CN105247216B - 螺杆式压缩机和冷冻循环装置 - Google Patents

Abstract

设置通过滑阀(12)的移动而能够改变开口面积和排出开始的时机的可变口(16)和即使滑阀(12)移动、开口面积也不发生变化的固定口(17)，当滑阀(12)位于最靠吸入侧时的排出口开口部的吸入侧端面形状以将可变口(16)侧的倾斜面(12d)、作为固定口(17)与可变口(16)的交界的滑动面(16l)和固定口(17)侧的倾斜面(17a)相互具有角度地连接而成的大致Z形形成。

Description

螺杆式压缩机和冷冻循环装置

技术领域

本发明涉及在用于冷冻和空调等的冷冻循环内使用的螺杆式压缩机和冷冻循环装置。

背景技术

作为这种螺杆式压缩机，存在如下的压缩机：在一端成为流体的吸入侧、另一端成为排出侧的螺杆转子的外周设置了沿螺杆转子的旋转轴方向滑动移动的柱状的滑阀(例如参考专利文献1、专利文献2、专利文献3、专利文献4)。滑阀用于改变在压缩室被压缩的高压气体的排出开始(压缩完成)位置，使排出面积变化来改变排出容积相对于吸入容积的比例。

在专利文献1中，相对于与运转负荷对应的压缩比(排出压力/吸入压力)，控制滑阀的滑动停止位置，以达到可得到高压缩机效率的容积比。即，根据运转状态是全负荷运转还是部分负荷运转，使滑阀的位置进行变化。具体来说，滑阀以如下的方式进行位置变化：在部分负荷运转时位于吸入侧来增大排出口的开度，在全负荷运转时位于排出侧来减小排出口的开度。

专利文献1的螺杆式压缩机的排出口由设置于收容螺杆转子的壳体上的开口部的内壁面和滑阀的排出侧端面形成，具有可变口和固定口。可变口是通过滑阀的移动使由滑阀形成的阻塞部分开放或者通过滑阀的反方向的移动使打开部分关闭、从而面积发生变化的口。固定口是被设置在可变口与在壳体上供星轮齿插入的开口部(以下称为星轮用开口部)之间、无论滑阀在什么位置都始终处于打开状态的口。

在专利文献1记载的以往的螺杆式压缩机中，除了固定口和可变口之外，为了扩大部分负荷运转时的排出面积，还设置了多个副口。多个副口形成为平行四边形形状，在可变口与星轮用开口部之间并排设置在固定口的吸入侧。

在此，固定口形成为能够与全负荷运转时的滑阀的位置匹配地确保排出面积。另外，副口与固定口分开形成，以便在滑阀滑动到吸入侧的部分负荷运转中与压缩室和可变口连通，在滑阀滑动到排出侧的全负荷运转中通过滑阀关闭。

在专利文献1中，通过如上所述设置固定口和副口，能够防止压力不同的压缩室彼此连通，并且在部分负荷的运转状态下确保足够大的排出面积。

另外，在专利文献2记载的以往的螺杆式压缩机中，也公开了为了确保部分负荷中的排出面积而在可变口和固定口之外还设置副口这一点。该专利文献2的副口被设置在比滑阀靠螺杆转子的反向旋转侧，在相对于全负荷进行50％到75％的部分负荷运转时使压缩室与螺杆转子的排出侧空间连通。

另外，在专利文献3中公开了如下的螺杆式压缩机：使滑阀的排出侧端面的倾斜与部分负荷运转的排出开始时刻的螺杆槽的倾斜一致，使部分负荷运转的效率优先于全负荷运转的效率。

另外，在专利文献1～3中，滑阀经由杆状的连结部与引导部连结，引导部由驱动机构驱动而能够进行滑动移动。因为该连结部被设置成横跨在排出口上，所以会阻塞排出流体的流路。因此成为了使流路面积缩小、使排出压力损失增大的主要原因。

另外，在专利文献4中公开了为了尽量避免挡住排出流路而将连结部偏向可变口的反向旋转侧配置的技术。

以往技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2011-132834号公报(第11页，图6)

专利文献2：日本特开2011-32957号公报([0033]，图2)

专利文献3：日本专利第4735757号公报(第12页，图6)

专利文献4：日本专利第3214100号公报([0020]，图3)

发明内容

发明要解决的课题

作为安装了螺杆式压缩机的冷冻机的节能指标，以往主流是采用额定条件(全负荷条件：100％负荷)下的性能系数(制冷量/功耗)。但是，最近，接近实际运转条件的指标、例如在美国制定的综合部分负荷性能系数IPLV(Integrated Part Load Value)受到关注。

常用的冷冻机在一年当中以额定条件进行运转的时间非常短，一年的运转时间中的90％以上都是以部分负荷进行运转。而且，部分负荷中，尤其是在全负荷中的75～50％的负荷下的运转占一多半。在全负荷运转和部分负荷运转中，制冷剂循环流量和运转压缩比不同，性能系数也发生变化。考虑到这样的实际运转的情况，综合部分负荷性能系数受到关注。即，综合部分负荷性能系数已成为强调了部分负荷条件下的性能系数的指标。

由于上述背景，专利文献1和专利文献2记载的螺杆式压缩机为出于提高部分负荷条件的效率的目的而增加部分负荷条件下的排出面积，采用了上述结构。即，除了以往的可变口之外，还设置了仅在部分负荷运转中与排出侧空间连通的副口。

但是，由于副口被设置成在全负荷运转中与压缩中途的压缩室连通，因此成为被白白从吸入压力压缩到排出压力的容积部(死区容积)，成为造成损失的主要原因。

另外，专利文献3记载的螺杆式压缩机由于滑阀的排出侧端面沿着部分负荷的排出开始时刻的螺杆槽的倾斜形成，因此在部分负荷条件下能够充分确保排出开始时刻的排出面积，在提高运转效率上是有效的。但是，在全负荷条件下，滑阀的排出侧端面不再沿着全负荷条件下的排出开始时刻的螺杆槽的倾斜。因此，由于该倾斜的差异，在部分负荷运转时螺杆槽的倾斜一致的情况下的排出开始时的排出面积小于在全负荷运转时螺杆槽的倾斜一致时的排出面积，存在排出压力损失增大而使效率降低的问题。

另外，专利文献4的螺杆式压缩机尽管为了尽量避免挡住排出流路而对连结部的位置进行了改良，但在全负荷运转时和部分负荷运转时，连结部仍都在可变口上。因此，排出流路被连结部挡住、排出压力损失增大的问题依然存在，仍要求对因连结部造成的运转效率降低进行改善。

另外，专利文献1至专利文献4的螺杆式压缩机为了在用一对滑阀进行机械式容量控制的情况下能够确保可变口面积，例如使滑阀的中心距离星轮的开口面30°左右。此外，机械式容量控制是指使滑阀向排出侧移动来打开旁通口(使位于吸入侧的螺杆槽与低压空间连通的开口)，从而推迟压缩开始的时机地进行容量控制的控制。在设置于该角度位置的滑阀的外周面的外侧，存在隔开吸入压力和排出压力的隔壁。设定了滑阀与隔壁的位置关系，以便在使滑阀按照在低压缩比运转中的排出开始点地移动到吸入侧时，滑阀的排出侧端面位于比隔壁靠吸入侧的位置。因此存在从压缩室向吸入压力侧发生流体泄漏的问题。

