은 기본 온도를 갖는 문제점을 처리해야 한다. 설상가상으로, 매우 저온 용례의 경우, 냉매의 유량과 대류 열 전달 계수가 너무 낮아 배출 가스에 의한 모터의 적절한 냉각을 제공하지 못하게 될 수도 있고, 그 결과 모터 온도는 낮은 냉매 유량과 낮은 대류 열 전달율의 불가피한 결과로 모터에 의해 발생된 열을 냉각 유체로 발산하기 위해 이미 배출 온도를 초과하여 너무 높게 상승한다. 그 결과, 모터 동작 온도가 극도로 낮은 모터 효율을 유도하는 레벨로 너무 높게 상승할 수도 있고 또는 높은 모터 온도는 회전자 자석 또는 고정자 권선을 손상시킬 수도 있다. 어느 경우든, 고압측 로터리 압축기의 이들 결점은 이들 용례에서 이들의 사용을 전적으로 방해하거나, 고압측 쉘 로터리 압축기가 압축기에 대한 더 높은 비용을 야기하는 더 고가의 더 높은 온도 등급, 희토류 및 다른 영구 자석 및 고정자 배선 코팅을 구비하도록 요구한다. 로터리 압축기가 이미 왕복식 대응부들보다 훨씬 더 고가인 사실을 감안할 때, 더욱 더 높은 비용의 모터 구성요소의 사용은 일반적으로 더 효율적이고 바람직한 로터리 압축기의 광범위한 사용에 이바지하지 않을 것이다. 그러나, 전체 쉘을 배출 압력에 있게 하는 것은 섬프로부터 아래의 윤활유 섬프로부터 편심 샤프트의 저부 팁에 있는 중심 흡기 구멍을 통해 압축기 펌프 조립체 내로 윤활유의 유동을 쉽게 분사하는 이점을 갖는다. 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 이러한 현재 구성 및 그 소수의 변형예는 압력비가 극도로 높지 않고 배출 온도가 회전자, 및/또는 고정자 권선을 위한 자석의 특성에 의해 설정된 온도 한계를 초과하지 않을 때 VCS 및 다른 시스템에서 수십년 동안 성공적으로 사용되어 왔다. 배출 온도가 과도하게 높아지거나 모터 동작 온도가 과도하게 높아지는 용례에서, 롤러-피스톤/베인 BLDC 압축기는 롤러-피스톤/베인 압축기의 효율이 일반적으로 더 높다는 사실에도 불구하고, 왕복식 및 다른 유형의 압축기를 선호하여 단순히 사용되지 않았다. 이하에는 표준 롤러-피스톤/베인 BLDC 압축기 디자인 구성이 극도로 높은 배출 온도의 경우 작동하지 않을 수도 있는 이유의 예가 설명된다.
이상 기체에 대한 이하의 식/수학식은 P2/P1의 압력비를 갖는 압축으로 인한 온도 증가를 추정하는 데 사용될 수 있고, 여기서 P1 = 흡입 가스 압력, 및 P2 = 배출 가스 압력; V1 = 간극 체적, 및 V2 = 최대 체적; 및 T1 = 흡입 가스 온도, 및 T2 = 배출 가스 온도이고:
P1 V1/(mRT1) = P2 V2/(mRT2) (식 1)
P1 V1k = P2 V2k (식 2)
T2/T1 = (P2/P1)(k-1)/k (식 3)
여기서 k는 비열의 비이다(천연 가스의 경우 ~1.2, 공기의 경우 ~1.4).
예시적인 예로서, 저압 가스(예를 들어, 15 psia 및 68F/528R에서 천연 가스)를 33 내지 100의 고압 부스트 비로 저장조 내로 고압 가스(예를 들어, 500 psia 또는 1500 psia)로 압축하기 위해, 33 내지 100의 높은 압축비로 인한 압축 가스의 극도의 고온(예를 들어, 상기 이상 기체 수학식을 사용하여 485F 또는 690F)은 영구 자석 회전자와 고정자의 구리 권선을 사용하는 롤러-피스톤/베인 BLDC 압축기의 표준 구성의 사용을 단순히 배제한다. k=1.4를 갖는 공기가 압축되면, 배출 온도는 각각 974F 및 1508F가 된다. 이들 높은 배출 온도는 표준 디자인 BLDC 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 사용을 더욱 더 지지 불가능하게 한다. 고정자를 위해 사용되는 구리 권선, 그 코팅 및 절연체가 손상될 것이고, 심지어 최고 온도 등급의 영구 자석인 사마륨 코발트 자석도 이들 온도에서 생존하지 못할 것이어서 BLDC 모터에 영구적이고 복구 불가능한 손상을 유발하고 압축기를 무능력화하고, 따라서 BLDC 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는 사용될 수 없다.
배출 가스 및/또는 흡입 가스 대신에 액체 냉매 분사에 의해 롤러-피스톤/베인 압축기의 내부에 배치된 모터를 냉각하는 것은 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 적용 범위를 확실히 증가시킬 것이다. 예를 들어, 증발기 온도에 가까운 훨씬 더 낮은 온도에서 동작하는 압축기 모터는 고정자 와이어의 더 낮은 저항 가열, 더 높은 자속 밀도, 및 모터에 의해 발생되는 더 높은 토크, 및 주어진 전류 및 전압에서 모터의 더 높은 전체 전기 효율 및 더 높은 신뢰성의 추가 이점을 가질 것이다. 본 개시내용에서, 흡입 가스를 사용하여 모터를 냉각하는 것을 가능하게 하는 것에 추가하여, 냉동, 공조 또는 히트 펌프 용례와 같은 증기 압축 시스템에 사용되는 새로운 구성은, 액체의 증발에 의한 모터의 직접 증발 냉각을 달성하기 위해 흡입 압력과 배출 압력 사이의 압력에서 응축기로부터 저압측 섹션으로 직접 전환된 액체 냉매 또는 다른 작동 유체의 개별의 계량된 또는 미계량된 스트림의 간단하고 편리한 분사 방법을 가능하게 한다.
모터 상에 스프레이되는 액체의 형태의 응축기(또는 고압 열 교환기)로부터의 냉매 유체 유동의 작은 부분의 분사는 모터 권선 및 자석 온도가 단지 저온에서 작동 가스를 사용하는 것보다 증발 액체의 온도(이는 모터의 쉘 압력이 흡입 압력으로 조정되면 흡입 가스 온도 또는 증발기 온도만큼 낮아질 수 있음)에 훨씬 더 가깝게 유지될 것을 보장한다.
흡입 또는 증발기 온도 부근에서 모터를 동작하는 즉각적인 효과는 전술된 바와 같이 압축기의 동작 조건에 따라 상당하지만 다양한 정도로 모터 효율의 잠재적인 증가이다. 저압측 쉘이 유지되는 최적 압력은 펌프 조립체로부터 샤프트 밀봉부(상부 베어링)를 통한 저압측 쉘로의 윤활유 누설의 속도, 저압측 쉘에서 달성된 온도에서 모터 효율의 개선 정도, 냉각 유체와 모터 사이의 열 전달 효능 등과 같은 다양한 인자에 따라 흡입 압력과 배출 압력 사이에서 변할 것이다. 저압측 쉘 압력은 예를 들어 열 팽창 밸브를 사용하여 조정될 수 있다.
일 예에서, 모터가 배출 가스 대신에 흡입 가스 또는 액체 냉매 충돌에 의해 냉각될 수 있는 경우 달성될 수 있는 추정 성능 장점은 다음과 같다:
A. 모터 배선의 저항 가열의 감소:
구리 배선 저항의 온도 의존성은 R(초기) [1+ α(T(최종) - T(초기)]로서 제공되고, 여기서 α는 비저항의 온도 계수이고, 구리의 경우 ~0.004/℃이다. 배출 온도와 흡입 온도의 차이는 공조 또는 VCS 압축기에서 쉽게 100℃일 수 있기 때문에(예를 들어, 20℃ 압축기 흡입 온도, 및 120℃ 배출 온도), 배출 가스가 아닌 흡입 가스에 노출되는 경우 고정자 와이어에 의한 저항 가열은 ~27%{= 1-(1 + 0.004×20)/(1 + 0.004×120)}만큼 감소될 수 있다. 흡입 가스 자체가 이미 더 저온이어서(예를 들어, 20℃) 120℃ 대신에 20℃의 기준선 모터 온도를 제공하는 사실에 추가하여, 배선의 저항 가열의 레벨이 훨씬 낮고 이는 이어서 모터/압축기 성능에 캐스케이딩 이점을 생성하는 더 적은 저항 가열을 유발한다. -20℃에서 동작하는 모터의 경우 동일한 기계적 동력을 공급하는 모터에 의해 발생된 열은 120℃에 비교하여 38%{= 1-(1-0.004×20)/(1 + 0.004×120)}만큼 감소된다. -20℃에서 90%의 효율로 동작하는 모터에서, 전기 입력 전력 입력의 10%가 열로 변환된다. 120℃에서 동일한 모터는 전기 입력 전력의 16%(10%/(1-0.38))를 열로 손실하여 84%의 모터 효율을 야기할 것이다.
따라서, 모터(회전자 자석 및 고정자)를 저온 흡입 가스 및 가능하면, 증발 액체에 노출시키는 것이 공조, 히트 펌프 및 VCS 용례에서 통상적으로 부닥치는 배출 온도에 대해서도 매우 바람직하다. 이러한 것이 압축기의 비용을 크게 증가시키지 않고 수행될 수 있으면, 새로운 저온, 액체 냉각식 구성은 일반적으로 단지 권선의 저항으로 인한 모터 권선 손실을 감소시키는 관점으로부터 종래의 배출 냉각식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에 비해 상당한 장점을 위해 매우 바람직할 것이다.
B. 더 낮은 영구 자석 온도에서 더 높은 자속:
훨씬 더 낮은 온도에서 BLDC 모터를 동작하는 다른 중요한 장점: 더 높은 자속(모터 온도에서 ℃ 감소당 0.0011의 증가) 및 자석 자체의 더 긴 수명, 고온 가능 자석에 비교하여 저온 정격 자석을 사용함으로써 희토류 자석에 대한 더 낮은 비용 등급, 및 절연체의 더 낮은 비용 및 가능하게는 더 긴 기대 수명 및 고정자용 배선, 및 따라서 그 모터 및 압축기의 무결성이 존재한다. 도 1은 자석 온도의 함수로서 통상적으로 사용되는 등급의 NdFeB 자석의 자속 밀도 사이의 관계를 도시하고 있다. 이 도면은 온도가 120℃로부터 20℃로 진행함에 따라 동일한 등급의 NdFeB 자석의 자속 밀도가 1.2 T로부터 1.4 T로 증가하는 것, 즉 상당한 것인 17% 증가를 도시하고 있다. 이는 동일한 등급의 자석 재료의 감소 또는 더 저가의 등급의 NdFeB 자석으로 다운그레이드를 가능하게 할 것이다.
도 2는 배출 가스 냉각식 모터를 갖는 압축기에서 즉시 발생할 수 있는 120℃로부터 흡입 가스 또는 액체 분사 냉각식 모터를 갖는 압축기에서 발생할 수 있는 20℃로 동일한 NdFeB 자석 기반 모터의 동작 온도를 변경함으로써, 토크가 0.7로부터 1.0(무차원수)으로 증가하는 것, 즉 동일한 전류에 대해 43% 증가를 도시하고 있다. 이는 단순히, 120℃에서 발생된 동일한 토크를 얻기 위해, 모터 온도가 120℃로부터 20℃로 낮아질 수 있으면 공급 전류가 30%(=1/1.43)만큼 감소될 수 있다는 것을 의미한다. 도 3은 모터 동작 온도를 120℃로부터 20℃로 변경함으로써, 0.58로부터 0.7로 증가하는, 즉 21% 증가하는 동일한 NdFeB 기반 모터의 효율을 도시하고 있다. 도 4는 그 동작 온도가 125℃로부터 25℃로 낮아질 때 스트론튬 페라이트 자석을 갖는 모터의 성능 향상을 도시하고 있다. 이는 스트론튬 페라이트 기반 모터의 동작 온도가 125℃로부터 25℃로 낮아짐에 따라 다양한 성능 측정에 대해 이하의 백분율 증가: 38%(=238/172)만큼의 최대 동력, 고정된 회전자 토크 74%(=2.88/1.65), 25%(=0.071/0.057)만큼의 암페어당 토크, 26%(=3979/3160)만큼의 무부하 속도 등을 도시하고 있다. 페라이트 및 NeFeB 기반 영구 자석은 BLDC 모터에서 가장 널리 사용되는 자석이다. 페라이트는 일반적으로 대형이지만 저가의 왕복식 리니어 또는 로터리 압축기에 사용되고, NdFeB 자석은 비교적 소형, 고효율, 고가의 BLDC 압축기에 사용된다. 상기에 예시된 바와 같이, 모터 성능에 대한 저온에서 이들 모터를 동작하는 잠재적인 이점은, 현재 행해지는 바와 같이, 높은 배출 온도보다는 상당히 더 낮은 온도에서 모터를 동작하는 수단을 제공하기 위해, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기 구성이 요구하는 실용적이고 저렴한 변경의 조사를 보증할 만큼 충분히 상당하다. 새로운 로터리 압축기 디자인으로의 성공적인 전이는 비용, 압축기 크기의 상당한 증가, 또는 허용 불가능한 제조 복잡성과 같은 허용 불가능한 유해한 결과를 유발하지 않고 달성될 수 있는 한 상당한 위업이 될 것이다.
C. 흡입 가스 가열의 역효과 및 대책:
로터리 압축기 내부에 사용되는 내부 모터는 모터의 샤프트에 의해 압축기 펌프 조립체에 부여되는 기계적 샤프트 동력으로의 전력의 항상 100% 미만의 변환 효율을 갖는다. 변환 효율은 40% 내지 90% 중반의 범위일 수 있다. 나머지 전력은 열로 변환된다. 따라서, 흡입 가스 냉각식 최신식 압축기에서, 고도로 효율적인 영구 자석 기반 BLDC 모터와 같은 높은 변환 효율을 갖는 모터를 선택하는 것이 더욱 더 유리할 것이다. 압축기의 설계자와 가스 압축 및 증기 압축 사이클의 열역학의 통상의 기술자들에 의해 즉시 제기되는 하나의 명백한 우려는, 전술된 기계적 샤프트 동력으로의 전기 입력 전력의 100% 미만 변환 효율로 인해 모터에 의해 발생된 열에 의한 흡입 가스의 가열에 의해 유발되는 압축기 성능에 대한 잠재적으로 유해한 영향이다.
흡입 가스 가열의 유해한 영향은, 모터에 의한 흡입 가스 가열이 없는 것에 비교하여 가열된 흡입 가스의 더 낮은 밀도로 인한 감소된 "유효" 체적 효율에 추가하여 낮아진 압축의 등엔트로피 효율을 포함한다. 고압측 쉘을 갖는 종래의 BLDC 로터리 압축기에 비교하여, 중간 효율 BLDC 모터를 갖는 저가의, 저효율 냉장고에 널리 사용되는 흡입 냉각식 왕복식 압축기의 때때로 50% 정도로 낮은 비교적 열악한 전체 성능이 적절한 예이다.
열을 발산하는 모터로 인해 압축기 흡입 온도가 많이 또는 전혀 증가하지 않고, 또한 증발을 이용함으로써 모터 배선 온도가 가능한 한 흡입 가스 온도에 가깝게 유지되는 것을 보장하기 위해, VCS 시스템에서, 새로운 압축기 구성에 부가의 조치: 응축기로부터의 액체 냉매의 작은 부분이 인쉘 2차 열 교환기로 유도되어 증발에 의해 모터를 효과적으로 냉각하여 가능한 한 증발 온도에 가깝게 고정자 와이어 동작 온도를 유지시킬 수 있는 것을 도입할 수 있다. 증발기에 의해 모터를 냉각시키기 위해 응축기로부터 액체의 일부를 전환하는 것은 명백히 모터 효율을 상당히 증가시킬 것이지만, 적절한 대책이 취해지지 않으면, 증발기의 냉매 유동이 모터 냉각으로 전환되는 동일한 양만큼 감소되기 때문에, 증기 압축 사이클에서 전체 냉각 용량을 감소시킬 것이다. 냉각 용량의 감소는 압축기의 동작 속도를 증가시키고, 냉각 용량의 감소를 보상하기 위해 압축기의 변위를 특대화하고, 이렇게 하는 것이 시스템 COP가 그 모두가 비용 및 성능에 악영향을 미칠 것인 노력을 보증하기 위해 충분히 높게 하는 한, 동일한 냉각 용량을 제공함으로써 상쇄될 수 있다. 압축기의 동작 속도 또는 물리적 크기를 증가시키지 않고 압축기 변위를 효과적으로 증가시키는 일 방법은, 압축 프로세스 동안 응축기로부터 압축기로 전환되는 정확한 양의 냉매 유동의 과급 분사를 이용하여, 이에 의해 압축기의 유효 펌핑 속도, 즉 압축기의 유효 변위를 증가시키는 것이다. 이는 이어서 과급 중에 분사된 동일한 양만큼 응축기를 통하는 냉매 유량을 증가시킬 것이다. 과급 분사의 방법은 압축기 및 응축기의 유효 펌핑 속도와 또한 응축기로부터의 열 출력을 증가시키기 위해 압축 챔버 내로의 증기 분사의 형태로 스크롤 압축기 기반 히트 펌프에 광범위하게 사용되어 왔다. 이 증기 분사는 열 출력을 증가시킬 뿐만 아니라 또한 모터를 통한 냉매 유동을 증가시켜 모터를 더 양호하게 냉각시키고 낮은 냉매 압력, 저밀도, 및 따라서 추운 날씨 조건에서 발생하는 경향이 있는 낮은 냉매 유동으로 인한 손상으로부터 이를 보호하기 위해 특히 추운 날씨 조건 중에 매우 유리하다. 스크롤 압축기 기반의 히트 펌프의 경우, 응축기로부터 나오는 필요한 양의 액체 냉매가 외부 기화기에서 증발되고, 이어서 파생 증기는 압축시에 적절한 시점에 압축기 내로 분사된다. 제안된 모터용 인쉘 열 교환기의 주요 차이는 과급 유체가 응축기로부터 취해지고, 적절한 압력 및 온도로 팽창되고, 이어서 모터에 의해 발생된 열을 제거하고 모터를 냉각하여 증발되는 액체라는 것이다. 과급 프로세스 및 그 구현예는 명세서의 말미에서 롤러 피스톤/베인형 압축기에 대해 상세히 제시될 것이다. 유사한 개선이 스크롤, 왕복, 스크류, 터빈형 등과 같은 다른 냉동 압축기에서 발생할 것이지만, 상세는 본 명세서에 제시되지 않는다.
흡입 온도 부근에서 모터를 동작하고 압축기 펌프의 내부 부품을 냉각하는 조합된 이점은 압축기 효율 및 시스템 COP의 잠재적으로 상당한 증가로 명시될 것이다. 도 5의 표 1은, 새로운 흡입 가스 냉각식 모터 구성이 사용되면, 그 온도 의존성이 도 1 내지 도 3에 설명되어 있는 동일한 NdFeB 자석을 모두 구비한 종래의 고압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에 비해 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 COP의 이론 최대 증가를 나타내고 있다. -12.2℃ 증발기 온도 및 140℃의 모터 동작 온도를 갖는 종래의 고압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에 기초하는 증기 압축 냉동 시스템은 58% 효율로 동작하는 BLDC 모터를 가질 것이다. 대조적으로, 모터의 증발 냉각을 위한 충분한 액체 분사를 갖는 새로운 고성능 압축기의 경우, 모터 온도는 84%의 훨씬 더 높은 효율, 즉 실제로 상당한 45% 증가를 갖고 -12.2℃의 증발기 온도에 도달할 것이다. 다양한 잠재적 누설에 의해 유발되는 것과 같은 비교적 작은 부가의 손실을 무시하면, COP는 모터 효율의 45% 증가에 기초하여 1.06으로부터 1.38로 31%만큼 증가될 것이고, 반면 모터를 냉각하기 위해 응축기로부터 동일한 양의 액체를 전환하면서 동일한 레벨의 냉각 용량을 유지하기 위해, 속도를 11.6%만큼 증가시키고, 변위를 11.6% 증가시키거나, 압축 공간 내로 부가의 11.6%의 냉매 유동을 과급하는 것을 요구할 것이다. 에어컨과 같이 더 높은 증발기 온도를 갖는 특정 용례에서, COP 증가는 31% 미만일 것인 것으로 또한 나타났다. 다른 한편으로, 대부분의 냉장고 및 냉동고에 통상적으로 요구되는 -40℃ 내지-20℃와 같은 더 낮은 증발기 온도를 갖는 용례에서, COP 증가는 31%보다 훨씬 더 높을 것이다. 또한, 히트 펌프와 같이 높은 배출 온도를 갖는 용례에서, COP의 증가는 단지 동등하게 상당할 수 있다. 상기 모터 온도 감소의 레벨은, 새로운 압축기 구성이 사용되면, 냉동, HVAC, 공조 및 히트 펌프 용례 뿐만 아니라 가스 압축기에서 통상적일 것이다. 다른 중요한 이점은 지금까지 가능하지 않았던 용례: 높은 압축비 용례, 높은 배출 온도 용례, 저가의 더 낮은 온도 등급 자석의 사용, 또는 고가의 희토류 자석의 사용의 감소 등에서 일반적으로 왕복식 압축기보다 훨씬 더 에너지 효율적인 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 사용이다. 이들 새로운 유형의 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는 현재 냉동, HVAC, 공조, 히트 펌프 및 가스 압축기의 다수의 용례를 취급하는 것이 가능할 것이기 때문에, 유비쿼터스 냉동, HVAC 및 히트 펌프, 뿐만 아니라 다양한 가스 압축기 제품에서 전세계에서 사용될 때, 지구 에너지 절약이 상당히 클 것이고 지구 온난화 가스 CO2의 감소는 상당할 것이다.
본 개시내용의 몇몇 양태에 따르면, 모터의 동작 온도를 낮추는 것은 수많은 이점을 제공할 수도 있다. BLDC 모터, 스위칭 릴럭턴스, 인덕턴스 모터 등을 포함하는 대부분의 모터는 동작 온도가 낮아짐에 따라 더 효율적으로 운전하는 것이 잘 알려져 있다. 극단적인 예는 100%에 가까운 모터의 효율(기계적 출력 동력을 전기 입력 전력으로 나눈 값으로서 정의됨)을 갖는 -268.93℃의 액체 헬륨 온도에서 거의 0의 손실을 갖는 초전도 모터이다. 모터 성능에 대한 낮은 동작 온도의 유리한 효과는 더 통상적인 저온 범위에서도 상당한 것으로 판명되었다. 예를 들어, 구리 고정자 권선 및 일반적인 등급의 영구 자석 회전자(NdFeB, 페라이트 등)를 갖는 BLDC 모터의 성능은 150℃의 모터 동작 온도에서 ~44%로부터 -12℃에서 ~70%로 증가할 것이다. 150℃ 모터 동작 온도는 모터의 비효율성에 의해 발생되는 열을 냉각 및 제거하는 배출 가스의 온도가 -40℃의 체스트 냉동고(chest freezer) 또는 높은 주위 온도에서 동작하는 냉동실을 갖는 냉장고와 같은 낮은 증발기 온도 용례에서 증가함에 따라 쉽게 발생할 수 있다. 이러한 비교적 높은 배출 온도 및 심지어 훨씬 더 높은 모터 동작 온도에서 모터의 성능 저하를 감소시키기 위해, 더 고가의 더 고온 등급의 영구 자석 및 고온 고정자 재료를 사용하도록 강요될 수도 있는데, 이는 이어서 흡입 냉각식 왕복식 압축기에 비해 이미 더 높은 가격의 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 시장 규모를 제한할 것이다. 그러나, 더 고가의 더 높은 등급의 회전자 자석 및 고정자 권선을 사용하는 이러한 스톱갭(stop-gap) 접근법으로부터 유래하는 더 높은 가격은, 지구 규모에서 에너지 절약을 유도할 것인 더 넓은 영역에서 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 포함하여 일반적으로 훨씬 더 효율적인 로터리 압축기의 적용 영역을 증가시키기 위해 지지 불가능할 것이다.
