CN105247217B - 螺杆压缩机和冷冻循环装置 - Google Patents

螺杆压缩机和冷冻循环装置 Download PDF

Info

Publication number
CN105247217B
CN105247217B CN201480030486.1A CN201480030486A CN105247217B CN 105247217 B CN105247217 B CN 105247217B CN 201480030486 A CN201480030486 A CN 201480030486A CN 105247217 B CN105247217 B CN 105247217B
Authority
CN
China
Prior art keywords
guiding valve
energy
saving appliance
helical
star
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Active
Application number
CN201480030486.1A
Other languages
English (en)
Other versions
CN105247217A (zh
Inventor
下地美保子
幸田利秀
白石聪
白石聪一
冢本和幸
上川雅章
上中居直人
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mitsubishi Electric Corp
Original Assignee
Mitsubishi Electric Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mitsubishi Electric Corp filed Critical Mitsubishi Electric Corp
Publication of CN105247217A publication Critical patent/CN105247217A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN105247217B publication Critical patent/CN105247217B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F25B1/04—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with compressor of rotary type
    • F25B1/047—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with compressor of rotary type of screw type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/48—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members
    • F04C18/50—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members the axes being arranged at an angle of 90 degrees
    • F04C18/52—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members the axes being arranged at an angle of 90 degrees of intermeshing engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/10—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber
    • F04C28/12—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber using sliding valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/24—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by using valves controlling pressure or flow rate, e.g. discharge valves or unloading valves
    • F04C28/26—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by using valves controlling pressure or flow rate, e.g. discharge valves or unloading valves using bypass channels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/04—Heating; Cooling; Heat insulation
    • F04C29/042—Heating; Cooling; Heat insulation by injecting a fluid
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/13—Economisers

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)

Abstract

本发明具备：节能器流路(50)，其形成在壳体(1)内并将壳体(1)的外部与配置有滑阀(12)的滑槽(14)连通；以及节能器口(12p)，其形成于滑阀(12)，与滑阀(12)的位置相应地使节能器流路(50)向压缩室(11)连通，滑阀(12)随着从排出侧向吸入侧移动而使排出开始的时机变早，节能器口(12p)设置在当滑阀(12)移动至最靠吸入侧的状态下与吸入压力室(1C)连通的位置。