为了解决专利文献1、2、4的课题，可以考虑例如采用满足以下内容的结构的方法。即，首先，可以使滑阀的螺杆转子周向的长度增加到覆盖部分负荷的排出开始时刻的螺杆槽的程度，来使排出面积足够大。然后，为了避免连结部挡住排出流路，可以在增加了螺杆转子周向的长度的滑阀上以比专利文献4的位置更偏向非旋转方向侧的方式设置连结部，连结部设置得完全远离排出口。但是，即使满足了这两项，也仍存在与专利文献3相同的课题。

另外，为了解决专利文献1、2、4的课题而如上所述地增加了滑阀的螺杆转子周向的长度的情况下，会产生如下的新问题，即，滑阀的外周面与设置在该外周面的外侧的隔壁之间的密封部分的密封线长度增加，泄漏损失增大。并且，还会产生设置于滑阀的外周面的外侧的星轮支承零件与滑阀干扰的问题。

这样，在专利文献1～4的技术中，尽管公开了用于在从高压缩比到低压缩比的大的运转范围中抑制排出损失增大的各种技术，但还有进一步改善的余地。

本发明是为了解决上述问题中的至少一个而作出的，目的是得到能够在大的运转范围中抑制排出损失增大的螺杆式压缩机和冷冻循环装置。

用于解决课题的手段

本发明的螺杆式压缩机具备：螺杆转子，在外周面形成有多条螺杆槽，一端成为流体的吸入侧，另一端成为排出侧；星轮，在外周部形成了与螺杆槽啮合的多个齿；壳体，其具有收容螺杆转子的收容部和排出口；滑槽，其形成在壳体的内壁面，在螺杆转子的旋转轴方向上延伸；滑阀，其以在旋转轴方向上滑动移动自如的方式收容在滑槽内，在旋转轴方向上滑动来使排出开始时机变化；以及星轮用开口部，其设置在壳体上，在收容部开口，星轮的多个齿经由星轮用开口部被插入到收容部而与螺杆槽啮合，通过使螺杆转子旋转，向由收容部的内壁面、螺杆槽和星轮包围的空间即压缩室吸入流体并压缩，将压缩了的流体从排出口排出，其中，排出口具有可变口和固定口，该可变口通过滑阀的移动而能够改变开口面积和排出开始的时机，该固定口被设置在可变口与星轮之间，即使滑阀移动，开口面积也不发生变化，滑阀被配置在最靠吸入侧时的排出口的吸入侧端面形状形成为具有将可变口侧的倾斜面、位于固定口与可变口的交界并在旋转轴方向上延伸的滑动面以及固定口侧的倾斜面相互具有角度地连接的Z形状，固定口侧的倾斜面形成得比可变口侧的倾斜面靠排出侧。

发明的效果

根据本发明，可以得到能够在大的运转范围中抑制排出损失增大的螺杆式压缩机。

附图说明

图1是本发明的实施方式1的螺杆式压缩机100的概略剖视图(平面剖视图)。

图2是图1的A-A剖视图。

图3是表示本发明的实施方式1的螺杆式压缩机100的排出口15附近(收容部)的立体图。

图4是本发明的实施方式1的螺杆式压缩机100的排出口15附近的说明图。

图5是表示本发明的实施方式1的螺杆式压缩机100的压缩原理的说明图。

图6是用于说明本发明的实施方式1的螺杆式压缩机100的滑阀12被配置在排出侧的状态下、螺杆旋转角与排出面积的关系的说明图。

图7是表示在图6的状态下、螺杆旋转角与排出面积变化的关系的图表。

图8是用于说明本发明的实施方式1的螺杆式压缩机100的滑阀12被配置在吸入侧的状态下、螺杆旋转角与排出面积的关系的说明图。

图9是表示在图8的状态下、螺杆旋转角与排出面积变化的关系的图表。

图10是作为比较对象的以往的排出口150附近的说明图。

图11是用于说明在高压缩比运转中图10的以往的滑阀120被配置在排出侧的状态下、螺杆旋转角与排出面积的关系的说明图。

图12是表示滑阀被配置在排出侧的状态下、以往与本实施方式的排出面积的比较结果的图。

图13是用于说明在低压缩比运转中图10的以往的滑阀120被配置在吸入侧的状态下、螺杆旋转角与排出面积的关系的说明图。

图13A是用于说明因以往与本实施方式1的滑阀配置的不同而导致在低压缩比运转中的可变口面积的不同的说明图。

图14是表示滑阀被配置在吸入侧的状态下、以往与本实施方式的排出面积的比较结果的图。

图14A是表示将滑阀12的中心配置在距星轮开口面90°时的排出面积变化的关系的图。

图14B是表示将滑阀12的中心设置在距星轮开口面1aa90°的情况与以往情况的排出面积的比较结果的图。

图15是在低压缩比运转中滑阀12、120被配置在吸入侧的状态的横剖视图。

图16是表示固定口17的吸入侧壁面的其他示例的图。

图17是本发明的实施方式2的冷冻循环装置300的制冷剂回路图。

图18是安装在本发明的实施方式2的冷冻循环装置300中的螺杆式压缩机200的主要部分端面图。

图19是表示安装在本发明的实施方式2的冷冻循环装置300中的螺杆式压缩机200的排出口15附近(收容部)的立体图。

图20是安装在本发明的实施方式2的冷冻循环装置300中的螺杆式压缩机200的排出口15附近的说明图。

图21是本发明的实施方式2的节能器口附近的说明图。

图22是本发明的实施方式2的冷冻循环装置300的节能器运转时的冷冻循环说明图。

图23是本发明的实施方式2的冷冻循环装置300的全负荷运转时的压力-比焓图。

图24是本发明的实施方式2的冷冻循环装置300的部分负荷运转中的高低压差小时的压力-比焓图。

图25是用于说明本发明的实施方式2的螺杆式压缩机200中的螺杆旋转角与节能器口12p的关系的说明图。

图26是用于说明本发明的实施方式2的螺杆式压缩机200中的螺杆旋转角与节能器口12p的关系的说明图。

图26A是本发明的实施方式2的螺杆式压缩机200中的节能器口12p与节能器流路50的位置关系的变形例的说明图。

图27是节能器口12p的直径的变形例的说明图，图27(a)是收容部1A内壁面和螺杆转子4外周面的展开图，图27(b)表示图27(a)的d-d截面。

具体实施方式

实施方式1

以下对本发明的实施方式1的螺杆式压缩机100进行说明。

图1是本发明的实施方式1的螺杆式压缩机100的概略剖视图(平面剖视图)。另外，图2是图1的A-A剖视图。此外，在图1、图2以及之后所示的图中，标注了相同附图标记的构件是相同或与其相当的构件，这在说明书全文中是一样的。并且，出现在说明书全文中的构成要素的方式仅仅是示例，并不限于这些记载。

螺杆式压缩机100具有壳体1、螺杆转子4、星轮7、驱动螺杆转子4旋转的电动机8和滑阀12等。壳体1用于收容螺杆转子4、星轮7、电动机8和滑阀12等。在壳体1上形成有向收容部1A开口的排出口15(参考后述的图3)。此外，关于排出口15将在后面具体说明。

在壳体1的内部形成有大致圆柱形的空间即收容部1A，在收容部1A的内部收容了大致圆柱形的螺杆转子4。螺杆转子4的一端成为流体的吸入侧，另一端成为排出侧。在该螺杆转子4的外周面，呈螺旋状地形成有多条螺杆槽10。另外，在螺杆转子4的中心以一体旋转的方式设置有成为驱动轴的旋转轴9。旋转轴9通过设置在壳体1上的高压侧轴承2和低压侧轴承3被旋转自如地支承。另外，在旋转轴9的低压侧轴承3侧的端部连接了例如由变换器(省略图示)控制频率的电动机8。

