KR960010654B1 - 배압 밸브 - Google Patents

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KR960010654B1
KR960010654B1 KR1019920026434A KR920026434A KR960010654B1 KR 960010654 B1 KR960010654 B1 KR 960010654B1 KR 1019920026434 A KR1019920026434 A KR 1019920026434A KR 920026434 A KR920026434 A KR 920026434A KR 960010654 B1 KR960010654 B1 KR 960010654B1
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엠.진스메이어 토마스
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캐리어 코포레이션
스티븐 이.리바이스
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Abstract

내용 없음.

Description

배압 밸브
제1도는 본 발명에 따른 배압 밸브가 내부에 합체되어 있는 원심 압축기의 종단면도.
제2도는 제1도이 원심 압축기의 부분 확대도.
제3도는 본 발명의 배압 밸브의 종단면도.
제4도는 제3도의 배압 밸브의 상부 단부도.
제5도는 정상 작동 상태에서의 냉매 유동을 도시한 배합 밸브의 종단면도.
제6도는 휴지 상태에서의 냉매 유동을 도시한 배합 밸브의 종단면도.
제7도는 밸브가 수평위치에 있는 본 발명의 변경 실시예에서의 정상 작동 상태에서의 냉매 유동을 도시한 종단면도.
제8도는 밸브가 수평위치에 있는 본 발명의 변경 실시예에서의 휴지 상태에서의 냉매 유동을 도시한 종단면도.
제9도는 역류 특성을 갖지 않는 배압 밸브를 갖춘 압축기의 휴지 상태에서의 여러가지 입력을 나타낸 그래프.
제10도는 역류 특성을 갖는 배합 밸브를 갖춘 압축기의 휴지 상태에서의 여러 가지 압축을 나타낸 그래프.
* 도면의 주요 부분에 대한 부호의 설명
11 : 압축기 시스템 12 : 전 모터
13 : 원심 압축기 14 : 전동장치
16 : 모터 게이싱 17 : 고정자 코일
18 : 회전자 19 : 회전자 축
31 : 구동 기어 34 : 피동 기어
37 : 임펠러 46 : 배압 밸브
54 : 오일 공급 통로 62 : 래비린드 시일
81 : 테이퍼 플러그 83 : 리테이너
91 : 입구 개구 92 : 배출 개구
본 발명은 냉각 시스템에 관한 것으로, 특히 원심 압축기의 냉매 유동 제어에 관한 것이다.
대형 급냉기 시스템에서는 윈심 압축기가 상당한 양의 열을 발생시키는 전지 모터에 의해 대개 구동된다. 따라서, 액체 냉매를 모터 케이싱 안에 도입하여 모터를 냉각시키는 방법이 유용한데, 여기서 생성된 냉매가스는 증발기 또는 냉각기에 이어지는 복귀라인을 거쳐 상기 시스템으로 복귀하게 된다. 냉각 효과를 최대화시키기 위해서 모터 케이싱내에 비교적 낮은 압력을 유지하는 동시에 오일이 인접 전동장치로부터 모터케이싱 안으로 흘러드는 것을 방지하기에 충분히 높은 압력을 제공해야 하기 때문에 냉매 복귀라인에 배압밸브를 배치하는 방법이 통상적으로 사용되고 있는데, 이 배압 밸브의 기능은 복귀라인에 걸쳐 소정의 압력강하를 유지하여 모터 케이싱 내부를 소정의 압력 수준으로 유지하는 것이다.
기존에 사용되고 있는 이러한 밸브중 한가지 형태로는 압력차가 증가함으로써 편향력에 대해서 개방되려고 하는 스프링 편향 플래퍼 밸브가 있다. 이러한 해결 방법은 R-11과 같은 저압 냉매에 대해서는 만족스러우나 R-22 등의 냉매를 사용하는 고압 시스템에서는 만족스럽지 못하다. 즉, R-22를 사용하게 되면 이러한 플래퍼 밸브가 이 밸브에 걸쳐 필요로 하는 압력 강하를 유지하는데 필요한 반응을 제공하지 못한다.
고압 시스템에서 상기 기능을 수행하는 다른 형태의 상용 압력 조정기도 입수가능하다. 그러나, 이들은 크고 비싸며 복잡하다.
기존의 배압 밸브들은 냉매가 모터 케이싱으로부터 유출될 때 유동량이 최대이면 최대 개방위치에 있고 유동량이 최소이면 폐쇄위치 또는 이 근처에 있도록 밸브에 걸쳐 소정의 압력 강하를 유지하도록 설계되어 있다. 따라서, 역류 상태 즉, 냉매가 냉각기로부터 모터 케이싱 안으로 역으로 유동하는 경우에는 배압 밸브가 대개 폐쇄위치에 있게 된다. 이는 휴지상태에서 문제를 일으킬 수 있다.