Description

螺杆压缩机和冷冻循环装置
技术领域
本发明涉及在冷冻、空调用途等的冷冻循环内使用并且具备节能器功能的螺杆压缩机和冷冻循环装置。
背景技术
以往，有如下冷冻循环装置：以提高冷冻循环的性能系数(冷冻能力相对于压缩机输入的比)为目的，在冷冻循环中设置中间冷却器，并进行将来自中间冷却器的节能器气体向压缩室输送的节能器运转(例如，参照专利文献1)。公开了如下节能器循环的例子：在该冷冻循环装置中，将节能器配管与设置于螺杆压缩机的壳体内的节能器口连结,并将来自中间冷却器的节能器气体向压缩室输送。
另外，作为以往的螺杆压缩机，有如下技术：为了进行容量控制，在螺杆转子的外周设置向螺杆转子的旋转轴方向滑动移动的柱状的滑阀(例如，参照专利文献2)。这种使用滑阀的容量控制与转速容量控制相区别地被称为机械式容量控制。使用滑阀的容量控制通过将滑阀向排出侧移动，从而开放将压缩室向吸入压空间旁通的吸入旁通口，使吸入结束的时机延迟，能够进行小容量运转。
在专利文献2的螺杆压缩机中，具备节能器通路，该节能器通路用于将来自中间冷却器的制冷剂气体向压缩室喷射。具体来说，在螺杆压缩机的壳体的内表面侧设置节能器口，并且在壳体的外表面侧设置将壳体的外表面与收纳有滑阀的滑槽连通的中间吸入通路，此外，在滑阀内设置大径通路和小径通路。在这样构成的专利文献2中，构成为在小容量运转中，经由小径通路将中间吸入通路和节能器口连通，在大容量运转中，经由大径通路将中间吸入通路和节能器口连通。
即，在滑阀内设置直径不同的流路，利用滑阀的移动来使节能器通路的流路阻抗变化，由此，在中间冷却器与压缩室的差压小的小容量运转中使中间压上升，能够进行稳定的节能器运转。
现有技术文献
专利文献
专利文献1:日本特开平5－10614号公报(第2页、图1)
专利文献2:日本特开平4－136663号公报(第3页、图1)
发明内容
发明要解决的课题
作为搭载了螺杆压缩机的冷冻机的节能指标，在以往，使用额定条件(全负荷条件：100％负荷)下的性能系数(能力/电力消耗)是主流。但是，在最近，与实际运转条件相近的指标、例如由美国规定的综合部分负荷性能系数IPLV(InteGrated Part Load Value)逐渐受到关注。
在通常的冷冻机中，在一整年中以额定条件运转的时间非常短，一整年的运转时间中的90％以上是以部分负荷运转的。并且，在部分负荷之中，尤其是在全负荷的75～50％的负荷下的运转占其大半。在全负荷运转和部分负荷运转中，制冷剂循环流量、运转压缩比不同，性能系数也发生变化。正是考虑到这样的实际运转的状况，综合部分负荷性能系数才逐渐受到关注。即，综合部分负荷性能系数成为了重视部分负荷条件下的性能系数的指标。
在全负荷运转中，冷冻循环的高低差压大，是大容量运转，而在部分负荷运转中，冷冻循环的高低差压小，是小容量运转。在全负荷运转中，通过进行节能器运转能够提高性能系数，但是在部分负荷运转中，高低差压越小则节能器运转的效果越小，在一些条件下甚至导致性能系数恶化。因此，通过在全负荷运转和部分负荷运转中将节能器运转的驱动和停止切换地来运转，从而能够实现综合部分负荷性能系数的提高。
然而，在专利文献2的技术中，设置于滑阀内的大径通路和小径通路经由设置于壳体内的节能器口与压缩室连通。因此，在将节能器运转停止了的情况下，即使移动滑阀将滑阀内的通路从压缩室分离，设置于壳体的节能器口也会保持与压缩室连通的状态。因此，节能器口成为从吸入压力被白白地压缩至排出压力的容积部(死容积)，成为产生再膨胀损失的主要原因。
另外，在设置了节能器口的部分，相邻的压缩室间的泄漏流路长度变短，因此，在25％负荷运转等极小容量的运转中，泄漏的影响不容忽视。因此，为了在使节能器运转停止了的情况下不成为相邻的压缩室间的泄漏路径，需要使节能器口的直径比螺杆槽的螺旋顶宽(相邻的螺杆槽之间的槽山部的宽度)小。但是，如果使节能器口的直径变小，那么在节能器运转时就不能确保流量。因此，鉴于节能器口所要求的这些重要条件，谋求当在大的运转范围内实现高性能系数时有效的节能器口的设计改善。
本发明是为了解决上述问题而做出的，目的在于得到改善节能器口的位置并能够在大的运转范围内实现高性能系数的螺杆压缩机和冷冻循环装置。
用于解决课题的手段
本发明的螺杆压缩机具备：壳体，所述壳体形成有排出口，并具有圆筒状的内筒面部；螺杆转子，所述螺杆转子可旋转地收容在壳体的内筒面部内，多个螺杆槽设置在螺杆转子的外周部；星轮，所述星轮在外周部形成有与螺杆槽啮合卡合的齿部，并与螺杆槽和内筒面部共同地形成压缩室；吸入压力室，所述吸入压力室设置在壳体内，并成为吸入压力气氛；滑槽，所述滑槽形成在壳体的所述内筒面部，并沿螺杆转子的旋转轴方向延伸；滑阀，所述滑阀沿螺杆转子的旋转轴方向滑动移动自如地设置在滑槽内，并调整排出开始的时机；节能器流路，所述节能器流路形成在壳体内，并将壳体的外部与滑槽连通；以及节能器口，所述节能器口形成于滑阀，与滑阀的位置相应地将节能器流路向压缩室连通，滑阀随着从排出侧向吸入侧移动而使排出开始的时机变早，节能器口设置在当滑阀移动至最靠吸入侧的状态下与吸入压力室连通的位置。
发明的效果
根据本发明，在滑阀最靠吸入侧的状态下，能够制造出与未设置节能器口的压缩机完全相同的状态，由节能器口产生的再膨胀损失和经由节能器口的泄漏不会增大。因此，能够得到能在大的运转范围内实现高性能系数的螺杆压缩机。
附图说明
图1是具备本发明的实施方式1的螺杆压缩机100的冷冻循环装置200的制冷剂回路图。
图2是本发明的实施方式1的螺杆压缩机100的概略剖视图。
图3是图2的A－A剖视图。
图4是表示本发明的实施方式1的螺杆压缩机100的排出口15附近(收容部)的立体图。
图5是本发明的实施方式1的螺杆压缩机100的排出口15附近的说明图。
图6是本发明的实施方式1的节能器口12p附近的说明图。
图7是本发明的实施方式1的冷冻循环装置200的节能器运转时的冷冻循环说明图。
图8是本发明的实施方式1的冷冻循环装置200的全负荷运转时的压力－比焓线图。
图9是本发明的实施方式1的冷冻循环装置200的部分负荷运转中高低差压小时的压力－比焓线图。
图10是表示本发明的实施方式1的螺杆压缩机100的压缩原理的说明图。
图11是用于说明本发明的实施方式1的螺杆压缩机100中的螺杆旋转角与节能器口12p的关系的说明图。
图12是用于说明本发明的实施方式1的螺杆压缩机100中的螺杆旋转角与节能器口12p的关系的说明图。
图13是本发明的实施方式2的螺杆压缩机100的滑阀120附近的说明图。