在壳体1上，以收容部1A(即螺杆转子4)为中心相向地形成有一对星轮支承室6。在各星轮支承室6收容大致圆盘形的星轮7。星轮7被设置在收容于星轮支承室6的星轮支架5上。

星轮支架5被设置成其中心轴(旋转轴)5b与螺杆转子4的旋转轴9大致垂直，通过在中心轴5b方向上分离地相向配置的轴承5a，被旋转自如地支承。

在图2中，被收容于形成在收容部1A左侧的星轮支承室6的星轮7和星轮支架5与被收容于形成在收容部1A右侧的星轮支承室6的星轮7和星轮支架5以螺杆转子4的旋转轴9为中心旋转了180°地配置。

星轮7与收容部1A和螺杆转子4一起形成压缩室11，在其外周部形成有与螺杆槽10啮合的多个星轮齿7a。更具体地说，在壳体1上，星轮用开口部1a以在旋转轴9(参考图1)方向上延伸的方式形成。另外，星轮用开口部1a沿着背面的螺杆槽10的倾斜延长地形成，并与形成背面的压缩室的收容部1A的吸入壁1c相连地形成。

而且，星轮7的外周部被插入到设置于壳体1上的星轮用开口部1a。即，星轮7的星轮齿7a经由星轮用开口部1a被插入到收容部1A内，与螺杆槽10啮合。由此，形成由星轮7、收容部1A的内壁面和螺杆转子4包围的空间(换句话说，由星轮7的星轮齿7a和收容部1A隔开的螺杆槽10)，该空间成为压缩室11。

另外，在壳体1的内壁面形成了两个在螺杆转子4的旋转轴9方向上延伸的滑槽14，在该滑槽14内以滑动移动自如的方式收容了滑阀12。具体来说，两个滑槽14形成为大致圆柱形，内周面的一部分与收容部1A连通。而且，这两个滑槽14成为以螺杆转子4的旋转轴9为中心旋转了180°的配置。

设置于滑槽14的滑阀12与滑槽14一样，形成为大致圆柱形。而且，滑阀12形成为切掉了圆柱的一部分的形状，以使与收容部1A相向的相向面1e形成为沿着收容部1A的外周壁的形状。滑阀12经由连结部12c连结到线性促动器(未图示)，通过使线性促动器驱动，滑阀12在滑槽14内沿螺杆转子4的旋转轴9方向移动。

(排出口15附近的详细结构)

下面对本实施方式1的螺杆式压缩机100的排出口15附近的详细结构进行说明。

图3是表示本发明的实施方式1的螺杆式压缩机100的排出口15附近(收容部)的立体图。此外，图3是从图2的空心箭头B侧观察的立体图。另外，图3(a)表示滑阀12向排出侧移动的状态，图3(b)表示滑阀12向吸入侧移动的状态。另外，在图3中，为了容易理解地表示排出口15附近，省略了与连结部12c连结的引导部等的图示。

图4是图3的螺杆式压缩机100的排出口15附近的说明图，表示滑阀12位于最靠吸入侧时的状态。此外，这里说的“最靠吸入侧”是指在调整排出时机方面的滑阀12的移动范围中的“最靠吸入侧”，并不一定与滑阀12的整个滑动范围中的“最靠吸入侧”一致。即，当在调整排出时机方面的滑阀12的移动范围与滑阀12的滑动范围相同时“最靠吸入侧”是一致的，当不相同时，这里所说的“最靠吸入侧”有时会成为比滑阀12的滑动范围的“最靠吸入侧”靠排出侧的位置。下面的说明中的“最靠排出侧”也是相同的意思。

如图3所示，滑阀12与旋转轴9(参考图1)平行地可移动地收容在滑槽14(参考图4)，通过改变滑阀12的排出侧端面12d的位置来调整排出开始的时机。即，滑阀12在部分负荷运转中压缩比比较小的情况下，滑动到吸入侧来使排出开始时机提前，并且，在全负荷运转的情况下和在部分负荷运转中压缩比比较大的情况下，滑动到排出侧来推迟排出开始时机。

即，排出口15由形成在壳体1上的开口部1B(更具体来说在壳体1上向收容部1A开口的开口部)的内壁面和滑阀12的排出侧端面12d形成。

在此，在下面的说明中，如图4所示地定义排出口15。即，排出口15具有可变口16(图中的粗斜线部)和固定口17(图中的细斜线部)。

可变口16由排出口15中的、在与滑阀12相同的螺杆转子中心角范围φ1开口的区域构成。换言之，可变口16由排出口15中的、与使滑阀12的相向面1e在滑动方向上延长了的区域重合的区域部分构成。另外，可变口16根据滑阀12的排出侧端部的位置而可以改变排出开始的时机。另外，可变口16根据滑阀12的排出侧端部的位置，使本身的开口面积可以变化。

固定口17是排出口15中的除了可变口16之外的区域，是形成在可变口16与星轮7(参考图3)之间的部分。

在此，将可变口16的旋转侧滑动面定义为16l，将反向旋转侧滑动面定义为16r。另外，固定口17的吸入侧端面具有高度差，下面以高度差部分为界，从可变口16侧起定义为倾斜面17a、垂直面17b。另外，后面也会将用高度差部分在圆周方向上将固定口17一分为二的部分中的、包含倾斜面17a的部分设为分割固定口17ax、包含垂直面17b的部分设为分割固定口17bx来进行区别。

如图4的左图所示，在滑阀12位于最靠吸入侧的状态下，排出口15的吸入侧端面的形状为大致Z形。即，排出口15的吸入侧端面尽管由于包含垂直面17b而不是完全的Z形，但形成为如下的Z形，该Z形是滑阀12的排出侧端面12d(下面有时称为倾斜面12d)、滑动面16l以及倾斜面17a彼此具有角度地连接而成的，在整体上成为大致的Z形。该Z形是排出口15的吸入侧端面中的、固定口17侧的倾斜面17a被形成在比可变口16侧的倾斜面12d靠高压侧而产生的Z形。

此外，固定口17中的分割固定口17bx被设置在壳体1上，以便在排出行程后期可以将流体排出直到最后。具体来说，在这里分割固定口17bx的吸入侧端面为垂直面17b，但形状、位置不限于此。

下面对滑阀12的安装位置进行说明。在这里，如图4所示，将从星轮用开口部1a的滑阀12侧的端面(以下称为星轮开口面)1aa到滑阀12的中心的角度定义为φ3，以φ3的角度表示滑阀12的安装位置。使φ3的下限为比能够增加排出面积的以往的30°大的值。φ3的上限是滑阀12不干扰相反面的星轮支承零件的角度。这要根据滑阀12的大小进行变化，例如在滑阀12的大小与以往的相近(螺杆转子4的中心角φ1为幅度40°左右)的情况下，φ3的上限为100°。此外，分割固定口17bx部分的形成范围为，螺杆转子中心角范围是φ2，例如是10°左右。

(动作说明)

下面对如上所述构成的螺杆式压缩机100的动作进行说明。

图5是表示本发明的实施方式1的螺杆式压缩机100的压缩原理的说明图。

如图5所示，通过电动机8(参考图1)经由旋转轴9(参考图1)使螺杆转子4旋转，从而星轮7的星轮齿7a在螺杆槽10内相对移动。由此，在压缩室11内，以吸入行程、压缩行程和排出行程为一个循环，反复进行该循环。在此，着眼于图5中灰色所示的压缩室11，对各行程进行说明。