정상 작동중에, 모터 케이싱은 인접 전동장치의 압력 수준보다 높은 압력 수준에서 유지된다. 그러나, 압축기가 휴지상태로 되면 냉매가 시스템내의 압축을 균등하게 하기 위해서 반대방향으로 유동하려고 한다. 따라서, 전동장치는 급속한 압력 증가 상태에 있게 되지만, 폐쇄된 배압 밸브에 의해 시스템의 나머지 부분으로부터 효과적으로 격리된 모터는 비교적 낮은 압력으로 유지된다. 그 결과, 압축 차가 오일을 잔동장치로부터 모터 케이싱 안으로 밀어내며, 이 오일은 정상 작동이 재개될 때 증발기에 펌핑된다. 이는 시스템으로부터 오일 손실을 유발하여 효율 손실을 초래하게 되며 시스템 부품에 손상을 입힐 수도 있다.
따라서, 본 발명의 목적은 개량된 원심 압축기용 배압 밸브를 마련하는 것이다.
본 발명의 다른 목적은 간단하고 효과적이며 경제적으로 사용할 수 있는 배합 밸브를 고압 원심 압축기에 설비하는 것이다.
본 발명의 또 다른 목적은 휴지 상태에서의 오일 손실을 방지할 수 있는 원심 압축기를 마련하는 것이다.
본 발명의 또 다른 목적은 영(zero)의 압력차에서 최소 유동면적을 제공하고 높은 정압 및 모든 부압에서 최대 유동면적을 제공하는 것이다.
본 발명의 또 다른 목적은 휴지 상태에서 모터 케이싱내의 압력 상승을 허용하는 배압 밸브를 마련하는 것이다.
상기 본 발명의 목적, 특징 및 장점등은 첨부 도면을 참조한 이후의 설명으로부터 쉽게 이해할 수 있다.
본 발명의 일면에 따르면, 피스톤은 원통형 본체내에 왕복식으로 설치되며 모터 케이싱에 가장 근접한 입구 개구에 대해서 폐쇄위치 쪽으로 편향된다. 모터 케이싱의 압력이 증가하면 피스톤이 편향력에 대해서 입구 개구로부터 멀어지게 이동하여 냉매의 유동을 증가시켜 압력차를 감소시키게 된다. 이러한 방법으로 밸브가 입구 개구에 걸쳐 일정한 압력차를 유지하게 된다.
본 발명의 다른 일면에 따르면, 피스톤은 모터 케이싱으로부터 멀리 있는 단부가 다른쪽 단부보다 더 큰 직경을 갖는 테이퍼 형태이다. 폐쇄위치에서 대직경 단부는 입구 개구 가까이에 또는 입구 개구내에 위치하며 다른 단부는 입구 개구를 통해 모터 케이싱 쪽으로 돌출한다. 개방 위치에서 전체 피스톤을 원통형 본체안으로 이동하여 피스톤의 테이퍼 면을 따르는 냉매의 유동을 증가시키게 된다.
본 발명의 또 다른 일면에 따르면, 피스톤은 원통형 본체의 배출 단부로부터 캔틸레버식으로 왕복가능하게 설치된 축상에 설치된다. 압축 스프링은 로드를 둘러싸며, 축에 견고하게 고정된 리테이너 부재에 의해 압축 상태로 유지된다. 피스톤은 리테이너 부재를 축방향으로 인접한 관계로 내부에 수납하기 위해 자체의 대직경 단부에 공동을 형성하고 있다.
본 발명의 또 다른 일면에 따르면, 축은 시스템의 소직경 단부 너머로 연장되도록 입구 개구를 통해 그 너머로 연장된다. 따라서, 정지 및 휴지상태에서 냉각기의 압력이 모터 케이싱의 압력보다 실질적으로 더 크면, 피스톤은 축을 따라 입구 개구 외부의 일지점까지 이동하게 되어 모터 케이싱 안으로 비교적 제한되지 않은 냉매 유동을 허용하게 되고 이로써 시스템내의 압력을 균일하게 만든다. 축의 단부 근처에는 보유링이 고정되어 축상에서의 피스톤의 이동을 제한한다.
본 발명의 또 다른 일면에 따르면, 밸브는 축이 리테이너상에 높인 피스톤에 대하여 직각인 방향을 취하도록 설치 또는 위치되어 있다. 따라서, 정지 및 휴지상태 후에 냉각기의 압력이 모터 케이싱의 압력과 같을 때 피스톤이 최소 유동면적의 일지점으로 후퇴한다.
본 발명의 변경 예에서, 밸브는 수직 또는 수평으로 위치할 수 있으며, 이 구조에서도 모터와 냉각기 사이의 압력차가 영(zero)일 때 최소 유동면적의 일지점으로 이동 할 수 있다. 이러한 구조는 피스톤과 축의 상부 사이에 스프링을 추가로 설치함으로써 가능해진다. 상기 스프링은 그 무부하 길이가 축의 상부와 최소면적 위치에 있는 피스톤 사이의 거리와 같도록 설계되어 있다. 따라서, 정지 및 휴지 상태후에 낮은 강성의 스프링은 피스톤을 최소 유동면적의 위치로 후퇴시키게 된다. 또한, 상기 추가로 설치한 스프링은 밸브가 작은 부압차에서도 개방될 수 있도록 낮은 강성을 갖는다. 정압차는 피스톤을 이 피스톤과 밸브 본체 사이의 스프링에 대하여 이동시키게 된다.