图14是表示本发明的实施方式2的滑阀120配置于排出侧的状态的图。
图15是表示本发明的实施方式2的滑阀120配置于吸入侧的状态的图。
图15A是本发明的实施方式2的螺杆压缩机100中的节能器口12p和节能器流路50的位置关系的变形例的说明图。
图16是节能器口12p、120p的直径的变形例的说明图。
具体实施方式
实施方式1
图1是具备本发明的实施方式1的螺杆压缩机100的冷冻循环装置200的制冷剂回路图。此外，在图1和以下所示的图中，附以相同的附图标记的部分是相同或与其相当的部分，这在说明书的全文中是通用的。此外，说明书全文中表示的构成要素的形态仅仅是例示，而不限定于这些记载。
冷冻循环装置200具备制冷剂回路，所述制冷剂回路将由变频器101驱动的螺杆压缩机100、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用制冷剂配管依次连接。冷冻循环装置200还具有节能器配管107，所述节能器配管107从中间冷却器103和膨胀阀104之间分支，经由中间冷却器用膨胀阀106和中间冷却器103的低压部与螺杆压缩机100连接。
冷凝器102将来自螺杆压缩机100的排出气体冷却并使其冷凝。膨胀阀104将冷凝器102分支的液体节流并使其膨胀。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低压侧制冷剂换热，来冷却高压侧制冷剂，所述低压侧制冷剂是将高压侧制冷剂的一部分用中间冷却器用膨胀阀106减压了的低压侧制冷剂。
冷冻循环装置200还具备控制装置201，所述控制装置201进行变频器101、膨胀阀104、中间冷却器用膨胀阀106的控制、螺杆压缩机100的滑阀12的位置的控制以及控制后述的节能器运转的驱动和停止等，控制冷冻循环装置整体。
(螺杆压缩机)
以下，使用图2～图6说明本发明的实施方式1的螺杆压缩机100。
图2是本发明的实施方式1的螺杆压缩机100的概略剖视图(平面剖视图)。另外，图3是图2的A－A剖视图。
螺杆压缩机100具备壳体1、螺杆转子4、星轮7、使螺杆转子4旋转驱动的电动机8和滑阀12等。壳体1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(内筒面部)1A开口的排出口15(参照后述的图4)。此外，排出口15的详细情况在后面叙述。
在壳体1的内部形成有大致圆柱状的空间即收容部1A，在收容部1A内部收容有大致圆柱形状的螺杆转子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的外周面上，多条螺杆槽10以螺旋状形成。另外，在螺杆转子4的中心，作为驱动轴的旋转轴9以一同旋转的方式设置。旋转轴9由设置于壳体1的高压侧轴承2和低压侧轴承3旋转自如地支承。另外，在旋转轴9的在低压侧轴承3侧的端部，连接有例如由变频器(省略图示)进行频率控制的电动机8。
在壳体1中，以将收容部1A(即，螺杆转子4)作为中心地相对的方式形成有一对星轮支承室6。在各星轮支承室6中收容有大致圆板形状的星轮7。星轮7设置在收容于星轮支承室6中的星轮支承部5上。
星轮支承部5以其中心轴(旋转轴)5b与螺杆转子4的旋转轴9大致垂直的方式配置，由沿中心轴5b方向离开地相对配置的轴承5a旋转自如地支承。
在图2中，收容在形成于收容部1A的左侧的星轮支承室6和形成于收容部1A的右侧的星轮支承室6的各个中的星轮7和星轮支承部5成为以螺杆转子4的旋转轴9为中心旋转了180°的配置。
星轮7与收容部1A和螺杆转子4共同地形成压缩室11，在星轮7的外周部形成有与螺杆槽10啮合的多个星轮齿7a。更详细地说，在壳体1中，星轮用开口部1a以沿旋转轴9(参照图2)方向延伸的方式形成。另外，星轮用开口部1a沿背面的螺杆槽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。
并且，星轮7的外周部插入设置于壳体1的星轮用开口部1a中。即，星轮7的星轮齿7a经由星轮用开口部1a插入收容部1A内，并与螺杆槽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(换言之，由星轮7的星轮齿7a和收容部1A分隔的螺杆槽10)，该空间成为压缩室11。
另外，在壳体1的内壁面形成有沿螺杆转子4的旋转轴9方向延伸的两个滑槽14，滑阀12滑动移动自如地收容在这些滑槽14内。详细地说，两个滑槽14形成为大致圆柱形状，内周面的一部分与收容部1A连通。并且，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同样地形成为大致圆柱形状。并且，滑阀12以与收容部1A相对的相对面1e成为沿着收容部1A的外周壁的形状的方式，成为将圆柱的一部分切掉的形状。滑阀12经由连结部12c与直线驱动器(未图示)连接，通过使直线驱动器驱动，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)
接下来，说明本实施方式1的螺杆压缩机100的排出口15附近的详细结构。
图4是表示本发明的实施方式1的螺杆压缩机100的排出口15附近(收容部)的立体图。此外，图4是从图3的白色箭头B侧观察的立体图。另外，图4(a)表示滑阀12移动至排出侧的状态，图4(b)表示滑阀12移动至吸入侧的状态。另外，在图4中，为了将排出口15附近清楚地示出，省略了与连结部12c连结的引导部等的图示。
图5是本发明的实施方式1的螺杆压缩机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，这里所说的“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”，而不一定与滑阀12的滑动范围全体中的“最靠吸入侧”一致。即，当调整排出时机方面的滑阀12的移动范围与滑阀12的滑动范围相同的情况下是一致的，但在不相同的情况下，这里所述的“最靠吸入侧”是比滑阀12的滑动范围的“最靠吸入侧”靠排出侧的位置。以下的说明中的“最靠排出侧”也是同样的意思。
如图4所示，滑阀12能够与旋转轴9(参照图2)平行地移动地被收容在滑槽14(参照图5)中，通过改变滑阀12的排出侧端面12d的位置，从而调整排出开始的时机。即，在部分负荷运转中压缩比比较小的情况下，滑阀12向吸入侧滑动，使排出开始时机变早，并且，在全负荷运转的情况和部分负荷运转中压缩比比较大的情况下，滑阀12向排出侧滑动，使排出开始时机变晚。