图5(a)表示吸入行程中的压缩室11的状态。当螺杆转子4由电动机8驱动而在实线箭头的方向上旋转时，图5所示的下侧的星轮7随着螺杆转子4的旋转而在空心箭头的方向上旋转。另外，图5所示的上侧的星轮7如空心箭头所示地在与下侧星轮7相反的方向上旋转。在吸入行程中，压缩室11具有最大的容积，与壳体1(参考图1)的低压空间连通，充满了低压的制冷剂气体。

当螺杆转子4进一步旋转时，两个星轮7的星轮齿7a与该旋转连动地依次向排出口15的方向旋转移动。由此，如图5(b)那样，压缩室11的容积(体积)缩小。此外，虽然在图5(b)中省略了滑阀12的图示，但在图5(b)中可变口16几乎被滑阀12关闭，与图5(a)相比，压缩室11的容积缩小，对压缩室11内的制冷剂气体进行了压缩。

当螺杆转子4继续旋转时，如图5(c)所示，压缩室11与排出口15连通。由此，在压缩室11内被压缩的高压的制冷剂气体通过排出口15被向外部排出。然后，再次在螺杆转子4的背面进行相同的压缩。此外，未被壳体1(即收容部1A的内壁面)覆盖的开放的螺杆槽10内与相反侧的星轮7和星轮支承室6连通，成为吸入压力环境。

下面利用图6～图9对排出面积的变化进行详细说明。图6～图9是用于说明本发明的实施方式1的螺杆式压缩机100中的螺杆旋转角与排出面积的关系的说明图。图6和图8表示收容部1A内壁面和螺杆转子4外周面的展开图。图6表示滑阀12被配置在排出侧时的状态(压缩比比较大的运转状态)，图8表示滑阀12被配置在吸入侧时的状态(部分负荷运转中压缩比也比较小的运转状态)。

此外，螺杆式压缩机100的实际排出面积是排出口15与螺杆槽10的相向区域面积，在图6、图8中，网格线部分C1～C3、右斜向下的斜线所示的斜线部分D1～D3和横线所示的E1～E1分别表示实际的排出面积(排出口15与螺杆槽10的相向区域)。

图7、图9是表示分别与图6和图8对应的排出面积的特性图。在图7、图9中，横轴是螺杆旋转角，纵轴是排出面积。图7、图9的(a)表示可变口面积的变化，(b)表示固定口面积的变化，分别以向上凸起的抛物线出现，(a)和(b)的总和为排出口面积。

(在高压缩比运转的情况下)

下面参考图6、图7，对在高压缩比运转的情况下、即全负荷运转的情况下以及部分负荷运转中压缩比比较大的情况下的排出面积的变化进行说明。在高压缩比运转中，在使滑阀12向排出侧移动后的状态下进行运转。

图6(a)表示螺杆旋转角θA(1)的排出面积C1和螺杆旋转角θA(4)的排出面积D1。图6(b)表示螺杆旋转角θA(2)的排出面积C2和螺杆旋转角θA(5)的排出面积D2。另外，图6(c)表示螺杆旋转角θA(3)的排出面积C3和螺杆旋转角θA(6)的排出面积D3。即，图6表示螺杆槽10按照旋转角θA(1)→θA(2)→θA(3)→θA(4)→θA(5)→θA(6)的顺序行进、排出面积(相向区域)以C1→C2→C3→D1→D2→D3进行变化的情况。

即，在螺杆旋转角达到θA(1)附近(图6(a))、压缩室11内达到排出压力，而排出口15的固定口17开始开口(C1)。此时的固定口17的吸入侧端面(倾斜面17a)沿着相向的螺杆槽10的倾斜形成，以便能够确保最大的排出面积。即，若固定口17的吸入侧端面沿着相向的螺杆槽10的倾斜形成，则当螺杆槽10随着螺杆转子4的旋转而在图6中向下方移动时，排出面积会从整个倾斜面17a开始扩大。因此，能够确保最大的排出面积。

此外，固定口17的倾斜面17a并非一定要沿着相向的螺杆槽10的倾斜形成，总之只要考虑确保排出开始时的排出口15的开口面积尽量大地形成即可。

然后，在θA(2)(图6(b))时，固定口17的排出面积逐渐增大，并且可变口16开始开口(C2)。之后，可变口16的排出面积缩小，如图7所示，在θA*消失，但固定口17的排出面积在θA*附近达到最大。这样，在排出面积缩小、排出流速增大的排出过程前半部分补充了可变口16的排出面积，因此能够抑制排出损失的增大。

然后，在θA*附近之后，如图7所示，固定口17的排出面积开始转为减少，随着螺杆转子4的旋转以θA(3)→θA(4)→θA(5)→θA(6)地进行，排出面积逐渐减少。

这样，在全负荷运转的情况下和部分负荷运转中压缩比比较大的情况下，使滑阀12向排出侧移动，使经过压缩的流体主要从固定口17侧排出。

(在低压缩比运转的情况下)

下面参考图8和图9，对在低压缩比运转的情况下、即在部分负荷运转中压缩比比较小的情况下的排出面积的变化进行说明。

图8(a)表示螺杆旋转角θB(1)的排出面积C1、螺杆旋转角θB(4)的排出面积D1和螺杆旋转角θB(7)的排出面积E1。图8(b)表示螺杆旋转角θB(2)的排出面积C2、螺杆旋转角θB(5)的排出面积D2和螺杆旋转角θB(8)的排出面积E2。另外，图8(c)表示螺杆旋转角θB(3)的排出面积C3和螺杆旋转角θB(6)的排出面积D3。即，在图8中表示螺杆槽10按照旋转角θB(1)→θB(2)→θB(3)→θB(4)→θB(5)→θB(6)→θB(7)→θB(8)的顺序行进、排出面积(相向区域)以C1→C2→C3→D1→D2→D3→E1→E2地进行变化的情况。

即，在螺杆旋转角达到θB(1)附近(图8(a))、压缩室11内达到排出压力，而排出口15的可变口16开始开口(C1)。此时的滑阀12的排出侧端面12d沿着相向的螺杆槽10的倾斜形成，以便能够确保最大的排出面积。即，若滑阀12的排出侧端面12d沿着相向的螺杆槽10的倾斜形成，则当螺杆槽10随着螺杆转子4的旋转而在图8中向下方移动时，排出面积会从滑阀12的整个排出侧端面12d开始扩大。因此，能够确保最大的排出面积。

此外，滑阀12的排出侧端面12d并非一定要沿着相向的螺杆槽10的倾斜形成，总之只要考虑确保排出开始时的排出口15的开口面积尽量大地形成即可。

然后，在θB(2)(图8(b))时，可变口16的排出面积逐渐增大(C2)，当进一步变成θB(3)(图8(c)、图9)时，增加了固定口17的排出面积C3’(C3)。

之后，随着螺杆转子4的旋转以θB(4)→θB(5)地进行，可变口16缩小，在θB*(图9)消失。由于可变口16缩小而固定口17的排出面积增大，因此排出口15的排出面积在θB(3)～θB*以缓慢的变化持续着确保了比较大的状态(参考图8)。然后，在θB(3)之后，排出口15的排出面积如图8的D3→E1→E2所示，进行与图7的D1→D2→D3相同的面积变化。

这样，即使在部分负荷运转中压缩比也比较小的情况下，使滑阀12向吸入侧移动，从可变口16和固定口17双方排出经过压缩的流体。

在此，对以往和本实施方式1的排出口形状的差异进行说明。图10是作为比较对象的以往的排出口150附近的说明图。

排出口150由可变口160和大致矩形的固定口170构成。另外，滑阀120的位置与本实施方式1的滑阀12的位置不同，在该例中，滑阀120的角度幅度为φ1＝40°，将滑阀120的中心设置在距星轮开口面1aa起φ3＝30°的位置。另外，固定口170的形成范围按螺杆转子中心角范围为φ2，是与图4所示的φ2相同的例如10°左右。