첨부한 도면에는 본 발명의 양호한 실시예를 도시하였으나 본 발명의 기술 사상 및 범위내에서 이 실시예를 다양하게 변경 및 수정할 수도 있다.
제1도에는 한쪽 단부에 전기 모터(12)를 갖고 다른쪽 단부에는 원심 압축기(13)를 가지며 이들 두 부재가 전동장치(14)에 의해 상호 연결되어 있는 원심 압축기 시스템(11)에 적용한 본 발명의 실시예가 참조 부호 10으로 도시되어 있다.
모터(12)는 자체의 내주연 주위에 배치된 고정자 코일(17)을 갖는 외부 케이싱(16)을 포함한다. 회전자(18)는 전동장치(14)로부터 현수되어 이에 의해 지지된 회전자 축(19)을 거쳐 고정자 코일(17)내에 회전식으로 배치된다. 전동장치(14)는 압축기 케이싱과 함께 전동장치 챔버(30)를 부분적으로 형성하도록 복수개의 볼트(24)에 의해 모터 케이싱(16)과 압축기 케이싱(23) 사이에 고정되는 반경방향 연장환형 플랜지(22)를 갖는 전동장치 케이싱(21)를 포함한다.
전동장치 축(28)은 한쌍의 축방향 이격된 베어링(26,27)을 거쳐 전동장치 케이싱(21)내에 회전가능하게 설치되며 양호하게는 모터축(19)의 연장부로서 일체로 형성된다. 축의 일부이거나 수축 끼워맞춤에 의해 축에 부착된 칼라(29)는 추력을 축(28)으로부터 베어링(26)의 트러스트 베어링부로 전달하도록 마련된다. 축(28)의 단부는 전동장치 케이싱(21) 너머로 연장되며, 여기서 구동 기어(31)가 보유판(32) 및 볼트(33)에 의해 부착된다. 구동 기어(31)는 압축기 임펠러(37)을 직접 구동시키기 위해 고속축(36)을 구동시키는 피동기어(34)에 맞물린다. 고속축(36)은 저어널 베어링(39,40)에 의해 지지된다.
전동장치(14)에서의 편류 손실을 줄이고 전동장치 챔버(30)로부터의 오일 손실을 방지하기 위하여, 전동장치 챔버(30)는 통로(55)와 튜브(65) 및 압축기 흡입관(75)을 거쳐 시스템의 최저압부(즉, 압축기 흡입 압력부)로 배기된다.
모터(12)를 냉각시키기 위해서 액체 냉마가 응축기(도시생략)로부터 분무 포트(42)를 거쳐 모터(12)의 일단부(41)안으로 도입된다. 액체 냉매(43)는 모터 챔버(45)에 유입되어 모터(12)를 냉각시키도록 비등하며, 그후에 냉개 가스는 모터냉각 복귀라인(44)을 거쳐 냉각기로 복귀한다. 대개 약 5.624kg/㎠(약 80psi)에서 작동하는 배압 밸브(46)는 모터 챔버(45)와 냉각기 사이에서 소정의 압력차[약 0.352 내지 0.422kg/㎠(약 5 내지 6psi)]를 유지하기 위해 라인(44)내에 포함되어 있다. 압축기 흡입관(75)은 전동장치 배기 튜브(65)가 연결되어 있는 지점에서 냉각기보다 0.070 내지 0.141kg/㎠(1 내지 2psi) 낮은 압력 상태에 있게 된다. 이는 전동장치의 압력을 약 5.483 내지 5.554kg/㎠(약 78 내지 79psi)로 설정하게 된다. 따라서, 정상 작동중에 모터 챔버내의 압력은 약 5.976 내지 6.045kg/㎠(85 내지 86psi)에서 유지되는데, 이는 전동장치 챔버(30)내의 압력보다 약 0.422 내지 0.562kg/㎠(약 6 내지 8psi) 또는 7.6 내지 10.3% 더 높은 압력이다.
또한, 전동장치 케이스(21)의 환형 플랜지(22)에 있는 개구(47)는 모터 챔버(45)에 유체 연통한다. 라인(48)은 표준 커플링 부재(49)를 거쳐 그 일단부에서 개구(47)에 부착되어 있다. 라인(48)의 다른쪽 단부에는 제1도 및 제2도에 양호하게 도시된 것처럼 라인(48)을 플랜지 부재(53)에 형성된 통로(52)에 유체식으로 연결하는 커플링 부재(51)가 있다. 베어링(40)은 축(36)의 반경방향 위치를 유지하는 저어널 베어링 및 축방향 위치를 유지하는 트러스트 베어링으로서 작용한다. 오일 공급 통로(54)는 오일을 베어링 표면으로 반경방향 내측으로 유동시키는 도관으로서 마련되며, 오일 슬링거(50)는 오일을 축(36)으로부터 반경방향 외부로 유출시키도록 마련된다. 환형 공동(56)은 베어링(40)으로부터 유출된 오일을 수용하고 오일이 통로(57)를 통해 배출되어 섬프(58)에 복귀하는 것을 도와주는 작용을 한다.