即，排出口15由形成于壳体1的开口部1B(更详细地说，是在壳体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。
在这里，在以后的说明中，如图5所示地定义排出口15。即，排出口15具有可变口16(图中粗斜线部)和固定口17(图中细斜线部)。
可变口16由排出口15中的、以与滑阀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、与将滑阀12的相对面1e沿滑动方向延长的区域重叠的区域部分构成。另外，可变口16与滑阀12的排出侧端部的位置相应地使排出开始的时机可变。另外，可变口16与滑阀12的排出侧端部的位置相应地使自身的开口面积可变。
固定口17是排出口15中的、可变口16以外的区域，是形成于可变口16和星轮7(参照图4)之间的部分。
接下来，说明滑阀12的安装位置。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的中心为止的角度定义为φ3，用φ3的角度表示滑阀12的安装位置。φ3的下限设为能够使排出面积变大的比以往的30°大的值。φ3的上限是滑阀12不与相对面的星轮支承部件干涉的角度。这根据滑阀12的大小而变化，例如在滑阀12的大小与以往相近(在螺杆转子4的中心角中是φ1，幅度为40°左右)的情况下，φ3的上限是100°。
在这里，将可变口16的旋转侧滑动面定义为16l，将反旋转侧滑动面定义为16r。另外，固定口17的吸入侧端面具有台阶，以下，以台阶部分为界，从可变口16侧开始定义为倾斜面17a、垂直面17b。另外，以下存在如下情况：在用台阶部分将固定口17沿周向分割成两块的部分中，将包含倾斜面17a的部分作为分割固定口17ax，将包含垂直面17b的部分作为分割固定口17bx，来加以区别。此外，分割固定口17bx部分的形成范围在螺杆转子中心角范围中是φ2，例如10゜左右。
螺杆压缩机100还在壳体1中具备节能器流路50(参照图3)，所述节能器流路50用于将来自中间冷却器103的制冷剂气体向压缩室11(处于压缩过程的螺杆槽10)引导。节能器流路50以将壳体1的外部与滑槽14连通的方式设置于壳体1。
并且，在节能器流路50中连接有节能器配管107，中间冷却器103与节能器流路50连结。另外，螺杆压缩机100还在滑阀12的圆柱部形成有节能器口12p。如图5右图所示，节能器口12p以从滑阀12的外周面开始贯通至滑阀12的内周面的方式形成，所述滑阀12的外周面是滑阀12的与滑槽14滑动接触的滑动接触面，所述滑阀12的内周面是滑阀12的与螺杆转子4滑动接触的滑动接触面。
(节能器口12p附近的详细结构)
接下来，说明本实施方式1的节能器口12p附近的详细结构。
图6是本发明的实施方式1的节能器口12p附近的说明图。
节能器流路50具有与节能器配管107连接的管路50a和与滑槽14侧连接的长槽50b。长槽50b以沿着滑阀12的滑动面延伸的方式构成，长槽50b的长度l设为与进行节能器运转的运转范围的滑阀控制位置相对应的长度。
此外，节能器运转是指，打开中间冷却器用膨胀阀106，使节能器配管107与螺杆压缩机100连通，将通过中间冷却器103的低压部之后的节能器气体向螺杆压缩机100的压缩室11喷射的运转。另外，如图6的右图所示，使长槽50b的槽宽(螺杆转子周向的长度)比节能器口12p的直径d大。节能器口的直径d设为不使螺杆转子4的相邻的压缩室11连通的最大直径(最小齿厚以下)。
(动作说明)
接下来，说明本实施方式1的动作。
首先，说明全负荷运转中的制冷剂回路的动作。
图7是本发明的实施方式1的冷冻循环装置200的节能器运转时的冷冻循环说明图。图8是本发明的实施方式1的冷冻循环装置200的全负荷运转时的压力－比焓线图。图7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8中的括号内的各数字的位置的制冷剂状态与图7的各个对应的数字的配管位置的制冷剂状态相对应。
在图7、图8中，从蒸发器105出来的压力为Ps的制冷剂气体(1)被吸入螺杆压缩机100，在被压缩至压力Pd之后被排出。被排出的制冷剂气体(5)在冷凝器102中被过冷却至(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，被进一步冷却而成为(8)的状态。从中间冷却器103出来的高压液体(8)的一部分被分支，在中间冷却器用膨胀阀106中被节流膨胀至中间压力Pm，以(7)的状态再次流入中间冷却器103的低压部。
从冷凝器102出来而直接流入中间冷却器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再次流入中间冷却器103的低压部的制冷剂液体(低压侧制冷剂)换热，过冷却状态增大至(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换热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，从设置于滑阀12的节能器口12p向压缩中的螺杆槽10被喷射，并与压缩气体混合((2)－(3))。
此时，根据向螺杆压缩机100的气体流入量和流入的时机，压缩动力发生变化。因此，尽可能地不增加压缩动力地增大冷冻能力成为提高性能系数的关键，存在最适合的中间压力Pm。
接下来，说明在部分负荷运转中高低差压小时的制冷剂回路的动作。
图9是本发明的实施方式1的冷冻循环装置200的部分负荷运转中高低差压小时的压力－比焓线图。
当在部分负荷运转中高低差压小时，如图9所示，中间压(中间冷却器出口)与压缩室间的差压小，在节能器运转时，过渡性地成为中间压＜压缩室11的状态，动作变得不稳定。此外，冷冻能力的扩大效果小，因节能器气体在压缩中途流入而造成的动力增加的这一方较大，性能系数下降。因此，在高低差压小的条件下，封闭图7的中间冷却器用膨胀阀106，不进行节能器运转。
(压缩机的动作说明)
接下来，说明如上述那样构成的螺杆压缩机100的动作。
图10是表示本发明的实施方式1的螺杆压缩机100的压缩原理的说明图。
如图10所示，电动机8(参照图2)经由旋转轴9(参照图2)使螺杆转子4旋转，由此，星轮7的星轮齿7a在螺杆槽10内相对地移动。由此，在压缩室11内中，以吸入冲程、压缩冲程和排出冲程为一个循环，并反复进行该循环。在这里，着眼于图10中用灰色部分表示的压缩室11来说明各冲程。