下面省略对动作的详细说明，仅对与本发明不同的以往动作进行说明。

(在高压缩比运转的情况下)

图11是用于说明压缩比大、图10的以往的滑阀120被配置在排出侧的状态下的螺杆旋转角与排出面积的关系的说明图。图12是表示滑阀被配置在排出侧的状态下的以往与本实施方式1的排出面积的比较结果的图。

观察图11的方法与观察图6的方法一样。即，图11表示螺杆旋转角按照θA(1)→θA(2)→θA(3)→θA(4)→θA(5)→θA(6)的顺序变化，排出面积以C1→C2→C3→D1→D2→D3地进行变化。

在以往的结构中，在高压缩比运转的情况下，如图11所示，从排出过程前半部分到后半部分的整个过程中，经过压缩的流体被从可变口160排出。因此，滑阀120的连结部120c始终位于排出口150上，排出流路被阻塞。

与此相对地，在本实施方式1中，为了防止连结部12c挡住从排出口15排出的排出流体且能够最大限度地确保排出开始时的排出面积，采用了以下的结构。即，将滑阀12配置到比以往的滑阀120靠非旋转方向侧(后述的图15中的上方侧)，并且在滑阀12被配置在排出侧的状态下，使经过压缩的流体主要从固定口17侧排出。而且，使固定口17的吸入侧端面中的可变口16侧为倾斜面17a，而非垂直面。此外，在最大限度地确保排出开始时的排出面积方面，倾斜面17a是有效的，关于这点正如上面所述。

通过这样地构成，从图6可以明确，排出口15内的排出流路几乎不会被连结部12c阻塞。因此，具有能够降低排出压力损失的效果。

并且，从图12可以明确，本实施方式1的排出面积不改变排出开始的时机，除了以往的固定口17的排出面积之外，还能够增加来自可变口16的排出面积。由此，由于排出面积缩小、排出流速增大的排出过程前半部分的排出面积增加，因此具有能够进一步降低排出损失的效果。

(在低压缩比运转的情况下)

图13是用于说明在低压缩比运转中图10的以往的滑阀120被配置在吸入侧的状态下、螺杆旋转角与排出面积的关系的说明图。图13A是用于说明因以往与本实施方式1的滑阀配置的不同而导致在低压缩比运转中的可变口面积的不同的说明图。图14是表示在滑阀被配置在吸入侧的状态下的以往与本实施方式1的排出面积的比较结果的图。图14A是表示将滑阀12的中心设置在距星轮开口面1aa90°的情况下的排出面积的变化的图。图14B是表示将滑阀12的中心设置在距星轮开口面1aa90°的情况与以往情况的排出面积的比较结果的图。

观察图13的方法与观察图6的方法一样。即，在图13中表示螺杆旋转角按照θB(1)→θB(2)→θB(3)→θB(4)→θB(5)→θB(6)→θB(7)→θB(8)的顺序变化，排出面积以C1→C2→C3→D1→D2→D3→E1→E2地进行变化。

在以往的结构中，在低压缩比运转中，如图13所示，以往的滑阀120与本实施方式1相比配置得更靠吸入侧。利用图13A对因该差异导致的排出面积的变化进行说明。

图13A是同时表示以往的滑阀120和本实施方式1的滑阀12、比较了因滑阀的位置差异导致的排出面积的差异的图。在图13中，按照(a)→(b)→(c)的顺序表示了从排出过程前半部分到排出过程中间(θB(1)→θB(2)→θB(4))的状态。另外，在图13A中，斜线部是滑阀12的位置的情况下的排出面积，网格线部是滑阀120的位置的情况下的排出面积。

在螺杆式压缩机中，设置在壳体1上的开口部与螺杆槽10的相向面为排出面积。因此，如图13A(b)的点划线所示，如果排出侧和吸入侧的螺杆槽10以完全相同的倾斜从吸入侧朝向排出侧无限制地形成，则无论滑阀12处于什么位置，可变口16的排出面积都是相同的。但是，螺杆槽10的形状在吸入侧和排出侧不同，如图13A(a)所示，相对于螺旋轴方向的倾斜角Φ为吸入侧倾斜角Φs＞排出侧倾斜角Φd。并且，在排出侧端面12d，螺杆槽10消失。

即，根据滑阀12的安装位置，排出面积变化有所不同。在本实施方式1中，滑阀12的排出侧端面12d被配置得比以往的滑阀120的排出侧端面120靠排出侧，如图13A(a)、(b)所示，在排出过程前半部分，螺杆槽10的倾斜角Φ小，能够得到比以往大的可变口面积。即，在图13A(a)、(b)中，若对斜线部分和网格线部分进行比较，则斜线部的面积比较大。但是，在图13A(c)的排出过程中间以后，由于滑阀12侧的螺杆槽10消失，因此滑阀12侧的可变口面积变得比以往的滑阀120侧的可变口面积小。但是，在本实施方式1中，由于设置了分割固定口17ax，因此在排出过程中间以后，能够利用分割固定口17ax确保排出面积。

结果，本实施方式1的排出面积如图14所示，排出过程的总排出面积与以往的相同，成为能够实现排出行程中的排出面积的均匀化的结构。

此外，如果使滑阀12与星轮开口面1aa(参考图4)离得过远，则排出面积会缩小。关于这点，下面与使滑阀12从图13A所示的位置进一步远离星轮开口面1aa、并将滑阀12的中心设置在距星轮开口面1aa起90°的情况进行比较并说明。

图14B是表示将滑阀12的中心设置在距星轮开口面1aa起90°的情况与以往情况的排出面积的比较结果的图。

由于在排出侧端面12d螺杆槽10消失，因此如图14A(a)所示，滑阀12的可变口面积缩小，在早期阶段可变口面积就消失。结果，将滑阀12的中心设置在距星轮开口面1aa起90°的情况下，如图14B所示，与以往相比，排出过程前半部分的排出面积缩小，进一步总排出面积也缩小。

根据上述内容，在本实施方式1中，滑阀12的中心位置在30°＜φ3＜90°的范围具有最佳点。

在此，对排出口15的吸入侧端面形状再次进行整理。在谋求改进因连结部12c造成的流路阻塞和增大排出过程前半部分的排出面积时，如上所述，在以高压缩比运转的情况下，使滑阀12的吸入侧端面中的分割固定口17ax为倾斜面17a而不是垂直面是有效的。另外，在以低压缩比运转的情况下、即在滑阀12位于最靠吸入侧的状态下，使滑阀12的排出侧端面12d为沿着螺杆槽10的倾斜的倾斜面是有效的。因此，总结起来对排出口15的吸入侧端面形状进行研究，则在滑阀12位于最靠吸入侧的状态下，使排出口15的吸入侧端面的形状为大致Z形是有效的。

下面对设置在滑阀12的外周面的隔壁部分处的流体泄漏的改善进行说明。

图15是在低压缩比运转中滑阀12、120被配置在吸入侧的状态的横剖视图。图15(a)表示以往，图15(b)表示本实施方式1。另外，图15(a)、(b)表示螺杆旋转角彼此相同都是θ_B1(参考图8和图13)的情况。

在图15中，18是划分吸入压力和排出压力的隔壁，粗点划线表示密封面的中心。

如图15(a)所示，以往，若按照压缩比小时的排出开始时机在吸入侧调整滑阀120的轴方向位置，则滑阀120的排出侧端面120d会越过隔壁18来到吸入压力侧。由此，不形成密封面，如空心箭头所示，发生从压缩室向吸入压力侧的流体泄漏。

另一方面，在本实施方式1中，滑阀12比起以往的滑阀120，被从星轮7的设置位置起向非旋转方向侧(图15中的上方侧)配置。因此，在压缩室的旋转方向侧(图15的下侧)的端边10a中的、与螺杆转子周向(图15的上下方向)的滑阀位置重合的部分，在本实施方式1中比以往靠排出侧(图15的左侧)。因此，按照排出开始点的螺杆旋转角θ_B1上的端边10a位置来决定的滑阀12的排出侧端面12d的位置比以往靠排出侧(在图15中左侧)。因此，由于滑阀12的排出侧端面12d比隔壁18靠排出侧，因此，形成密封面，不发生泄漏。

如以上所说明的那样，根据本实施方式1，由于使在滑阀12被配置在最靠吸入侧时的排出口15的吸入侧端面形状为Z形，因此可以得到以下的效果。

即，在以高压缩比运转的情况下，能够形成不被连结部12c挡住的排出流路，具有能够降低排出压力损失的效果。

另外，在以低压缩比运转的情况下，除了在排出面积小的排出过程前半部分可得到大的可变口面积之外，在中间期间还增加固定口面积，实现了排出面积变化的均匀化。因此，能够(有效地)扩大排出面积，另外，在排出过程后半部分形成不被连结部12c挡住的排出流路，具有能够降低排出压力损失的效果。

另外，在以往的结构中，如图15所示，在低压缩比运转的情况下的滑阀120的排出侧端面120d比隔壁18靠吸入侧，存在发生泄漏而导致效率降低的问题。但是，在本实施方式1中，比起以往的滑阀120，将滑阀12向非旋转方向侧(图15中的上方侧)配置。因此，按照排出开始点的螺杆槽10调整了滑阀12后的滑阀12的位置比起以往的更位于排出侧。因此，滑阀12的排出侧端面12d具有能够不越过划分吸入压力和排出压力的隔壁18(不发生泄漏)地进行运转的、能够扩大低压缩比侧的运转范围的效果。

作为上述的结果，能够在从高压缩比到低压缩比的大的运转范围内降低排出压力损失，进而可以得到在一年都能够进行高效率的运转的螺杆式压缩机100。

另外，由于不增加滑阀12在螺杆转子4的周方向的长度就可以得到上述效果，因此，不会发生增加滑阀12在周方向的长度的情况下产生的泄漏损失增大、星轮支承零件与滑阀12干扰等问题。

此外，本实施方式1只是一个例子，设置滑阀12的角度范围不限于图4等所示的范围。

此外，在本实施方式1中，采用了使固定口17的吸入侧端面的一部分具有垂直面17b的形状，但并不限于此。除此之外，例如也可以如图16所示地不具有垂直面17b，而是直接使倾斜面17a的倾斜延长而形成在整体上倾斜的倾斜面17c。

另外，在以上的实施方式1中，对设置了两个星轮7的类型的螺杆式压缩机进行了说明。但是并不限于此，即使是设置了一个星轮7的类型的螺杆式压缩机，通过使排出口15为上述实施方式1所示的形状，也可以形成综合损失小的高效率的螺杆式压缩机。

作为上述的结果，可以得到能够在从高压缩比到低压缩比的大的运转范围抑制排出损失增大的螺杆式压缩机100。

实施方式2

本实施方式2涉及冷冻循环装置。

图17是本发明的实施方式2的冷冻循环装置300的制冷剂回路图。

冷冻循环装置300具备由制冷剂配管将由变换器101驱动的螺杆式压缩机200、冷凝器102、中间冷却器103的高压部、作为减压装置的膨胀阀104以及蒸发器105依次连接而成的制冷剂回路。冷冻循环装置300还具有从中间冷却器103与膨胀阀104之间分支、经由中间冷却器用膨胀阀106和中间冷却器103的低压部连接到螺杆式压缩机100的节能器配管107。

冷凝器102使来自螺杆式压缩机200的排出气体冷却、冷凝。膨胀阀104使冷凝器102分支了的液体节流膨胀。蒸发器105使从膨胀阀104流出的制冷剂蒸发。中间冷却器103使冷凝器102和膨胀阀104之间的高压侧制冷剂与在中间冷却器用膨胀阀106使高压侧制冷剂的一部分减压而得到的低压侧制冷剂进行热交换，从而将高压侧制冷剂冷却。

冷冻循环装置300还具备控制装置301，该控制装置301进行变换器101、膨胀阀104、中间冷却器用膨胀阀106的控制、螺杆式压缩机200的滑阀12的位置的控制、后述的节能器运转的驱动及停止等、对整个冷冻循环装置进行控制。

图18是安装在本发明的实施方式2的冷冻循环装置300中的螺杆式压缩机200的主要部分端面图。图19是表示安装在本发明的实施方式2的冷冻循环装置300中的螺杆式压缩机200的排出口15附近(收容部)的立体图。图20是安装在本发明的实施方式2的冷冻循环装置300中的螺杆式压缩机200的排出口15附近的说明图。

螺杆式压缩机200与实施方式1的螺杆式压缩机100大致相同，下面以螺杆式压缩机200与螺杆式压缩机100不同的点为中心进行说明。螺杆式压缩机200在壳体1上具有用于将来自中间冷却器103的制冷剂气体引导到压缩室11(压缩过程中的螺杆槽10)的节能器流路50。节能器流路50被设置在壳体1上，以便连通壳体1的外部与滑槽14。

节能器配管107连接到节能器流路50，并连结中间冷却器103和节能器流路50。另外，螺杆式压缩机200还在滑阀12的圆柱部形成有节能器口12p。如图20的右图所示，节能器口12p形成为从滑阀12中作为与滑槽14滑动接触的滑动接触面的外周面贯通到滑阀12中作为与螺杆转子4滑动接触的滑动接触面的内周面。

此外，如也在实施方式1中说明的那样，未被壳体1(即收容部1A的内壁面)覆盖的开放的螺杆槽10(参考图19)内与相反侧的星轮7和星轮支承室6(在图19中未示出的一侧的星轮7和星轮支承室6)连通，成为吸入压力环境。以下将未被收容部1A的内壁面覆盖而成为吸入压力气氛的壳体1内的空间(也包括星轮支承室6)定义为吸入压力室1C。

(节能器口12p附近的详细结构)

下面对本实施方式2的节能器口12p附近的详细结构进行说明。

图21是本发明的实施方式2的节能器口附近的说明图。

如图21所示，连通节能器配管107与滑槽14的节能器流路50被设置在壳体1上。节能器流路50具有连接到节能器配管107的管路50a和连接到滑槽14侧的长槽50b。长槽50b构成为沿着滑阀12的滑动面延伸，使长槽50b的长度l为与进行节能器运转的运转范围的滑阀控制位置对应的长度。

此外，节能器运转是指打开中间冷却器用膨胀阀106来使节能器配管107与螺杆式压缩机100连通、并将通过了中间冷却器103的低压部后的节能器气体喷射到螺杆式压缩机100的压缩室11的运转。另外，如图21的右图所示，使长槽50b的槽宽(螺杆转子周向的长度)大于节能器口12p的直径d。使节能器口直径d为不连通螺杆转子4的相邻的压缩室的最大直径(最小齿厚以下)。

(动作说明)

下面对本实施方式2的动作进行说明。

首先对全负荷运转中的制冷剂回路的动作进行说明。

图22是本发明的实施方式2的冷冻循环装置300的节能器运转时的冷冻循环说明图。图23是本发明的实施方式2的冷冻循环装置300的全负荷运转时的压力-比焓图。图22中的箭头表示制冷剂的流动，实线是制冷剂液体，虚线是制冷剂气体。图23中的括号内的各数字的位置的制冷剂状态对应于图22的各个对应的数字的配管位置的制冷剂状态。

在图22、图23中，从蒸发器105出来的压力Ps的制冷剂气体(1)被吸入到螺杆式压缩机100，被压缩到压力Pd之后排出。被排出的制冷剂气体(5)在冷凝器102被过冷却到(6)的状态。高压的过冷却液体(6)进入中间冷却器103的高压部，被进一步冷却成(8)的状态。从中间冷却器103出来的高压液体(8)中，其一部分被分支，在中间冷却器用膨胀阀106被节流膨胀到中间压力Pm，以(7)的状态再次流入到中间冷却器103的低压部。

从冷凝器102出来后直接流入到中间冷却器103的高压部的高压液体(高压侧制冷剂)(6)通过与经过中间冷却器用膨胀阀106再次流入到中间冷却器103的低压部的制冷剂液体(低压侧制冷剂)的热交换，使过冷却状态增大到(8)的状态。即，通过该过冷却的增加，蒸发器105的冷冻效果增加。

另一方面，再次流入到中间冷却器103的低压部的制冷剂液体(低压侧制冷剂)(7)通过与高压侧制冷剂的热交换而蒸发，成为制冷剂气体(7a)。然后，该制冷剂气体(7a)经由节能器配管107和节能器流路50，被从设置在滑阀12上的节能器口12p喷射到正在进行压缩的螺杆槽10，与压缩气体混合((2)－(3))。

此时，根据向螺杆式压缩机200流入的气体流入量、流入的时机，压缩动力发生变化。因此，尽量不增加压缩动力地提高冷冻能力成为提高性能系数的要点，存在最佳的中间压力Pm。

下面对在部分负荷运转中高低压差小时的制冷剂回路的动作进行说明。

图24是本发明的实施方式2的冷冻循环装置300的部分负荷运转中高低压差小时的压力-比焓图。

在部分负荷运转中高低压差小时，如图24所示，中间压(中间冷却器出口)与压缩室间的压差小，在节能器运转时，过渡性地变成中间压＜压缩室，动作变得不稳定。而且，冷冻能力的扩大效果小，因节能器气体在压缩中途流入而导致的动力增加比较大而使性能系数降低。因此，在高低压差小的条件下，关闭图22的中间冷却器用膨胀阀106，不进行节能器运转。

下面，利用图25和图26对节能器口12p与螺杆槽10的位置关系进行说明。

图25和图26是用于说明本发明的实施方式2的螺杆式压缩机200中的螺杆旋转角与节能器口的关系的说明图。图25表示滑阀12被配置在排出侧时的状态(全负荷运转等压缩比大的运转状态)。图26表示滑阀12被配置在吸入侧时的状态(即使在部分负荷运转中压缩比也比较小的运转状态)。另外，图25(a)～(c)和图26(a)～(c)表示螺杆转子4外周面的展开图。图25(d)和图26(d)是图25(a)和图26(a)的C-C剖视图。

图25的A1～A9和图26的B1～B11分别表示螺杆旋转角θA(1)～θA(9)、θB(1)～θB(11)的螺杆槽10。即，图25表示螺杆槽10按照旋转角θA(1)→θA(2)→θA(3)→θA(4)→θA(5)→θA(6)→θA(7)→θA(8)→θA(9)的顺序行进、螺杆槽10的容积缩小的情况。而且，图26表示螺杆槽10按照旋转角θB(1)→θB(2)→θB(3)→θB(4)→θB(5)→θB(6)→θB(7)→θB(8)→θB(9)→θB(10)→θB(11)的顺序行进、螺杆槽10的容积缩小的情况。

在图26中用斜线阴影示出的螺杆槽B1、B2是吸入过程的螺杆槽10。即，螺杆槽B1、B2位于并非由星轮7和收容部1A的内壁面完全封住的状态的位置。另外，在图25和图26中被涂黑的螺杆槽A1、A2、A3、B3是处于压缩过程的螺杆槽10。另外，未被涂黑的螺杆槽A4～A9、B4～B11是处于排出过程的螺杆槽10。排出过程中的实际的排出面积是排出口15与螺杆槽10的相向区域面积，用图25、图26的网格线部表示。

(全负荷运转的情况下)

利用图25对全负荷运转时的节能器口12p与螺杆槽10的位置关系进行说明。

在全负荷运转中进行节能器运转。在节能器运转中，滑阀12如图25(d)所示地向排出侧移动，如图25(a)～(c)所示被配置在完全阻塞可变口16的位置。另外，设置在壳体1上的节能器流路50和节能器口12p变成连通的状态。

如图25(a)所示，节能器口12p开始与刚完成了吸入后的低压的螺杆槽A1连通。而且，节能器口12p在压缩过程中的螺杆槽A2→A3上行进。节能器口12p在螺杆槽A2→A3上行进的期间，由于中间压力Pm与螺杆槽10的压差，节能器气体被从节能器口12p喷射到螺杆槽10。当使节能器口12p向成为高压的螺杆槽10开口时，中间压上升，由节能器运转带来的制冷量扩大效果(图23的(8)的过冷度)减小。因此，在此要尽量向低压的螺杆槽10喷射节能器气体。

另外，当向吸入过程中的螺杆槽10喷射大量的制冷剂气体时，制冷剂循环量减少，成为使冷冻能力降低的主要原因。因此，在大致完成吸入的时机使节能器口12p与螺杆槽10连通。即，如图25(a)所示，节能器口12p从压缩开始时的螺杆槽A1起开始连通，通过压缩过程中的螺杆槽A2、A3，在螺杆槽A4完全不向螺杆槽开口，反复进行这些动作。

此外，即使在部分负荷运转中高低压差也比较大、可以得到节能器效果的条件下，使设置在壳体1上的节能器流路50与节能器口12p连通，进行节能器运转。在部分负荷运转中的节能器运转时，使滑阀12比全负荷运转时向吸入侧移动，或者位于与全负荷运转相同的滑动位置。

(部分负荷运转中高低压差小的情况下)

下面利用图26，对部分负荷运转中高低压差小时的节能器口12p与螺杆槽10的位置关系进行说明。

部分负荷运转中高低压差小时，停止节能器运转。停止节能器运转的情况下，滑阀12如图26(d)所示地向吸入侧移动，如图19(b)所示，使节能器口12p配置在收容部1A的无内壁面的部分(吸入压力室1C)。在该状态下，设置在壳体1上的节能器流路50和节能器口12p变成不连通的状态。另外，在停止节能器运转的期间，节能器口12p变成始终与吸入压力室1C连通的状态。因此，在部分负荷运转中高低压差小时，从吸入过程到排出过程都以节能器口12p不参与螺杆槽10的状态进行运转。

另外，作为能够应对节能器运转的以往的螺杆式压缩机，存在如下结构的螺杆式压缩机：使节能器配管和压缩室经由设置在壳体的外周面侧的通路、设置在滑阀内的流路和设置在壳体的内周面侧的节能器口连通(例如，日本特开平4-13663号公报)。在该技术中，即使停止节能器运转、并使滑阀移动来将滑阀内的流路从压缩室断开，设置在壳体上的节能器口也依然与压缩室连通。因此，节能器口成为被白白地从吸入压力压缩到排出压力的容积部(死区容积)。因此，在停止了节能器运转的状态下，节能器口在螺杆槽上通过时会产生再膨胀损失。

但是，在本实施方式2的结构中，在进行停止节能器运转的运转中，节能器口12p变得完全不参与，因此，能够防止因再膨胀损失引起的性能降低。另外，部分负荷运转时容量小，相邻的压缩室之间的泄漏的影响变得明显，但在本实施方式2的结构中，由于停止了节能器运转的情况下节能器口12p变得完全不参与，从而能够消除因经由节能器口12p而导致的螺杆槽10之间的泄漏。

此外，在实施方式2中，在不进行节能器运转的情况下，使节能器流路50与节能器口12p不连通。但是，如图26A(滑阀位于吸入侧的情况下)所示，只要用中间冷却器用膨胀阀106等关闭节能器配管107，就不会发生节能器气体向吸入侧泄漏而妨碍吸入气体向压缩室11的流入的情况。因此，从零件通用化等的观点出发，也可以使节能器流路50与节能器口12p连通，这种情况下也具有相同的效果。

图27是节能器口12p的直径的变形例的说明图，图27(a)表示收容部1A内壁面和螺杆转子4外周面的展开图，图27(b)表示图27(a)的d-d截面。

在本实施方式2在中，节能器口12p为不连通相邻的压缩室的直径。但是，在仅在节能器运转中使用节能器口12p的情况下，如果所喷射的制冷剂的流动是如图27(b)的空心箭头所示的流动，则在相邻的压缩室之间没有泄漏。因此，根据使用范围，可以使节能器口12p如图27(a)所示地大于螺旋顶宽(相邻的螺杆槽之间的突起部的宽度)，这种情况下也具有与实施方式2相同的效果。

在此，滑阀12的位置越远离星轮7，螺杆转子4的螺旋顶宽就越大。因此，在使节能器口直径小于螺旋顶宽的设计中，使滑阀12的安装位置设置在大于以往的φ3＝30°、滑阀12不干扰相反侧的星轮7的支承零件的100°左右的范围时可以得到大的节能器口直径，具有能够进行稳定的流量控制的效果。

如上所说明的，本实施方式2可以得到与实施方式1相同的效果，并且还可以得到以下的效果。即，在本实施方式2中，使设置在滑阀12上的节能器口12p的位置，在滑阀12位于最靠排出侧时为节能器口12p与节能器流路50连通的位置，在滑阀12位于最靠吸入侧时为节能器口12p与吸入压力室1C连通的位置。通过这样的结构，在节能器效果大、高低压差大的全负荷运转等中，可以实现节能器运转带来的性能系数的提高。另一方面，在不能通过节能器运转来期待提高性能系数的低压差的部分负荷运转中，停止节能器运转，进一步可以得到不发生因节能器口12p导致的再膨胀损失、泄漏损失的高性能系数。

作为上述的结果，可以得到能够在从高压缩比到低压缩比的大的运转范围内实现高的性能系数、在一年都能够进行高效率的运转的螺杆式压缩机200和冷冻循环装置300。

附图标记说明

1壳体，1A收容部，1B开口部，1C吸入压力室，1a星轮用开口部，1aa星轮开口面，1c吸入壁，1e相向面，2高压侧轴承，3低压侧轴承，4螺杆转子，5星轮支架，5a轴承，5b中心轴，6星轮支承室，7星轮，7a星轮齿，8电动机，9旋转轴，10螺杆槽，10a端边，11压缩室，12滑阀，12c连结部，12d可变口侧的倾斜面(排出侧端面)，12p节能器口，14滑槽，15排出口，16可变口，16l滑动面(旋转侧滑动面)，16r反向旋转侧滑动面，17固定口，17a固定口侧的倾斜面，17ax分割固定口，17b垂直面，17bx分割固定口，17c倾斜面，18隔壁，50节能器流路，50a管路，50b长槽，100螺杆式压缩机，101变换器，102冷凝器，103中间冷却器，104膨胀阀，105蒸发器，106中间冷却器用膨胀阀，107节能器配管，120滑阀，120c连结部，120d排出侧端面，150排出口，160可变口，170固定口，200螺杆式压缩机，300冷冻循环装置，301控制装置。

Claims (6)

1.一种螺杆式压缩机，具备：

螺杆转子，其在外周面形成了多条螺杆槽，一端成为流体的吸入侧，另一端成为排出侧；

星轮，其在外周部形成了与所述螺杆槽啮合的多个齿；

壳体，其具有收容所述螺杆转子的收容部和排出口；

滑槽，其形成在所述壳体的内壁面，在所述螺杆转子的旋转轴方向上延伸；

滑阀，其以在所述旋转轴方向上滑动移动自如的方式收容在所述滑槽内，在所述旋转轴方向上滑动来使排出开始时机变化；以及

星轮用开口部，其设置在所述壳体上，在所述收容部开口，

所述星轮的所述多个齿经由所述星轮用开口部被插入到所述收容部，与所述螺杆槽啮合，通过使所述螺杆转子旋转，向由所述收容部的内壁面、所述螺杆槽和所述星轮包围的空间即压缩室吸入流体并压缩，将压缩了的流体从排出口排出，

所述螺杆式压缩机的特征在于，

具有一对所述星轮和所述滑阀的组，

所述排出口具有可变口和固定口，所述可变口通过所述滑阀的移动而能够改变开口面积和排出开始的时机，所述固定口设置在所述可变口与所述星轮之间，即使所述滑阀移动，开口面积也不变化，

当所述滑阀被配置在最靠吸入侧时，所述排出口的吸入侧端面形状形成为具有如下的Z形，该Z形是将所述可变口侧的倾斜面、位于所述固定口与所述可变口的交界并在旋转轴方向上延伸的滑动面和所述固定口侧的倾斜面相互具有角度地连接而成的形状，所述固定口侧的倾斜面形成为比所述可变口侧的倾斜面靠排出侧，

一对所述滑阀的各自的中心位置分别设置在从与同组的所述星轮对应的所述星轮用开口部的所述滑阀侧的端面起螺杆转子中心角度大于30°小于100°的范围。

2.根据权利要求1所述的螺杆式压缩机，其特征在于，

形成所述排出口的吸入侧端面的所述可变口侧的倾斜面和所述固定口侧的倾斜面中的至少一方沿着相向的螺杆槽的倾斜形成。

3.根据权利要求1或2所述的螺杆式压缩机，其特征在于，

具有：

吸入压力室，其设置在所述壳体内，成为吸入压力环境；

节能器流路，其形成在所述壳体内，连通所述壳体的外部和所述滑槽；以及

节能器口，其形成在所述滑阀上，根据所述滑阀的位置使所述节能器流路与所述压缩室连通，

所述滑阀随着从排出侧向吸入侧的移动，使排出开始的时机提前，

所述节能器口设置在当所述滑阀处于移动到最靠吸入侧的状态时与所述吸入压力室连通的位置。

4.根据权利要求3所述的螺杆式压缩机，其特征在于，

所述节能器口设置在当所述滑阀处于移动到最靠排出侧的状态时与所述压缩室和所述节能器流路连通的位置。

5.根据权利要求1或2所述的螺杆式压缩机，其特征在于，

具有经由驱动轴与所述螺杆转子连接并使所述螺杆转子旋转的电动机，

所述电动机是由变换器驱动的电动机。

6.一种冷冻循环装置，其特征在于，具有：

制冷剂回路，其由制冷剂配管将权利要求1至5中的任一项所述的螺杆式压缩机、冷凝器、中间冷却器的高压部、减压装置和蒸发器依次连接而成；以及

节能器配管，其从所述中间冷却器与所述减压装置之间分支，经由中间冷却器用膨胀阀和所述中间冷却器的低压部连接到所述螺杆式压缩机的节能器流路。