예로서, 최신식 밀폐식 및 반밀폐식 롤러 피스톤/베인 로터리 압축기에서 BLDC 모터용 냉각 매체는 비교적 고온 배출 가스이다. 달리 말하면, 모터를 냉각시키기 위한 냉각제의 기본 온도는 배출 가스 온도이다. 냉각제의 이러한 이미 높은 기본 온도에, 모터 동작 온도를 이미 높은 배출 가스 온도보다 훨씬 더 높게 하는 배출 가스와 모터 사이의 낮은 열 전달 계수가 추가된다. 따라서, 더 높은 모터 동작 온도, 더 낮은 모터 효율, 더 높은 모터 열 출력의 악순환을 시작하여, 더욱 더 낮은 모터 효율을 유도한다. 최신식 로터리 압축기 디자인에 널리 사용되는 이 고도로 불리한 모터 냉각 모드는 다양한 실용적인 고려 사항에 대해 롤링 피스톤 압축기의 초기에 채택되었고, 수십년 동안 주어진 대로 사용되어 왔다.
냉동고 섹션을 갖는 냉장고 또는 독립형 냉동고에 요구되는 -40℃ 내지-20℃와 같은 매우 낮은 증발기 온도에서, 주어진 압축기 변위에 대한 냉매의 유량이 극도로 낮아지고, 열 전달이 더욱 덜 효과적이게 되고, 모터 동작 온도는 모터에서 발생하는 열을 제거하기 위해 배출 가스 온도보다 훨씬 더 높은 레벨로 증가할 것이다. 이는 모터 권선, 자석 및 그 코어가, 고정자 및 회전자 내의 불가피한 전도성 열 저항에 추가하여, 매우 낮은 냉매 유량 및 배출 가스와 모터 사이의 낮은 대류 열 전달 계수로 인해 배출 가스 온도보다 훨씬 더 높은 온도에서 동작할 것이라는 것을 의미한다. 따라서, 모터 동작 온도(특히 고정자 와이어 온도 및 회전자 자석 온도)는 자석에 영구적인 손상이 없다면 상당한 성능 저하와 함께 150℃에 쉽게 도달하거나 초과할 수 있다. 이는 고도로 바람직한 가변 속도 및 다른 덜 까다로운 동작 조건에서 예외적으로 높은 효율의 이들의 잠재적인 장점에도 불구하고, 배출 온도가 너무 높을 수 있거나, 또는 증발기 온도가 -40℃ 또는 그 미만에 가까워질 수도 있는 냉동실을 갖는 냉장고 또는 독립형 냉동고와 같이 증발기 온도가 매우 낮아지는 용례에서 어째서 내부에 배치된 영구 자석 기반 BLDC 모터를 갖는 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기가 많이 사용되지 않았는지의 주 이유 중 하나이다.
냉장고와 냉동고에 널리 사용되는 소위 흡입 냉각식 왕복식 압축기와 하이엔드 에어컨 및 히트 펌프에서 보급되고 있는 스크롤 압축기에서도 유사한 상황이 발견될 수 있다. 이들 경우, 흡입 가스는 모터를 냉각하는 데 사용되지만, 이하의 문제점: 첫째, 흡입 가스가 모터의 비효율성에 의해 그리고 또한 압축기 펌프 조립체에 의해 가열되어 압축기의 체적 및 등엔트로피 효율을 심각하게 감소시킬 수 있는 문제점을 갖는다. 모터의 냉각제의 기본 온도가 흡입 가스 온도이더라도, 흡입 가스와 모터 사이의 매우 낮은 대류 열 전달 계수 때문에, 모터 동작 온도는 흡입 가스 온도보다 상당히 더 높을 수도 있어, 모터에 대한 저온 냉각 매체를 사용하는 효과를 거의 무효화한다. 이는 이어서 압축 챔버에 진입하기 전에 흡입 가스의 온도를 증가시키고 압축기의 체적 및 등엔트로피 효율을 낮추고 모터 효율을 낮추어, 더 많은 동력을 요구하고 흡입 가스의 더 많은 가열을 요구하는 흡입 가스 내로 더 많은 열을 방출하는 모터의 "악순환"을 시작한다. 이 악순환은, 모터가 흡입 가스에 의해 냉각된다는 사실에도 불구하고, 흡입 가스 온도보다 훨씬 더 높은 모터 온도를 야기하는 매우 낮은 냉매 유량, 낮은 열 전달율을 갖는 냉동고 섹션을 갖는 대부분의 냉장고, 독립형 냉동고, 히트 펌프 및 에어컨에서와 같이, 증발기 온도가 매우 낮고 응축기 온도가 비교적 높을 때 악화되고 허용 불가능할 것이다.
제조의 실용성 및 상업적 실행 가능성에 충분한 주의를 기울인 것에 조합하여 이들 롤러 피스톤/베인 압축기를 설계하는 종래의 오랫동안 수용되어 온 방식에서 벗어나, 본 발명자들은 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기, 스크롤 압축기 및 왕복식 압축기의 디자인을 적절히 수정함으로써, 모터를 위한 냉각이 배출 가스 대신에 흡입 가스 온도에 부근의 온도를 갖는 훨씬 더 저온의 작동 유체에 의해 행해지고, 증기 압축 냉동 시스템에서는, 액체가 가스 대류 냉각보다 훨씬 더 높은 열 전달 계수를 갖는 증발 냉각을 이용하기 위해 모터를 냉각하도록 추가될 수 있어, 양 경우 모두에 더 높은 모터 효율, 흡입 가스로의 더 적은 열, 및 더 높은 등엔트로피 압축기 효율, 모터로의 더 적은 동력, 모터에 의해 발생되는 더 적은 열, 및 더 높은 시스템 성능의 "선순환"을 시작하기 위한 훨씬 더 낮은 모터 동작 온도를 야기한다는 공통의 주 특징에 도달했다.
본 개시내용의 몇몇 양태에 따르면, 압축 챔버의 동작 온도를 낮추는 것은 전술된 이점에 추가로 또는 대안적으로 하나 이상의 이점을 제공할 수도 있다. 상기에, 모터를 냉각하는 유리한 효과가 달성될 수 있는 경우 설명되었다. 압축기의 등엔트로피 효율을 증가시키기 위해 압축기의 펌프 본체를 냉각하는 장점에 관하여 유사한 주장이 제시될 수 있다. 압축 챔버를 냉각하는 것은 흡입 프로세스 동안 압축 공간의 벽에 의한 유입 가스의 가열을 감소시킴으로써 압축기의 등엔트로피 효율을 향상시키고 유효 체적 효율을 증가시키는데, 이는 더 높은 밀도 및 더 많은 양의 냉매가 흡입 프로세스 동안 압축 공간 내로 도입되는 것을 의미한다는 것이 통상의 기술자들 사이에 잘 알려져 있다. 등엔트로피 효율이 높을수록, 압축기의 각각의 행정 또는 회전당 처리되는 냉매의 단위 질량당 압축을 위해 필요한 기계적 동력이 낮아진다. 압축 챔버를 냉각하는 것에 의한 등엔트로피 효율 및 체적 효율의 증가의 조합된 효과는, 더 높은 냉각 용량 및 더 높은 가열 용량을 유도하는 압축기 및 따라서 증발기를 통한 더 높은 질량 유량을 유도한다. 압축 챔버 냉각은 벽, 펌프의 본체를 냉각하고, 압축 챔버 내부의 가스의 엔탈피보다 훨씬 더 낮은 엔탈피로 소량의 액체 냉매 또는 유체를 분사함으로써 또는 상기의 조합에 의해 달성될 수도 있다.
몇몇 실시예에 따르면, 일반적으로 밀폐식 또는 반밀폐식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에 적용 가능한 새로운 구성의 압축기의 세트가 제공된다. 개시된 구성은 더 낮은 온도의 냉각 유체와 더 높은 열 전달 메커니즘이 압축기 펌프의 이동 부품의 적절한 윤활을 보장하고 또한 샤프트 상에 작용하는 작동 유체 및 윤활유에 의한 축방향 힘을 균형화하면서 모터, 펌프 본체 또는 모두를 냉각하는 데 사용된다는 공통의 주 특징을 포함한다. 새로운 구성은 모터 및/또는 펌프 본체의 효율, 신뢰성 및 수명을 증가시키고 새로운 BLDC 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기가 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에서는 가능하지 않거나 지지 불가능한 높은 배출 온도 용례 및/또는 낮은 증발기 온도 용례에서도 사용되는 것을 가능하게 하도록 설계된다. 유사한 구성은 증기 압축 또는 CO2 기반 시스템에 사용되는 다른 압축기에 장점을 가져올 것이다.
몇몇 양태에 따르면, 과급은 압축기에 하나 이상의 이점을 제공할 수도 있다. 본 발명에 개시된 장치는 압축 프로세스 동안 냉동 압축기 챔버 내로 고압 냉매의 과급이 증기 압축 시스템의 향상된 COP, SEER 및/또는 가열 용량의 견지에서 최신식 압축기에 비교하여 새로운 압축기의 장점을 어떻게 보완하고 추가할 것인지에 대해 열역학적 원리에 기초하여 냉동 시스템, 공조 시스템 또는 히트 펌프 시스템의 성능을 상당히 개선시킬 것인 특징을 포함한다.
압축기의 새로운 효율적이고 신뢰적이며 다기능의 새로운 롤러-피스톤/베인 로터리는, 이 지구 온난화 시대에 상당한 지구의 이점을 갖는 HVAC, 전기 건조기, 식기 세척기 및 산업적 처리를 위한 냉장고, 냉동고 및 히트 펌프와 같은 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기가 일반적으로 사용되지 않는 것들을 포함하여 광범위한 용례에서 사용될 수 있다. 롤러-피스톤 로터리 압축기에 대해 본 명세서에 도입된 구성 중 몇몇은 더 낮은 모터 동작 온도 및 더 높은 성능을 야기하는 내부에 배치된 모터를 갖는 최신식 압축기 구성에 비해 유사한 부수적 이점을 갖는 스크롤 압축기, 스크류, 터빈, 스와시 플레이트 및 왕복식 압축기에도 또한 적용 가능하다.
몇몇 양태에 따르면, 비교적 저온에서 액체 분사 및 증발에 의해 내부에 배치된 모터의 효과적이고 유리한 냉각을 제공하는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 내부에 배치된 모터를 냉각하는 새로운 일반적인 접근법이 도입된다. 이하에 상세히 설명되는 바와 같이, 이러한 디자인 전이를 가능하게 하고, 비교적 위험이 없게 하고, 상업적으로 성공적이게 하기 위해 고려되어야 할 필요가 있는 몇 가지 고려 사항이 있다.
윤활 고려 사항:
첫째, 현장에서 테스트되고 전세계적으로 수십년의 광범위한 사용에 의해 입증된 그 윤활 시스템의 코어를 이용할 수 있도록 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 윤활 시스템이 어떻게 기능하는지를 완전히 이해하는 것이 유익하다. 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는 고압측 쉘 압축기인데, 이는 쉘 내부의 공간이 배출 압력에 있고 따라서 쉘의 하부측에 수집되는 윤활유 섬프 내의 윤활유가 이미 배출 압력에 있다는 것을 의미한다. 압축 가스와 혼합된 배출 포트로부터 쉘 내로 나오는 윤활 오일의 일부는 쉘 내에서 그 유동 중에 먼저 분리되고 압축 가스가 배출 튜브를 통해 쉘 외부로 유동하기 전에 쉘의 부분의 저부에서 윤활유 섬프에서 수집될 것이다. 이하는 대부분의 최신식 롤링 피스톤 압축기에서 통상적인 윤활 메커니즘의 상세한 설명이다.
도 6은 그 단일 실린더 버전이 본 발명자들에 의한 PCT/US2014/067933에 최초로 개시되었고 그 단일 및 트윈 실린더 버전의 모두가 이제 생산 중인 간접 장착, 고압측 쉘, 트윈 실린더 롤링 피스톤 압축기의 기본 압축기 디자인 및 그 윤활 메커니즘을 도시하고 있다. 그 쉘(1) 내부에는, 편심 샤프트(3)의 상부 부분에 부착된 회전자(2)(회전자 코어 및 영구 자석을 포함함), 상부 플랜지(6)에 체결된 고정자 홀더(5)에 의해 지지되는 고정자(4)로 구성된 BLDC 모터가 있다. 회전자(2) 아래의 편심 샤프트(3), 상부 플랜지(6), 상부 실린더(8), 중간 플레이트(9), 하부 실린더(10), 하부 플랜지(11), 상부 롤러(12), 하부 롤러(13)로 구성된, 점선 타원에 의해 지시된 압축기 펌프 조립체(7)는 이어서 쉘(1)에 부착되는 압축기 펌프 조립체 홀더(14)에 의해 지지된다. 주 흡입 튜브(15)는 쉘(1)을 통과하고 실린더 중 하나, 이 경우에 하부 실린더(10)의 흡입 포트에, 그리고 양 실린더(8, 10)에 흡입 가스를 공급하는 흡입 플레넘(16) 내로 직접 연결된다. 가스는 양 실린더(8, 10)로부터 쉘(1) 내부의 펌프 조립체에 의해 압축되어 배출되고 배출 튜브(17)를 통해 쉘 외부로 나간다. 쉘 외부로 나오기 전에, 배출 가스는 회전자(2)와 고정자(4)로 구성된 모터로부터 열을 취출한다. 윤활유 섬프(18)로부터의 윤활유는, 대부분 흡입 압력과 배출 압력 사이의 변동 압력을 갖는 압축 챔버와 배출 압력에 있는 윤활유 섬프(18) 사이의 압력차에 의해 편심 샤프트(3)의 저부 팁에 있는 윤활유 흡기 포트(19)를 통해 펌프 조립체 내로 압박되고, 2개의 플랜지 베어링, 즉 상부 베어링(21) 및 하부 베어링(22)의 윤활을 보조하기 위해 윤활유 섬프(18)의 압력에 비해 작은 압력 증가를 발생하는 작은 인라인 스크류 펌프(20)에 의해 지원된다. 하부 베어링(22)의 윤활을 더 보조하기 위해, 하부 베어링(22)의 내경 표면 상에 하부 베어링 윤활유 공급 홈(23)(통상적으로 축방향으로 직선형)이 있고, 상부 베어링(21)의 내경 표면 상에 상부 플랜지 윤활유 홈(24)(통상적으로 나선형)이 있다. 윤활유는 흡기 포트(19)를 통해 편심 샤프트(3)의 인샤프트 캐비티 윤활유 저장조(25) 내로 압박된다. 인샤프트 캐비티, 고압, 윤활유 저장조(25)는 중앙에 위치하여 전체 펌프 조립체를 윤활하기 위한 주 허브로서 작용하고 이하에 상세히 설명되는 바와 같이 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기용 윤활 시스템의 코어를 구성하는데: 하부 베어링 윤활유 공급 홈(23)으로부터의 보조로 하부 베어링 윤활유 공급 포트(들)(27) 및 하부 플랜지 윤활유 매니폴드(28)를 통해 하부 베어링(22)과 하부 롤러/하부 플랜지 계면(26)을 윤활하고; 중심 캐비티 외부로 임의의 증기 또는 가스를 축출하기 위해 상부 플랜지(6)의 상부 위에서 편심 샤프트(3) 상에 인샤프트 캐비티, 고압 윤활유 저장조(25) 내의 증기 로킹을 방지하고 단지 액체 윤활유가 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 이동 구성요소를 윤활하고 밀봉하는 데 사용되는 것을 보장하기 위해 증기 로킹을 회피하기 위해, 통기 구멍(32)을 갖는 상부 베어링 윤활유 공급 홈(24)으로부터의 보조로 상부 베어링 윤활유 공급 포트(들)(30) 및 상부 베어링 윤활유 공급 매니폴드(31)를 통해 상부 베어링(21) 및 상부 롤러/상부 플랜지 계면(29)을 윤활하고; 하부 롤러/하부 편심 윤활유 공급 포트(34)를 통해 하부 롤러/하부 편심 계면(33)을 윤활하고, 상부 롤러/상부 편심 윤활유 공급 포트(36)를 통해 상부 롤러/상부 편심 계면(35)을 윤활한다. 편심 샤프트(3)의 저부 개구에 설치된 소형 나선형 스크류형 펌프(20)는 하부 베어링 매니폴드(28)를 통해 22를 통해 그리고 상부 베어링 매니폴드(31)를 통해 상부 베어링(21)을 통해 윤활유를 압박하는 것을 돕기 위해 소량의 펌핑 압력을 발생한다. 나선형 스크류 펌프(20)에 의해 발생된 작은 압력 증가 없이, 상부 및 하부 베어링(21, 22)을 윤활하기 위해 인샤프트 캐비티 윤활유 저장조(25)로부터 윤활유를 압박하기 위한 구동력이 거의 또는 전혀 없을 것이다.
종래의 고압측 쉘 롤링 피스톤 압축기에서, 증기 압축 냉동 시스템으로부터 흡입 포트 내로 복귀하는 오일의 양은 무엇이든 압축 챔버 내로 진입하고 다시 펌프 외부로 나온다. 이들 고압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에서, 인샤프트 캐비티, 고압, 윤활유 저장조(25)로부터의 윤활/밀봉 윤활유는, 압축 공간 압력이 압축 사이클의 종료를 향해 쉘 압력을 약간 초과할 때 압축 프로세스의 종료를 향해 매우 짧은 기간 동안 및 이어지는 짧은 배출 사이클 동안을 제외하고는, 쉘 압력, 즉 오일 섬프 압력, 및 따라서 샤프트의 중심 캐비티 내의 윤활유 저장조(25)의 압력이 실린더의 압축 챔버 내부의 변동 압력보다 일반적으로 더 높은 사실로 인해 펌프 조립체의 내부 부분 내로 펌핑된다. 따라서, 인샤프트 캐비티, 고압 윤활유 저장조(25)로부터 압축기 펌프 조립체(7) 내로 윤활유의 순 유입이 있다.
최신식(즉, 고압측 쉘) 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 위한 전술된 윤활 방법은 전세계에 걸쳐 수억회의 롤링-피스톤 로터리 압축기의 수십년의 사용을 통해 매우 강인하고 신뢰적인 것으로 입증되어 왔다. 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 강인하고 입증된 윤활 시스템의 코어는, 압축기의 펌프 조립체의 모든 이동 부분을 효율적으로 공급하고 윤활하는 인샤프트 중심 캐비티 내부의 중앙에 근접하게 위치된 인샤프트 캐비티, 고압 윤활유 저장조(25)이다.
롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 증발 냉각식 모터로 재설계하려는 임의의 시도는 윤활 시스템의 이 코어의 기능성을 그대로, 유사하게 유지하거나 향상시키고 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 입증된 윤활 메커니즘의 코어 디자인 및 기능성을 복제하는 것으로부터 이익을 얻을 것이다. 특히, 샤프트의 중심 캐비티에서 고압 윤활유 저장조(25)의 장소 및 기능성을 유지하는 것이 매우 중요하다. 본 명세서에서 제시될 흡입 냉각식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 다양한 실시예는 인샤프트 캐비티, 고압, 윤활유 저장조를 샤프트의 중심 캐비티에 유지함으로써 오랫동안 입증된 윤활유 펌핑 메커니즘을 이용, 복제, 시뮬레이션, 유지 또는 향상시킨다.
가스와 윤활유에 의해 편심 샤프트 상에 작용하는 힘의 균형화와 관련된 고려 사항:
저온 유체 냉각식 모터를 갖는 고성능 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 설계할 때 다른 중요한 요건은 축방향과 반경방향의 모두에서, 윤활유와 압축기의 작동 가스에 의해 편심 샤프트 상에 작용하는 힘의 균형화이다. 예로서 도 6에 도시되어 있는 모든 고압측 쉘 압축기에서, 샤프트의 2개의 단부는 동일한 배출 압력에 노출되고 따라서 축방향으로 샤프트 상에 작용하는 압력이 자동으로 균형화된다. 또한, 윤활유 저장조(25)로부터의 공급 포트 및 매니폴드는 모두 바람직하게는, 도 6이 그 사실을 명시적으로 나타내지 않더라도 원주방향으로 대칭성이다. 가스 압력 불균형 또는 윤활유 압력 불균형으로 인해 축방향 또는 반경방향으로 편향력이 존재하면, 플랜지와 샤프트의 추력면 사이의 계면의 과도한 마찰 및 조기 마모를 방지하기 위해, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기, 고압측 쉘, 저압측 쉘 및 고압측/저압측 쉘의 모든 새로운 구성에서 샤프트 압력 균형화가 바람직하게 권장된다. 최신식 고압측 쉘 롤링 피스톤 로터리 압축기에서, 쉘 내부의 압력이 배출 압력에서 균일하기 때문에 샤프트 균형화가 본질적으로 또는 더 쉽게 달성된다. 저압측 쉘 모델에서, 압력은 또한 샤프트의 양 단부에서 낮은 흡입 압력에서 균형화된다. 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에서 샤프트 축방향 힘 균형화를 달성하는 것은 더 복잡하다. 불균형은 무차별 대입 접근법으로서 추력 베어링에 의해 상쇄될 수 있지만, 추가 비용, 복잡성, 마찰 손실, 더 낮은 신뢰성, 더 높은 시동 토크 및 더 짧은 압축기 수명을 초래할 것이다. 이하에 제공된 예는 샤프트에 대한 가스 압력의 축방향 균형화의 중요성을 명확하게 하는데: 고압측/저압측 쉘 구성에서 소형 1.9 cc 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 경우, 양 단부에서 샤프트의 단면적은 0.1 sq.in에 가깝다. 압력차가 300 psi라고 가정하면, 가스 압력에 의해 크랭크축 상에 인가되는 상향 편향력은 30 lbs일 것인데, 이는 이 크기의 임의의 실용적 압축기에 수용하기에는 너무 높을 것이다. 먼저, 높은 마찰과 높은 시동 토크로 인해 압축기를 시동하는 것이 매우 어려울 것이다. 따라서, 샤프트 상에 인가되는 30 lbs의 축방향 추력을 취급해야 하는 것을 회피하기 위해 샤프트의 양 단부 상에 작용하는 압력이 축방향으로 균형화되게 하는 것이 매우 바람직하다. 달리 말하면, 샤프트의 양 단부는 바람직하게는 동일하거나 유사한 압력에 노출되어야 한다. 이 상황에서 추력 베어링의 사용이 가능하지만 전술된 이유로 바람직하지 않다. 따라서, 샤프트의 양측에 작용하는 압력을 평형화하여 순 축방향 힘을 제거하는 것이 더 양호하다.
최신식 롤링 피스톤 로터리 압축기(고압측 롤링 피스톤 로터리 압축기)에서, 이는 전체 쉘이 배출 압력에 있고 또한 윤활유 섬프가 배출 압력에 있는 것이 주목되기 때문에 자동으로 행해진다. 실제로, 최신식 롤링 피스톤 로터리 압축기의 최초 발명자가 고압측 구성을 채택한 이유를 이해할 수 있는데: 축방향으로 샤프트의 압력 균형화가 자동이고, 윤활유 섬프는 배출 압력에 있고, 따라서 부스터 펌프가 필요하지 않으며 단일 압력 쉘을 생산하는 단순성이 있다. 그러나, 하나의 중요한 단점이 있는데: 모터의 냉각은 비교적 고온 배출 가스에 의해 행해지기 때문에 비교적 더 낮은 모터 효율이다. 전체적으로, 롤링 피스톤 로터리 압축기가 수십년 전에 최초 도입되었을 때, 특히 통상의 왕복식 압축기의 성능 레벨에 비교하여, 양호한 엔지니어링 절충안이었다. 그러나, 이제는 압축기의 높은 에너지 효율이 전세계적으로 증가하는 중요성을 가짐에 따라, 특히 모터가 흡입 가스에 의해 냉각될 수 있으면 용례에 따라 최대 10 내지 30%까지 압축기 효율의 개선을 위한 높은 잠재성이 존재하면, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 기본 디자인에 대한 새로운 시각이 보증되게 된다. 흡입 냉각식 모터 개념에 대한 최소 비용 증가로 전술된 효율 개선의 전체 잠재성의 단지 일부만 달성될 수 있으면, 이 새로운 발명은 에어컨, 냉장고, 냉각기, 냉동고, 히트 펌프 등에 대한 전세계 에너지 소비를 극적으로 감소시킬 것이다.
S-시리즈 롤러-피스톤/베인 압축기에 대한 예시적인 설계 가이드라인:
이하의 설계 가이드라인이 과급을 유도하는 저온 유체 냉각식 모터에 의해 구동되는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 설계하는 데 사용되었다: (1) 표준 최신식 롤링 피스톤 압축기에서 입증된 동일한, 유사한 또는 향상된 압축기 펌프 메커니즘을 사용한다; (2) 수십년의 사용을 통해 입증된 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 동일한, 유사한 또는 향상된 오일 윤활 시스템, 특히 도 6에 도시되어 있는 인샤프트 고압 윤활유 저장조(25)에 의해 표현되는 시스템의 코어를 유지한다; (3) 가스와 윤활유에 의해 각각 편심 샤프트 상에 작용하는 축방향 및 반경방향 힘의 균형화를 보존한다; (4) 흡입 및 배출 유로를 경로 변경하여 BLDC 모터가 바람직하게는 배출 가스 또는 흡입 가스보다 더 높은 열 전달 특성을 갖는 저압 및 저온 유체 스트림에 노출되고 냉각될 수 있게 한다; (5) 고온 배출측으로부터 저온 흡입 가스로의 열의 이동을 가능한 한 많이 감소시킨다; (6) BLDC 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 외부 크기의 상당한 변경을 요구하지 않고 그리고 압축기의 비용을 실질적으로 증가시키지 않고 모든 이들 변경을 수행한다.
전술된 설계 가이드라인 1 및 2는 새로운 압축기 디자인에서 펌프 메커니즘의 실행 가능성과 윤활 시스템의 효능을 입증하기 위해 새로운 압축기 디자인의 장기 신뢰성 테스트의 필요성을 거의 제거하였다. 이는 BLDC 모터가 흡입 가스 스트림의 저온 환경에서 동작하는 동안 펌프 조립체 구성요소 및 윤활 메커니즘은 오랫동안 사용되어 입증된 메커니즘으로부터 거의 변경되지 않았기 때문이다. 이는 모터 및 따라서 압축기의 효율, 토크 및 신뢰성을 상당히 증가시킬 것이다. 설계 가이드라인 3은 새로운 압축기의 잠재적으로 훨씬 더 높은 효율과 높은 신뢰성을 유지하기 위해 축방향 또는 반경방향 힘 불균형으로 인한 부품의 큰 마찰 손실 및 조기 마모를 방지하는 데 필요하다. 설계 가이드라인 4 및 5는 새로운 압축기를 다수의 용례에서 저렴하고 사용에 매력적이게 하고 흡입 가스/저온 유체 냉각식 모터에 의해 구동되는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 다수의 이점을 실현하는 데 결정적이다.
증발 냉각식 모터를 갖는 S-시리즈 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 2개의 일반적인 구성:
압축 챔버 내로 증발 및 과급에 의해 모터 및 펌프 본체를 냉각하는 데 이바지할 것인 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 2개의 일반적인 구성: (a) 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기, 및 (b) 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기가 존재한다. 이들 구성은 이하에 더 상세히 설명되어 있다.
고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기라 칭하는 양면 접근법을 사용하는데, 쉘 내부의 공간은 분리기라 지칭되는 분리 부재에 의해 2개의 섹션으로 분할되고, 저압측의 모터는 흡입 압력을 초과하는 적절한 압력에서 액체 냉매에 노출되고, 고압측의 윤활유 섬프 및 펌프 조립체는 배출 가스에 노출되고, 오일의 펌핑은 종래의 고압측 쉘 롤링 피스톤 압축기의 경우에서와 같이 배출 압력에서 섬프에 의해 편리하게 행해진다.
저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는 과급을 수용하기 위해 흡입 가스보다 약간 높은 압력에 노출된 압축기 쉘 내부에 공간을 갖고, 따라서 모터, 펌프 조립체 및 윤활유 저장조는 흡입 가스 압력 및 온도보다 약간 높다. 이는 고압측 쉘 압축기인 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에 반대되고, 압축기 쉘 내부의 공간은 배출 가스에 노출되고, 따라서 모터, 펌프 조립체 및 윤활유 저장조는 모두 배출 가스 압력 및 온도에 있거나 그 부근에 있다. 롤링-피스톤 로터리 압축기의 최초 발명자가 고압측 쉘 구성을 선택한 이유를 완전히 이해할 수 있는데: 그 압력이 대부분의 사이클에 대해 펌프 조립체의 내부 압력보다 크거나 동일한 고압 윤활유 저장조로부터 펌프 조립체 내의 윤활 및 밀봉을 제공하는 용이성이다. 대조적으로, 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는 그 내부 압력이 흡입 압력과 배출 압력 사이에서 변동하는 펌프 조립체의 구성요소를 윤활하고 밀봉하기 위해 섬프로부터 더 높은 압력으로 저압 윤활유를 펌핑하기 위한 능동 펌핑 메커니즘을 요구할 것이다. 이 펌프는 외부 펌프 또는 내부 펌프일 수 있다. 실용적이기 위해: 펌프는 저비용 디자인 및 낮은 에너지 소비를 가져야 하고, 필요에 따라 압축기 펌프 조립체에 단지 적절한 양의 윤활유를 제공해야 한다. 비교적 간단하고 저비용 해결책이 저압측 롤러 피스톤/베인 압축기를 실행 가능하게 하기 위해 본 명세서에 도입된다.
제1 유형의 구성, 즉 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기가 이하에 설명되고 이어서 제2 유형의 저압측 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기가 설명될 것이다.
고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기:
몇몇 양태에 따르면, 내부 회전자 모터를 갖는 고압측/저압측 쉘 디자인 롤러-피스톤/베인 압축기의 24개의 구성이 있을 수도 있다. 저압측 압력은 과급을 가능하게 하도록 적절한 양만큼 설명된 바와 같이 흡입 압력 초과로 설정되어야 하고, 압력은 또한 다른 인자들 중에서도 상부 베어링을 지나 저압측 쉘 내로의 윤활유/작동 가스의 증가하는 누설 및 저압측과 고압측 사이의 열 누설로 인한 성능의 손실에 대해 모터 성능을 균형화하는 압축기의 성능을 최적화하기 위해, 증기 압축 압축기를 위한 배출 압력과 상기 최소 압력 사이의 임의의 압력으로 설정될 수 있다.
샤프트-균형화 특징은 증발 냉각식 모터를 갖는 고도로 바람직한 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 실용적이게 하고 동일한 샤프트-균형화 특징을 롤러 피스톤형 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기 및 스크롤 압축기의 고압측/저압측(또는 조정 가능한 저압측) 구성의 모든 잠재적 구성으로 확장시킨다.
도 7은 이후 섹션에서 상세히 설명될 과급 특징을 나타내지 않고 전술된 설계 가이드라인 및 특징을 따르는 고압측/저압측 롤러 피스톤/베인 압축기의 실시예를 도시하고 있다. 도 6에 도시되어 있는 고압측 롤링 피스톤 압축기의 대부분의 특징은 그대로 유지되는데: 압축기 펌프 조립체(7)는 몇 가지 수정을 제외하고는 실질적으로 동일하고, 인샤프트 캐비티, 고압 윤활유 저장조(25)가 필요한 소수 수정을 갖고 존재한다. 이는 압축기 쉘 내에 2개의 압력 챔버: 흡입 압력과 배출 압력 사이의 비교적 저압으로 유지되고(단순화를 위해, 도 7의 이어지는 설명에서 저압측 쉘 압력이 흡입 압력인 것으로 가정할 것임) BLDC 모터를 수용하고 흡입 가스가 진입하는 하나의 섹션과, 배출 압력 또는 그 부근에서 유지되고 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 배출 압력 보조 오일 공급 및 복귀 시스템의 메커니즘과 유사한 그 오일 윤활 메커니즘을 갖는 저부에 압축기 펌프 메커니즘 및 윤활유 섬프를 수용하는 다른 섹션을 갖는다.
분리기(37)는 상부 플랜지 또는 실린더의 상부 부분과 같은 압축기 펌프 조립체의 상부 부분에 부착된 별개의 구성요소일 수 있다. 또는, 분리기는 상부 플랜지 또는 실린더의 확장부일 수 있다. 대안적으로, 분리기는 상부 플랜지와 같은 압축기 펌프 조립체의 구성요소의 몇몇 기능성을 취할 수 있다.
대부분의 롤러-피스톤/베인 압축기의 상부 플랜지는 상부 베어링 보어, 배출 밸브 및 그 포트, 머플러 및 실린더 및 롤러를 위한 평탄한 밀봉 표면을 제공하고 수용하여 압축 공간을 형성한다.
도 7에 도시되어 있는 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 압축기의 실시예에서, 상부 플랜지에 의해 일반적으로 수행되는 기능은 분리기(37) 및 상부 플레이트(38)라 칭하는 새로운 구성요소에 의해 수행된다. 분리기는 상부 베어링 보어를 구비하고, 상부 플레이트는 배출 밸브, 그 밸브 포트, 선택적 상부 플레이트 베어링 보어, 및 선택적 상부 머플러를 수용하고 상부 실린더 및 롤러와 인터페이스하는 봉입된 공간을 형성하는 기능을 수행하는 설비를 구비한다. 모터(회전자(2) 및 고정자(4))를 포함하는, 분리기(37) 위에 도시되어 있는 저압측 섹션(저압, 저온 공간을 나타냄)이라 칭하는 하나의 섹션은 응축기로부터의 액체의 계량된 유동이 모터에 증발 냉각을 제공하기 위해 최소 저압측 압력에 가깝게 팽창된 액체 분사 튜브(39)를 통해 도입됨에 따라 흡입 압력 초과로 과급하기 위해 필요한 최소 저압측 압력에 노출되고, 압축기 펌프 조립체(7)(분리기/상부 베어링 보어(37), 배출 밸브 및 상부 머플러(40)를 포함하는 상부 플레이트(38), 상부 실린더(8), 중간 플레이트(9), 하부 실린더(10), 하부 플랜지(11), 상부 롤러(12), 하부 롤러(13), 대부분의 편심 샤프트(3)) 및 쉘(1)의 하부 부분에 윤활유 섬프(18)를 포함하는, 고압측 섹션(고압 및 고온 섹션)이라 칭하는 다른 섹션은 배출 튜브(17)의 장소에 의해 나타낸 바와 같이, 배출 가스에 노출된다. 주 흡입 튜브(15)는 고압측 쉘을 통과하고 실린더 중 하나(도시되어 있는 바와 같이, 하부 실린더(10)임)의 흡입 포트 내로 직접 진행하고 이어서 흡입 플레넘(16)에 연결된다. 액체 분사 튜브(39)를 통해 분사된 액체로부터의 증기는 도 7에 도시되어 있지 않지만 이후에 상세히 설명될 압축 챔버 내로 다시 분사된다. 도 7에 도시되어 있는 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 실시예에서, 상부 플랜지의 4개 기능, 즉, 상부 롤러(12)와 상부 실린더(8)를 위한 천장 및 밀봉 계면을 제공하는 것, 배출 밸브를 수용하는 것, 선택적 상부 머플러(40)를 수용하는 것 및 편심 샤프트(3)를 위한 상부 베어링(21)을 위한 보어를 제공하는 것은 2개의 새로운 구성요소, 즉 분리기(37)와 상부 플레이트(38)에 의해 취해지는데: 분리기(37)는 압력 분리 부재이고 상부 베어링(21)을 위한 보어를 제공하는 모두로서 이중 기능을 한다. 상부 플레이트(38)는 상부 롤러(12) 및 상부 실린더(8)를 위한 천장 및 밀봉 계면을 제공하고, 배출 밸브(도시되어 있지 않음)를 수용하고, 상부 머플러(40)를 수용한다.
배출 가스는 상부 실린더(8) 또는 그 머플러(40), 하부 실린더(10) 또는 그 머플러(42)로부터, 중간 플레이트(9)를 통해 고압측 쉘 내로 방출될 수 있다. 도 7에 도시되어 있는 바와 같이, 하부 머플러(42) 및 상부 머플러(40)는 어느 하나가 그 목적으로 사용될 수 있다 하더라도 고압측 쉘 내로 배출 가스를 방출하지 않는다. 대신에, 본 실시예에서, 상부 실린더(8) 및 하부 실린더(10)의 모두로부터의 배출 가스는 배출 가스 유동 전환 채널(43)을 통해 중간 플레이트(9)로 전환되어 중간 플레이트(9) 내의 내부 배출 포트(44)를 통해 고압측 쉘로 방출되고, 혼입된 윤활유의 대부분을 이상적으로 분리하고 아래의 윤활유 섬프(18)에 침착시킨 후 최종적으로 배출 튜브(17)를 통해 쉘(1) 외부로 배출된다. 흡입 튜브(15)를 통해 들어오는 흡입 가스 또는 저압측 쉘로부터 분사 튜브(39)를 통해 분사된 증발된 액체(증기 압축 시스템 내의)의 모두를 흡입하는 흡입 플레넘(16)이 존재한다는 것을 주목하라. 대부분의 다른 주 구성요소는 도 6에 도시되어 있는 고압측 쉘 롤링 피스톤 로터리 압축기에서 발견되는 것들과 유사하거나 동일한데: 모터(회전자(2) 및 고정자(4)) 및 펌프 조립체의 회전 부품은 동일하거나 유사하다는 것에 주목하라. 모터는 도시되어 있는 바와 같이 고정자 홀더(5)를 사용하여 분리기(37)에 부착되고, 압축기 펌프 조립체(7)는 압축기 펌프 조립체 홀더(14)를 사용하여 직접 또는 간접적으로 분리기(37)에 부착될 수 있다.
도 8은 도 7에 도시되어 있는 고압측/저압측 쉘 트윈 실린더 롤링 피스톤 압축기의 윤활 시스템 및 샤프트 압력 균형화 시스템의 상세를 도시하고 있다. 도 6에 도시되어 있는 디자인으로부터 도 7 및 도 8에 도시되어 있는 새로운 디자인으로의 변경을 주목하라: 하부 플랜지의 저부는 하부 플랜지 노즈 플러그(45)에 의해 캡핑되고 편심 샤프트(3)의 저부 단부는 또한 편심 샤프트 압축기-펌프-조립체측 단부 플러그(46)에 의해 캡핑된다. 인샤프트 캐비티, 고압 윤활유 저장조(25)의 상부 부분은 통기 구멍 없이 폐쇄된다. 편심 샤프트 압축기-펌프 조립체측 단부 플러그(46) 아래 및 하부 플랜지 노즈 플러그(45) 위에 샤프트-균형화, 저압 가스 캐비티(47)가 있다. 샤프트-균형화 저압 가스 캐비티(47)는 샤프트-균형화, 저압 가스 캐비티(47)가 저압측 압력에 있도록 압력 평형화 커넥터(48)를 통해 저압측에 연결된다. 튜브(39)는 최소 과급 압력 이상으로 등엔탈피적으로(일정한 비엔탈피를 유지함) 팽창된 응축기로부터 끌어온 소량의 액체 냉매를 분사하기 위해서만 사용되고, 파생 액체는 대부분 증발에 의해 모터로부터 열을 제거할 것이다. 달리 말하면, 과급이 사용되면 과급을 위해 적절하게 선택된 저압측 압력에 대응하는 포화 온도에 가깝게 모터 온도를 유지하기 위해 저압측 쉘 내에 부가의 증발기를 본질적으로 생성한다. 동일한 이유로, 성능을 더 개선시키기 위해 압축 챔버를 냉각시키도록 응축기로부터 펌프 본체의 벽 내로 또는 펌프 본체의 표면으로 부가의 전환된 유동을 또한 분사할 수 있다. 이 제2 전환된 유동은 바람직하게는 이하에 더 상세히 설명되는 바와 같이, 과급 프로세스 동안 압축 챔버 내로 분사될 것이다.
고압 윤활유는 하부 베어링(22)의 노즈의 저부에 제공된 윤활유 흡기 포트(49)(도 7 및 도 8에는 단지 하나만이 도시되어 있지만 바람직하게는 다수의 포트가 하부 베어링 벽 상에 대칭으로 배치되어야 함) 내로 진입하고, 하부 플랜지(11)의 베어링 벽 내의 윤활유 경로(50)(이상적으로는 하나 초과이지만 도 8에는 단지 하나만이 도시되어 있음)를 통해 이동하고, 하부 베어링 윤활유 공급 매니폴드(28)를 충전하고, 최종적으로 하부 플랜지(11)와 하부 실린더(10)의 계면 부근에서 편심 샤프트(3) 상에 제공된 하부 베어링 윤활유 공급 포트(27)(바람직하게는 원주방향으로 대칭으로 배치됨, 도 8에는 그 중 단지 하나만이 도시되어 있음)를 통해 인샤프트 캐비티 윤활유 저장조(25)에 진입한다.
윤활 공급 메커니즘의 나머지는 이하의 차이 또는 수정을 갖고 도 6에 도시되어 있는 최신식 고압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 것과 거의 동일하다: (1) 편심 샤프트의 저부가 편심 샤프트 압축기-펌프-조립체측 단부 플러그(46)에 의해 폐쇄되고 인샤프트 캐비티의 상부는 폐쇄되어 봉입된 인샤프트 캐비티, 고압 윤활유 저장조(25)를 형성하고 편심 샤프트(3) 상의 증기/가스 통기 구멍(32)은 더 이상 존재하지 않고; (2) 하부 플랜지 노즈의 저부는 하부 플랜지 노즈 플러그(45)에 의해 폐쇄되고 윤활유 흡기 포트(49)는 하부 플랜지 노즈의 저부에 위치되고; (3) 저압측 쉘에서 샤프트의 상부에 작용하는 압력과 일치하도록 샤프트의 저부 단부 아래의 저압측 압력으로 유지되는 샤프트-균형화 가스 캐비티(47)가 존재하고; (4) 하부 베어링(22)을 윤활하기 위한 배출 압력에 있는 윤활유 섬프(18)와 샤프트-균형화 가스 캐비티(47) 내부의 저압측 압력 사이의 거의 일정한 압력차에 의해, 그리고 상부 베어링(21)을 윤활하기 위한 고압 윤활유 섬프(18)와 저압측 쉘 압력 사이의 동일한 압력차에 의해 윤활유 섬프(18)로부터의 윤활유가 섬프로부터 인샤프트 고압 윤활유 섬프(18)로 그리고 하부 베어링(21)으로 압박될 것이기 때문에, 나선형 펌프에 의한 임의의 부스트 없이 윤활유가 펌프 조립체 내로 유동하고; (5) 하부 플랜지 보어에 축방향 윤활유 공급 홈(23)이 존재하지 않고; (6) 고압측 섹션으로부터 상부 베어링(21)을 통해 저압측 섹션으로 윤활유의 누설 유량을 제한하고 과도한 윤활유 누설로 인한 동력 손실을 최소화하기 위해 상부 플랜지 보어 내에 나선형 윤활유 공급 홈(24)이 존재하지 않는다.
따라서, 도 7 및 도 8에 도시되어 있는 새로운 디자인의 2개의 베어링에 대한 전체 윤활유 펌핑력은 그 중 하나가 도 6에 도시되어 있는 최신식 고압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에 대한 주기적으로 변하는 압력차보다 훨씬 더 강력하고 강인하다.
전술된 바와 같이 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 펌프 조립체 내부의 회전 부품으로의 윤활 오일의 공급 메커니즘은 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 것에 기능적으로 동일하게 유지되고, 전체적으로 더 안정한 윤활유 펌핑 압력으로 인해 훨씬 더 효과적이다. 요컨대, 새로운 디자인은 모터를 위한 훨씬 더 저온의 동작 온도를 달성하고, 축방향 및 반경방향으로 샤프트를 균형화하면서, 그리고 종래의 로터리 압축기에 가까운 새로운 압축기의 제조 비용에 실질적으로 영향을 미치지 않고, 전술된 모든 설계 가이드라인을 만족시킨다.
저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기:
적절한 압력에서 비교적 더 낮은 온도의 액체의 증발에 의해 모두 냉각되는 그 모터 및 펌프 본체를 갖는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 이 새로운 유형의 구성에서, 쉘 내부의 공간은 선택된 쉘 압력에서 비교적 저온으로 액체와 가스의 혼합물에 노출된다. 이러한 구성에서, 펌프 본체는 모터를 냉각하는 동일한 메커니즘에 의해 냉각될 수도 있다. 표면으로부터 또는 그 벽 내의 냉각 채널을 통한 펌프 본체의 냉각은 압축 프로세스의 등엔트로피 효율을 상당히 증가시켜 이에 의해 모터에 의해 공급되는 압축 작업을 감소시킬 수 있다. 저압측 쉘 구성은 일반적으로, 가능하게는 배출 라인 상의 외부 또는 내부 오일 분리 메커니즘 및 분리된 오일을 인샤프트 오일 저장조로 다시 공급하는 오일 분사 경로에 대한 추가의 요건에 기인하여 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에 사용되지 않았다. 다른 요건은 오일이 압축기(머플러의 부분으로서) 내에 또는 외부 오일 분리기에 의해 배출측으로부터 분리되어야 하고 두 경우에 분리된 오일이 오일 저장조 및 인샤프트 오일 저장조 내로 다시 공급되어야 한다는 것이다. 이들은 모두 압축기의 복잡성, 비용 및 크기에 대한 상당한 악영향 없이, 로터리 압축기의 매우 국한된 공간 내부의 압축기 펌프 조립체에 의한 요구에 따라 유동을 조절하기 위해 복잡한 제어부를 갖는 압축기의 외부의 개별 펌프를 갖더라도, 일반적인 오일 펌프에 의해 만족되어야 하는 매우 어려운 세트의 요건이다. 저압측 롤러-피스톤/베인 압축기에는 다른 중요한 설비가 존재하는데: 설계된 바와 같은 베인 슬롯은 베인 이면이 낮은 흡입 압력에 있을 것이기 때문에 VCS 압축기 내의 가스와 냉매 오일의 모두에 대한 부가의 누설 소스가 된다. 게다가, 베인 스프링은 압축 공간 내부의 압력에 의해 베인 면에 인가되는 힘을 극복하고 롤러와 항상 일정한 접촉을 여전히 유지하기 위해 훨씬 더 강력해야 한다. 이들 어려움 및 복잡성(배출 라인 상의 내부 오일 분리, 전체 압축기 사이클 전체에 걸쳐 압축 공간 외부로 베인 슬롯을 통한 불가피한 잠재적으로 큰 누설, 베인 배압 문제, 및 베인 스프링 문제 등)은 종래의 롤러-피스톤/베인 압축기의 도입 이래 과거 수십년에 걸쳐 저압측 쉘, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 결여를 설명한다. 그러나, 윤활유 펌프 메커니즘에 대한 적합한 해결책을 발견할 수 있으면, 그리고 다른 단점이 현명하고 저렴한 특징부에 의해 완화되거나 회피될 수 있으면, 비교적 저압 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는, 다른 것들 중에서도, 모터의 더 낮은 동작 온도로 인한 상당히 더 높은 모터 효율, 전체 압축기 쉘이 압축 챔버에 진입하기 전에 흡입 가스로부터 윤활유 섬프 내로 오일을 분리하는 데 이용될 수 있기 때문에 흡입 가스로부터 윤활유의 더 양호한 분리, 모터의 훨씬 더 효율적인 증발 냉각을 위한 내부 2차 증발기를 본질적으로 생성하는 흡입 압력에서 액체 냉매의 분사의 용이성, 및 훨씬 더 낮은 쉘 동작 온도와 같은, 최신식 고압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에 비한 장점을 갖는다. 흡입 가스 내에 혼입된 복귀 오일의 상당한 부분은 아래의 윤활유 섬프에 분리 및 수집될 것이고, 상대 오일 순환 속도(OCR)가 더 낮을 것이고, 열 교환기 효능은 최신식 고압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 것들보다 더 높을 것이다.
도 9는 쉘(1) 내부의 공간이 흡입 가스에 노출된다는 사실 때문에 흡입 냉각식 모터를 갖는 저압측 쉘 롤링 피스톤 압축기의 일 실시예를 도시하고 있다. 압축기의 다수의 구성요소는 도 6에 도시되어 있는 종래의 롤링 피스톤 압축기 및 또한 도 7 및 도 8에 도시되어 있는 고압측/저압측 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 것들과 유사하다. 모터(회전자(2) 및 고정자(4)로 구성됨), 압축기 펌프 조립체(7)(편심 샤프트(3), 상부 플랜지(6), 베인 메커니즘을 갖는 상부 실린더(8), 중간 플레이트(9), 베인 메커니즘을 갖는 하부 실린더(10), 하부 플랜지(11), 상부 롤러(12), 및 하부 롤러(13)로 구성됨), 및 윤활 시스템의 코어(윤활유 공급 포트(27, 30, 34, 36), 플랜지 베어링 윤활유 매니폴드(28, 31) 등과 함께 인샤프트 캐비티 윤활유 저장조(25))는 도 6에 도시되어 있는 바와 같은 종래의 롤링 피스톤 압축기의 것들과 동일하고, 또한 원래 시스템의 기능성을 유지하거나 향상시킬 것인 단지 약간의 수정만을 갖고 도 7 및 도 8에 도시되어 있는 고압측/저압측 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 갖는다. 배출 라인에는 배출 가스로부터 대량의 오일을 제거할 수 있는 윤활유 분리기(51) 및 이와 같이 분리된 오일을 인샤프트 오일 저장조에 공급하고 펌프 조립체의 이동 부품에 의해 요구되는 정도로만 윤활유의 양을 전달하는 통로가 존재한다. 2개의 액체 분사 튜브, 즉 모터 섹션에 액체를 공급하는 액체 분사 튜브(39a) 및 펌프 본체의 외부 표면 또는 펌프 본체의 벽 내의 냉각제 경로 내로 최대 인터쿨링 효과로 펌프 섹션에 액체를 공급하는 다른 액체 분사 튜브(39b)를 가질 수 있다. 도 9에 도시되어 있는 실시예는 배출 튜브(17)를 통해 쉘(1) 외부로 나가기 전에, 양 실린더로부터 배출 가스 유동 전환 채널(43)을 통해 중간 플레이트(9)로 전환된 배출 가스를 갖는다. 이 배출 구성은 양 실린더에 대해 기밀 밀봉 머플러 디자인을 단순화하고 각각의 머플러 내에 내부 오일 분리기를 삽입하고 중간 플레이트(9)를 통해 배출 튜브(17)를 압축기 펌프 조립체(7)에 직접 연결하는 것을 더 용이하게 하는 장점을 갖는다. 도 10은 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 압축기에 특히 적합한 특수 배출 가스 보조 윤활유 펌프(51)의 상세 개략도를 도시하고 있다. 윤활유 펌프(51)의 구성요소는 제조 관점으로부터 간단한 방식으로 하부 플랜지(11) 및 편심 샤프트(3)에 통합되고 그 결과 비용 영향 및 압축기 크기 또는 중량 증가에 대한 임의의 필요성을 최소화한다. 이들은 이하의 구성요소: (a) 스쿠핑 프로세스 동안 윤활유를 효율적으로 스쿠핑하고 유지하기 위해 적절하게 성형될 샤프트 외경 주위에 대칭으로 배치된 윤활유 스쿠핑 포켓(53); (b) 플랜지 보어 상의 고압 가스 플레넘(54); (c) 플랜지 보어 상의 고압 윤활유 플레넘(55); (d) 고압 윤활유 플레넘(55)을 하부 베어링 윤활유 공급 매니폴드(28), 하부 베어링 윤활유 공급 포트(27) 및 인샤프트 캐비티 고압 윤활유 저장조(25)에 연결하는 고압 윤활유용 내부 유동 통로(56); 및 (e) 하부 머플러(42)와 고압 가스 플레넘(54) 사이의 연결 통로로 구성된다.
도 11은 압축기의 하부 플랜지(11)와 편심 샤프트(3)의 하부 단부 내에 내장된 특수 펌프의 펌핑 프로세스를 설명하는 것을 돕기 위한 배출 가스 보조 윤활유 펌프(51)의 2차원 표현이다. 이동 시트(58)는 윤활유 펌프(51)의 회전 샤프트의 외경 표면의 2차원 표현이다. 고정 2차원 시트(59)는 윤활유 펌프(51)를 위한 실린더 벽으로서 작용하는 하부 플랜지(11)의 베어링 섹션의 고정 내경의 2차원 표현이다. 윤활유 스쿠핑 포켓(60, 61)은 시트(58)의 평면 외부로 각인되어 있는데, 이는 2개의 윤활유 스쿠핑 포켓(60, 61)이 편심 샤프트(3)의 저부 부분의 외경 표면에서 시작하여 그 내로 각인되어 있는 것을 의미한다. 화살표(62)는 도시되어 있는 바와 같이 좌측으로 시트(58)의 병진 이동으로 변환된 바와 같은 샤프트의 회전의 방향을 나타낸다. 화살표(63)는 고압 가스 플레넘(54) 내로의 배출 가스 블리드 유동의 방향을 나타낸다. 고압 가스 플레넘(54) 및 고압 윤활유 플레넘(55)은 고정 시트(59)의 평면 내에 각인되어 있는데, 이는 2개의 플레넘(54, 55)이 하부 플랜지(11)의 보어에서 시작하여 그 내로 각인되는 것을 의미한다. 고압 가스 플레넘(54)은 하부 머플러(42)와 고압 가스 플레넘(54) 사이의 연결 통로(57)를 통해 배출 가스의 소스에 연결될 수 있다. 고압 윤활유 플레넘(55)은 내부 유동 통로(56)에 의해 하부 베어링 윤활유 공급 매니폴드(28), 윤활유 공급 포트(27) 및 인샤프트 캐비티 윤활유 저장조(25)에 연결된다. 화살표(64)는 윤활유 플레넘(55)으로부터 인샤프트 캐비티, 고압 윤활유 저장조(25)를 향한 윤활유 유동의 방향을 나타낸다. 시트(58) 내에 절단된 개방된 윈도우(65)는 윤활유 스쿠핑 포켓이 개방된 윈도우(65)를 통해 윤활유 섬프(18)로 통과할 때 저압 윤활유에 노출하기 위한 하부 플랜지 노즈(펌프 실린더) 상의 개구를 나타낸다. 화살표(66)는 윤활유 섬프(18)로부터 개구(65) 내로의 윤활유 유동의 방향을 나타낸다. 화살표(67)는 개구(65)를 통해 이동할 때 위치(60)에서의 포켓에서 윤활유 스쿠핑 포켓 내로 유동하는(또는 포켓에 의해 스쿠핑됨) 윤활유를 나타낸다. 윤활유 스쿠핑 포켓(60)은 그 오일 스쿠핑 위치에 도시되어 있고 윤활유 스쿠핑 포켓(61)은 배출 가스에 의해 보조되는 그 펌핑 위치에 도시되어 있다. 요컨대, 시트(58)가 이동함에 따라, 윤활유 스쿠핑 포켓은 포켓 위치(60)에서 윤활유를 취출하고 포켓 위치(61)에서 인샤프트 캐비티, 고압 윤활유 저장조(25)를 향해 윤활유를 펌핑할 것이다. 윤활유 펌프(51)에 의한 윤활유의 윤활유 펌핑 속도는 펌핑 속도가 종래의 고압측 롤링 피스톤 압축기의 경우에서와 같이 인샤프트 캐비티, 고압 윤활유 저장조(25) 외부로의 윤활유 유량과 일치하기에 충분하다는 점에서 자체 조절될 것이다.
인샤프트 캐비티 고압 윤활유 저장조(25) 내로의 저압 윤활유의 펌핑은 또한 압축기 쉘 내부 또는 옵션으로서 압축기 쉘 외부에 배치된 종래의 펌프를 사용하여 행해질 수 있다. 윤활유가 전술된 신규한 배출 가스 보조 윤활유 펌프(51) 또는 종래 펌프에 의해 어떻게 펌핑되는지에 무관하게, 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에 대해 본 명세서에 제시된 윤활 메커니즘의 나머지는 고압측 및 고압측/저압측 쉘, 즉 여기에 제시된 구성 또는 실시예에 무관하게 롤링 피스톤 압축기의 이동 부품의 효과적인 윤활을 위한 필수 특징부인 인샤프트 캐비티 고압 윤활유 저장조(25) 내에 사용되었던 윤활 시스템의 코어를 공유한다.
도 9, 도 10 및 도 11에 도시되어 있는 바와 같이, 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기는 본질적으로 증발을 통해 비교적 저온 액체 냉매에 의해 냉각되는 모터 및 편심 샤프트의 양 단부에 작용하는 압력이 동일한 흡입 압력이라는 사실에 기인하여 본질적으로 축방향으로 균형화된 편심 샤프트의 고도로 바람직한 특징을 갖는다.
도 9, 도 10 및 도 11에 도시되어 있는 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에 대한 대안 구성이 도 12에 도시되어 있고, 여기서 모터와 펌프 조립체의 위치가 교환되어 있다. 이 대안 디자인에서, 모터(회전자(2) 및 고정자(4))는 압축기 펌프 조립체(7) 아래에 위치된다. 주 흡입 튜브(15)는 압축기 펌프 조립체(7)와 흡입 가스의 열 상호 작용을 억제하기 위해 압축기 펌프 조립체(7)로부터 이격하여 모터 부근에 있다. 쉘(1) 내로의 입구에서, 흡입 가스는 내부 흡입 포트(52) 및 흡입 플레넘(16) 내로 진입하기 전에 저부에 있는 윤활유 섬프(18)로 혼입된 윤활유의 대부분을 낙하시킨다. 샤프트(3)는 모터의 중심을 통해 연장되고 모터 아래에 위치된 윤활유 섬프(18)까지 줄곧 아래로 연장될 것이다. 배출 가스 보조 윤활유 펌프(51)는 이제 모터 아래에 설치되어 저압 윤활유를 끌어들이고 인샤프트 캐비티 고압 윤활유 저장조(25) 내로 공급하기 위해 압력을 증가시킬 것이다. 윤활유 펌프(51)는 바람직하게는 고정자(4)에 부착된 고정 베이스(68) 상에 설치될 것이다. 샤프트(3)의 윤활유측은 인샤프트 캐비티 고압 윤활유 저장조(25)로 유도되는 펌프(51)용 윤활유 유동 통로(56)를 갖는 단부에 중심 플러그(69)를 가질 것이다. 배출 가스는 배출 튜브(17)를 통해 실린더의 상부 부분 외부로 나오고 압축기의 나머지와의 많은 열 상호 작용 없이 쉘 외부로 나갈 것이다. 이 대안 구성은 저압측 쉘 스크롤 압축기의 것과 유사하다. 이 구성은 도 9에 도시되어 있는 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 다수의 장점을 공유하고 모터 냉각 및 베인 보조, 고압 가스 캐비티(74)를 위한 액체 분사와 같은 특징을 마찬가지로 수용할 수 있다. 도 9에 도시되어 있는 디자인에 비한 도 12에 도시되어 있는 이 구성의 장점은 모터가 압축기의 고온 배출 가스 또는 고온 금속 부품과의 훨씬 적은 열 상호 작용을 가질 것이고 따라서 더 낮은 온도에서 운전할 수 있다는 것이다.
베인 배압 고려 사항:
통상의 저압측 쉘 롤링 피스톤 압축기에서, 베인은 후방에 배출 압력을 갖지 않을 것이기 때문에, 베인 스프링은 최신식 고압측 쉘 롤링 피스톤 압축기에서보다 훨씬 강해야 할 것이다. 또한, 베인의 이면이 비교적 저압에 있으면, 이는 압축 챔버 외부로 가스와 윤활유의 모두의 누설을 유도할 수 있는데, 이는 의심할 여지 없이 그 성능을 저하시킬 것이다. 이들 문제는 베인의 후방측을 완전히 봉입하고 그 압력이 흡입 및 배출 압력의 평균 주위에서 평형에 도달하게 함으로써 편리하게 해결될 수 있다. 그러나, 이는 베인의 이동과 잠재적으로 간섭하는 시간 경과에 따른 봉입 공간 내부의 비압축성 윤활유의 축적에 관한 다른 우려를 제기한다. 모든 이들 문제를 해결하기 위해, 베인의 이면을 배출 압력에 노출되게 함으로써 베인 윤활 메커니즘 및 그 동역학을 최신식 고압측 쉘 롤링 피스톤 압축기에서 발생하는 것과 거의 동일하게 하기 위한 선택적 특징부가 도입될 수 있다. 도 13에 도시되어 있는 바와 같이, 상부 베인(70) 및 하부 베인(71)은 각각 상부 베인 스프링(72) 및 하부 베인 스프링(73)의 도움으로 전후로 이동한다. 단순화를 위해, 단지 하부 베인(71)만이 예시를 위해 사용된다. 베인 뒤에는, 베인의 후방에 봉입 공간(74)이 있다. 베인 보조 배출 압력 가스 캐비티(74)는 하부 실린더와 하부 플랜지 내에 각인된 배출 압력에서 압력을 평형화하기 위해 가스 캐비티(74)와 하부 머플러(42) 사이의 연결 통로(75)를 통해 하부 머플러(42)에 연결된다. 가스 및 임의의 혼입된 윤활유에 대한 유동 방향은 항상 머플러로부터 베인 보조, 배출 압력 가스 캐비티(74) 내로 그리고 압축 공간 내로 향하기 때문에, 이 캐비티(74) 내에 비압축성 윤활유가 축적되는 것에 대한 우려가 없다. 또한, 압축 챔버로부터 베인 슬롯을 통해 저압측 쉘(1) 내로 가스 및 윤활유 누설에 대한 우려가 없다. 상황은 종래의 롤링 피스톤 압축기에서 발생하는 것과 실제로 동일하다.
저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 다양한 구성은 이하와 같이 요약될 수도 있다. 배출 가스 보조, 고압 부스팅, 가변 유량, 윤활유 펌프(51)는 저압 섬프로부터 요구 고압으로 윤활유의 저압을 증가시키고, 압축기 펌프 조립체(7)에 의해 요구되는 윤활유를 일치시키기 위해 고압 윤활유를 인샤프트 캐비티 고압 윤활유 저장조 내로 공급할 것이다. 따라서, 저압측 쉘 롤링 피스톤 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기 내의 윤활 시스템 기능성은 최신식 롤링 피스톤 압축기의 양호하게 입증된 윤활 메커니즘의 것과 동일하다. 베인에 배압을 도입함으로써, 베인 윤활, 동역학 및 누설이 또한 최신식 롤링 피스톤 압축기의 것과 동일할 것이다.
수평 고/저 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기:
본 발명자들은 고압 윤활유 섬프로부터의 윤활유가 인샤프트 캐비티 윤활유 저장조(25) 내로 유동할 수 있도록 윤활유 섬프에 연장 튜브를 부착하거나 부착하지 않고 압축기 펌프 조립체의 구성요소 중 임의의 하나에 윤활유 흡기 포트를 적절하게 위치시킴으로써 수평 롤러-피스톤/베인 압축기 내로 고압측 쉘 롤러-피스톤 압축기 구성 중 임의의 하나를 재설계하는 것을 가능하게 한다는 것을 이해하였다. 이 경우 회피되어야 할 한 가지는, 높은 점성 손실과 잠재적인 발포로 인해 윤활유 섬프 내의 오일 레벨이 회전자에 도달하지 않아야 한다는 것이다. 이는 섬프 내의 윤활유와 회전자의 접촉을 회피하기 위해 완벽한 수평 배향으로부터 5도와 같은 약간의 각도로 설계해야 할 필요가 있을 수도 있다. 지금까지 제시된 흡입 가스 및/또는 액체 분사에 의해 이들의 모터가 냉각된 고압측/저압측 BLDC 로터리 압축기 실시예에서, 윤활유 흡기 포트는 압축기 펌프 조립체(7)의 고정 부분 내에 위치된다. 게다가, 분리기는 모터가 존재하는 저압측 쉘 공간 외부로 윤활유를 수납하기 위한 완벽한 댐이 된다. 이들 속성은 더 널리 사용되는 수직 로터리 압축기보다 완벽하게 수평 배향으로 동작할 수 있고, 섬프 디자인, 윤활유 흡기 포트 및 그 연장부의 장소 및 배열에 따라 필요에 따라 30 내지 45도 또는 그 초과만큼 자동차 또는 항공 용례에서 발생할 수도 있는 것과 같이, 수평 로터리 압축기가 수평 평면 외부로 경사져서 장착되는 플랫폼의 경우에 더 많은 적응성을 제공할 것인 고압측/저압측 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 자신 있게 비교적 쉽고 편리하게 설계할 수 있게 한다.
고압측/저압측 또는 고압측 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에서, 윤활유 섬프로부터 편심 샤프트 내의 고압 윤활유 저장조 내로 윤활유를 끌어당기기 위해 윤활유 흡기 포트를 배치하는 데 사용될 수 있는 압축기 펌프 조립체(7)의 3개의 편리한 장소 또는 구성요소: 트윈 실린더 버전인 경우 상부 플랜지, 하부 플랜지 및 중간 플레이트가 있다. 흡기 포트의 특정 장소는 정상 동작 배향의 선택에 의해 결정될 것이다. 수직 동작 모델의 경우, 하부 플랜지의 다른 부분, 중간 플레이트, 상부 플레이트 또는 심지어 분리기와 같은 다른 구성요소가 동일한 기능을 수행하기 위해 적절하게 성형된 연장 튜브를 구비할 수 있더라도, 최선의 또는 가장 편리한 장소는 하부 플랜지의 노즈의 저부 팁이다. 도 14는 필수 수정을 갖는 수평 고압측/저압측 쉘, 트윈 실린더 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 실시예를 도시하고 있다. 압축기를 수평 동작 모델로 전환하기 위해, 먼저 어디서 어떻게 수평 압축기가 프레임에 부착될 것인지를 결정하기만 하면 되고, 윤활유 흡기 포트는 연장 튜브를 갖거나 갖지 않고 트윈 실린더 압축기에 대해 상부 플랜지, 상부 플레이트, 하부 플랜지 또는 중간 플레이트의 주연부의 최하부 지점에 위치될 것이다. 상부 플랜지가 선택되면, 윤활유는 상부 플랜지 윤활유 공급 매니폴드(31) 및 그 공급 포트(30)를 통해 고압 인샤프트 저장조(25)로 진입할 것이다. 하부 플랜지가 선택되면, 윤활유는 하부 플랜지 윤활유 공급 매니폴드(28) 및 그 공급 포트(27)를 통해 고압 인샤프트 저장조로 진입할 것이다. 중간 플레이트가 선택되면, 윤활유는 그 자신의 윤활유 공급 저장조(77), 윤활유 공급 경로(78) 및 그 공급 포트(79)를 통해 인샤프트 캐비티, 고압 윤활유 저장조(25)로 진입할 것이다. 구성요소의 나머지는 도 7에 도시되어 있는 수직 고압측/저압측 트윈 실린더 롤러-피스톤/베인 압축기의 것들과 동일할 수도 있다. 도 14에 도시되어 있는 실시예에서, 윤활유 흡기 포트(76)의 새로운 장소는 윤활유 섬프(18)가 그 아래에서 수평 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에 형성될 중간 플레이트(9)의 최하부 부분에 있다. 상부 베어링(21)의 보어를 포함하는 분리기(37)는 윤활유 섬프가 고압측 쉘에 포함되고 모터로부터 이격하여 있고, 동작 중에 압축기 내부에 요구되는 총 윤활유의 양이 더 작아지는 것을 보장하는 윤활유용 댐으로서 편리하게 수행한다. 다른 수정은 저압측 쉘로부터 분리기(37)의 최하부 부분에 있는 흡입 포트를 통해 흡입 플레넘(16) 내로 유동을 채널링하는 내부 흡입 포트(80)의 새로운 장소이다. 이 장소에 있는 이 새로운 내부 흡입 포트(80)는, 튜브(39)를 통해 진입하는 임의의 액체 또는 윤활유가 흡입 플레넘(16) 내로 유동하고 회전자와 접촉하게 됨으로써 모터의 동작에 악영향을 미칠 수도 있게 저압측 쉘 내에 축적되지 않는 것을 보장한다. 실제로, 내부 흡입 포트(80)의 동일한 장소는 수직 배향에서 최대 입체각 경사를 위해 적절한 윤활을 유지하는 능력을 유지하기 위해 특히 권장되지는 않지만, 수직 고압측/저압측 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에 사용될 수 있다. 도 14에 도시되어 있는 수평 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에서, 분리기(37)의 존재는 윤활유 섬프가 고압 윤활유 섬프 내에 동일한 양의 윤활유에 대해 더 깊은 깊이를 가질 것이도록 윤활유가 저압측 섹션으로 이동하는 것을 편리하게 차단한다. 윤활유는 실린더 편심 샤프트(3)에 제공된 윤활유 공급 포트(79)를 통해 인샤프트 캐비티 윤활유 저장조(25) 내로 그리고 이어서 윤활유 저장조(25)로부터 윤활유 포트(27, 30, 34, 36)를 통해 압축기 펌프 조립체(7)의 회전 부품으로 분사되기 전에 중공 링 형상의 고압 윤활유 저장조(77)(중간 플레이트(9)의 내경 표면, 편심 샤프트(3)의 외부 표면에 의해 형성되고 2개의 실린더(좌측의 실린더(10) 및 우측의 실린더(8))에 의해 경계 형성됨)를 향해 이동한다.
모터의 증발 냉각:
롤러-피스톤/베인 로터리 압축기가 특히 냉동, HVAC, 공조, 히트 펌프 또는 임의의 다른 증기 압축 사이클 시스템에 사용되는, 전술된 바와 같은 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기 및 또한 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에서, 쉘을 통해 또는 흡입 튜브 내로 개별 라인을 제공하여 높은 모터 효율을 위한 낮은 모터 온도를 유지하기 위해 단상 흡입 가스 냉각보다 모터에 대해 더 효과적인 증발 냉각을 달성하고 높은 체적 효율을 유지하고 그리고/또는 흡입 냉각식 모터를 갖는 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 등엔트로피 효율을 증가시키도록 모터에 의해 발생된 열로부터 흡입 가스의 바람직하지 않은 가열을 방지하기 위해, 모터 상에 스프레이될 응축기 외부로 유동하는 액체 냉매의 비교적 작은 부분을 분사할 수 있다. 도시되어 있는 바와 같이, 도 7, 도 9, 도 12 및 도 14의 흡기 튜브(39)는 증기 압축 냉동 시스템에서 모터의 증발 냉각을 위해 응축기로부터의 전체 액체 유동의 적절한 부분을 분사하는 데 사용될 수 있다. 도 5는 종래의 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에 비해 흡입 냉각식 모터를 갖는 압축기를 위한 액체 분사로 가능한 예상 성능 개선의 요약을 도시하고 있다. 예상 성능 개선을 추정할 때, 동일한 등급의 NdFeB 자석이 종래 및 새로운 흡입 냉각식 압축기의 모두를 위해 사용되었고 회전자 코어 및 고정자 스택 내의 와전류 손실을 포함하여 모터의 회전자 자석 및 고정자 권선에 의해 발생된 모든 열은 흡입 압력에서 증발 냉각에 의해 제거되었고 또한 모터의 동작 온도는 증발기 온도였던 것으로 가정되었다. 모터 상에 직접 분사되는 액체 냉매로 가능한 극도로 높은 열 전달 계수에 의해, 이들 가정은 실제와 크게 다르지 않을 것이다. 성능 계수(COP)의 예상 개선은 15.6℃의 높은 증발기 온도에서 8%로부터 -12.2℃의 낮은 증발기 온도에서 31%의 범위이다. 예상 COP 개선은 전세계의 공조 및 냉동 산업에 새로운 압축기를 도입하려는 진지한 사업을 보증할 만큼 충분히 상당하다. 모터는 고온의 배출 가스 스트림으로부터 차폐될 것이기 때문에, 새로운 압축기는 주거용, 상업용 뿐만 아니라 산업용 용례를 위한 히트 펌프에 자연스럽게 적합될 것이다. 추가 이점으로서, 모터를 냉각하기 위해 비교적 저온 액체 분사의 사용은 더 적은 동일한 등급의 자석 재료의 사용을 가능하게 할 것이고, 또는 모터 및 따라서 압축기 자체의 신뢰성 및 수명을 증가시키는 동시에 압축기의 비용을 잠재적으로 낮추기 위해 더 낮은 등급 및 따라서 더 낮은 비용의 자석 재료를 사용할 것이다. 전술된 성능 및 비용 장점은 증발기 온도가 쉽게 -40℃만큼 낮을 수 있는 냉동고를 갖는 가정용 냉장고 및 전용 냉동고의 대부분을 커버하는 -12.2℃ 미만의 증발기 온도를 갖는 용례에서 더욱 현저해질 것이다.
고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 예시적인 구성:
각각의 구성이 뚜렷한 장점 및 단점을 갖게 할 것인 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에 이용 가능한 펌프 및 모터를 부착하는 다양한 방법이 있다. 내부에 배치된 모터를 갖는 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기 내부에 펌프(P)를 부착하는 4개의 방법이 존재할 수도 있다: (1) 압축기 펌프 조립체 홀더 없이 쉘(C)에 직접(D)(P-D-C); (2) 압축기 펌프 조립체 홀더로 쉘(C)에 간접(I)(P-I-C); (3) 압축기 펌프 조립체 홀더 없이 압력 분리기(S)에 직접(D)(P-D-S); 또는 (4) 압축기 펌프 조립체 홀더로 압력 분리기(S)에 간접(I)(P-I-S).
압력 분리기가 쉘에 부착될 확장된 상부 플랜지와 같은 펌프의 확장부인 경우, 펌프는 임의의 중간 부재 없이 압력 분리기에 직접 부착된 것으로 가정될 것이다.
내부 모터 모터를 구비한 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기 내부에 모터(M)의 고정자를 부착하기 위한 6개의 방법이 있을 수도 있다: (1) 고정자 홀더 없이 쉘(C)에 직접(D)(M-D-C); (2) 고정자 홀더로 쉘(C)에 간접(I)(M-I-C); (3) 고정자 홀더 없이 압력 분리기(S)에 직접(D)(M-D-S); (4) 고정자 홀더로 압력 분리기(S)에 간접(I)(M-I-S); (5) 상부 플랜지(F)에 직접(D)(M-D-F); 또는 (6) 고정자 홀더로 상부 플랜지(F)에 간접(I)(M-I-F).
더욱이, 외부-회전자 모터를 구비한 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기 내부에 모터(M)의 고정자를 부착하기 위한 이하의 4개의 방법이 있을 수도 있다: (1) 고정자 홀더 없이 압력 분리기(S)에 직접(D)(M-D-S); (2) 고정자 홀더로 압력 분리기(S)에 간접(I)(M-I-S); (3) 상부 플랜지(F)에 직접(D)(M-D-F), 또는 (4) 고정자 홀더로 상부 플랜지(F)에 간접(I)(M-I-F).
따라서, 내부-회전자 모터를 갖는 고압측/저압측 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기가 취할 수 있는 적어도 24개(4×6)의 구성이 존재한다. 외부-회전자 모터를 갖는 고압측/저압측 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기가 취할 수 있는 총 16개(4×4)의 구성이 존재할 수도 있다. 내부-회전자 모터가 더 널리 사용되기 때문에, 본 개시내용은 가능한 다양한 구성을 설명하기 위해 내부-회전자 모터를 갖는 고압측/저압측 쉘 압축기 구성에 중점을 둔다. 그러나, 외부-회전자 모터와 함께 이용 가능한 열여섯개(16개)의 구성이 또한 고려되고 본 개시내용의 범주 내에 있다.
전술된 24개의 구성 중 몇몇은 쉘에 대한 단지 1회의 부착 동작만을 필요로 하고, 반면 다른 것들은 쉘에 대한 2 또는 3회의 부착 동작을 필요로 한다. 제조 관점으로부터, 압축기 크기에 무관하게 특히 압축기의 물리적 크기가 비교적 작으면 조립 및 용접 동작 동안 구성요소의 무결성과 정렬을 보존하기 위해 더 적은 수의 부착부를 갖는 것이 더 양호하다. 제조 문제에 무관하게, 모든 24개의 구성은 지금까지 제시된 흡입 냉각식 모터를 갖는 압축기의 동일한 성능 장점을 공유할 것이다. 따라서, 24개의 구성 중, 단지 하나의 구성요소만이 쉘에 부착되는 것을 필요로 하는 것들이 제조의 단순성에 기초하여 바람직한 구성일 것이다.
이하는 쉘에 부착될 단지 하나의 구성요소만을 가질 것인 본 개시내용의 일곱개(7개)의 실시예인데: H/L, P-D-S, M-D-S/F, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기(분리기에 직접 장착된 펌프 및 분리기 또는 상부 플랜지에 직접 장착된 고정자를 갖는 고압측/저압측 쉘, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기)는 펌프 조립체를 포함하는 높은 압력/온도 섹션(고압측 쉘 섹션), 및 모터를 포함하는 낮은 압력/온도 섹션(저압측 쉘 섹션)을 형성하기 위해 압력 분리기를 갖는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기이고, 여기서 펌프 조립체는 중간 홀더 없이 압력 분리기에 직접 부착되고 직접 쉘과 직접 접촉하지 않고, 고정자는 또한 중간 홀더 없이 압력 분리기 또는 상부 플랜지에 직접 연결되고 쉘과 직접 접촉하지 않는다. 이하에 설명되는 이하의 실시예의 각각에서, 쉘에 부착된 단지 하나의 구성요소, 즉, 분리기만이 있다.
몇몇 실시예에서, H/L, P-D-S, M-I-S/F, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기(분리기에 직접 장착된 펌프 또는 분리기 또는 상부 플랜지에 간접 장착된 고정자를 갖는 고압측/저압측 쉘, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기)는 펌프를 포함하는 높은 압력/온도 섹션(고압측 쉘 섹션)과 모터를 포함하는 낮은 압력/온도 섹션(저압측 쉘 섹션)을 형성하기 위한 압력 분리기를 갖는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기이고, 여기서 펌프는 압력 분리기에 직접 부착되고 쉘과 직접 접촉하지 않고, 고정자는 고정자 홀더로 압력 분리기 또는 상부 플랜지에 간접 연결되고 쉘과 직접 접촉하지 않는다. 이들 실시예의 각각에서, 쉘에 부착된 단지 하나의 구성요소, 즉, 분리기만이 있다.
다른 실시예에서, H/L, P-I-S, M-D-S/F, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기(분리기에 간접 장착된 펌프 또는 분리기 또는 상부 플랜지에 직접 장착된 고정자를 갖는 고압측/저압측 쉘, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기)는 펌프를 포함하는 높은 압력/온도 섹션(고압측 쉘 섹션)과 모터를 포함하는 낮은 압력/온도 섹션(저압측 쉘 섹션)을 형성하기 위한 압력 분리기를 갖는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기이고, 여기서 펌프 본체는 압축기 펌프 조립체 홀더로 압력 분리기에 간접 부착되고 쉘과 직접 접촉하지 않고, 고정자는 압력 분리기 또는 상부 플랜지에 직접 장착되고 쉘과 직접 접촉하지 않는다. 본 명세서에 설명되는 이들 실시예의 각각에서, 쉘에 부착된 단지 하나의 구성요소, 즉, 분리기만이 있다.
다른 실시예에서, H/L, P-I-S, M-I-F, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기(분리기에 간접 장착된 펌프 또는 상부 플랜지에 간접 장착된 고정자를 갖는 고압측/저압측 쉘, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기)는 펌프를 포함하는 높은 압력/온도 섹션(고압측 섹션)과 모터를 포함하는 낮은 압력/온도 섹션(저압측 섹션)을 형성하기 위한 압력 분리기를 갖는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기이고, 여기서 펌프 본체는 압축기 펌프 조립체 홀더로 압력 분리기에 간접 부착되고 쉘과 직접 접촉하지 않고, 고정자는 중간 홀더 없이 상부 플랜지에 직접 연결되고 쉘과 직접 접촉하지 않는다. 이 실시예에서, 쉘에 부착된 단지 하나의 구성요소, 즉, 분리기만이 있다.
본 개시내용에 따르면, 압축기 조립 중에 쉘로의 구성요소의 2개의 부착부를 필요로 하는 적어도 열한개(11개)의 구성이 있을 수도 있고 이하의 실시예가 예로서 제공된다.
몇몇 실시예에서, H/L, P-D/I-S, M-D/I-C, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기(분리기에 직접 또는 간접 장착된 펌프 또는 쉘에 직접 또는 간접 장착된 고정자를 갖는 고압측/저압측 쉘, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기)는 펌프를 포함하는 높은 압력/온도 섹션(고압측 쉘 섹션)과 모터를 포함하는 낮은 압력/온도 섹션(저압측 쉘 섹션)을 형성하기 위한 압력 분리기를 갖는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기이고, 여기서 펌프는 분리기에 직접 또는 간접 장착되고, 고정자는 쉘에 직접 장착되며, 펌프는 쉘과 직접 접촉하지 않는다. 이들 네개(4개)의 예의 각각에서, 쉘로의 2개의 부착부: 펌프 및 압력 분리기가 있다.
다른 실시예에서, H/L, P-D-C, M-D/I-S/F, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기(쉘에 직접 장착된 펌프 또는 분리기 또는 상부 플랜지에 직접 또는 간접 장착된 고정자를 갖는 고압측/저압측 쉘, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기)는 펌프를 포함하는 높은 압력/온도 섹션(고압측 쉘 섹션)과 모터를 포함하는 낮은 압력/온도 섹션(저압측 쉘 섹션)을 형성하기 위한 압력 분리기를 갖는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기이고, 여기서 펌프는 쉘에 직접 또는 간접 장착되고, 고정자는 고정자가 쉘과 직접 접촉하지 않고 분리기 또는 상부 플랜지에 직접 또는 간접 장착된다. 이들 네개(4개)의 예의 각각에서, 쉘로의 2개의 부착부: 펌프 및 압력 분리기가 있다.
다른 실시예에서, H/L, P-I-C, M-D/I-F, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기(쉘에 간접 장착된 펌프 또는 분리기 또는 상부 플랜지에 직접 또는 간접 장착된 고정자를 갖는 고압측/저압측 쉘, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기)는 펌프를 포함하는 높은 압력/온도 섹션(고압측 쉘 섹션)과 모터를 포함하는 낮은 압력/온도 섹션(저압측 쉘 섹션)을 형성하기 위한 압력 분리기를 갖는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기이고, 여기서 펌프는 쉘에 간접 장착되고, 고정자는 고정자가 쉘과 직접 접촉하지 않고 상부 플랜지에 직접 또는 간접 장착된다. 이들 두개(2개)의 예에서, 쉘로의 2개의 부착부: 펌프 및 압력 분리기가 있다.
몇몇 실시예에서, H/L, P-I-C, M-D-S, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기(쉘에 간접 장착된 펌프 또는 분리기 또는 상부 플랜지에 직접 또는 간접 장착된 고정자를 갖는 고압측/저압측 쉘, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기)는 펌프를 포함하는 높은 압력/온도 섹션(고압측 쉘 섹션)과 모터를 포함하는 낮은 압력/온도 섹션(저압측 쉘 섹션)을 형성하기 위한 압력 분리기를 갖는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기이고, 여기서 펌프는 쉘에 간접 장착되고, 고정자는 고정자가 쉘과 직접 접촉하지 않고 상부 플랜지에 직접 장착된다. 이 예에서, 쉘로의 2개의 부착부: 펌프 및 압력 분리기가 있다.
또 다른 실시예에서, 쉘로의 적어도 3개의 부착부가 있을 수도 있다. 예를 들어, 몇몇 실시예에서, H/L, P-D/I-C, M-D/I-C 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기(펌프 또는 쉘에 직접 또는 간접 장착된 고정자를 갖는 고압측/저압측 쉘, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기)는 펌프를 포함하는 높은 압력/온도 섹션(고압측 섹션)과 모터를 포함하는 낮은 압력/온도 섹션(저압측 섹션)을 형성하기 위한 압력 분리기를 갖는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기이고, 여기서 펌프 본체는 압축기 펌프 조립체 홀더로 쉘에 직접 또는 간접 부착되고, 고정자는 또한 압축기 펌프 조립체 홀더로 쉘에 직접 또는 간접 부착된다. 이는 고압측/저압측 쉘, 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기로의 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 가장 직접 변환이다. 이들 네개(4개)의 예의 각각에서, 쉘로의 3개의 부착부: 펌프, 분리기 및 고정자가 있을 것이다.
저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 예시적인 구성:
전술된 실시예와 유사하게, 각각의 구성이 뚜렷한 장점 및 단점을 갖게 할 것인 저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기에 이용 가능한 압축기 펌프 조립체 및 모터의 고정자를 부착하는 다양한 방법이 있다.
저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기 내부에 펌프(P)를 부착하는 이하의 2개의 방법이 존재할 수도 있다: (1) 압축기 펌프 조립체 홀더 없이 쉘(C)에 직접(D)(P-D-C); 또는 (2) 압축기 펌프 조립체 홀더로 쉘(C)에 간접(I)(P-I-C); 내부-회전자 모터를 갖는 저압측 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기 내부에 모터(M)의 고정자를 부착하기 위한 4개의 방법이 또한 있을 수도 있다: (1) 고정자 홀더 없이 쉘(C)에 직접(D)(M-D-C); (2) 고정자 홀더로 쉘(C)에 간접(I)(M-I-C); (3) 상부 플랜지(F) 또는 펌프 조립체의 다른 부분에 직접(D)(M-D-F); 또는 (4) 고정자 홀더로 상부 플랜지(F) 또는 펌프 조립체의 다른 부분에 간접(I)(M-I-F). 외부-회전자 모터를 갖는 저압측 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기 내부에 모터(M)의 고정자를 부착하기 위한 2개의 방법이 있을 수도 있다: (1) 상부 플랜지(F) 또는 펌프 조립체의 다른 부분에 직접(D)(M-D-F); 또는 (2) 고정자 홀더로 상부 플랜지(F) 또는 펌프 조립체의 다른 부분에 간접(I)(M-I-F).
따라서, 내부-회전자 모터를 갖는 저압측 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기가 취할 수 있는 적어도 8개(4×2)의 구성이 존재할 수도 있다. 외부-회전자 모터를 갖는 저압측 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기가 취할 수 있는 총 4개(2×2)의 구성이 존재한다. 이들 구성 중 어느 것도 명확성을 위해 본 명세서에서 상세히 설명되지 않을 것이다. 내부-회전자 모터는 압축기에 더 널리 사용되기 때문에, 내부-회전자 모터의 경우를 예로서 사용할 것이다. 다시, 단지 하나의 구성요소만이 쉘에 부착되는 것을 필요로 하는 구성이 바람직한 디자인일 것이다. 하나의 양호한 예는 고정자 홀더로 상부 플랜지(F) 또는 펌프 조립체의 다른 부분으로 간접(I)(M-I-F)과 조합된 압축기 펌프 조립체 홀더로 쉘(C)에 간접(I)(P-I-C)일 것이다.
도 15 내지 도 22는 내부-회전자 모터를 갖는 압축기의 다양한 구성을 개략적 포맷으로 도시하고 있다. 도 15 내지 도 17은 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기, 즉 고압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기, 및 2개의 그 소수 변형예의 구성을 도시하고 있다. 쉘(1) 내부의 공간은 배출 가스 압력 공간(82)이라는 것을 주목하라. 도 18 내지 도 22는 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 전술된 스물네개(24개) 실시예 중 다섯개(5개)를 도시하고 있다. 도 15는 가장 널리 사용되는 종래의, 즉 압축기 펌프 조립체(7)와 고정자(4)의 모두가 쉘에 견고하게 직접 부착되어 있는 고압측 쉘 최신식 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기이고, 흡입 튜브는 압축기 펌프 조립체의 흡입 포트에 직접 연결되고, 쉘(1) 내부의 공간(82)은 배출 압력에 있다. 도 16은 하나의 수정을 갖는: 즉, 압축기 펌프 조립체(7)가 압축기 펌프 조립체 홀더(14)를 통해 쉘(1)에 간접 부착되어 있는 도 15에 도시되어 있는 종래의 고압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 수정이다. 도 17은 2개의 수정을 갖는: 즉, 압축기 펌프 조립체(7)가 압축기 펌프 조립체 홀더를 통해 쉘(1)에 간접 부착되고 고정자(4)는 또한 고정자 홀더(5)를 통해 쉘(1)에 간접 부착되어 있는 고압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 도시하고 있다. 이는 본 발명자들에 의한 허여된 계류중인 특허에 의해 커버되는 구성이다(5 참조). 도 18, 도 19 및 도 20은 각각 이들 모두가 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기가 되게 하는 도 15, 도 16 및 도 17에 도시되어 있는 구성에 분리기의 추가를 도시하고 있다. 도 21은 압축기 펌프 조립체(7) 및 고정자(4)의 모두가 쉘에 부착될 단일 구성요소인 분리기(37)와 함께 분리기 상에 직접 장착되어 있는 고압측/저압측 쉘 압축기를 도시하고 있다. 도 22는 펌프가 분리기에 직접 부착되고 고정자가 고정자 홀더를 통해 분리기에 간접 부착되어 단일 구성요소인 분리기(37)가 쉘에 부착되게 하는 고압측/저압측 쉘 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 도시하고 있다. 상기 여덟개(5)의 실시예는 본 특허에 의해 커버되는 다양한 구성의 더 양호한 이해를 검토자에게 제공하기 위해 도식적으로 도시되었다. 나머지 실시예는 명확성을 위해 도시되어 있지 않을 것이다. 고압측/저압측 쉘 실시예의 모든 24개의 실시예에서, 배출 가스는 대량의 윤활유가 배출 가스로부터 분리되어 저부에서 윤활유 섬프(18) 내에 수집되는 것을 보장하기 위해 배출 튜브(17)를 나오기 전에 고압측으로 배출된다는 것을 주목하라. 도 23은 전술된 바와 같이 모터의 향상된 증발 냉각을 달성하기 위해 모터 위에 액체 냉매를 스프레이하기 위해 응축기로부터 계량 디바이스를 통해 저압측 쉘 내로 액체를 분사하도록 개별 액체 라인(39)을 갖는 고압측/저압측 쉘 냉매 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 도시하고 있다. 분리기(37) 아래의 공간은 배출 가스 공간(82)(고압측 쉘)이고, 분리기(37) 위의 공간은 흡입 가스 공간(83)(저압측 쉘)이라는 것을 주목하라. 응축기로부터 액체 냉매 분사 튜브(39)를 통해 흡입 압력 공간(83) 내로 분사되는 비교적 소량의 냉매 액체 유동은 모터와 접촉하게 됨에 따라 증발하고 모터의 동작 온도를 증발기 온도에 가깝게 유지하여 모터 효율의 증가를 야기하고 모터에 의한 가열로 인한 흡입 온도 증가의 악영향을 제거할 것이다.
도 24는 전술된 바와 같이 향상된 증발 모터 냉각을 위해 모터 위로 응축기로부터 액체를 스프레이하기 위한 저압측 쉘로의 개별 액체 냉매 분사 튜브(39) 및 펌프 조립체에 의한 주 흡입 가스의 가열을 감소시키기 위해 고압측 쉘을 관통하는 증발기로부터 나오는 주 흡입 튜브(15)를 갖는 고압측/저압측 쉘 냉매 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 도시하고 있다.
도 25는 전술된 바와 같이 향상된 증발 모터 냉각에 의한 펌프 조립체에 의한 흡입 가스의 가열을 감소시키기 위해 모터 위로 응축기로부터 액체를 스프레이하기 위한 저압측 쉘로의 개별 액체 냉매 분사 튜브(39)를 갖는 저압측 쉘 냉매 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기를 도시하고 있다. 증발기로부터 나오는 주 흡입 튜브(15)가 또한 저압측 쉘을 통해 나온다. 배출 가스는 머플러에 직접 연결된 배출 튜브(17)를 통해 펌프 조립체 외부로 나가고 쉘에 진입하지 않고 저압측 쉘 외부로 나간다.
도 26은 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기, 스크롤 압축기 및 왕복식 압축기를 포함하여, 일반적으로 조정 가능한 쉘 압력, 단일 쉘, 오일 윤활, VCS 압축기의 실시예이다. 배출 튜브와 흡입 튜브의 모두는 펌프 조립체의 배출 밸브 포트와 흡입 포트에 각각 직접 연결된다. 이 구성에서, 흡입 튜브(15)를 통한 흡입 가스 및 배출 튜브(17)를 통한 배출 가스의 어느 것도 쉘 내부의 작동 가스와 혼합되지 않는다. 응축기와 쉘 내로의 액체 분사 튜브(39) 사이에 팽창 디바이스가 존재하고, 선택된 쉘 압력에서 액체의 일부의 증발에 의해 모터를 냉각시킨 후, 나머지 액체는 하부 부분에서 액체 배출 튜브를 통과하고 증기는 쉘의 상부 부분 상의 증기 배출 튜브를 통과하고 조합된 스트림은 제2 팽창 디바이스로 진입하여 흡입 압력으로 증발기에 공급된다. 그 쉘 내부의 압력은 열 팽창 밸브 또는 니들 밸브 등과 같은 2개의 팽창 디바이스의 설정에 의해 최적 압축기/시스템 성능을 위해 흡입 압력과 배출 압력 사이에서 설정될 수도 있다. 모터에 의해 기계적 동력으로의 전력의 변환 중에 모터에 의해 발생된 열은 모터와 접촉하는 액체의 증발에 의해 제거된다. 따라서, 모터의 기본 온도는 선택된 압력에서 냉매의 증발 온도이다. 증발 냉각의 높은 열 전달 계수로 인해, 모터 동작 온도는 모터 열이 모터로부터 냉각 유체로 전달되게 하는 데 필요한 레벨까지 선택된 쉘 압력에서 냉매의 증발 온도보다 단지 약간만 더 높아질 것이다. 모터 동작 온도는 선택된 쉘 압력에서 증발 온도에 가까워질 것이기 때문에, 이는 선순환을 시작한다: 더 낮은 모터 동작 온도, 고정자 권선의 더 낮은 비저항, 더 낮은 자석 가열, 더 높은 필드 강도, 모터에 의해 발생된 더 높은 토크, 요구 토크를 발생하는 데 필요한 더 적은 전류, 더 높은 모터 효율, 더 적은 전체 냉각 요구, 및 개선된 전체 압축기 및 증기 압축 냉동 시스템 성능. 유리할 수도 있고 또는 유리하지 않을 수도 있는 이 구성의 일 양태는 냉각 매체가 또한 펌프 조립체를 냉각한다는 사실이다. 압축기 펌프 조립체를 냉각하는 것은 일반적으로 유리한 것으로 고려되지만, 이 경우에 냉각 매체에 의해 제거될 열의 양을 증가시키고, 물론 과급이 포함되지 않으면 증기 압축 냉동 시스템의 순 냉각 용량을 감소시킨다.
압축기가 오일 윤활되면, 배출 가스에 혼입된 오일은 쉘의 내부 또는 외부의 오일 분리기에 의해 분리되고, 인샤프트 캐비티 고압 윤활유 저장조(25) 또는 압축기 펌프 조립체 내부의 다른 적절한 장소로 다시 공급된다.
오일 복귀 튜브는, 인샤프트 캐비티 고압 윤활유 저장조(25) 또는 압축기 유형에 따라 다른 적절한 진입 지점으로의 경로가 존재하는 한 펌프 조립체의 다양한 부분에 부착될 수 있다. 사실상 무오일(oil-free) 배출 가스는 오일 필름이 사실상 없는 상태에서 응축 가스와 응축기 열 교환기 표면 사이의 향상된 열 전달에 의해 가스가 액체로 응축되는 응축기로 진입한다. 응축기로부터의 액체는 압축기의 모터 섹션 상에 분사되어 모터의 증발 냉각을 생성하여, 매우 낮은 대류 열 전달 계수를 갖는 냉각 매체로서 배출 가스를 사용하여 최신식 고압측 쉘 로터리 압축기에서 발생하는 배출 온도를 충분히 초과하는 온도에 현저히 대조적으로 쉘 압력이 배출 압력에 가깝게 설정되는 경우 모터 동작 온도가 최대한 응축기 온도에 가깝게 유지될 수 있는 것을 보장한다.
도 26에 도시되어 있는 바와 같이, 이 시스템은 2개의 팽창 디바이스를 사용하는데: 팽창 디바이스 1은 분사된 액체가 모터 상에서 증발할 것인 쉘 내부의 압력을 제어한다. 팽창 디바이스 2는 증발기 압력을 설정한다. 쉘 압력이 감소함에 따라, 모터와 접촉하는 액체의 증발 온도가 감소할 것이고, 모터 동작 온도가 감소할 것이고, 모터 효율이 증가할 것이지만 샤프트 베어링 등을 통해 펌프 조립체로부터 쉘 내로의 윤활유 누설이 증가할 것이다. 따라서 쉘 압력은 전체 압축기 성능을 최적화하기 위해 흡입 압력과 배출 압력 사이에 적절하게 설정될 것이다. 이 개념은 오일 분리기를 필요로 하지만, 최신식 고압측 쉘 로터리 VCS 압축기에 비교하여 이하의 장점을 가질 것인데: (1) 배출 가스 내의 대부분의 혼입된 오일이 분리되고 압축기로 복귀되어 매우 낮은 OCR(Oil Circulation Ratio) 증기 압축 냉동 시스템을 야기하기 때문에 응축기 열 교환기 효능이 증가할 것이고; (2) 배출 가스 냉각식 모터를 갖는 압축기를 위한 것들보다 모터 동작 온도가 상당히 더 낮을 것이고 모터 효율은 더 높을 것이다.
최신식 스크롤 압축기에 비한 액체 분사 모터 냉각을 갖는 조정 가능한 쉘 압력, 단일 쉘, BLDC 스크롤 VCS 압축기의 예시적인 장점:
최신식 스크롤 압축기는 저압측 쉘 스크롤 압축기 또는 고압측 쉘 압축기이다. 저압측 쉘 스크롤 압축기는 흡입 가스가 모터를 냉각시키는 장점을 갖지만 2개의 현저한 단점: 체적 효율을 감소시키는 가열된 흡입 가스 및 소위 오일 바이패스 손실을 유발하는 고압 오일을 저압측으로 바이패스해야 하는 필요성을 갖는다. 저압측 스크롤 압축기의 오일 바이패스 손실의 단점을 극복하기 위해, 오일 분리, 공급 펌프 및 회수 펌프 메커니즘을 수반하는 방법이 도입된 HiPORTM을 갖는 고압측 쉘 스크롤 압축기로서 최근 수정이 보고되었다. 이 고압측 쉘 스크롤 압축기의 결정적인 단점은, 오일 분리 및 펌핑 메커니즘의 추가된 복잡성 및 생산 비용의 대응 증가에 추가하여, 이하에 설명되는 새로운 스크롤 압축기에 비해 즉시 단점이 되게 하는 배출 가스에 의해 모터가 냉각된다는 것이다. 달리 말하면, 도 26에 도시되어 있는 바와 같은 스크류 압축기의 이 새로운 구성은 저압측 및 고압측 쉘 스크류 압축기의 모두의 단점을 제거하거나 완화하면서 이들 모두의 장점을 유지한다. 무오일 스크롤 압축기의 경우, 도 26에 포함된 오일 분리기 루프가 필요하지 않고, 이에 의해 구성을 단순화한다. 요컨대, 조정 가능한 쉘 압력 스크롤 압축기의 주 장점은, 모터의 기준선 온도가, 비교적 낮은 대류 열 전달 및 배출 또는 흡입 온도를 초과하는 더 큰 온도 상승을 갖는 비교적 높은 배출 또는 흡입 가스 온도에 비교하여 훨씬 더 높은 증발 냉각의 열 전달 계수 및 훨씬 더 작은 증발 온도를 초과하는 온도 상승을 갖는 선택된 쉘 압력에서 비교적 낮은 증발 온도라는 것이다.
또한, 저압측 쉘 스크롤 압축기에서 발생하는 흡입 가스 가열의 역효과는 흡입 가스가 쉘 내부의 가스와 상호 작용하지 않고 압축 챔버로 진입하는 동안 모터의 증발 냉각을 위해 액체 냉매를 분사하도록 최적의 쉘 압력을 선택함으로써 거의 제거된다. 따라서 새로운 조정 가능한 쉘 압력 스크롤 압축기는 액체 분사 냉각을 갖거나 갖지 않는 저압측 쉘 스크롤 압축기와 고압측 쉘 스크롤 압축기의 모두에 비해 개선된 것이다.
저압측 쉘 BLDC 왕복식 VCS 압축기에 동일한 설계 원리를 적용하면, 더 효율적인 조정 가능한 쉘 압력, BLDC 왕복식 냉매 압축기로 전환할 수 있다. 최신식 BLDC 왕복식 압축기는 저압측 쉘 압축기이다. 저압측 쉘 왕복식 압축기는 흡입 가스가 모터를 냉각시키는 장점을 갖지만 2개의 현저한 단점: 즉 가열된 흡입 가스가 체적 효율을 감소시키고 동일한 동작 조건 하에서 열역학적 관점으로부터 롤러-피스톤/베인 압축기보다 본질적으로 열등한 왕복식 압축기의 낮아진 등엔트로피 효율로 인한 증기 압축 냉동 시스템의 COP를 상당히 저하시키는 단점을 갖는다. 그러나, 이들 압축기는 극도로 저비용으로 훨씬 쉽게 생산된다.
응축기 외부로 유동하는 액체 냉매의 적절한 부분이 도 26에 도시되어 있는 바와 같이 조정 가능한 쉘 압력 왕복식 VCS 압축기에서 모터 위에 최적의 압력으로 분사될 때, 모터의 효율이 상당히 증가할 것이고 모터에 의한 흡입 가스의 가열이 완전히 결여될 것이다. 그러나, 모터의 액체 분사 증발 냉각을 특징으로 하는 지금까지 제시된 임의의 다른 실시예와 마찬가지로, 압축기의 냉각 용량은 증발 모터 냉각을 위해 사용되는 응축기로부터의 액체의 양으로 인해 저하될 것이다. 그러나, 가정용 냉장고 및 다수의 다른 용례에 사용되는 대부분의 VCS 압축기는 처음에는 일반적으로 특대형이 되고, 따라서 부하에 일치하도록 고정 속도 또는 감소된 속도로 일부 시간만 운전한다는 점은 주목할 만하다.
따라서, 액체 분사 특징을 갖는 조정 가능한 쉘 압력 왕복식 압축기는, 동작 속도가 증가될 수 있고, 더 오랜 기간 동안 운전하거나 냉각 용량의 손실을 보상하기 위해 비례적으로 더 큰 변위를 갖지만 훨씬 더 높은 압축기 효율 및 COP에서 동작하면, 내부에 배치된 BLDC 모터로 종래의 최신식 왕복식 압축기를 즉시 대체할 수 있다.
도 27은 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기, 스크롤 압축기, 터빈형 및 다양한 종류의 왕복식 압축기를 포함하는 일반적으로 고압측/조정 가능한 저압측 쉘 압력, 오일 윤활, VCS 압축기의 실시예이다. 이 실시예는 작동 유체 유동 배열에 있어서 도 26에 도시되어 있는 것과 유사하다. 그러나, 도 27의 실시예에서, 단지 흡입 튜브만이 펌프 조립체의 흡입 포트에 직접 연결되지만 배출 튜브는 고압측 쉘에 연결된다. 부가적으로, 배출 가스는 나가기 전에 고압측 쉘로 진입하기 때문에, 대부분의 오일은 고압 가스로부터 분리되고, 중력에 의해 낙하하고, 저부에 윤활유 저장조(18)를 형성하여 저부에 고압 윤활유 저장조를 갖는 최신식 VCS 압축기의 것과 유사한 윤활 메커니즘을 공급한다. 이 구성은 도 26의 실시예와 달리 외부 오일 분리기를 필요로 하지 않는다. 더욱이, 모터를 위한 냉각 매체는 모터를 위해서만 사용되고, 따라서 펌프 조립체가 냉각되지 않는다.
도 26의 실시예에 대해 설명된 바와 같은 조정 가능한 쉘 압력의 다수의 이점이 여전히 유지된다. 응축기와 저압측 쉘 내로의 액체 분사 튜브(39) 사이에 팽창 디바이스가 존재하고, 선택된 쉘 압력에서 액체의 일부의 증발에 의해 모터를 냉각시킨 후, 나머지 액체는 저압측 쉘의 하부 부분에서 액체 배출 튜브를 통과하고 증기는 저압측 쉘의 상부 부분 상의 증기 배출 튜브를 통과하고 조합된 스트림은 제2 팽창 디바이스로 진입하여 흡입 압력으로 증발기에 공급된다. 저압측 쉘 내부의 압력은 열 팽창 밸브 또는 니들 밸브 등과 같은 2개의 팽창 디바이스의 설정에 의해 최적 압축기/시스템 성능을 위해 흡입 압력과 배출 압력 사이에서 설정될 수도 있다. 모터에 의해 기계적 동력으로의 전력의 변환 중에 모터에 의해 발생된 열은 모터와 접촉하는 액체의 증발에 의해 제거된다. 따라서, 모터의 기본 온도는 선택된 압력에서 냉매의 증발 온도이다. 증발 냉각의 높은 열 전달 계수로 인해, 모터 동작 온도는 모터 열이 모터로부터 냉각 유체로 전달되게 하는 데 필요한 레벨까지 선택된 쉘 압력에서 냉매의 증발 온도보다 단지 약간만 더 높아질 것이다. 모터 동작 온도는 선택된 쉘 압력에서 증발 온도에 가까워질 것이기 때문에, 이는 선순환을 시작한다: 더 낮은 모터 동작 온도, 고정자 권선의 더 낮은 비저항, 더 낮은 자석 가열, 더 높은 필드 강도, 모터에 의해 발생된 더 높은 토크, 요구 토크를 발생하는 데 필요한 더 적은 전류, 더 높은 모터 효율, 더 적은 전체 냉각 요구, 및 개선된 전체 압축기 및 증기 압축 냉동 시스템 성능.
압축기가 오일 윤활되면, 배출 가스에 혼입된 오일은 고압측 쉘의 내부의 중력에 의해 분리되고, 인샤프트 캐비티 고압 윤활유 저장조(25) 또는 고압측 쉘 VCS 압축기의 압축기 펌프 조립체 내부의 다른 적절한 장소로 다시 공급된다.
응축기로부터의 액체는 압축기의 모터 섹션 상에 분사되어 모터의 증발 냉각을 생성하여, 매우 낮은 대류 열 전달 계수를 갖는 냉각 매체로서 배출 가스를 사용하여 최신식 고압측 쉘 로터리 압축기에서 발생하는 배출 온도를 충분히 초과하는 온도에 현저히 대조적으로 쉘 압력이 배출 압력에 가깝게 설정되는 경우 모터 동작 온도가 최대한 응축기 온도에 가깝게 유지될 수 있는 것을 보장한다.
도 27에 도시되어 있는 바와 같이, 이 시스템은 2개의 팽창 디바이스를 사용하는데: 팽창 디바이스 1은 팽창 디바이스 2와 함께 분사된 액체가 저압측 쉘 내부의 모터 상에서 증발할 것인 저압측 쉘 내부의 압력을 제어한다. 팽창 디바이스 2는 증발기 압력을 설정한다. 쉘 압력이 감소함에 따라, 모터와 접촉하는 액체의 증발 온도가 감소할 것이고, 모터 동작 온도가 감소할 것이고, 모터 효율이 증가할 것이지만 샤프트 베어링 등을 통해 펌프 조립체로부터 쉘 내로의 윤활유 누설이 증가할 것이다. 따라서 저압측 쉘 압력은 전체 압축기 성능을 최적화하기 위해 흡입 압력과 배출 압력 사이에 적절하게 설정될 것이다.
증기 압축 냉각/가열 시스템 성능을 증가시키기 위한 접근법:
이하의 설명은 일반적으로 냉각 시스템 및 히트 펌프에 사용되는 압축기의 성능 및 신뢰성을 상당히 개선시키기 위한 이론적 근거와 설계 원리를 예시한다: (1) 더 낮은 기본 냉각제 온도에서 효과적으로 모터의 냉각을 통해 상당히 더 낮은 모터 동작 온도를 달성함으로써 모터 효율을 증가시킴: 이는 기계적 동력을 발생하는 데 필요한 감소된 전력을 야기함; (2) 냉각/급냉하고 압축 챔버의 온도를 상당히 낮춤으로써 등엔트로피 압축 효율을 증가시킴: 이는 압축기에 의해 처리되는 단위 질량당 압축 프로세스를 위해 요구되는 감소된 기계적 동력을 야기함; (3) 과냉각을 증가시킴: 이는 증발기를 통과하는 냉매의 증가된 단위 질량당 냉각 용량을 야기함; (4) 상기 3개의 냉각 조치를 위해 필요한 냉매를 재분사하기 위해 압축 챔버 내에 과급을 통합함: 이는 냉각 용량, 가열 용량, COP 및 신뢰성의 상당한 증가를 야기할 것임.
도 28은 압축기 동력에 대한 압축 챔버 냉각의 잠재적 효과를 도시하고 있는 R410a의 p-h(압력-엔탈피) 도면이다. 이는 등엔트로피 효율이 대략 86%이고, 배출 온도가 280 F이며, 압축기에 의해 압축되고 그로부터 배출되는 냉매의 단위 질량당 압축 동력이 압축 챔버 냉각 없이 B와 A 사이의 엔탈피(h)의 차이(= hB - hA = 167-116 = 51 Btu/lb)와 동일한 대략 51 Btu/lb라고 가정한 기본 압축 프로세스 A-B를 도시하고 있다. 냉각에 의해, 배출 온도는 상태점 B1에 의해 지시되어 있는 240 F로 감소되고, 압축 곡선은 좌측으로 회전하고, A-B1, 그 결과, 냉매의 단위 질량당 압축 동력은 도시되어 있는 바와 같이 감소하는데, 이는 B1과 A 사이의 엔탈피(h)의 차이, 40 Btu/lb(= hB1 - hA = 156-116 = 40 Btu/lb)와 동일하다. 이는 또한 프로세스 C-C1으로 나타낸 추가 과냉각에 의해, 냉매의 단위 질량당 냉각 용량이 12 Btu/lb(= hC - hC1= 65-53 = 12 Btu/lb)만큼 증가하는 것을 도시하고 있다. 도 28은 압축기 및 응축기를 통하는 냉매 유량이 M으로 고정되어 있기 때문에, 과급이 없는 전술된 바와 같은 냉동 사이클이다.
이는 수정된 압축 프로세스 A-A1-G-B2를 도시하고 있고, 여기서 A는 압축 행정의 시작 상태이고, A1은 과급이 시작될 때 압축 공간 내부의 냉매의 열역학적 특성(압력, 온도, 엔탈피, 밀도 등)을 나타내고; F는 인쉘 모터 냉각기, 인쉘 펌프 본체 냉각기 및/또는 추가 과냉각을 위한 외부 기화기로부터 복귀하는 냉매의 열역학적 특성을 나타낸다. G는 과급 프로세스의 종료 상태를 나타낸다. 과급에 의해, 냉매 유량은 M보다 더 높은데, 이는 동작 조건과 압축기 변위에 의해 결정된다. 과급의 존재시에 압축기의 배출 유량은 모터(m1), 쉘 내부의 펌프 본체(m2) 및/또는 추가 과냉각을 위한 외부 기화기(m3)를 냉각하기 위해 요구되는 부가의 냉매 유동의 과급량만큼 증가된다. 도 29에 도시되어 있는 예에서, 모든 3개의 추가 열 교환 프로세스는 동일한 압력에서 3개의 열 교환기의 각각에서 증발에 의해 수행되고, 또한 E1-E-F로 나타낸 증발 프로세스와 과급 중의 분사 압력은 모든 3개와 동일하다. 이는 모든 압축기에 대해 해당할 필요는 없다. 특정 경우에, 롤러 피스톤/베인 압축기, 왕복식 압축기, 스크롤 압축기 또는 스크류 압축기에 대해서와 같이 상이한 분사 지점 또는 타이밍을 갖기 쉬울 때, 3개의 열 교환기의 각각은 그 자신의 적절한 압력 및 온도에서 모터, 펌프 본체 및 외부 기화기로부터 증발에 의해 열을 제거할 수 있고, 압축 공간 내로의 대응 과급은 또한 냉동 압축기에 따라 상이한 시간 및 상이한 냉동 분사 포트에서 개별적으로 발생할 수 있다. 가장 널리 사용되는 로터리 압축기인 롤러-피스톤 베인 압축기에서, 현명한 디자인에 의해 극복될 수 있는 분사 포트의 장소 및 과급의 타이밍에 대한 더 많은 제한이 존재하는 것이 발생한다. 전술된 과급 능력을 갖는 압축기는 정의 섹션에 설명된 바와 같이 S-시리즈 압축기라 칭한다. 도 29를 참조하면, 과급이 시작될 때 S-시리즈 압축기 내부의 냉매의 초기 상태는 A로 나타내고, 증발기로부터 압축기로 진입하는 냉매 유량은 M으로 나타낸다. 과급이 완료된 후, 압축기 내부의 냉매의 평형 상태는 G로 나타내고 압축기에 의해 응축기로 배출되는 질량 유량은 모든 3개의 열 교환기가 사용되면 M+m1+m2+m3이다. A로부터 A1으로의 초기 압축은 단지 M의 질량 유량만을 수반했다. 프로세스 A1-G는 과급 프로세스 동안 2개의 스트림: 압축 사이클을 이미 경험한 압축 챔버 내부의 하나의 스트림 및 압축기가 그 압축 사이클을 계속 실행함에 따라 적절한 증발 압력(F)에서 열원(모터, 펌프 본체 및 외부 기화기의 응축기로부터의 주 액체 냉매 유동)으로부터 열을 제거한 후에 3개의 열 교환기 중 하나 또는 모두로부터 과급 포트를 통해 분사된 다른 스트림의 혼합의 과도 프로세스의 매우 단순한 표현이다. 따라서, 그 특성이 단순화된 가정 하에서 추정될 수 있는 G로 나타내는 상태로부터: 과급은 순간적이고 따라서 상이한 압력, 온도 및 엔탈피에서 2개의 냉매의 순간적인 혼합에 의해 근사될 수 있다. 압축 프로세스의 나머지는 총 냉매 질량 유동을 수반할 것이고, M+m1+m2+m3가 최대값이다. 과급이 완료된 후의 압축 프로세스는 G-B2로 나타내고, 여기서 B2는 전체 질량 유동에 대한 압축 프로세스의 종료를 나타낸다. 따라서, 전체 압축 프로세스는 A-A1-G-B2-C1-D1-A로서 설명된다. 총 압축 동력은 냉매의 단위 질량당 엔탈피 증가에 압축 프로세스의 각각의 연속 단계 A-A1-G-B2에 대한 각각의 질량 유동을 곱한 값을 가산함으로써 추정될 수 있다. 펌프 본체의 냉각에 의해, 압축 곡선은 이전과 같이 좌측으로 회전하고, 그 결과, 냉매의 단위 질량당 압축 동력은 이전에 예시된 바와 같이 감소한다.
도 30은 정의 섹션에서 정의 섹션에 설명된 바와 같이 S-시리즈 VCS로 약칭되는, 과급 능력을 갖는 정의 섹션에서 S-시리즈 압축기로서 설명된 새로운 진보된 압축기에 기초하는 VCS의 개략도를 도시하고 있다. 4개의 질량 유량: M - 임의의 과급이 없는 시스템의 원래 질량 유량, m1 - 모터를 냉각하기 위한 질량 유량, m2 - 펌프 본체를 냉각하기 위한 질량 유량, m3 - 추가의 과냉각을 위한 질량 유량이 도시되어 있다는 것을 주목하라.
VCS 사이클의 각각의 부분에 대한 질량 유동은 용이한 이해를 위해 명확하게 마킹되어 있다. 도시되어 있는 바와 같이 압축 챔버 내로 단지 하나의 과급 포트만이 있으며 이를 통해 모든 3개의 질량 유동(m1, m2, m3)이 모두 분사되어 M의 기본 질량 유동에 추가된다.
도 31은 모든 3개의 전환된 냉매가 과급 프로세스 동안 동일한 압력에서 재분사될 때의 특정 경우에 대응하는 질량 유동을 갖는 열역학적 사이클의 다양한 시나리오를 명확하게 하고 비교한다.
S 시리즈 압축기 및 VCS:
S-시리즈 압축기의 디자인으로의 통상의 VCS 압축기 디자인의 변환을 위해, 그 전기 모터 또는 펌프 본체는 압력 격납 쉘 내에 내부에 배치되어야 한다. 그 압력 격납 쉘 내의 그 모터는, 상당히 증가된 모터 효율 및 수명을 달성하기 위해 최신식보다 상당히 더 낮은 모터를 위한 동작 온도를 달성하기 위해, 증발을 포함하는 고도로 효과적인 열 전달 메커니즘을 이용하도록 냉각제로서 CO2-기반 시스템 내의 고압 열 교환기로부터 나오는 임계 유체 냉매 부근의 대부분의 액체 냉매, 또는 고압을 이용하여 모터를 능동적으로 효과적으로 냉각하기 위해 VCS에서 2차 열 교환기, 증발기 또는 기화기(이하 "인쉘 2차 열 교환기")로서 기능한다. 모터 또는 펌프용 인쉘 2차 열 교환기에 공급되는 상기 냉매는 응축기 외부로 유동하는 액체 냉매 또는 CO2-기반 시스템 내의 고압 열 교환기 외부로 유동하는 고압 초월 임계 유체의 적절한 부분이다. 상기 냉매 액체 또는 고압 유체는 팽창 디바이스를 통해 적절한 압력(들)으로 팽창되고, 상기 2차 열 교환기 내로 공급되고, 증발되거나 상기 모터의 외부 표면 및 내부 표면과 접촉시에 비교적 고효능의 열 전달 프로세스를 경험하여 냉각제와 모터 또는 냉각제와 펌프 사이의 비교적 작은 온도 차이를 가로질러 모터에 의해 발생된 열을 제거할 수도 있고, 그 결과 모터 또는 펌프의 상당히 더 낮은 동작 온도를 유지할 수 있고 이에 의해 비교적 열악한 열 전달 특성을 갖는 압축기 배출 가스 또는 흡입 가스가 모두 냉각제로서 사용되고 펌프가 압축의 등엔트로피 효율을 증가시키도록 능동적으로 냉각되지 않는 VCS에 대해 최신식 압축기로 가능한 것들에 비교하여, 모터의 상당히 더 높은 전기-대-기계 동력 변환 효율, 신뢰성, 및 수명, 또는 상기 압축기 및 따라서 VCS의 펌프의 비교적 높은 등엔트로피 효율을 달성한다.
바람직하게는, VCS의 인쉘 2차 열 교환기 외부로 유동하는 냉매는 모터 또는 펌프를 효과적으로 냉각한 후, 과급 프로세스에서 압축기의 압축 챔버 내로 다시 분사되어 증발기를 통한 냉매 질량 유동 및 냉각 시스템의 냉각 용량을 유지하고 히트 펌프의 가열 용량을 증가시킨다.
과급 분사 포트는 흡입 프로세스가 완료된 후 그리고 압축 챔버 압력이 선택된 분사 압력에 대해 충분히 낮을 때 압축 사이클의 적절한 부분 동안 압축 챔버로 개방되고, 배출 포트가 개방되기 전에 압축 공간으로 폐쇄되도록 적절하게 크기 설정되고, 성형되고 위치되어야 하고; 압축기 내부의 가스보다 훨씬 더 낮은 엔탈피로 상기 냉매의 과급 분사는, 가열 용량이 압축기 및 따라서 응축기를 통한 냉매의 유량의 증가로 인해 향상되는 동안 증발기를 통한 냉매 질량 유동 및 냉각 시스템의 냉각 용량을 모두 감소시키지 않고 또는 다른 방식으로 악영향을 미치지 않고, 등엔트로피 효율을 증가시키는 압축 프로세스를 위한 인터쿨링 또는 급냉 효과를 생성한다.
응축기 외부로의 냉매 스트림의 부가의 부분은, 증발기로 유동하는 주 냉매 스트림을 위한 과냉각을 추가하고 이에 의해 시스템의 냉각 용량을 증가시키기 위해 응축기 외부로의 주 냉매 스트림으로부터 열을 제거하여 냉각함으로써 증발되도록 비교적 저압 및 저온의 액체-풍부 냉매를 생성하기 위해 외부 2차 열 교환기(또는 기화기)로 유도되는 팽창 디바이스로 전환될 수도 있다. 그 후, 이제 대부분 증기 상태인 전환된 냉매는 상기 다른 전환된 냉매 스트림과 함께 과급 프로세스의 부분으로서 압축 챔버 내로 다시 분사된다. 바람직하게는, 과급 동안 압축 챔버 내로 다시 분사된 냉매는 과급 프로세스 동안 압축 챔버 내부의 냉매의 것에 비교하여 비교적 낮은 비엔탈피를 갖고, 액체 슬러징 또는 과잉 액체에 의한 윤활유의 희석을 유발하지 않고 급냉의 유리한 효과, 즉 냉매의 단위당 증가된 등엔트로피 효율 및 비교적 낮은 압축기 동력을 최대화하기 위해, 냉매는 증기만이거나, 또는 과급 분사 직후에 압축 챔버 내부의 압축의 열에 의해 신속하게 증발할 것인 증기와 액체의 혼합물일 수도 있다.
과급은 최저 모터 동작 온도 및 모터의 수명, VCS의 최고 COP 또는 VCS의 최고 SEER 등과 같은 전체적인 목적을 위해 적절한 장소 및 시간에 단일 포트를 통해 행해질 수 있다.
대안적으로, 과급은 압축 프로세스에서 다수의 개별 포트 및 다수의 시점: 예를 들어, 모터의 최저 동작 온도를 달성하기 위해 흡기 포트가 최저 가능한 분사 압력 및 온도에서 압축 공간으로 폐쇄된 직후의 일 시점, 및 압축 챔버 내부의 액체 슬러징 또는 오일 희석을 회피하기 위해 액체 입자를 순간적으로 증발시키도록 과급 프로세스 동안에 압축 공간 내부의 압축 가스가 충분히 고온인 동안 개선된 등엔트로피 효율을 위해 적절한 장소 및 시간에서 액체 스프레이를 사용하여 압축 프로세스를 급냉하기 위한 다른 시점을 통해 행해질 수도 있다.
모터의 냉각이 주 증발기보다 더 낮은 압력 및 온도에서 행해질 수 있는 시나리오를 갖는 것이 가능하다. 이러한 경우에, 이용 가능한 과급 밸브 포트 크기, 압축 공간 내로의 펌핑 압력, 포트를 통한 압력 강하 및 특정 목적을 위한 전체 VCS 시스템의 최선의 성능을 달성하기 위한 보조 압축기에 의한 전력 소비와 같은 압축기의 기하학적 및 다른 제약 하에서 과급 프로세스가 수행될 수 있도록, 비교적 소형 보조 압축기가 2차 열 교환기로부터의 냉각 유체의 압력을 적절하게 높은 충분한 압력으로 부스팅하는 데 사용될 수 있다.
과급 포트 또는 밸브의 개방 및 폐쇄의 타이밍 및 기간은 롤러, 베인과 같은 압축기의 구성요소의 기계적 운동에 의해 또는 BLDC 드라이브 및/또는 압력 변환기로부터 공급되는 크랭크각 정보에 기초하는 압전 액추에이터, 솔레노이드 또는 다른 전자 수단에 의해 기계적으로 작동될 수도 있다.
바람직하게는, 과급 밸브 또는 포트는 배출 프로세스의 종료시에 초과의 간극 체적에 포획된 나머지 고압 가스의 흡입 프로세스의 시작시에 급격한 재팽창으로 인한 열역학적 손실을 최소화하기 위해 거의 0의 간극 체적을 갖도록 설계되어야 한다.
인쉘 2차 열 교환기 외부로 유동하는 냉매는 모터 또는 펌프를 냉각시킨 후, 주 증발기 내로 또는 압축기 흡입 라인 내로 다시 분사될 수도 있다.
인쉘 2차 열 교환기의 압력은 의도된 용례를 위해 열 팽창 밸브 또는 다른 유사한 디바이스에 의해 설정되거나 동작 조건이 시간 경과에 따라 변경됨에 따라 VCS의 전체 성능을 최대화하기 위해 동작 과정에 걸쳐 능동적으로 조절된다.
롤러-피스톤/베인형 로터리 압축기에서, 과급 분사 포트는 실린더 벽, 베인 또는 트윈 실린더 버전의 경우 상부 및 하부 플랜지 또는 중간 플레이트와 같은 실린더 단부 플레이트에 위치될 수도 있다.
스크롤형 로터리 압축기에서, 과급 분사 포트(들)는 압축 프로세스 동안 적절한 시간 및 장소에서 과급이 발생하고 특정 과급 프로세스에 이바지하도록 압축 챔버 내부의 압력 및 온도 조건을 수용하는 이러한 방식으로 실린더 단부 플레이트에 위치될 수도 있고, 반면 과급 프로세스는 모두 동시에 동일한 과급 포트를 사용하여 또는 상이한 시간에 상이한 과급 포트 장소에서 발생할 수 있다.
스크류형 압축기에서, 과급 분사 포트는 압축 프로세스에서 적절한 시간 동안 과급이 발생하고 과급 프로세스에 이바지하도록 압축 챔버 내부의 압력 및 온도 조건을 수용하는 이러한 방식으로 스크류 압축기의 축을 따라 적절한 장소에서 실린더 벽 내에 위치될 수도 있고; 반면에 3개의 잠재적인 과급 프로세스는 모두 동시에 동일한 과급 포트를 사용하여 또는 상이한 시간에 상이한 과급 포트 장소에서 발생할 수 있다.
터빈형 압축기에서, 과급 분사 포트는 압축 프로세스에서 적절한 시간 동안 과급이 발생하고 과급 프로세스에 이바지하도록 압축 챔버 내부의 압력 및 온도 조건을 수용하는 이러한 방식으로 실린더 벽 또는 단부 플레이트 내에 위치될 수도 있고; 반면에 3개의 잠재적인 과급 프로세스는 모두 동시에 동일한 과급 포트를 사용하여 또는 상이한 시간에 상이한 과급 포트 장소에서 발생할 수 있다.
왕복식, 스와시 플레이트, 듀얼 회전자 또는 리니어 모터형 압축기에서, 과급 분사 포트는 압축 프로세스에서 적절한 시간 동안 과급이 발생하고 과급 프로세스에 이바지하도록 압축 챔버 내부의 압력 및 온도 조건을 수용하는 이러한 방식으로 실린더 벽 또는 단부 플레이트 내에 위치될 수도 있고; 반면에 3개의 잠재적인 과급 프로세스는 모두 동시에 동일한 과급 포트를 사용하여 또는 상이한 시간에 3개의 잠재적인 과급 프로세스를 위한 상이한 과급 포트 장소에서 발생할 수 있다.
전술된 압축기의 모든 경우에, 격납 쉘은 개방 샤프트 구성의 경우에 모터 또는 펌프 본체를 위한 개별 격납 쉘; 밀폐식 또는 반밀폐식 구성의 압력 분리 부재에 의해 묘사되어 있는 공통 연속 쉘 내의 모터 및 펌프를 위한 개별 구획; 또는 밀폐식 또는 반밀폐식 구성의 모터와 압축기 펌프 본체의 모두를 포함하는 단일 쉘일 수도 있다.
본 명세서에 상세히 설명된 바와 같이, 롤러-피스톤/베인형 압축기, 스크롤 압축기 및 다른 로터리 압축기에서, 펌프 본체, 모터의 내부-회전자 구성의 고정자(또는 외부-회전자 구성의 회전자), 및 쉘은, 중간 구조 부재를 사용하여 직접 또는 간접, 또는 모터의 내부-회전자 구성의 고정자(또는 외부-회전자 구성의 회전자)와 모터 샤프트를 통해 펌프 본체에 구조적으로 연결된 모터의 내부-회전자 구성의 회전자(또는 외부-회전자 구성의 고정자) 사이의 자기 구동 메커니즘을 사용하여 서로 물리적으로 연결되지 않고 서로 부착될 수도 있다.
예 - 과급 가능화 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기의 디자인("S-시리즈, 로터리 압축기")
스크롤 압축기는, 대체로 체적이 배출 프로세스의 정점에 있는 축의 중심에 도달함에 따라 인터리빙 스크롤이 회전하여 더 작아지는 별개의 포획된 체적을 형성하는 사실로 인해 과급 분사에 매우 쉽게 적합한다. 따라서, 과급의 목적에 적합하기 위해 실린더 플레이트 내의 과급 분사 포트의 장소를 고르고 선택할 수 있다. 예를 들어, 분사가 모터용 2차 열 교환기로부터 압축기 내로 저온 및 저압 냉매를 수용하기 위한 것이면, 과급 분사 포트를 위치지정하기 위해 흡입 프로세스의 종료 직후에 스크롤 압축기의 로브에 의해 가장 빠른 성형 포켓을 선택할 것이다. 스크롤 압축기에 의해, 비교적 쉽게 과급 분사의 장소 및 타이밍을 즉시 선택할 수 있다. 이는 스크롤 압축기를 사용하는 상업적으로 입수 가능한 히트 펌프의 가열 용량을 증가시키기 위해 응축기 출구로부터 전환된 고압 냉매의 증기 분사가 스크롤 압축기 챔버 내로 분사되는 이유이다.
가장 널리 사용되는 로터리 압축기는 스크롤과 같은 우수한 열 성능을 갖지만 스크롤 압축기에 비교하여 제조가 훨씬 더 쉽고 생산 비용이 저렴한 롤링 피스톤 압축기이다. 불행하게도, 롤링 피스톤 압축기는 단지 하나의 롤러, 및 롤러가 배출 프로세스의 정점에 있는 실린더 내에서 이동함에 따라 회전하여 작아지게 되는 하나의 압축 공간의 기하학적 제약으로 인해 내부의 과급 특징을 구현하기 위한 가장 어려운 것들 중 하나이다. 이 제한은 과급 분사를 위한 위치지정 및 타이밍에 심각한 제약을 부여한다. 예를 들어, 모터용 2차 열 교환기로부터 배출되는 냉매를 최저 가능한 압력 및 온도에서 압축 공간 내에 분사하기 위해, 특히 최저 가능한 최하부 모터 동작 온도를 달성하기 위해, 흡입 포트가 압축 공간으로 폐쇄된 직후에 매우 짧은 기간 동안 분사가 행해져야 한다. 우선, 흡입 직후의 정확한 타이밍 및 짧은 기간 요건은 밸브 액추에이터의 잠재적인 이동 거리가 극도로 작은 것을 의미하는데, 즉 분사 포트/밸브 면적이 작고 크랭크각 기간이 또한 매우 작은 경향이 있다는 것을 의미한다. 그러나, 과급 분사 밸브 디자인은 분사 중에 압력 강하를 최소화하기 위해 충분히 큰 포트 면적을 제공해야 할 필요가 있고, 밸브는 시간 지연 없이 밸브 개방 기간 동안 정확한 타이밍으로 실린더 내의 롤러의 모션과 동기하여 정확하게 개방 및 폐쇄되어야 한다. 게다가, 광범위한 용례에 허용 가능하게 하기 위해, 과급 분사 특징을 구현하는 비용이 최소화되어야 한다. 롤링 피스톤 로터리 압축기에 의해 부여된 이들 장애물 및 기하학적 제약을 극복하고 비용 경쟁력이 있을 것인 해결책을 제안해야 한다.
도 32는 롤링 피스톤 압축기에 통합된 과급 포트의 가장 간단한 예를 도시하고 있다. "a" 내지 "f"로서 도시되어 있는 크랭크각 위치는 특정 성능 최적화를 사용하는 특정 압축기 디자인에서 독자에 의한 더 양호한 이해를 위한 보조로서 과급 프로세스의 각각의 단계에 대한 것이고 따라서 상이한 압축기 또는 디자인 동작 조건에 대해 변경될 수도 있다. 위치 "a"는 크랭크각 0에서의 로터리 압축기를 나타내는데, 이 지점에서 배출 프로세스가 종료되고 흡입 프로세스가 시작되고, 흡입 포트가 롤러에 의해 폐쇄된 후에, 압축 프로세스를 시작한다. 80도 크랭크각에서 위치 "b"는 압축 챔버가 초기 압축 프로세스를 통과하여 도 29의 상태점 A1에 도달하는 위치이고, 이 지점에서 과급 분사 포트는 이 지점이 롤러에 의해 폐색될 때까지, 롤러가 베인 슬롯으로부터 이격됨에 따라 압축 챔버로 노출되기 시작하고, 베인은 도 32의 과급 분사 포트를 아직 볼 수 없더라도, 롤러와 접촉을 유지하기 위해 베인 슬롯 외부로 이동한다. 120도 크랭크각에서 위치 "c" 및 "d"는 분사 포트가 과급 프로세스를 위해 여전히 완전 개방되어 있을 때이다. 위치 "c" 및 "d"에 도시되어 있는 베인의 좌측 팁에 있는 작은 백색 원형 구멍은 과급 분사 포트(84)이다. 218도 크랭크각에서 위치 "e"는 분사 포트가 베인 슬롯 및 분사 포트를 향한 롤러의 이동에 의해 면적의 감소를 시작하고 베인이 롤러와 접촉을 유지하면서 베인 슬롯 내로 후퇴하기 시작하는 위치이다. 255도 크랭크각에서 위치 "f"는, 분사 포트가 완전히 폐쇄될 때, 도 29 및 도 31의 상태점 G에 대응하는 과급이 경쟁하는 위치이다. 이어지는 압축 프로세스는 압축 챔버 내부의 총 질량(M+m1+m2+m3, 도 29, 도 30 및 도 31에 도시되어 있는 바와 같은 모든 3개의 과급 스트림이 활성화된 경우)을 수반하는 압축 프로세스 G-B2에 대응하여 배출 프로세스까지 이어지는 체적을 급격히 감소시킨다. 현재 디자인에서, 과급 포트는, 과급 프로세스가 흡입 프로세스가 완료될 때까지 시작되지 않도록 적절하게 크기 설정되고 위치되고, 배출 프로세스가 시작되기 전에 폐쇄된다는 것을 주목하라.
도 32에 도시되어 있는 분사 포트 디자인은, 특정 성능 목적을 달성하기 위해 분사 시간 및 기간을 제어하도록 롤러의 기계적 모션을 사용하여 특정 냉매 및 동작 조건에 대해, 롤링 피스톤 로터리 압축기(롤러 피스톤/베인 로터리 압축기 중 하나이고 따라서 유사한 디자인이 스윙 압축기 및 동심 베인 압축기와 같은 다른 롤러 피스톤/베인 압축기로 쉽게 전사 가능할 수 있음)에 최적화된 단일 분사 포트 설계 디자인이고, 따라서 그 유용성이 다소 제한된다.
과급 분사의 분사 시간 및 기간은 최대 이점을 위한 특정 목적을 위해 제어될 수 있는 분사 밸브를 가짐으로써 더 양호하게 제어될 수도 있다. 밸브는 베인, 롤러 또는 크랭크축과 같은 펌프 내의 구성요소의 이동에 의해 작동되고 타이밍 조절될 수 있다. 밸브는 또한 BLDC 제어기에 의해 공급되는 크랭크각 정보 및/또는 순간 압축 압력 정보에 따라 신속 응답 마이크로프로세서와 함께 전자식 또는 압전식으로 작동될 수 있다. 과급 분사의 능동 밸브 제어에 의해, 포트 장소 및 크기가 매우 유연해질 수 있고, 최저 증발 온도에서 모터 냉각, 압축기의 더 높은 등엔트로피 효율을 위한 압축 프로세스 급냉 등과 같은 과급 분사의 특정 역할/목표에 따라 최적화될 것이다. 최적의 수, 크기 설정, 타이밍, 기간, 분사를 위한 유동 계량 제어 방법 및 압축 공간 내로의 과급 분사 포트(들)의 장소(들)는 이하의 고려 사항: 압축 챔버로의 액세스의 용이성, 다수의 분사 포트의 잠재적인 장점 및 시스템 복잡성 및 구현 비용에 대한 각각의 열 교환기(모터용 인쉘 2차 열 교환기, 펌프용 인쉘 2차 열 교환기 및 추가 과냉각용 외부 기화기)에 대한 상이한 증발 압력에 기초하여 결정되어야 한다.
도 33에 도시되어 있는 실시예는 과급 분사 밸브의 하나의 이러한 예이다. 이 과급 밸브는 실린더 보어의 내경 표면 주위에서 롤링함에 따라 롤러의 모션에 의해 작동된다. 이는 밸브(85)(도 33a에 도시되어 있는 바와 같이 약간 개방 위치, 반면 도 33b에서는, 실린더 보어의 일부를 형성하기 위해 실린더 벽으로 후퇴함으로써 완전히 폐쇄되어 있음)로 구성되고, 로드(87)를 갖는 스프링(86)에 의해 댐핑되고 프리로딩되고, 로커 피봇(90) 상에서 피봇되는 로커(89)의 밸브 단부(88)와 강제로 접촉하고, 로커 아암(91)의 액추에이터 측은 액추에이터(93)의 헤드(92)(이 실시예는 다양한 과급 기능을 위해 필요한 실린더 보어 내로 상이한 돌출 거리에 대한 스크류를 도시하고 있음) 및 액추에이터(93)의 보어 단부(94)와 일정하게 접촉하도록 프리로딩에 의해 가압된다. 밸브, 로드 및 액추에이터의 단면은 직사각형 또는 원형 또는 필요에 따라 다른 적절한 형상일 수 있다. 단면이 직사각형일 때, 롤러가 이동함에 따라 밸브가 폐쇄되어 롤러와 인터페이스할 때 평활한 보어 표면을 보장하기 위해 밸브 및 액추에이터의 배향을 "계측"하는 것이 쉬울 것이다. 밸브 헤드와 실린더 벽의 밸브 시트 사이에 형성된 임의의 미세 홈은 롤러가 밸브와 액추에이터 위를 통과함에 따라 바람직하지 않은 누설을 최소화하거나 방지하기 위해 오일로 커버될 가능성이 가장 높을 것이다. 롤러가 액추에이터(93)의 보어 단부(94)를 향해 롤링할 때, 액추에이터(93)는 로커(89)의 밸브 단부(88) 및 보어 외부로 완전히 후퇴하도록 압입되어 액추에이터(93)의 이동을 변환 및 증폭하고, 밸브 로드(87)는 냉매를 분사하도록 과급 밸브를 실린더 내로 압박하여 개방한다. 액추에이터(93)의 이동 거리와 밸브(85)의 이동 거리 사이의 레버리지 비율은 밸브를 통과하는 냉매의 압력 강하를 최소화하기 위해 충분한 밸브 이동 및 분사 포트 면적을 제공하도록 설계될 수 있다는 점을 주목하라. 롤러가 본 실시예에서는 롤러와 접촉하는 베인의 팁과 같이 성형되지만 상이한 형상을 가질 수 있는 밸브 액추에이터의 팁을 지나가고 이격하여 이동하여 접촉을 손실함에 따라, 액추에이터의 팁은 이전과 같이 압축 챔버 내로 다시 돌출하고 실린더의 만곡된 표면과 동일 높이로 밸브 포트를 폐쇄한다. 도 34a는 그 개방 위치에서 밸브(85) 및 롤러에 의해 슬롯 내로 완전히 눌러진 액추에이터(94)의 보어 단부의 확대도를 도시하고 있다. 도 34b는 압축 공간 내로 완전히 돌출하는 액추에이터(94)의 보어 및 보어 단부의 부분을 형성하기 위해 그 폐쇄 위치에 있는 밸브(85)의 확대도를 도시하고 있다.
과급 분사 밸브의 이 특정 구성은, 어디에 분사 포트를 적당하게 배치할 수도 있는지에 무관하게 재팽창 손실을 최소로 유지하는 것을 돕는 제로-간극 체적 특징을 갖도록 설계된다. 유사한 과급 분사 밸브 디자인이 롤러의 이동을 사용하는 개념에 모두 기초하는 액추에이터 및 밸브 및 유로의 상이한 형상을 갖고 개발될 수 있다. 유사한 분사 밸브가 또한 베인의 이동에 마찬가지로 속박될 수 있다. 이들은 명확성과 간결성을 위해 여기에 설명되지 않을 것이다. 액추에이터 길이가 압축 챔버 내로 튀어나와 있는 상태에서 조정에 의해, 도 33 및 도 34에 도시되어 있는 밸브는 압축 프로세스 동안에 압축의 시작과 배출 프로세스의 시작 사이에 임의의 크랭크각으로 실질적으로 배치되어 본 개시내용에 설명된 다양한 과급 목적 중 임의의 하나에 적합할 수 있다. 이 유형의 밸브는 최적의 시간에 실린더 개구의 내부의 내부측의 상이한 장소에 배치될 수 있는 과급 포트를 갖는 과급 능력의 견지에서 스크롤 압축기와 동일하거나 더욱 더 다기능인 롤러 피스톤/베인 로터리 압축기를 변환할 것인데: 예는 정확히 최적의 시작 시간 및 기간에 압축 챔버 내의 충분히 고온 압축 가스 내로 분사시에 액체 미스트를 순간적으로 증발시키기 위해 압축 사이클의 후반부를 향한 액체 분사에 의한 압축 급냉이다. 유사한 유형의 밸브가 단순히 개방 포트를 사용하는 것보다 더 많은 유연성을 갖는 S-시리즈 압축기로 이들을 전환하기 위해 과급 목적으로 다른 압축기에 사용될 수 있다. 롤러 피스톤/베인형 로터리 압축기의 경우, 설명된 바와 같이, 밸브의 액추에이터의 이동은 롤러와 실린더 사이의 변화하는 반경방향 거리에 의해 결정된다. 스크롤 압축기 및 스크류 압축기에서, 밸브를 갖지 않는 간단한 분사 포트가 대부분의 기능성을 갖는 S-시리즈 압축기로 전환하기에 충분할 것이다. 스크롤 압축기에 유사한 밸브를 설치해야 할 요구가 발생해야 하면, 밸브는 실린더의 단부 플레이트 상에 위치되고 스크롤의 로브가 액추에이터를 가로질러 이동함에 따라 이들 로브의 이동에 의해 개방 및 폐쇄될 수 있다. 실린더 내에서 피스톤의 왕복 모션을 갖는 압축기에서, 유사한 밸브가 실린더 벽 상에 설치되고 피스톤의 운동에 의해 개방 및 폐쇄될 수 있다. 스크류 압축기에서, 유사한 밸브가 원추형 하우징을 따라 적절한 장소에 설치되어 정확한 분사 압력에서 요구 장소 및 시간에 개방 및 폐쇄될 수 있다.
과급 밸브/포트에 대해 도 33에 설명된 바와 같은 전술된 구성요소 중 어느 것도 고가의 아이템이 아니고, 대부분의 구성요소는 소결 주조에 의해 생산될 수 있고 밸브, 스프링, 로커 및 액추에이터를 수용하기 위한 실린더 블록의 캐비티가 또한 소결 주조와 같은 실린더 블록 성형 프로세스의 부분으로서 생산될 수 있다. 밸브면은 마찬가지로 실린더 ID 연삭 동작 중에 실린더의 나머지와 함께 정밀 연삭될 수 있다.
확장에 의해, 이들 압축기가 모터 및 압축기 펌프를 효과적으로 냉각하기 위해 2차 열 교환기를 이용하기 위해 필요한 과급 분사 포트를 수용할 수 있는 한, 스크롤 압축기, 왕복식 압축기, 리니어 압축기, 터빈형 압축기, 스크류 압축기 등과 같은 현재 사용되는 다른 유형의 압축기에서 동일한 기능성을 달성하기 위해 동일하거나 유사한 수정을 쉽게 적용할 수 있다. 대부분의 압축기는 S-시리즈 롤러 피스톤/베인 로터리 압축기에 대해 본 명세서에 예시된 것과 동일한 원리를 적용하는 데 명백한 장애물이 없기 때문에 과급을 수용할 수 있는데: 과급 포트가 비용 경쟁적인 방식으로 이들 압축기 내로 설계될 수 있는 한, 2차 열 교환기로서 작용하도록 모터 및 펌프를 봉입하는 것이 각각의 이들 압축기에서 즉시 가능하다. 작업은 주로 이들 압축기의 각각의 유형에 대한 과급 포트/밸브의 장소, 형상 및 작동 방법의 선택에 대한 기하학적 디자인으로 구성된다. 예로서 설명된 작동 방법은 롤러의 모션에 속박된 기계적 작동이지만, 베인, 피스톤, 크랭크축 등과 같은 다른 이동 부품으로 즉시 확장될 수도 있다. 게다가, 액추에이터 디자인은 압전 디바이스에 연결된 압전 액추에이터와 같은 전자 수단에 의한 활성화를 포함하도록 쉽게 수정될 수 있고, 그 미세한 변위는 분사 밸브 변위 요건을 만족하도록 증폭될 수 있다. 이들의 초고속 응답 시간에 의해, 이 드라이브는 BLDC 드라이브 및/또는 고속 압력 변환기에 의해 공급되는 크랭크각 정보의 도움으로 고속으로 변화하는 압축 프로세스를 수용하기 위해 과급 프로세스를 정확하게 타이밍 조절하는 것이 가능할 것이다. 과급을 달성하기 위한 다수의 상이한 방식이 존재할 수 있고, 특정 디자인은 이 특허의 주 목표는 아니다. 오히려, 이들은 모터 또는 펌프를 효과적으로 냉각하기 위해 2차 열 교환기에서 모터 및/또는 펌프의 증발 또는 다른 고도로 효과적인 냉각을 사용하는 주 개념과 비교하여 소수 상세로 고려된다. 이들 2차 열 교환기 외부로 유동하는 냉매의 과급 분사를 압축 공간 내로 다시 통합함으로써 추가 이점을 얻을 수 있다.
본 개시내용은 현재의 기술의 압축기와 비교하여 상당한 성능 증가를 나타내는 압축기를 제공하는 것과 관련된 수많은 양태를 제시하였다.
도 5는 모터가 150 C 대신에 19℃의 동작 온도에 도달하도록 증발에 의해 냉각되는 경우 VCS에 대한 잠재적 COP 증가를 도시하고 있다. 이는 COP의 잠재적인 34.3% 증가를 예상하지만, 증발기 내로 진입할 것인 응축기로부터 12.3%의 유동을 전환하고 냉각 용량의 대응 감소는 COP에 악영향을 미칠 것이다. 냉각 용량을 동일한 레벨로 유지하기 위해, 동작 속도 또는 변위를 12.3%만큼 증가시킬 필요가 있는데, 이들 중 어느 하나는 특히 훨씬 더 높은 모터 효율에서 적어도 동일한 비만큼 압축기를 위해 요구되는 동력을 즉시 증가시킬 것이고, 따라서 COP의 예상된 34.3% 증가가 실현되지 않을 것이다.
새로운 압축기와 압축기에 기초하는 VCS의 성능을 더 개선시키기 위해, 다른 구성요소인 펌프 본체는 본체를 냉각함으로써 또는 압축 챔버를 내부적으로 급냉함으로써 냉각되어 등엔트로피 효율을 증가시키고 이에 의해 압축기에 의해 처리되는 냉매의 단위 질량당 압축을 위한 동력을 감소시킬 수 있다. 이를 위해, 압축 챔버 내부 및 외부의 모두에서 펌프 본체의 능동 냉각이 바람직하게는 응축기로부터 전환/끌어당겨진 부가의 액체의 증발에 의해 지원된다. 일 예에서, 압축의 등엔트로피 효율을 증가시키기 위해 압축 중에 급냉을 위한 표면 냉각 및 액체 분사를 포함하는 펌프 냉각을 위한 요건을 만족시키기 위해 응축기 액체 유동의 10% 증가가 필요한 것으로 가정될 수 있다. 이는 증발기 경계 냉매 유동을 비례적으로 감소시킬 것이고 감소를 방지하기 위해 압축기의 변위를 10%만큼 증가시키거나 동작 속도를 10%만큼 증가시킬 것인데, 이들 중 어느 하나는 압축기 동력을 적어도 10%만큼 증가시키고 따라서 압축기 냉각으로 인한 예상 COP 증가는 발생하지 않을 것이다. 달리 말하면, 이 단순화된 예에서, 원래 압축기 처리량/증발기 유량(M)은 1.00이고, 모터 냉각 유동(m1)은 0.123이고, 압축기 펌프 냉각 유동(m2)은 0.1이고, 증발기를 통하는 유량은 1-(0.123+0.1) = 0.777일 것이고, 냉각 용량은 원래 냉각 용량의 단지 77.7%일 것이다.
2차 열 교환기로(m1 + m2)부터 이들 냉각 유체를 과급 분사에 의해 압축 공간으로 재분사함으로써, 압축기의 유효 펌핑 속도는 모터 및 펌프를 냉각하기 위해 사용되는 분사된 유량과 동일한 양만큼 증가하고, 반면 증발기의 유량(M) 및 냉각 용량은 원래 레벨로 유지된다. 또한 도 29에 도시되어 있는 바와 같이 압축 곡선을 좌측으로 굴곡시키고 등엔트로피 효율을 더 증가시키기 위해 인터쿨링 효과를 최대화하도록 압축 챔버 내에 분사된 직후에 순간적으로 증발할 것인 액체 냉매의 분사를 고려할 수 있다. 달리 말하면, 과급을 이용하면, VCS의 냉각 용량을 손실하거나 다른 페널티를 유도하지 않고, 언급된 동작 조건에서 COP의 상기 34% 증가를 잠재적으로 달성할 수도 있다. 모터에 대한 새로운 냉각 방법을 갖는 압축기 및 추가된 과급 특징을 갖는 압축기를 사용하는 이 새로운 시스템에서, 추가된 질량 유동에도 불구하고 요구 압축기 동력이 원래 압축기 동력에 접근하거나 심지어 더 낮아질 정도로 사이클당 총 냉매를 압축하는 데 필요한 냉매의 단위 질량당 샤프트 동력을 감소시키는 것이 가능할 수도 있다(M+m1+m2=1.223). 모터와 펌프를 냉각하기 위한 추가 질량 유동에도 불구하고 필요한 총 압축기 샤프트 동력이 이전과 동일하게 되면, 모터 동작 온도가 150 C에 비교하여 19 C에서 훨씬 더 낮은 사실에 기인하여 모터 효율이 매우 더 높기 때문에(현재 시나리오에서 34.3%), 모터로의 전력 입력은 원래 전력 입력의 단지 74.4%(1/(1+0.343) = 0.744)일 것이어서, 냉각을 위한 COP의 34.4% 증가, 최신식 압축기를 사용하는 VCS로 달성 가능한 것들보다 가열을 위한 훨씬 더 높은 SEER 및 훨씬 더 높은 가열 용량을 야기한다. 새로운 S-시리즈 압축기 및 연관 S-시리즈 VCS의 모터 효율, 압축기 등엔트로피 효율, COP, 가열 용량 및 SEER의 실제 성능 이득은 모터 및 펌프용 인쉘 2차 열 교환기의 효능, 및 실제로 과급 특징의 효과적인 구현에 의존할 것이다.
본 개시내용은 냉각 및 가열의 모두를 위한 VCS의 성능을 상당히 개선하기 위한 확고한 기초를 제시한다. 새로운 S-시리즈 압축기를 사용하여 새로운 S-시리즈 VCS를 설계하는 하나의 주의 사항은 응축기 열 교환기 디자인 및 팬이 열 교환기 효능, 표면적 또는 더 높은 전력의 팬을 증가시킴으로써 증가된 열 출력을 수용해야 할 것이고, 압축기용 모터는 더 높은 처리량을 취급하기 위해 증가된 토크를 취급할 수 있어야 할 것이라는 것이다.
모터와 펌프를 위한 훨씬 더 효과적인 냉각 방법과 과급을 조합하는 원리에 기초하는 S-시리즈 압축기의 상업적으로 실행 가능한 개발을 가속화하기 위해, 몇 가지 혁신적인 설계 접근법과 새로운 디자인을 수용하는 데 필요한 최신식 롤러/베인형 로터리 압축기로의 요구된 수정이 본 출원에 안출되어 제시되었다. 이들은 높은 섬프 압력에 기초하는 수동 오일 펌핑을 갖는 최신식 하이 쉘 롤러 피스톤/베인형의 것과 매우 유사한 윤활 시스템을 갖는 하이 쉘/로우 쉘 구성; 활성 오일 펌핑을 갖는 로우-쉘 구성, 및 몇가지 예를 들면, 내장형 오일 펌핑 메커니즘, 샤프트 힘 균형화 캐비티, 베인 배압 균형화 특징 등과 같은 다수의 혁신적인 기하학적 구성과 별개의 요건을 갖는 고정 및 조정 가능한 압력 구성의 형태로 제공된다. 또한, 롤러 피스톤/베인 로터리 압축기 뿐만 아니라 다른 VCS 압축기를 상업적으로 실행 가능한 S-시리즈 압축기로 변환하기 위한 공동 노력의 부분으로서 롤러의 이동에 의해 작동되는 과급 밸브의 혁신적이고 실용적이며 다기능인 구성이 도입되었다.
요약하면, 새로운 S-시리즈 압축기와 S-시리즈 압축기를 통합한 S-시리즈 VCS의 사용은 훨씬 더 높은 모터 효율 및 수명을 유도하는 모터의 매우 낮은 동작 온도를 갖고, COP 또는 SEER에서 압축 등엔트로피 효율 및 시스템 성능 및 S-시리즈 VCS의 신뢰성의 상당한 부스트를 갖고 펌프 본체를 냉각하는 상당한 이점을 야기할 것이다. S-시리즈 롤러-피스톤/베인 압축기는 전세계적으로 다양한 동작 조건 및 용례에서 상업적으로 실행 가능하게 되어 CO2의 전역적 감소에 상당한 영향을 미칠 것이다.
본 교시가 다양한 실시예 및 예와 관련하여 설명되었지만, 본 교시가 이러한 실시예 또는 예에 한정되도록 의도되는 것은 아니다. 반대로, 본 교시는 통상의 기술자에 의해 이해될 수 있는 바와 같은 다양한 대안, 수정 및 등가물을 포함한다. 이에 따라, 상기 설명 및 도면은 단지 예시일 뿐이다.

Claims (26)

  1. 증기 압축 시스템이며,
    압축기로서,
    압력 격납 쉘,
    쉘 내에 위치된 모터, 및
    쉘 내에 위치되고 모터에 동작 가능하게 결합된 펌프를 포함하는, 압축기;
    압축기의 배출 포트에 결합되고 냉매를 기상으로부터 액상으로 응축하도록 구성된 응축기로서, 응축기로부터의 액상 냉매의 제1 부분은 모터 및/또는 펌프를 냉각시키기 위해 모터 및/또는 펌프로 전환되는, 응축기;
    응축기로부터 응축된 냉매를 수용하고 냉매의 압력을 낮추기 위해 냉매를 팽창시키도록 구성된 제1 팽창 디바이스; 및
    제1 팽창 디바이스로부터 냉매를 수용하여 액상으로부터 기상으로 냉매를 증발시키도록 구성된 증발기로서, 기상 냉매는 압축기의 흡입 포트로 지향되는, 증발기를 포함하는, 증기 압축 시스템.
  2. 제1항에 있어서, 응축기와 모터 및/또는 펌프 사이에 위치된 제2 팽창 디바이스를 더 포함하고, 제2 팽창 디바이스는 냉매의 제1 부분이 모터 및/또는 펌프에 도달하기 전에 냉매의 제1 부분의 압력을 감소시키기 위해 액상 냉매의 제1 부분을 팽창시키도록 구성 및 배열되는, 증기 압축 시스템.
  3. 제1항 또는 제2항에 있어서, 냉매의 제1 부분은 과급 분사 포트를 통해 모터 및/또는 펌프와 접촉한 후 압축기의 압축 챔버 내로 지향되는, 증기 압축 시스템.
  4. 제3항에 있어서, 과급 분사 포트는 압축기의 흡입 프로세스가 완료된 후 그리고 압축기의 압축 사이클의 일부 동안 압축 챔버로 개방되도록 크기 설정되고, 성형되고, 위치되는, 증기 압축 시스템.
  5. 제4항에 있어서, 과급 분사 포트는 압축기의 배출 포트가 개방될 때 압축 사이클의 일부 전에 압축 챔버로 폐쇄되는, 증기 압축 시스템.
  6. 제3항 내지 제5항 중 어느 한 항에 있어서, 응축기로부터 전환된 냉매의 제2 부분을 수용하고 냉매의 제2 부분을 냉각하도록 구성된 기화기를 더 포함하고, 냉매의 냉각된 제2 부분은 압축 챔버 내로 분사되는, 증기 압축 시스템.
  7. 제3항 내지 제6항 중 어느 한 항에 있어서, 분사 기간은, 압축 챔버 내부 내로 분사된 액체 냉매가 압축 챔버 내부의 압축으로부터의 열에 의해 증발하도록 선택되는, 증기 압축 시스템.
  8. 제3항 내지 제7항 중 어느 한 항에 있어서, 과급 포트는 압축 사이클의 상이한 부분에서 압축 챔버 내로 냉매를 분사하도록 구성된 복수의 과급 포트 중 하나인, 증기 압축 시스템.
  9. 제6항 내지 제8항 중 어느 한 항에 있어서, 기화기의 압력은 증발기의 압력 이하인, 증기 압축 시스템.
  10. 제9항에 있어서, 기화기 외부로 유동하는 냉매의 압력을 부스팅하도록 구성되고 배열된 보조 압축기를 더 포함하는, 증기 압축 시스템.
  11. 제3항 내지 제10항 중 어느 한 항에 있어서, 과급 포트의 개방 및 폐쇄의 타이밍 및 기간은 압축기, 압전 액추에이터, 및/또는 전자 액추에이터의 하나 이상의 구성요소의 기계적 운동에 의해 기계적으로 작동되는, 증기 압축 시스템.
  12. 제11항에 있어서, 압축기의 하나 이상의 구성요소는 롤러, 베인, 크랭크축, 및/또는 피스톤을 포함하는, 증기 압축 시스템.
  13. 제3항 내지 제12항 중 어느 한 항에 있어서, 압축기는 롤러-피스톤/베인 로터리 압축기이고, 과급 분사 포트는 압축기의 실린더 벽, 베인 또는 실린더 단부 플레이트 내에 위치되는, 증기 압축 시스템.
  14. 제3항 내지 제12항 중 어느 한 항에 있어서, 압축기는 스크롤형 로터리 압축기이고, 과급 분사 포트는 압축기의 실린더 단부 플레이트 내에 위치되는, 증기 압축 시스템.
  15. 제3항 내지 제12항 중 어느 한 항에 있어서, 압축기는 스크류형 압축기이고, 과급 분사 포트는 압축기의 실린더 벽 내에 위치되는, 증기 압축 시스템.
  16. 제3항 내지 제12항 중 어느 한 항에 있어서, 압축기는 터빈형 압축기이고, 과급 분사 포트는 압축기의 실린더 벽 또는 단부 플레이트 내에 위치되는, 증기 압축 시스템.
  17. 제3항 내지 제12항 중 어느 한 항에 있어서, 압축기는 왕복, 스와시 플레이트, 듀얼 회전자 또는 리니어 모터형 압축기 중 하나이고, 과급 분사 포트는 압축기의 실린더 벽 또는 단부 플레이트 내에 위치되는, 증기 압축 시스템.
  18. 제1항 또는 제2항에 있어서, 냉매의 제1 부분은 모터 및/또는 펌프를 냉각한 후 증발기 내로 또는 압축기 내로 다시 분사되는, 증기 압축 시스템.
  19. 제1항 내지 제18항 중 어느 한 항에 있어서, 압축기는 로우-쉘 압축기인, 증기 압축 시스템.
  20. 제1항 내지 제18항 중 어느 한 항에 있어서, 압축기는 하이-쉘/로우-쉘 압축기인, 증기 압축 시스템.
  21. 제1항 내지 제20항 중 어느 한 항에 있어서, 샤프트의 단부가 압축기 동작 중에 상이한 쉘 압력에 노출되면 압축기의 샤프트의 단부 상에 작용하는 힘을 균형화하기 위한 수단을 더 포함하는, 증기 압축 시스템.
  22. 제1항 내지 제21항 중 어느 한 항에 있어서, 펌프 본체 외부의 쉘 압력이 배출 압력보다 더 낮을 때 베인의 배압을 배출 압력으로 유지하기 위한 수단을 더 포함하는, 증기 압축 시스템.
  23. 제1항 내지 제22항 중 어느 한 항에 있어서, 압축기 내에 윤활유 저장조를 더 포함하고, 윤활유 저장조는 임계 저장조 압력 초과 및 배출 압력 미만의 압력으로 유지되는, 증기 압축 시스템.
  24. 제23항에 있어서, 흡입 압력, 흡입 압력과 임계 저장조 압력 사이의 압력, 임계 저장조 압력과 배출 압력 사이의 중간 압력, 또는 배출 압력으로 고정되도록 쉘 내부의 압력을 유지하기 위한 수단을 더 포함하는, 증기 압축 시스템.
  25. 제24항에 있어서, 쉘 내부의 압력을 유지하기 위한 수단은 흡입 압력과 배출 압력 사이, 흡입 압력과 임계 저장조 압력 사이, 또는 임계 저장조 압력과 배출 압력 사이의 압력을 조절하도록 구성되는, 증기 압축 시스템.
  26. 제23항에 있어서, 압축기의 펌프는 펌프로부터의 배출 가스와 압축기의 쉘 내의 가스의 혼합을 실질적으로 방지하도록 구성 및 배열된 밀봉된 배출 머플러를 포함하는, 증기 압축 시스템.
KR1020217024134A 2019-01-03 2020-01-03 고성능 압축기 및 증기 압축 시스템 KR20210109594A (ko)

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