图10(a)表示吸入冲程中的压缩室11的状态。当螺杆转子4被电动机8驱动而沿实线箭头的方向旋转时，图10所示的下侧的星轮7伴随着螺杆转子4的旋转，沿空白箭头的方向旋转。另外，图10所示的上侧的星轮7如空白箭头所示地沿与下侧的星轮7相反的方向旋转。在吸入冲程中，压缩室11具有最为扩大的容积，与壳体1(参照图2)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与该旋转联动地依次向排出口15的一方旋转移动。由此，如图10(b)那样，压缩室11的容积(体积)缩小。此外，在图10(b)中省略了滑阀12的图示，但是在图10(b)中，可变口16被滑阀12封闭，与图10(a)相比压缩室11的容积缩小，将压缩室11内的制冷剂气体压缩。
当螺杆转子4继续旋转时，如图10(c)所示，压缩室11与排出口15连通。由此，在压缩室11内被压缩了的高压的制冷剂气体从排出口15向外部排出。然后，再次在螺杆转子4的背面进行同样的压缩。
此外，没有被壳体1(即，收容部1A的内壁面)覆盖的开放的螺杆槽10(参照图4)内与相反侧的星轮7和星轮支承室6(在图4中没有示出的一方的星轮7和星轮支承室6)连通，成为吸入压力气氛。以后，将不被收容部1A的内壁面覆盖的、成为吸入压力气氛的壳体1内的空间(也包含星轮支承室6)定义为吸入压力室1C。
接下来，利用图11和图12说明节能器口12p与螺杆槽10的位置关系。
图11和图12是用于说明本发明的实施方式1的螺杆压缩机100中的螺杆旋转角与节能器口12p的关系的说明图。图11表示滑阀12配置于排出侧时的状态(全负荷运转等压缩比大的运转状态)。图12表示滑阀12配置于吸入侧时的状态(在部分负荷运转中压缩比比较小的运转状态)。另外，图11(a)～(c)和图12(a)～(c)表示螺杆转子4外周面的展开图。图11(d)和图12(d)是图11(a)和图12(a)的C－C剖视图。
图11的A1～A9和图12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11表示螺杆槽10以旋转角θA(1)→θA(2)→θA(3)→θA(4)→θA(5)→θA(6)→θA(7)→θA(8)→θA(9)的顺序变化，螺杆槽10的容积缩小的情况。并且，图12表示螺杆槽10以旋转角θB(1)→θB(2)→θB(3)→θB(4)→θB(5)→θB(6)→θB(7)→θB(8)→θB(9)→θB(10)→θB(11)的顺序变化，螺杆槽10的容积缩小的情况。
在图12中用斜线画出阴影的螺杆槽B1、B2是吸入过程的螺杆槽10。即，螺杆槽B1、B2位于没有被由星轮7和收容部1A的内壁面完全地封入的状态的位置。另外，在图11和图12中被涂满的螺杆槽A1、A2、A3、B3是处于压缩过程的螺杆槽10。另外，没有被涂满的螺杆槽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的相对区域面积，用图11、图12的格子线部表示。
(全负荷运转时的情况)
利用图11，说明全负荷运转时的节能器口12p与螺杆槽10的位置关系。
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11(d)所示移动至排出侧，如图11(a)～(c)所示地配置于将可变口16完全闭塞的位置。另外，设置于壳体1的节能器流路50和节能器口12p成为连通的状态。
如图11(a)所示，节能器口12p与刚刚完成吸入的低压的螺杆槽A1开始连通。然后，节能器口12p在压缩冲程中的螺杆槽A2→A3上行进。在节能器口12p在螺杆槽A2→A3上行进期间，由于中间压力Pm与螺杆槽10的差压，节能器气体从节能器口12p向螺杆槽10喷射。当使节能器口12p向高压的螺杆槽10开口时，中间压上升，由节能器运转产生的能力扩大效果(图8的(8)的过冷却度)变小。因此，在这里，尽可能地向低压的螺杆槽10喷射节能器气体。
另外，如果向吸入过程的螺杆槽10喷射大量的制冷剂气体则制冷剂循环量减少，成为使冷冻能力下降的主要原因。因此，在吸入大致完成的时机使节能器口12p与螺杆槽10连通。即，节能器口12p如图11(a)所示地从压缩开始时的螺杆槽A1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，并反复进行该过程。
此外，在部分负荷运转中高低差压比较大、能够得到节能器效果的条件下，使设置于壳体1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中，使滑阀12比全负荷运转更向吸入侧移动，或者使滑阀12位于与全负荷运转相同的滑动位置。
(在部分负荷运转中高低差压小的情况)
接下来，利用图12，说明在部分负荷运转中高低差压小时的节能器口12p与螺杆槽10的位置关系。
在部分负荷运转中高低差压小时，停止节能器运转。在停止节能器运转的情况下，滑阀12如图12(d)所示地移动至吸入侧，将节能器口12p如图4(b)所示地配置在收容部1A的没有内壁面的部分(吸入压力室1C)。在该状态下，设置于壳体1的节能器流路50和节能器口12p成为不连通的状态。另外，在节能器运转中，节能器口12p始终是与吸入压力室1C连通的状态。因此，在部分负荷运转中高低差压小时，从吸入过程到排出过程为止，节能器口12p都以不干预螺杆槽10的状态运转。
在上述专利文献2中，如上所述，当停止节能器运转的状态下节能器口在螺杆槽上通过时会发生再膨胀损失。但是，在本实施方式1的结构中，由于在停止了节能器运转的运转中节能器口12p完全不参与，因此能够防止由再膨胀损失造成的性能低下。另外，部分负荷运转的容量小，相邻的压缩室间的泄漏的影响变得显著，而在本实施方式1的结构中，在停止了节能器运转的情况下节能器口12p完全不参与，由此，能够消除因经由节能器口12p而造成的螺杆槽10间的泄漏。
如以上说明的那样，在实施方式1中能够得到以下的效果。即，在本实施方式1中，在滑阀12位于最靠排出侧的状态下，将节能器口12p设置于与压缩室11和节能器流路50连通的位置。另外，在滑阀12位于最靠吸入侧的状态下，将节能器口12p设置于与吸入压力室1C连通的位置。通过该结构，在节能器效果大、高低差压大的全负荷运转等中，能够实现由节能器运转带来的性能系数的提高。另一方面，在无法预见到由节能器运转带来的性能系数的提高的低差压的部分负荷运转中，通过停止节能器运转，不会发生因节能器口12p造成的再膨胀损失和泄漏损失，能够得到高的性能系数。即，根据本实施方式1，能够得到在大的运转范围内能实现高的性能系数的螺杆压缩机100和冷冻循环装置200。