임펠러(37)에 의해 생성된 기체역학적 추력에 대한 반작용을 제공하기 위해서 평형 피스톤이 저압 공동(59)을 거쳐 임펠러 휠 뒤쪽에 마련된다. 통로(61)는 공동(59)의 압력을 압축기 흡입부(60)에서와 동일한 저압으로 유지하기 위해서 임펠러(37)에 마련된다. [안내 베인(70)의 하류측에서] 압력은 통상 전체 부하상태에서의 약 5.413kg/㎠(약 77psi)로부터 10% 부하 상태에서의 2.812kg/㎠(40psi)까지 변화한다. 전동장치 케이싱의 압력이 특히 부분 부하 작동 상태에서는 공동(59)의 압력보다 높기 때문에[즉, 입구 안내베인(70)의 상류측의 압축기 흡입 압력과 같거나 약 5.483 내지 5.554kg/㎠(약 78 내지 79psi)임]. 합체된 톱니(63)를 갖는 래비린드 시일(62)이 베어링(40)과 임펠러(37) 사이에 마련되어 전동장치로부터 평형피스톤 안으로의 오일 유동에 대해서 그 영역을 밀봉한다.
래비린드 시일(62)은 모터 챔버(45)내의 냉매 증기로 가압되며 이 증기는 라인(48), 통로(52) 및 래비린드 시일(62)의 통로(66)를 통과한다. 따라서, 래비린드 시일(62) 정상 작동중에 전동장치 압력보다 0.422 내지 0.561kg/㎠(6 내지 8psi) 높은 5.976 내지 6.045kg/㎠(85 내지 86psi)인 모터 케이싱 압력으로 가압된다.
압축기가 휴지상태에서 있을 때 일어나는 상황을 고려하면 본 발명의 목적 및 작용에 대해서 더욱 명확하게 이해할 수 있다. 모터(12)가 정지하면 임펠러(37)는 정지하지만 오일 펌프가 예방 조치로서 약 30초 정도 더 작동한다. 이때의 배출 압력이 약 14.06kg/㎠(약 200psi)이고 압축기 흡입 압력이 약 5.413kg/㎠(약 77psi)이기 때문에 냉매가 즉시 반대방향으로 유동하기 시작하며, 이 유동은 시스템내의 압력이 약 8.085 내지 8.436kg/㎠(약 115 내지 120psi)에서 균등해질 때까지 계속된다. 배기 튜브(65)에 의해서 전동장치 챔버(30)는 매우 신속하게 상기 압력 수준까지 상승된다. 그러나, 배압 밸브(46)가 모터 케이싱(16)안으로의 냉매의 비교적 자유로운 유동을 하용하지 않는 한, 이 케이싱 약 5.976kg/㎠(85psi)인 압력 수준에서 시스템으로부터 상대적으로 격리된다. 이러한 현저한 압력차 때문에 오일은 전동장치 챔버(30)로부터 베어링(27,26) 및 칼라(29)의 하류측에 근접한 저속축 래비린드(25)를 통해서 모터 케이싱(16)안으로 강제 유동된다. 또한, 오일은 이러한 방식으로 고속 래비린드 시일(62)로부터 통로(66), 통로(52) 및 라인(48)을 통해서 모터 케이싱 안으로 유동한다. 그 결과, 상당한 공급량의 오일이 시스템으로부터 제거되어 압축기가 재차 가동될 때 라인(44)을 거쳐 냉각기에 도입된다. 따라서, 본 발명은 그 목적중 하나를 위해서 모터 케이싱(16)안으로의 오일의 유동을 방지한다.
제3도 및 제4도에서 본 발명의 배압 밸브(46)는 경납땜 등에 의해 고정된 한쌍의 플랜지(76,77)에 의해서 모터냉각 복귀라인(44)내의 설치위치에 위치하여 있다. 상기 밸브는 이후에 설명하는 것처럼 중력이 그 피스톤 부재상에 작용할 수 있도록 그 축이 수직한 방향을 취한다. 이 밸브(46)는 밸브 본체(78), 축(79), 테이퍼 플러그 또는 피스톤(81), 압축 스프링(제1압축 스프링, 82) 및 리테이너(83)를 포함한다. 상기 밸브에는 이후에 상세하게 설명하는 방식으로 축(79)에 부착된 3개의 보유 링(84,86,87)이 있다.
밸브 본체(78)는 원통형이며, 입구 개구(91)를 갖춘 입구 단부(88)와 복수개의 배출 개구(92)를 갖춘 배출 단부(89)를 갖는다. 정상 작동중에 냉매는 입구 개구(91)안으로 유동하여 밸브 본체(78)를 통해서 배출개구(92) 밖으로 배출된다.
축(79)은 원통형 슬리브(93)내에 고정되고 배출 단부(89)로부터 밸브 봉체(78)안으로 축방향 연장되며, 슬리브(93)내에서는 자유롭게 왕복 운동하지만 보유 링(87)에 의해서 일방향으로 제한되며, 이 보유 링은 축(79)의 홈 안으로 스냅 체결되고 배출 단부(89)에 맞물린다.