实施方式2.
在实施方式1中，在滑阀12的安装位置，当将从星轮开口面1aa到滑阀12的中心为止的角度作为φ3时，设置在30°＜φ3＜90°的范围中，而在实施方式2中，说明φ3＝30°的例子。
图13是本发明的实施方式2的螺杆压缩机100的滑阀120附近的说明图。
此外，在本实施方式2中，对与实施方式1的不同点进行说明，在本实施方式2中没有被说明的结构与实施方式1相同。
在本实施方式2中，如图13所示，将滑阀120的中心配置为φ3＝30°。即，实施方式2的固定口170仅仅是实施方式1的分割固定口17bx部分，成为没有分割固定口17ax的结构。
接下来，说明实施方式2的节能器口120p与螺杆槽10的关系。
图14是表示本发明的实施方式2的滑阀120配置于排出侧的状态的图。图15是表示本发明的实施方式2的滑阀12配置于吸入侧的状态的图。图14、图15的阴影线等的说明与图11、图12相同，因此省略。
在实施方式2中，将图14与实施方式1的图11比较可知，设置有可变口16即滑阀120的角度范围中的螺杆槽10的螺旋顶宽比实施方式1小。因此，在实施方式2中，沿着螺杆槽10的倾斜设置多个节能器口120p，来确保流路面积。此外，节能器口120p与实施方式1同样，在滑阀120位于最靠排出侧的状态下，设置在与压缩室11和节能器流路50连通的位置。另外，节能器口120p与实施方式1同样，在滑阀120位于最靠吸入侧的状态下，设置在与吸入压力室1C连通的位置。
(全负荷运转时的情况)
在全负荷运转中，如图14(d)所示，设置于壳体1的节能器流路50和节能器口120p成为连通的状态，与实施方式1同样地进行节能器运转。
在实施方式1中，如图11所示地用滑阀120将可变口16封闭，但是在本实施方式2中，为了确保排出面积，滑阀120将可变口16开放。如图14(a)所示，节能器口120p与即将完成吸入的低压的螺杆槽A1开始连通。并且，节能器口120p在压缩冲程中的螺杆槽A2→A3上行进，节能器气体由于中间压力Pm与螺杆槽10的差压而从节能器口120p向螺杆槽10喷射。
在这里，如果使节能器口120p的大小成为相邻的压缩室11不连通的直径，则只能是小的直径，这样，中间压上升，由节能器运转带来的能力扩大效果(图8的(8)的过冷却度)变小。因此，在本实施方式2中，设置多个节能器口120p，从而能够确保流入量。
(在部分负荷运转之中高低差压小的情况)
接下来，利用图15说明在部分负荷运转之中高低差压小时的节能器口120p与螺杆槽10的关系。
在部分负荷运转之中高低差压小时，停止节能器运转。在停止节能器运转的情况下，滑阀120如图15(d)所示地移动至吸入侧，使节能器口120p位于收容部1A的吸入壁1c的边界。另外，设置于壳体1的节能器流路50与设置于滑阀120的节能器口120p成为不连通的状态。
在停止节能器运转期间，节能器口120p在处于吸入过程的螺杆槽B1和螺杆槽B2上通过，只稍微通过压缩开始时的螺杆槽B3。但是，这期间的螺杆槽10的升压量小，对再压缩损失和泄漏损失造成的影响小。
如以上说明的那样，根据实施方式2，能够得到与实施方式1同样的效果，并且能够得到以下效果。即，在实施方式2中，(虽然由于与实施方式1相比滑动量变小，能够对应的压缩比范围缩小)通过将滑阀120的位置配置在比实施方式1靠星轮7侧，从而能够在螺杆中心角90°附近确保制作其它的结构部件或结构的空间。
通过将滑阀120的位置配置在比实施方式1靠星轮7侧，能够得到上述效果，另一方面，滑阀120所设置的角度范围中的螺杆槽10的螺旋顶宽比实施方式1小。在该情况下，如果采用使节能器口的直径比螺旋顶宽小的设计，如果节能器口120p是一个，则无法确保流路面积。但是，在本实施方式2中，将节能器口120p沿着螺杆槽10的倾斜设置有多个，因此能够确保流路面积。
此外，在实施方式1和实施方式2中，在不进行节能器运转的情况下，使节能器流路50和节能器口12p、120p不连通。但是，如图15A(滑阀位于吸入侧的情况)所示，如果用中间冷却器用膨胀阀106等封闭节能器配管107，则不会发生节能器气体向吸入侧泄漏而阻碍吸入气体向压缩室11的流入的情况。因此，从部件共通化等观点出发，也可以使节能器流路50和节能器口12p连通，该情况下也具有同样的效果。
图16是节能器口12p、120p的直径的变形例的说明图，图16(a)是收容部1A内壁面和螺杆转子4外周面的展开图，图16(b)表示图16(a)的d－d剖面。
在实施方式1和实施方式2中，节能器口12p、120p成为使相邻的压缩室11不连通的直径。但是，当只在节能器运转中使用节能器口12p、120p的情况下，被喷射的制冷剂的流动是图16(b)的空白箭头所示的那样的流动，不会发生相邻的压缩室间的泄漏。因此，根据使用范围的不同，有时也可以使节能器口12p、120p如图16(a)所示地比螺旋顶宽大，该情况也具有与实施方式1和实施方式2同样的效果。
此外，滑阀12的位置越靠近星轮7侧，螺杆转子4的螺旋顶宽越小。因此，在使节能器口的直径比螺旋顶宽小的设计中，将滑阀12的安装位置设置在比以往的φ3＝30°大、滑阀12不与相反侧的星轮7的支承部件干涉的100°左右的范围内更能使节能器口的直径大，具有能够进行稳定的流量控制的效果。
以上的结果是，能够得到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、并且能够在一整年中进行高效率的运转的螺杆压缩机100。
附图标记说明
1壳体、1A收容部(内筒面部)、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相对面、2高压侧轴承、3低压侧轴承、4螺杆转子、5星轮支承部、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、11压缩室、12滑阀、12c连结部、12d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反旋转侧滑动面、17固定口、17a倾斜面、17ax分割固定口、17b垂直面、17bx分割固定口、50节能器流路、50a管路、50b长槽、100螺杆压缩机、101变频器、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、120p节能器口、170固定口、200冷冻循环装置、201控制装置。

Claims (6)

1.一种螺杆压缩机，其特征在于，具备：
壳体，所述壳体形成有排出口，并具有圆筒状的内筒面部；
螺杆转子，所述螺杆转子可旋转地收容在所述壳体的所述内筒面部内，多个螺杆槽设置在所述螺杆转子的外周部；
星轮，所述星轮在外周部形成有与所述螺杆槽啮合卡合的齿部，并与所述螺杆槽和所述内筒面部共同地形成压缩室；
吸入压力室，所述吸入压力室设置在所述壳体内，并成为吸入压力气氛；
滑槽，所述滑槽形成在所述壳体的所述内筒面部，并沿所述螺杆转子的旋转轴方向延伸；
滑阀，所述滑阀沿所述螺杆转子的旋转轴方向滑动移动自如地设置在所述滑槽内，并调整排出开始的时机；
节能器流路，所述节能器流路形成在所述壳体内，并将所述壳体的外部与所述滑槽连通；以及
节能器口，所述节能器口形成于所述滑阀，与所述滑阀的位置相应地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移动而使排出开始的时机变早，
所述节能器口设置在当所述滑阀移动至最靠吸入侧的状态下与所述吸入压力室连通的位置。
2.根据权利要求1所述的螺杆压缩机，其特征在于，
所述节能器口设置在当所述滑阀处于移动至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。
3.根据权利要求1或2所述的螺杆压缩机，其特征在于，
具备一对的所述星轮与所述滑阀的组合，一对所述滑阀中的各个的中心位置设置在从星轮用开口部的所述滑阀侧的端面开始大于30°且小于100°的范围，该角度是螺杆转子中心角度，所述星轮用开口部是与一对所述滑阀中的各个分别同一组的所述星轮的所述齿部插通的所述壳体的开口。
4.根据权利要求1～3中任一项所述的螺杆压缩机，其特征在于，
沿着所述螺杆槽的倾斜设置多个所述节能器口。
5.根据权利要求1～4中任一项所述的螺杆压缩机，其特征在于，
具备电动机，所述电动机经由驱动轴与所述螺杆转子连接，并使所述螺杆转子旋转，
所述电动机是由变频器驱动的电动机。
6.一种冷冻循环装置，其特征在于，具备：
制冷剂回路，所述制冷剂回路将权利要求1～5中任一项所述的螺杆压缩机、冷凝器、中间冷却器的高压部、减压装置和蒸发器按顺序用制冷剂配管连接；以及
节能器配管，所述节能器配管从所述中间冷却器和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，与所述螺杆压缩机的所述节能器流路连接。
CN201480030486.1A 2013-05-30 2014-05-29 螺杆压缩机和冷冻循环装置 Active CN105247217B (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2013-113748 2013-05-30
JP2013113748 2013-05-30
PCT/JP2014/064346 WO2014192898A1 (ja) 2013-05-30 2014-05-29 スクリュー圧縮機及び冷凍サイクル装置