압축 스프링(82)은 슬리브(93)위에 배열되며, 축(79)상에 활주식으로 배치되지만 축(79)의 홈 안에 끼워지는 보유 링(86)에 의해 축의 일단부에 고정된 리테이너(83)에 의해 압축된 상태로 유지된다. 도시된 것처럼, 리테이너(83)는 원통형이며, 테이퍼 플러그(81)의 일단부에 있는 원통형 공동(94)안에 끼워진다.
테이퍼 플러그(81)는 배출 단부(89)에 근접한 일단부(96)에서 대직경을, 다른쪽 단부(97)에서 소직경을 갖는다. 플러그의 일단부(96)의 외경은 축(79)상에 활주식으로 설치된 플러그(81)가 입구 개구(91)의 외부로 자유롭게 이동하여 보유 링(84)에 대해서 놓여서 후술하는 것처럼 휴지 상태 동안 반대방향으로 냉매 유동이 일어나게 해주도록 입구 개구의 직경보다 약간 작다. 마찬가지로, 비교적 작은 압력차에서의 정상 작동중에 플러그의 단부(97)와 압구 개구(91)의 측면 사이의 간극은 적은 양의 냉매가 입구 개구(91)를 통해 배출 개구(92)밖으로 유동하는 것을 허용한다. 그러나, 압력차가 증가하면 플러그의 단부(97)가 보유 링(86)에 맞물려서 전체 축(79)을 압축 스프링(82)의 편향에 대해서 이동시켜서 플러그의 단부(97)와 입구 개구(91)를 둘러싸는 모서리 사이의 공간을 증가시키게 된다.
제5도는 배압 밸브가 작동 상태에 있는 것을 도시하며, 이 상태에서 모터 케이싱내의 압력은 테이퍼 플러그(81)가 스프링(82)의 편향을 극복하여 도시된 것처럼 보유 링(87)이 배출단부(89)로부터 멀리 이동되는 지점으로 축(79)을 이동시키도록 보유 링(86)에 대해서 이동하게 되는 지점으로 증가된다. 이 위치에서, 테이퍼 플러그(81)와 입구 개구(91)를 둘러싸는 구조물 사이의 간극이 증가되어서, 냉매의 증가된 유동을 허용한다. 이렇게 증가된 유동은 압력차를 0.352 내지 0.422kg/㎠(5 내지 6psi)인 소정 수준까지 감소시키게 된다. 이러한 방법으로 밸브(46)는 정상 작동중에 상기 압력차를 유지하도록 작용한다.
상술한 것처럼 유닛이 휴지 상태에 있고 냉매의 유동이 시스템내에서 역류하면, 냉각기내의 압력이 약 8.085kg/㎠(약 115psi)로 상승되는 반면에 모터 케이싱(16)의 압력은 약 5.976kg/㎠(약 85psi)에서 유지된다. 이러한 현저한 압력차 때문에 테이퍼 플러그(81)는 제6도에 도시된 위치로 신속하게 이동하게 되며, 이로써 입구 개구(51)를 통해서 모터 케이싱(16)안으로의 냉매의 비교적 제한되지 않은 유동을 허용하게 된다. 따라서, 모터 케이싱(16)내의 압력은 전동장치 챔버(30)내에 존재하는 것과 동일한 압력인 약 8.085kg/㎠(115psi)정도로 상승된다. 따라서, 오일이 모터 케이싱(16)안으로 강제 유입되는데에 다른 문제점을 피할 수 있다.
상기에 설명한 것처럼 밸브(46)는 상부에 보유 링을 갖고 그 축이 수직방향을 취하도록 설치되어 있다. 따라서, 휴지 상태가 일어난 후에 제6도에 도시된 것처럼 플러그(81)의 상향 이동 및 모터 하우징으로의 냉매 유동에 의해 압력이 평형을 이루면 중력이 편향력으로서 작용하여 플러그(81)를 다음번 작동을 준비하기 위한 최소유동 위치로 후퇴 이동시키게 된다.
제7도 및 제8도에 도시된 밸브의 변경 예는 밸브가 휴지시에 압력 평형 후에 편향력을 제공하도록 더 이상 중력에 의존하지 않기 때문에 밸브를 수직 및 수평 배치중 임의의 방향으로 설치할 수 있다. 이 기능을 제공하기 위해 플러그(81)와 보유 링(84) 사이에 스프링(제2압축 스프링, 98)이 부가된다. 상기 스프링(98)은 테이퍼 플러그(81)를 보유 링(84)쪽으로 이동시키는데 실질적인 부압차를 필요로 하지 않도록 낮은 강성을 갖는다. 또한, 스프링의 무부하 길이는 보유 링(84)과 보유 링(86)사이의 길이와 갖도록 선정되어 있다. 이는 모터와 냉각기 사이에 압력차가 없을 때 테이퍼 플러그(81)가 최소면적 위치 너머로 말려나지 않게 보장해준다.
이 밸브의 작동은 플러그(81)가 제8도에 도시된 것처럼 스프링(98)에 의해 보유 링(84)에 대한 이동으로부터 편향되는 것을 제외하고는 상기에 설명한 제5도 및 제6도의 밸브에서와 동일하다. 그러나, 휴지시에 역류 상태가 존재하면 입구 개구(91)가 모터 케이싱(16)안으로의 냉매의 비제한적인 유동을 허용하기에는 여전히 불충분해지게 된다. 그러면, 상기 스프링은 플러그(81)를 압력 평형 후에 최소유동 위치로 후퇴 이동시키는 작용을 하게 된다.
제9도 및 제10도는 시간당 12,000mm의 속도에서 냉각기와 전동장치 및 모터의 압력을 각각 시간에 대한 함수로써 나타낸 그래프이다. 제9도의 그래프에 도시한 시험에서 상기 시스템은 보유 링(84)이 역전 방향으로의 어떠한 냉매 유동도 제한하기 위해 플러그의 다른쪽 단부(97)에 인접한 관계에 있도록 짧은 축(79)을 갖춘 배압 밸브를 갖는다. 제9도에 양호하게 도시된 것처럼, 냉각기내의 압력(곡선 A)은 약 8.085kg/㎠(약 115psi) 정도까지 신속하게 상승되고 전동장치내의 압력(곡선 B)은 상기 압력에 매우 근접하게 따르게 되며 모터 케이싱내의 압력(곡선 C)은 실질적인 압력차가 존재하도록 더 많은 증가율로 상승된다. 이 압력차는 상기에 설명한 것처럼 오일 손실을 일으키게 된다.
배압 밸브(46)가 상기에 술명한 구성 즉, 제6도 및 제8도에 도시된 것처럼 냉매의 역류를 허용하도록 입구 개구(91)의 외부로 자유롭게 이동할 수 있는 테이퍼 플러그를 갖는 구성을 취하기 때문에, 제10도의 시험 데이타에 도시된 것과 같은 최종 압력이 생성된다. 여기서, 모터 케이싱내의 압력 증가는 냉각기와 전동장치 양자의 압력 증가에 매우 근접하게 된다. 그 결과, 모터 케이싱과 전동장치 사이의 압력차가 최소로 되어 시스템으로부터의 오일 손실도 최소로 된다.
일단 모터내의 압력이 냉각기의 압력과 동일해지면 밸브의 구조에 따라 중력 또는 스프링력이 피스톤을 최소면적 위치로 이동시키게 된다. 상기 피스톤이 최소 면적 위치로 복귀하지 않고 후속적으로 기계가 작동되면 냉각기와 모터의 압력이 같아져서 전동장치로부터 모터 하우징 안으로의 오일 손실을 일으키게 된다.
본 발명을 양호한 실시예 및 변경 실시예에 대해서 설명하고 도시하였으나 이 기술분야에 숙련된 자는 본 발명의 기술 사상 및 범위내에서 본 발명을 다양하게 변경 및 수정하는 것도 가능하다.

Claims (14)

  1. 냉매가 모터 케이싱을 통해서 밸브를 거쳐 냉각기 외부로 통과함으로써 냉각되는 전지 모터에 의해 구동되는 형태의 원심 압축기용 배합 밸브에 있어서, 모터 케이싱으로부터 유동하는 냉매를 수용하여 이 냉매가 밸브 본체를 통해서 배출 단부 외부로 냉각기로 통과할 수 있게 일단부에 입구 개구가 형성되어 있는 밸브 본체와, 냉매 유동 방향과 나란하게 상기 본체에 설치된 축과, 입구 개구 근처의 최소유동 위치와 배출 단부 근처의 최대유동 위치 사이에 위치할 수 있도록 상기 축상에 설치된 피스톤과, 상기 피스톤을 최소유동 위치쪽으로 편향시키는 제1편향 수단을 포함하는 것을 특징으로 하는 배압 밸브.
  2. 제1항에 있어서, 피스톤이 밸브 본체의 배출 단부 쪽으로 가면서 증가되는 직경을 갖는 테이퍼진 외경을 갖는 것을 특징으로 하는 배압 밸브.
  3. 제1항에 있어서, 축이 밸브 본체의 배출 단부에 설치된 것을 특징으로 하는 배압 밸브.
  4. 제1항에 있어서, 제1편향 수단이 축상에 설치된 스프링인 것을 특징으로 하는 배압 밸브.
  5. 제1항에 있어서, 피스톤을 배출 단부 쪽으로 편향시키는 제2편향 수단을 포함하며, 냉매의 역류 상태하에서 피스톤이 밸브 본체의 완전 외부 위치로 이동할 수 있어서 모터 케이싱 안으로의 냉매의 비제한적인 유동을 허용하도록 제2편향 수단이 피스톤을 최소유동 위치로 이동시킨 후에 모터 케이싱 및 냉각기내의 냉매 압력이 평형을 이룰 때까지 축이 입구 개구를 통해서 연장 및 돌출되는 것을 특징으로 하는 배압밸브.
  6. 제5항에 있어서, 피스톤을 입구 개구 외부 위치로 편향시키는 제1편향 수단의 작동을 제한하기 위해 입구 개구 근처에서 축에 부착된 리테이너 부재를 포함하는 것을 특징으로 하는 배압 밸브.
  7. 제6항에 있어서, 피스톤이 상기 배출 단부에 가장 근접한 측면상에 형성된 공동을 가지며, 피스톤이 리테이너 부재에 맞물렸을 때 리테이너 부재가 상기 공동 안에 끼워지는 것을 특징으로 하는 배압 밸브.
  8. 제6항에 있어서, 리테이너 부재가 제1편향 수단의 반대쪽에 있는 리테이너 부재의 측면에 맞물리는 보유 링에 의해 축에 고정된 것을 특징으로 하는 배압 밸브.
  9. 제5항에 있어서, 냉매의 역류 상태하에서 피스톤의 이동을 제한하도록 축의 연장 단부 가까이에 부착된 보유 링을 포함하는 것을 특징으로 하는 배압 밸브.
  10. 제1항에 있어서, 축의 일단부 가까이에 고정되고 밸브 본체의 배출 단부의 외부 표면에 맞물리는 보유 링을 포함하는 것을 특징으로 하는 배압 밸브.
  11. 냉매가 모터 케이싱을 통해서 복귀라인 밖으로 통과함으로써 냉각되는 전기 모터를 갖는 형태의 원심압축기를 작동시키는 방법에 있어서, 원심 압축기의 정상 작동중에 밸브에 걸쳐 소정의 압력 강하를 유지하는 방법으로 모터 케이싱으로부터 복귀라인으로의 냉매 유동이 자동적으로 조정되도록 복귀라인에 압력 감용 밸브를 마련하는 단계와, 압축기가 휴지 상태에 있을 때 복귀라인으로부터 밸브를 통해서 모터 케이싱안으로 냉매 가스를 비제한적으로 유동시키는 단계를 포함하는 것을 특징으로 하는 작동 방법.
  12. 제11항에 있어서, 상기 비제한적인 유동은 냉매가 모터 케이싱 안으로 유동할 대 피스톤을 밸브의 본체 외부로 이동하게 허용함으로써 제공되는 것을 특징으로 하는 작동 방법.
  13. 제5항에 있어서, 제2편향 수단이 중력을 이용하는 것을 특징으로 하는 작동 방법.
  14. 제5항에 있어서, 제2편향 수단이 제1압축 스프링으로 부터 상기 플러그의 반대쪽 측면상에 배치된 제2압축 스프링을 포함하는 것을 특징으로 하는 작동 방법.
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Families Citing this family (31)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US7546277B1 (en) 1997-10-09 2009-06-09 Walker Digital, Llc Method and apparatus for dynamically managing vending machine inventory prices
US7233912B2 (en) 1997-08-26 2007-06-19 Walker Digital, Llc Method and apparatus for vending a combination of products
US6397193B1 (en) 1997-08-26 2002-05-28 Walker Digital, Llc Method and apparatus for automatically vending a combination of products
US6759383B2 (en) 1999-12-22 2004-07-06 The Procter & Gamble Company Fabric softening compound
US6230150B1 (en) 1997-10-09 2001-05-08 Walker Digital, Llc Vending machine evaluation network
US7894936B2 (en) 1997-10-09 2011-02-22 Walker Digital, Llc Products and processes for managing the prices of vending machine inventory
US7236942B1 (en) 1997-12-19 2007-06-26 Walker Digital, Llc Pre-sale data broadcast system and method
US7899710B1 (en) 1998-05-27 2011-03-01 Walker Digital, Llc Determination and presentation of package pricing offers in response to customer interest in a product
US7826923B2 (en) 1998-12-22 2010-11-02 Walker Digital, Llc Products and processes for vending a plurality of products
WO2001003087A1 (en) 1999-06-30 2001-01-11 Walker Digital, Llc Vending machine system and method for encouraging the purchase of profitable items
US8473341B1 (en) 2000-05-16 2013-06-25 Walker Digital, Llc System to provide price adjustments based on indicated product interest
US7218991B2 (en) 2000-08-22 2007-05-15 Walker Digital, Llc System for vending physical and information items
US7340419B2 (en) 2001-03-15 2008-03-04 Walker Digital, Llc Method and apparatus for product display
US6632077B2 (en) * 2002-01-11 2003-10-14 Carrier Corporation Hybrid bearing arrangement for centrifugal compressor
US20030204444A1 (en) * 2002-03-29 2003-10-30 Van Luchene Andrew S. Method and apparatus for managing and providing offers
US20040177004A1 (en) * 2002-03-29 2004-09-09 Mueller Raymond J. Digital advertisement board in communication with point-of-sale terminals
US7841514B2 (en) * 2002-03-29 2010-11-30 Walker Digital, Llc Digital advertisement board in communication with point-of-sale terminals
US20050027622A1 (en) 2003-07-30 2005-02-03 Walker Jay S. Products and processes for vending a plurality of products via defined groups
US20060096411A1 (en) * 2004-11-05 2006-05-11 Ford Global Technologies, Llc Automotive vehicle transmission vent assembly
US20070271956A1 (en) * 2006-05-23 2007-11-29 Johnson Controls Technology Company System and method for reducing windage losses in compressor motors
EP2543887B1 (en) * 2007-04-03 2019-10-23 Ingersoll-Rand Company Integral scroll and gearbox for a compressor with speed change option
ES2392189T3 (es) * 2007-11-30 2012-12-05 Siemens Aktiengesellschaft Procedimiento para el funcionamiento de un dispositivo compresor y dispositivo compresor correspondiente
US20100158712A1 (en) * 2008-12-23 2010-06-24 New York Air Brake Corporation Compressor with dual outboard support bearings
US9726196B2 (en) 2010-10-27 2017-08-08 Dresser-Rand Company System and cooling for rapid pressurization of a motor-bearing cooling loop for a hermetically sealed motor/compressor system
WO2016066765A1 (en) * 2014-10-30 2016-05-06 Böme S.R.L. Flowrate control device for a fluid
US9638203B2 (en) * 2015-09-15 2017-05-02 Borgwarner Inc. Bearing housing
DE102016203407A1 (de) * 2016-03-02 2017-09-07 Efficient Energy Gmbh Wärmepumpe mit konvektiver Wellenkühlung
CN107477198B (zh) * 2017-10-12 2023-02-28 开平市积雨卫浴实业有限公司 一种两级控水的妇洗器
FR3088684B1 (fr) * 2018-11-21 2023-07-28 Thermodyn Piston d’equilibrage et d’etancheite, circuit de refroidissement et procede associes
US20210270275A1 (en) * 2019-05-10 2021-09-02 Carrier Corporation Compressor with thrust control
CN117108539B (zh) * 2023-10-18 2024-01-02 江苏江杭石化工程有限公司 一种自主保护型mvr蒸发平衡系统

Family Cites Families (21)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
BE635735A (ko) *
US1798536A (en) * 1931-03-31 Valve
GB337941A (en) * 1929-10-18 1930-11-13 Leonor Bayard Improvements in or relating to automatic valves for refrigerating machines
US2247449A (en) * 1937-05-29 1941-07-01 Chrysler Corp Compressor control
US2212833A (en) * 1938-11-28 1940-08-27 Tuthill Pump Co Outlet control valve for fuel pumps
DE947655C (de) * 1952-06-15 1956-08-23 Schmidt Paul Ventil fuer einen Brennraum mit periodisch wiederholten angenaeherten Gleichraumverbrennungen, insbesondere fuer Strahltriebwerke
DE1099814B (de) * 1954-09-27 1961-02-16 Paul Andre Guinard Abfuell- oder Tauchrohr
FR1204375A (fr) * 1958-10-08 1960-01-26 Cie De Pont Amousson Régulateur de débit et de pression
US3146605A (en) * 1961-06-02 1964-09-01 Carrier Corp Apparatus for cooling a refrigeration system motor
US3204664A (en) * 1962-03-16 1965-09-07 Gorchev Dimiter Fluid flow regulating valve
US3163999A (en) * 1962-08-01 1965-01-05 Westinghouse Electric Corp Centrifugal compressor lubricating and motor cooling systems
US3158009A (en) * 1963-01-23 1964-11-24 Worthington Corp Refrigeration apparatus including compressor motor cooling means
US3416327A (en) * 1967-02-02 1968-12-17 Carrier Corp Refrigeration machine
US3877489A (en) * 1973-09-04 1975-04-15 Rucker Co Speed limiting valve
US4124995A (en) * 1976-11-17 1978-11-14 Carrier Corporation Expansion device
JPS5715155A (en) * 1980-07-01 1982-01-26 Tohoku Mikuni Kogyo Kk Valve configuration of proportional control valve for gas
JPS5790470A (en) * 1980-11-26 1982-06-05 Sotokazu Rikuta Constant flow valve
JPS6266066A (ja) * 1985-09-13 1987-03-25 三菱電機株式会社 タ−ボ冷凍機
US4770212A (en) * 1985-12-13 1988-09-13 Halliburton Company Pressure compensated flow rate controllers
DE3609438A1 (de) * 1986-03-20 1987-09-24 Vdo Schindling Stellglied zur steuerung der durchflussmenge eines mediums
US4997340A (en) * 1989-09-25 1991-03-05 Carrier Corporation Balance piston and seal arrangement

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Publication number Publication date
BR9205198A (pt) 1993-07-06
KR930016671A (ko) 1993-08-26
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US5267452A (en) 1993-12-07
EP0550381B1 (en) 1996-02-28
DE69208635D1 (de) 1996-04-04
EP0550381A1 (en) 1993-07-07
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AU3046892A (en) 1993-07-29
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DE69208635T2 (de) 1996-07-11
MY108321A (en) 1996-09-30
TW233337B (ko) 1994-11-01
CN1075195A (zh) 1993-08-11

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