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN105247217A CN105247217A (zh) 2016-01-13
CN105247217B true CN105247217B (zh) 2017-03-15

Family

ID=51988920

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201480030486.1A Active CN105247217B (zh) 2013-05-30 2014-05-29 螺杆压缩机和冷冻循环装置

Country Status (4)

Country Link
EP (1) EP3006740B1 (zh)
JP (1) JP6058133B2 (zh)
CN (1) CN105247217B (zh)
WO (1) WO2014192898A1 (zh)

Families Citing this family (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP3199814B1 (en) * 2014-09-24 2021-01-06 Mitsubishi Electric Corporation Screw compressor and refrigeration cycle device
JP6234611B2 (ja) * 2014-11-26 2017-11-22 三菱電機株式会社 スクリュー圧縮機および冷凍サイクル装置
US20180258922A1 (en) * 2014-12-11 2018-09-13 Angelantoni Test Technologies S.R.L., In Short Att S.R.L. Reciprocating compressor for a cooling device
EP3425202B1 (en) * 2016-03-01 2024-06-19 Mitsubishi Electric Corporation Screw compressor and refrigeration cycle device
DE102017115623A1 (de) 2016-07-13 2018-01-18 Trane International Inc. Variable Economizereinspritzposition
CN106762633A (zh) * 2017-01-10 2017-05-31 麦克维尔空调制冷(苏州)有限公司 一种多螺杆式定频制冷压缩机
CN107461222A (zh) * 2017-09-13 2017-12-12 北京工业大学 一种集成滑阀的单螺杆膨胀机
US11333148B2 (en) 2018-10-09 2022-05-17 Mayekawa Mfg. Co., Ltd. Screw compressor and refrigeration device

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0510614A (ja) * 1991-07-02 1993-01-19 Daikin Ind Ltd スクリユー冷凍装置
JPH05106572A (ja) * 1991-10-17 1993-04-27 Daikin Ind Ltd 一軸形スクリユー圧縮機
JPH0820137B2 (ja) * 1990-09-26 1996-03-04 ダイキン工業株式会社 スクリュー冷凍装置
EP1666729A1 (en) * 2003-09-09 2006-06-07 Daikin Industries, Ltd. Screw compressor and freezer
CN101334029A (zh) * 2007-06-29 2008-12-31 上海汉钟精机股份有限公司 半封闭螺杆式制冷压缩机中能量调节机构
CN101680450A (zh) * 2007-06-11 2010-03-24 大金工业株式会社 压缩机及冷冻装置
JP2010255595A (ja) * 2009-04-28 2010-11-11 Daikin Ind Ltd スクリュー圧縮機

Family Cites Families (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4610613A (en) * 1985-06-03 1986-09-09 Vilter Manufacturing Corporation Control means for gas compressor having dual slide valves
US8845311B2 (en) * 2007-12-28 2014-09-30 Daikin Industries, Ltd. Screw compressor with adjacent helical grooves selectively opening to first and second ports
US9051935B2 (en) * 2009-12-22 2015-06-09 Daikin Industries, Ltd. Single screw compressor

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0820137B2 (ja) * 1990-09-26 1996-03-04 ダイキン工業株式会社 スクリュー冷凍装置
JPH0510614A (ja) * 1991-07-02 1993-01-19 Daikin Ind Ltd スクリユー冷凍装置
JPH05106572A (ja) * 1991-10-17 1993-04-27 Daikin Ind Ltd 一軸形スクリユー圧縮機
EP1666729A1 (en) * 2003-09-09 2006-06-07 Daikin Industries, Ltd. Screw compressor and freezer
CN101680450A (zh) * 2007-06-11 2010-03-24 大金工业株式会社 压缩机及冷冻装置
CN101334029A (zh) * 2007-06-29 2008-12-31 上海汉钟精机股份有限公司 半封闭螺杆式制冷压缩机中能量调节机构
JP2010255595A (ja) * 2009-04-28 2010-11-11 Daikin Ind Ltd スクリュー圧縮機

Also Published As

Publication number Publication date
EP3006740A1 (en) 2016-04-13
WO2014192898A1 (ja) 2014-12-04
EP3006740A4 (en) 2017-01-04
JP6058133B2 (ja) 2017-01-11
JPWO2014192898A1 (ja) 2017-02-23
CN105247217A (zh) 2016-01-13
EP3006740B1 (en) 2018-11-14

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN105247217B (zh) 螺杆压缩机和冷冻循环装置
US6273691B1 (en) Scroll gas compressor having asymmetric bypass holes
CN105247216B (zh) 螺杆式压缩机和冷冻循环装置
CN103557624A (zh) 冷冻循环装置
JP4183021B1 (ja) 圧縮機および冷凍装置
CN102644596B (zh) 容量控制式旋转压缩机
CN107620705A (zh) 涡旋压缩机及空调系统
CN109026706A (zh) 涡旋压缩机及使用了该涡旋压缩机的冷冻循环装置
JP6989811B2 (ja) スクリュー圧縮機及び冷凍装置
KR20120007337A (ko) 압축기
CN101886628B (zh) 涡旋压缩机
US8083508B2 (en) Progressive cavity compressor having check valves on the discharge endplate
CN105392996B (zh) 螺杆压缩机
JP4924092B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP2012127565A (ja) 冷凍サイクル装置
CN207004822U (zh) 压缩机构和制冷设备
CN109642579A (zh) 螺杆压缩机和制冷循环装置
JP7194877B2 (ja) 冷凍サイクル装置
CN101205913B (zh) 涡旋压缩机功率可变装置
CN109974322A (zh) 一种带膨胀机的双温区单级制冷系统
JP2020094761A (ja) 多段圧縮システム
CN202250853U (zh) 一种涡旋压缩机
WO2023098102A1 (zh) 压缩机转子、压缩机泵体、压缩机及温度调节系统
JPH02133757A (ja) 二段圧縮冷凍サイクル
CN221003126U (zh) 用于压缩机的泵体组件、压缩机和制冷系统

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant