JP2010242656A

JP2010242656A - Single screw compressor

Info

Publication number: JP2010242656A
Application number: JP2009093601A
Authority: JP
Inventors: Hideki Fujiwara; 秀規藤原; Hiromichi Ueno; 広道上野; Shigeharu Shikano; 茂治鹿野
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2009-04-08
Filing date: 2009-04-08
Publication date: 2010-10-28

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent leakage of a refrigerant between the spiral grooves of a screw rotor while preventing leakage of a high-pressure refrigerant into a bearing holder in a sealing portion between the screw rotor and the bearing holder. <P>SOLUTION: The sealing portion is formed in such a manner that the end surface (49) of the delivery-side end (46) of the screw rotor (40) is brought into contact with the end surface of the bearing holder (60). On the end surface (49) of the screw rotor (40), multiple spiral grooves (4) are formed to generate high pressure on a peripheral side over the peripheral direction of the end surface. <P>COPYRIGHT: (C)2011,JPO&INPIT

Description

本発明は、シングルスクリュー圧縮機に関し、特に、高圧ガスの漏れ対策に係るものである。 The present invention relates to a single screw compressor, and particularly relates to measures against leakage of high pressure gas.

従来より、冷凍空調用などの圧縮機として用いられるシングルスクリュー圧縮機が知られている。例えば特許文献１のシングルスクリュー圧縮機は、外周面に複数の螺旋溝を有するスクリューロータと、複数の歯を有する円板状の２枚のゲートロータとを備えている。そして、ゲートロータとスクリューロータとが噛み合うことにより、圧縮室が形成される。このシングルスクリュー圧縮機では、冷媒がスクリューロータの一端側から圧縮室へ吸入され、圧縮された後スクリューロータの他端側から吐出される。 Conventionally, a single screw compressor used as a compressor for refrigeration and air conditioning is known. For example, the single screw compressor of Patent Document 1 includes a screw rotor having a plurality of spiral grooves on the outer peripheral surface and two disk-shaped gate rotors having a plurality of teeth. And a compression chamber is formed when a gate rotor and a screw rotor mesh | engage. In this single screw compressor, the refrigerant is sucked into the compression chamber from one end side of the screw rotor, compressed, and then discharged from the other end side of the screw rotor.

特開２００４−３２４６０１号公報JP 2004-324601 A

ところで、上述したようなシングルスクリュー圧縮機では、図９に概略的に示すように、スクリューロータ（100）の一端が吸入側端部（102）となっており、他端が吐出側端部（103）となっている。また、スクリューロータ（100）の吐出側では、該スクリューロータ（100）の駆動軸（106）を回転自在に支持する軸受（115）が軸受ホルダ（110）によって保持されている。軸受ホルダ（110）は、円筒状のホルダ本体（111）を備え、該ホルダ本体（111）の内周部である軸受室（114）に軸受（115）が保持されている。そして、この軸受（115）が保持される軸受室（114）は低圧空間となるように構成されている。例えばこのホルダ本体（111）の内周部が高圧になると、スクリューロータ（100）の吸入側端部（102）が低圧であることから、スクリューロータ（100）の両端で圧力差が生じ、これによって軸受（115）に対しスラスト力が発生し軸受（115）が損傷する虞がある。このスラスト力の発生を防止するため、ホルダ本体（111）の内部空間が低圧状態にされる。 By the way, in the single screw compressor as described above, as schematically shown in FIG. 9, one end of the screw rotor (100) is the suction side end (102) and the other end is the discharge side end ( 103). On the discharge side of the screw rotor (100), a bearing (115) that rotatably supports the drive shaft (106) of the screw rotor (100) is held by a bearing holder (110). The bearing holder (110) includes a cylindrical holder body (111), and the bearing (115) is held in a bearing chamber (114) that is an inner peripheral portion of the holder body (111). The bearing chamber (114) in which the bearing (115) is held is configured to be a low pressure space. For example, when the inner peripheral part of the holder body (111) is at a high pressure, the suction side end (102) of the screw rotor (100) is at a low pressure, so that a pressure difference is generated at both ends of the screw rotor (100). As a result, a thrust force is generated on the bearing (115) and the bearing (115) may be damaged. In order to prevent the generation of this thrust force, the internal space of the holder body (111) is brought into a low pressure state.

また、スクリューロータ（100）の吐出側端部（103）から吐出された高圧冷媒がホルダ本体（111）の内周部に流入しないように、スクリューロータ（100）の吐出側端部（103）の端面（105）とホルダ本体（111）の突出部（113）とが互いに接してシール部を構成している。スクリューロータ（100）の吐出側端部（103）の端面（105）には突出部（104）が形成されている。一方、ホルダ本体（111）のスクリューロータ（100）側の端面にはスクリューロータ（100）の突出部（104）が収納される凹陥部（112）が形成され、該凹陥部（112）の外周に突出部（113）が形成されている。そして、図１０に示すように、スクリューロータ（100）の端面（105）には環状のラビリンス溝（107）が形成される。このラビリンス溝（107）により、スクリューロータ（100）の端面（105）において外周から内側へ流入する高圧冷媒の漏れ（図９に矢印で示す流れ）が防止される。 Further, the discharge-side end (103) of the screw rotor (100) is prevented so that the high-pressure refrigerant discharged from the discharge-side end (103) of the screw rotor (100) does not flow into the inner peripheral portion of the holder body (111). The end face (105) and the protrusion (113) of the holder body (111) are in contact with each other to form a seal portion. A protrusion (104) is formed on the end surface (105) of the discharge side end (103) of the screw rotor (100). On the other hand, the end surface of the holder body (111) on the screw rotor (100) side is formed with a recessed portion (112) in which the protruding portion (104) of the screw rotor (100) is accommodated, and the outer periphery of the recessed portion (112) A protrusion (113) is formed on the surface. And as shown in FIG. 10, the cyclic | annular labyrinth groove | channel (107) is formed in the end surface (105) of a screw rotor (100). The labyrinth groove (107) prevents leakage of the high-pressure refrigerant flowing inward from the outer periphery (the flow indicated by the arrow in FIG. 9) at the end surface (105) of the screw rotor (100).

ところが、図１０に概略的に示すように、上述したシール部の構成では、ラビリンス溝（107）が連絡通路となり、スクリューロータ（100）の螺旋溝（101）同士間で高圧冷媒の流出入（漏れ）が生じるという問題があった。スクリューロータ（100）では、各螺旋溝（101）の圧縮室の圧力が異なる。ここでは、６つの螺旋溝（101）（第１溝〜第６溝）が形成されたスクリューロータ（100）において、各螺旋溝（101）の圧縮室の圧力がＰ１＞Ｐ２＞Ｐ３（下側の圧縮室）、Ｐ４＞Ｐ５＞Ｐ６＞（上側の圧縮室）の関係にあると仮定して説明する。なお、このような圧力関係は、第３溝（第６溝）では吸入行程が、第２溝（第５溝）では圧縮行程が、第１溝（第４溝）では吐出行程が行われる場合が考えられる。この状態では、最大圧力である第１溝（第４溝）の高圧冷媒がシール部の外周から流入しラビリンス溝（107）を通じて周方向に流れる。この冷媒は、第１溝（第４溝）よりも低圧の第２溝（第５溝）および第６溝（第３溝）へ流出する。このようにして、各螺旋溝（41）同士間で高圧冷媒の漏れが生じる。その結果、圧縮効率の低下を招いてしまうという問題があった。 However, as schematically shown in FIG. 10, in the configuration of the seal portion described above, the labyrinth groove (107) serves as a communication passage, and the high-pressure refrigerant flows in and out between the spiral grooves (101) of the screw rotor (100) ( There was a problem that leakage occurred. In the screw rotor (100), the pressure in the compression chamber of each spiral groove (101) is different. Here, in the screw rotor (100) in which six spiral grooves (101) (first to sixth grooves) are formed, the pressure in the compression chamber of each spiral groove (101) is P1> P2> P3 (lower side) The compression chamber) and P4> P5> P6> (upper compression chamber) are assumed. This pressure relationship is such that the suction stroke is performed in the third groove (sixth groove), the compression stroke is performed in the second groove (fifth groove), and the discharge stroke is performed in the first groove (fourth groove). Can be considered. In this state, the high-pressure refrigerant in the first groove (fourth groove), which is the maximum pressure, flows from the outer periphery of the seal portion and flows in the circumferential direction through the labyrinth groove (107). This refrigerant flows out into the second groove (fifth groove) and the sixth groove (third groove), which are lower in pressure than the first groove (fourth groove). In this way, high-pressure refrigerant leaks between the spiral grooves (41). As a result, there is a problem that the compression efficiency is lowered.

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、スクリューロータとその軸受ホルダとのシール部において、軸受ホルダ内への高圧冷媒の漏れを防止しつつ、スクリューロータの各螺旋溝同士間での冷媒の漏れをも防止することにある。 The present invention has been made in view of the above points, and an object of the present invention is to prevent the high-pressure refrigerant from leaking into the bearing holder at the seal portion between the screw rotor and the bearing holder, and to make each spiral of the screw rotor. It is to prevent leakage of the refrigerant between the grooves.

第１の発明は、外周部に複数の螺旋溝（41）が形成されたスクリューロータ（40）と、該スクリューロータ（40）の吐出側端部（46）で上記スクリューロータ（40）の駆動軸（21）を回転自在に支持する軸受（65,66）と、内周部に上記軸受（65,66）が保持されると共に低圧状態に構成される軸受室（64）を有する円筒状の軸受ホルダ（60）とを備え、上記スクリューロータ（40）の吐出側端部（46）の端面（49）と上記軸受ホルダ（60）の端面とが互いに接して上記軸受室（64）内への高圧冷媒の流入を防止するシール部を構成しているシングルスクリュー圧縮機を前提としている。そして、上記スクリューロータ（40）の端面（49）には、上記スクリューロータ（40）の回転に伴って上記端面（49）の外周側に高圧を発生させるスパイラル溝（4）が上記端面（49）の周方向に亘って複数形成されているものである。 In the first invention, the screw rotor (40) having a plurality of spiral grooves (41) formed on the outer periphery, and the screw rotor (40) is driven by the discharge side end (46) of the screw rotor (40). A cylindrical bearing having a bearing (65, 66) rotatably supporting the shaft (21) and a bearing chamber (64) configured to be held in a low pressure state on the inner peripheral portion of the bearing (65, 66). A bearing holder (60), and an end surface (49) of the discharge side end (46) of the screw rotor (40) and an end surface of the bearing holder (60) are in contact with each other into the bearing chamber (64). This presupposes a single screw compressor that constitutes a seal portion that prevents inflow of the high-pressure refrigerant. The end face (49) of the screw rotor (40) has a spiral groove (4) that generates high pressure on the outer peripheral side of the end face (49) as the screw rotor (40) rotates. ) In the circumferential direction.

上記第１の発明では、スクリューロータ（40）の回転に伴い、スパイラル溝（4）の外周側端部に高圧（高圧ポイント）が発生する。そのため、シール部の外周側（即ち、スクリューロータ（40）の端面（49）の外周側）にその全周に亘って満遍なく高圧が発生する。これにより、スクリューロータ（40）の吐出側端部（46）の各螺旋溝（41）から吐出された高圧冷媒のシール部への流入が防止される。 In the said 1st invention, a high voltage | pressure (high voltage | pressure point) generate | occur | produces in the outer peripheral side edge part of a spiral groove (4) with rotation of a screw rotor (40). Therefore, a high pressure is uniformly generated over the entire circumference on the outer circumference side of the seal portion (that is, the outer circumference side of the end surface (49) of the screw rotor (40)). This prevents the high-pressure refrigerant discharged from the spiral grooves (41) at the discharge side end (46) of the screw rotor (40) from flowing into the seal portion.

第２の発明は、上記第１の発明において、上記スパイラル溝（4）は、外周側端部が上記スクリューロータ（40）の各螺旋溝（41）の吐出側終端に対応するように形成されたスパイラル溝（4a,4b,4c）を備えている。 In a second aspect based on the first aspect, the spiral groove (4) is formed such that an outer peripheral side end corresponds to a discharge side end of each spiral groove (41) of the screw rotor (40). Spiral grooves (4a, 4b, 4c).

上記の発明では、スパイラル溝（4a,4b,4c）の外周側端部が各螺旋溝（41）の吐出側終端に対応しているため、シール部（即ち、スクリューロータ（40）の端面（49））において各螺旋溝（41）の吐出側終端に対応する箇所に高圧が確実に発生する。そのため、各螺旋溝（41）から吐出された高圧冷媒のシール部への流入が確実に防止される。 In the above invention, since the outer peripheral side end of the spiral groove (4a, 4b, 4c) corresponds to the discharge end of each spiral groove (41), the seal portion (that is, the end face of the screw rotor (40) ( 49)), a high pressure is surely generated at a location corresponding to the discharge end of each spiral groove (41). Therefore, the high-pressure refrigerant discharged from each spiral groove (41) is reliably prevented from flowing into the seal portion.

第３の発明は、上記第１または第２の発明において、上記スパイラル溝（4）は、外周側端部が上記スクリューロータ（40）の各螺旋溝（41）間に対応するように形成されたスパイラル溝（4d）を備えている。 According to a third aspect of the present invention, in the first or second aspect, the spiral groove (4) is formed so that an outer peripheral end corresponds to each spiral groove (41) of the screw rotor (40). A spiral groove (4d) is provided.

上記第３の発明では、スパイラル溝（4d）の外周側端部が螺旋溝（41）と螺旋溝（41）の間に対応しているため、螺旋溝（41）から吐出された高圧冷媒がシール部を通じて例えば隣の螺旋溝（41）へ流入することが確実に回避される。つまり、各螺旋溝（41）同士間の冷媒の流出入（漏れ）が確実に回避される。 In the third aspect of the invention, since the outer peripheral end of the spiral groove (4d) corresponds to the space between the spiral groove (41) and the spiral groove (41), the high-pressure refrigerant discharged from the spiral groove (41) For example, the flow into the adjacent spiral groove (41) through the seal portion is reliably avoided. That is, refrigerant inflow / outflow (leakage) between the spiral grooves (41) is reliably avoided.

第４の発明は、上記第１乃至第３の何れか１の発明において、上記スパイラル溝（4）は、横断面積が外周側端部にいくに従って漸次小さくなるように形成されている。 According to a fourth invention, in any one of the first to third inventions, the spiral groove (4) is formed so that the cross-sectional area gradually decreases toward the outer peripheral side end.

上記第４の発明では、スパイラル溝（4）の横断面積が外周側端部にいくに従って小さくなるため、スパイラル溝（4）の外周側端部に発生する圧力が一層高くなる。 In the fourth aspect of the invention, since the cross-sectional area of the spiral groove (4) becomes smaller toward the outer peripheral end, the pressure generated at the outer peripheral end of the spiral groove (4) becomes higher.

したがって、本発明によれば、シール部であるスクリューロータ（40）の端面（49）の周方向に亘ってスパイラル溝（4）が複数形成するようにしたため、シール部の外周側（即ち、スクリューロータ（40）の端面（49）における外周側）にその周方向に亘って満遍なく高圧（高圧ポイント）を発生させることができる。即ち、シール部の全周に亘って満遍なく高圧を発生させることができる。そのため、スクリューロータ（40）の吐出側端部（46）から吐出された高圧冷媒がシール部へ流入するのを防止することができる。その結果、高圧冷媒がシール部を通じて軸受室（64）内へ漏れるのを防止できると共に、高圧の螺旋溝（41）からシール部を介して低圧の螺旋溝（41）へ冷媒が漏れるのを防止することができる。その結果、シール部のシール性が向上し、圧縮機構（20）の圧縮効率の低下を防止することができる。よって、冷凍サイクルの運転効率を向上させることができる。 Therefore, according to the present invention, a plurality of spiral grooves (4) are formed along the circumferential direction of the end surface (49) of the screw rotor (40), which is the seal portion. High pressure (high pressure point) can be generated uniformly over the circumferential direction on the end surface (49) of the rotor (40). That is, high pressure can be generated uniformly over the entire circumference of the seal portion. Therefore, it is possible to prevent the high-pressure refrigerant discharged from the discharge side end portion (46) of the screw rotor (40) from flowing into the seal portion. As a result, high-pressure refrigerant can be prevented from leaking into the bearing chamber (64) through the seal portion, and refrigerant can be prevented from leaking from the high-pressure spiral groove (41) to the low-pressure spiral groove (41) through the seal portion. can do. As a result, the sealing performance of the seal portion is improved, and a reduction in compression efficiency of the compression mechanism (20) can be prevented. Therefore, the operating efficiency of the refrigeration cycle can be improved.

特に、第２の発明によれば、スパイラル溝（4a,4b,4c）の外周側端部を各螺旋溝（41）に対応する位置に形成するようにしたため、螺旋溝（41）から吐出された高圧冷媒がシール部へ流入するのを確実に回避できる。 In particular, according to the second invention, since the outer peripheral side end of the spiral groove (4a, 4b, 4c) is formed at a position corresponding to each spiral groove (41), the spiral groove (41) is discharged. It is possible to reliably avoid the high pressure refrigerant flowing into the seal portion.

また、第３の発明によれば、スパイラル溝（4d）の外周側端部が螺旋溝（41）と螺旋溝（41）の間に対応するように形成するようにしたため、各螺旋溝（41）同士間の冷媒の漏れを確実に回避することができる。 According to the third aspect of the invention, since the outer peripheral side end of the spiral groove (4d) is formed so as to correspond between the spiral groove (41) and the spiral groove (41), each spiral groove (41 ) It is possible to reliably avoid refrigerant leakage between the two.

また、第４の発明によれば、スパイラル溝（4）の横断面積が外周側にいくに従って先細となるようにしたため、スパイラル溝（4）の外周側端部に発生する圧力をより高くすることができる。これにより、シール部のシール性が一層向上する。 According to the fourth aspect of the invention, since the cross-sectional area of the spiral groove (4) is tapered toward the outer peripheral side, the pressure generated at the outer peripheral end of the spiral groove (4) can be increased. Can do. Thereby, the sealing performance of the seal portion is further improved.

図１は、実施形態に係るシングルスクリュー圧縮機の要部の構成を示す縦断面図である。Drawing 1 is a longitudinal section showing the composition of the important section of the single screw compressor concerning an embodiment. 図２は、図１のII−II線における横断面図である。2 is a cross-sectional view taken along the line II-II in FIG. 図３は、実施形態に係るシングルスクリュー圧縮機の要部を抜き出して示す斜視図である。FIG. 3 is a perspective view illustrating a main part of the single screw compressor according to the embodiment. 図４は、実施形態に係る圧縮機構の動作を示す平面図であり、（Ａ）は吸込行程を示し、（Ｂ）は圧縮行程を示し、（Ｃ）は吐出行程示す。FIG. 4 is a plan view showing the operation of the compression mechanism according to the embodiment, where (A) shows a suction stroke, (B) shows a compression stroke, and (C) shows a discharge stroke. 図５は、実施形態に係るスクリューロータおよび軸受ホルダの構成を示す図である。FIG. 5 is a diagram illustrating the configuration of the screw rotor and the bearing holder according to the embodiment. 図６は、実施形態に係るスクリューロータの端面のスパイラル溝を示す平面図である。FIG. 6 is a plan view showing spiral grooves on the end face of the screw rotor according to the embodiment. 図７は、実施形態に係るスクリューロータの吐出側端部を示す縦断面図である。FIG. 7 is a longitudinal sectional view showing a discharge side end portion of the screw rotor according to the embodiment. 図８は、実施形態の変形例に係るスクリューロータの吐出側端部を示す縦断面図である。FIG. 8 is a longitudinal sectional view showing a discharge side end portion of a screw rotor according to a modification of the embodiment. 図９は、従来のスクリューロータおよび軸受ホルダの構成を示す図である。FIG. 9 is a diagram showing the configuration of a conventional screw rotor and bearing holder. 図１０は、従来の高圧冷媒の漏れを説明するための図である。FIG. 10 is a diagram for explaining leakage of a conventional high-pressure refrigerant.

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、以下の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. The following embodiments are essentially preferable examples, and are not intended to limit the scope of the present invention, its application, or its use.

本実施形態のシングルスクリュー圧縮機（1）（以下、単にスクリュー圧縮機（1）と言う。）は、冷凍空調用のもので、冷凍サイクルを行う冷媒回路に設けられて冷媒を圧縮するものである。 The single screw compressor (1) of the present embodiment (hereinafter simply referred to as a screw compressor (1)) is for refrigeration and air conditioning, and is provided in a refrigerant circuit for performing a refrigeration cycle to compress refrigerant. is there.

図１および図２に示すように、上記スクリュー圧縮機（1）は、半密閉型に構成されている。このスクリュー圧縮機（1）は、ケーシング（10）内に、低圧ガスが導入されて該低圧ガスを圧縮する圧縮機構（20）を備えている。ケーシング（10）内には、図示しないが電動機が固定されており、該電動機と圧縮機構（20）とが回転軸である駆動軸（21）によって連結されている。また、ケーシング（10）内には、冷媒回路の蒸発器（図示せず）から低圧のガス冷媒が導入されると共に該低圧ガスを圧縮機構（20）へ案内する低圧空間（S1）と、圧縮機構（20）から吐出された高圧のガス冷媒が流入する高圧空間（S2）とが区画形成されている。 As shown in FIGS. 1 and 2, the screw compressor (1) is configured as a semi-hermetic type. The screw compressor (1) includes a compression mechanism (20) that introduces low-pressure gas into the casing (10) and compresses the low-pressure gas. An electric motor (not shown) is fixed in the casing (10), and the electric motor and the compression mechanism (20) are connected by a drive shaft (21) that is a rotating shaft. Further, in the casing (10), a low-pressure gas refrigerant is introduced from an evaporator (not shown) of a refrigerant circuit and a low-pressure space (S1) for guiding the low-pressure gas to the compression mechanism (20), and a compression A high-pressure space (S2) into which the high-pressure gas refrigerant discharged from the mechanism (20) flows is partitioned.

上記圧縮機構（20）は、ケーシング（10）内に形成された円筒壁（30）と、該円筒壁（30）の中に配置された１つのスクリューロータ（40）と、該スクリューロータ（40）に噛み合う２つ（一対）のゲートロータ（50）とを有している。スクリューロータ（40）は、上記駆動軸（21）に装着され、キー（22）によって駆動軸（21）に対する回り止めが施されている。 The compression mechanism (20) includes a cylindrical wall (30) formed in the casing (10), one screw rotor (40) disposed in the cylindrical wall (30), and the screw rotor (40 And two (a pair) of gate rotors (50). The screw rotor (40) is mounted on the drive shaft (21) and is prevented from rotating with respect to the drive shaft (21) by a key (22).

図３〜図５に示すように、上記スクリューロータ（40）は、概ね円柱状に形成された金属製の部材である。スクリューロータ（40）は、円筒壁（30）に回転可能に嵌合しており、その外周面が円筒壁（30）の内周面と摺接する。スクリューロータ（40）の外周部には、スクリューロータ（40）の一端から他端へ向かって螺旋状に延びる螺旋溝（41）が複数（本実施形態では、６本）形成されている。 As shown in FIGS. 3-5, the said screw rotor (40) is a metal member formed in the substantially column shape. The screw rotor (40) is rotatably fitted to the cylindrical wall (30), and the outer peripheral surface thereof is in sliding contact with the inner peripheral surface of the cylindrical wall (30). A plurality (six in this embodiment) of spiral grooves (41) extending spirally from one end to the other end of the screw rotor (40) are formed on the outer periphery of the screw rotor (40).

上記スクリューロータ（40）の各螺旋溝（41）は、図５における左端が始端となり、同図における右端が終端となっている。また、スクリューロータ（40）は、同図における左端部がテーパー状に形成された吸入側端部（45）であり、同図における右端部が吐出側端部（46）である。 Each spiral groove (41) of the screw rotor (40) has a left end in FIG. 5 as a start end, and a right end in the drawing ends. Further, the screw rotor (40) is a suction side end (45) having a tapered left end in the figure, and a discharge end (46) in the right end in the figure.

上記螺旋溝（41）では、両側の側壁面（42,43）のうち、ゲート（51）の進行方向の前側（図５における右側）に位置するものが第１側壁面（42）となり、ゲート（51）の進行方向の後側（同図における左側）に位置するものが第２側壁面（43）となっている。 In the spiral groove (41), of the side wall surfaces (42, 43) on both sides, the one located on the front side (right side in FIG. 5) of the moving direction of the gate (51) is the first side wall surface (42). The one located on the rear side (left side in the figure) in the traveling direction of (51) is the second side wall surface (43).

上記各ゲートロータ（50）は、長方形板状に形成された複数（本実施形態では、１０枚）のゲート（51）が放射状に設けられた樹脂製の部材である。各ゲートロータ（50）は、円筒壁（30）の外側に、スクリューロータ（40）の回転軸に対して軸対称となるように配置されている。つまり、本実施形態のスクリュー圧縮機（1）では、二つのゲートロータ（50）が、スクリューロータ（40）の回転中心軸周りに等角度間隔（本実施形態では１８０°間隔）で配置されている。各ゲートロータ（50）の軸心は、スクリューロータ（40）の軸心と直交している。各ゲートロータ（50）は、ゲート（51）が円筒壁（30）の一部を貫通してスクリューロータ（40）の螺旋溝（41）に噛み合うように配置されている。 Each of the gate rotors (50) is a resin member provided with a plurality of (in this embodiment, 10) gates (51) formed in a rectangular plate shape in a radial pattern. Each gate rotor (50) is disposed outside the cylindrical wall (30) so as to be axially symmetric with respect to the rotational axis of the screw rotor (40). That is, in the screw compressor (1) of the present embodiment, the two gate rotors (50) are arranged at equiangular intervals (180 ° intervals in the present embodiment) around the rotation center axis of the screw rotor (40). Yes. The axis of each gate rotor (50) is orthogonal to the axis of the screw rotor (40). Each gate rotor (50) is arranged so that the gate (51) penetrates a part of the cylindrical wall (30) and meshes with the spiral groove (41) of the screw rotor (40).

上記ゲートロータ（50）は、金属製のロータ支持部材（55）に取り付けられている（図３を参照）。ロータ支持部材（55）は、基部（56）とアーム部（57）と軸部（58）とを備えている。基部（56）は、やや肉厚の円板状に形成されている。アーム部（57）は、ゲートロータ（50）のゲート（51）と同数だけ設けられており、基部（56）の外周面から外側へ向かって放射状に延びている。軸部（58）は、棒状に形成されて基部（56）に立設されている。軸部（58）の中心軸は、基部（56）の中心軸と一致している。ゲートロータ（50）は、基部（56）及びアーム部（57）における軸部（58）とは反対側の面に取り付けられている。各アーム部（57）は、ゲート（51）の裏面に当接している。 The gate rotor (50) is attached to a metal rotor support member (55) (see FIG. 3). The rotor support member (55) includes a base portion (56), an arm portion (57), and a shaft portion (58). The base (56) is formed in a slightly thick disk shape. The same number of arms (57) as the gates (51) of the gate rotor (50) are provided and extend radially outward from the outer peripheral surface of the base (56). The shaft portion (58) is formed in a rod shape and is erected on the base portion (56). The central axis of the shaft portion (58) coincides with the central axis of the base portion (56). The gate rotor (50) is attached to a surface of the base portion (56) and the arm portion (57) opposite to the shaft portion (58). Each arm part (57) is in contact with the back surface of the gate (51).

上記ゲートロータ（50）が取り付けられたロータ支持部材（55）は、円筒壁（30）に隣接してケーシング（10）内に区画形成されたゲートロータ室（90）に収容されている（図２を参照）。図２におけるスクリューロータ（40）の右側に配置されたロータ支持部材（55）は、ゲートロータ（50）が下端側となる姿勢で設置されている。一方、同図におけるスクリューロータ（40）の左側に配置されたロータ支持部材（55）は、ゲートロータ（50）が上端側となる姿勢で設置されている。各ロータ支持部材（55）の軸部（58）は、ゲートロータ室（90）内の軸受ハウジング（91）に玉軸受（92,93）を介して回転自在に支持されている。なお、各ゲートロータ室（90）は、低圧空間（S1）に連通している。 The rotor support member (55) to which the gate rotor (50) is attached is accommodated in a gate rotor chamber (90) defined in the casing (10) adjacent to the cylindrical wall (30) (see FIG. 2). The rotor support member (55) disposed on the right side of the screw rotor (40) in FIG. 2 is installed in such a posture that the gate rotor (50) is on the lower end side. On the other hand, the rotor support member (55) disposed on the left side of the screw rotor (40) in the figure is installed in such a posture that the gate rotor (50) is on the upper end side. The shaft portion (58) of each rotor support member (55) is rotatably supported by a bearing housing (91) in the gate rotor chamber (90) via ball bearings (92, 93). Each gate rotor chamber (90) communicates with the low pressure space (S1).

上記圧縮機構（20）では、円筒壁（30）の内周面と、スクリューロータ（40）の螺旋溝（41）と、ゲートロータ（50）のゲート（51）とによって囲まれた空間が圧縮室（23）となる。スクリューロータ（40）の螺旋溝（41）は、吸入側端部（45）において低圧空間（S1）に開放しており、この開放部分が圧縮機構（20）の吸入口（24）となっている。 In the compression mechanism (20), the space surrounded by the inner peripheral surface of the cylindrical wall (30), the spiral groove (41) of the screw rotor (40), and the gate (51) of the gate rotor (50) is compressed. It becomes room (23). The spiral groove (41) of the screw rotor (40) opens to the low pressure space (S1) at the suction side end (45), and this open part becomes the suction port (24) of the compression mechanism (20). Yes.

上記圧縮機構（20）は、スクリューロータ（40）の回転に伴って、ゲートロータ（50）のゲート（51）がスクリューロータ（40）の螺旋溝（41）を移動することにより、圧縮室（23）の拡大動作および縮小動作が繰り返される。これにより、冷媒の吸入行程、圧縮行程および吐出行程が順に行われる。具体的に、電動機を起動すると駆動軸（21）が回転し、それに伴ってスクリューロータ（40）が回転する。このスクリューロータ（40）の回転に伴ってゲートロータ（50）も回転し、圧縮機構（20）が吸入行程、圧縮行程および吐出行程を繰り返す。 The compression mechanism (20) is configured so that the gate (51) of the gate rotor (50) moves in the spiral groove (41) of the screw rotor (40) as the screw rotor (40) rotates, so that the compression chamber ( The enlargement and reduction operations of 23) are repeated. Thereby, the refrigerant | coolant suction process, a compression process, and a discharge process are performed in order. Specifically, when the electric motor is started, the drive shaft (21) rotates, and the screw rotor (40) rotates accordingly. As the screw rotor (40) rotates, the gate rotor (50) also rotates, and the compression mechanism (20) repeats the suction stroke, the compression stroke, and the discharge stroke.

図４（Ａ）において、網掛けを付した圧縮室（23）は、低圧空間（S1）に連通している。また、この圧縮室（23）が形成されている螺旋溝（41）は、同図の下側に位置するゲートロータ（50）のゲート（51）と噛み合っている。スクリューロータ（40）が回転すると、このゲート（51）が螺旋溝（41）の終端へ向かって相対的に移動し、それに伴って圧縮室（23）の容積が拡大する。その結果、低圧空間（S1）の低圧ガス冷媒が吸入口（24）を通じて圧縮室（23）へ吸い込まれる。スクリューロータ（40）が更に回転すると、図４（Ｂ）の状態となる。同図において、網掛けを付した圧縮室（23）は、閉じきり状態となっている。つまり、この圧縮室（23）が形成されている螺旋溝（41）は、同図の上側に位置するゲートロータ（50）のゲート（51）と噛み合い、このゲート（51）によって低圧空間（S1）から仕切られている。そして、スクリューロータ（40）の回転に伴ってゲート（51）が螺旋溝（41）の終端へ向かって相対的に移動すると、圧縮室（23）の容積が次第に縮小する。その結果、圧縮室（23）内のガス冷媒が圧縮される。スクリューロータ（40）が更に回転すると、図４（Ｃ）の状態となる。同図において、網掛けを付した圧縮室（23）は、後述する吐出口（25）を介して高圧空間（S2）と連通した状態となっている。そして、スクリューロータ（40）の回転に伴ってゲート（51）が螺旋溝（41）の終端へ向かって相対的に移動すると、圧縮された冷媒ガスが圧縮室（23）から高圧空間（S2）へ押し出されてゆく。 In FIG. 4 (A), the compression chamber (23) shaded is in communication with the low pressure space (S1). Further, the spiral groove (41) in which the compression chamber (23) is formed meshes with the gate (51) of the gate rotor (50) located on the lower side of the figure. When the screw rotor (40) rotates, the gate (51) relatively moves toward the terminal end of the spiral groove (41), and the volume of the compression chamber (23) increases accordingly. As a result, the low-pressure gas refrigerant in the low-pressure space (S1) is sucked into the compression chamber (23) through the suction port (24). When the screw rotor (40) further rotates, the state shown in FIG. In the figure, the compression chamber (23) with shading is completely closed. That is, the spiral groove (41) in which the compression chamber (23) is formed meshes with the gate (51) of the gate rotor (50) located on the upper side of the figure, and the low pressure space (S1 ). When the gate (51) relatively moves toward the end of the spiral groove (41) as the screw rotor (40) rotates, the volume of the compression chamber (23) gradually decreases. As a result, the gas refrigerant in the compression chamber (23) is compressed. When the screw rotor (40) further rotates, the state shown in FIG. In the figure, the shaded compression chamber (23) is in communication with the high-pressure space (S2) via a discharge port (25) described later. When the gate (51) relatively moves toward the terminal end of the spiral groove (41) as the screw rotor (40) rotates, the compressed refrigerant gas flows from the compression chamber (23) to the high-pressure space (S2). It is pushed out.

上記スクリュー圧縮機（1）には、容量制御機構としてスライドバルブ（70）が設けられている。このスライドバルブ（70）は、円筒壁（30）がその周方向の２カ所において径方向外側に膨出したスライドバルブ収納部（31）内に設けられている。スライドバルブ（70）は、内面が円筒壁（30）の内周面の一部を構成すると共に、円筒壁（30）の軸方向にスライド可能に構成されている。 The screw compressor (1) is provided with a slide valve (70) as a capacity control mechanism. The slide valve (70) is provided in a slide valve housing portion (31) in which a cylindrical wall (30) bulges radially outward at two locations in the circumferential direction. The slide valve (70) is configured such that the inner surface forms part of the inner peripheral surface of the cylindrical wall (30) and is slidable in the axial direction of the cylindrical wall (30).

上記スライドバルブ（70）が高圧空間（S2）寄り（図１における駆動軸（21）の軸方向を左右方向とした場合の右側寄り）へスライドすると、スライドバルブ収納部（31）の端面（P1）とスライドバルブ（70）の端面（P2）との間に軸方向隙間が形成される。この軸方向隙間は、圧縮室（23）から低圧空間（S1）へ冷媒を戻すためのバイパス通路（33）となっている。スライドバルブ（70）を移動させてバイパス通路（33）の開度を変更すると、圧縮機構（20）の容量が変化する。また、スライドバルブ（70）には、圧縮室（23）と高圧空間（S2）とを連通させるための吐出口（25）が形成されている。 When the slide valve (70) slides toward the high-pressure space (S2) (to the right when the axial direction of the drive shaft (21) in FIG. 1 is the left-right direction), the end face (P1 ) And an end face (P2) of the slide valve (70). This axial clearance serves as a bypass passage (33) for returning the refrigerant from the compression chamber (23) to the low pressure space (S1). When the slide valve (70) is moved to change the opening of the bypass passage (33), the capacity of the compression mechanism (20) changes. The slide valve (70) is formed with a discharge port (25) for communicating the compression chamber (23) and the high pressure space (S2).

上記スクリュー圧縮機（1）には、スライドバルブ（70）をスライド駆動させるためのスライドバルブ駆動機構（80）が設けられている。このスライドバルブ駆動機構（80）は、後述する軸受ホルダ（60）に固定されたシリンダ（81）と、該シリンダ（81）内に装填されたピストン（82）と、該ピストン（82）のピストンロッド（83）に連結されたアーム（84）と、該アーム（84）とスライドバルブ（70）とを連結する連結ロッド（85）と、アーム（84）を図１の右方向（アーム（84）をケーシング（10）から引き離す方向）に付勢するスプリング（86）とを備えている。 The screw compressor (1) is provided with a slide valve drive mechanism (80) for slidingly driving the slide valve (70). The slide valve drive mechanism (80) includes a cylinder (81) fixed to a bearing holder (60) described later, a piston (82) loaded in the cylinder (81), and a piston of the piston (82). The arm (84) connected to the rod (83), the connecting rod (85) connecting the arm (84) and the slide valve (70), and the arm (84) in the right direction in FIG. And a spring (86) for urging the casing (10) in the direction of pulling it away from the casing (10).

上記スライドバルブ駆動機構（80）では、ピストン（82）の左側空間（ピストン（82）のスクリューロータ（40）側の空間）の内圧が、ピストン（82）の右側空間（ピストン（82）のアーム（84）側の空間）の内圧よりも高くなっている。そして、スライドバルブ駆動機構（80）は、ピストン（82）の右側空間の内圧（即ち、右側空間内のガス圧）を調節することによって、スライドバルブ（70）の位置を調整するように構成されている。 In the above slide valve drive mechanism (80), the internal pressure of the left space of the piston (82) (the space on the screw rotor (40) side of the piston (82)) is the right space of the piston (82) (the arm of the piston (82)). (84) side space) is higher than the internal pressure. The slide valve drive mechanism (80) is configured to adjust the position of the slide valve (70) by adjusting the internal pressure in the right space of the piston (82) (ie, the gas pressure in the right space). ing.

上記スクリュー圧縮機（1）の運転中において、スライドバルブ（70）では、その軸方向の端面の一方に圧縮機構（20）の吸入圧が、他方に圧縮機構（20）の吐出圧がそれぞれ作用する。このため、スクリュー圧縮機（1）の運転中において、スライドバルブ（70）には、常にスライドバルブ（70）を低圧空間（S1）側へ押す方向の力が作用する。従って、スライドバルブ駆動機構（80）におけるピストン（82）の左側空間及び右側空間の内圧を変更すると、スライドバルブ（70）を高圧空間（S2）側へ引き戻す方向の力の大きさが変化し、その結果、スライドバルブ（70）の位置が変化する。 During operation of the screw compressor (1), the suction pressure of the compression mechanism (20) acts on one of the axial end faces of the slide valve (70), and the discharge pressure of the compression mechanism (20) acts on the other. To do. For this reason, during the operation of the screw compressor (1), a force in the direction of pressing the slide valve (70) toward the low pressure space (S1) always acts on the slide valve (70). Therefore, when the internal pressure of the left space and the right space of the piston (82) in the slide valve drive mechanism (80) is changed, the magnitude of the force in the direction of pulling the slide valve (70) back to the high pressure space (S2) side changes. As a result, the position of the slide valve (70) changes.

また、上記ケーシング（10）内には、スクリューロータ（40）の吐出側端部（46）側（即ち、圧縮機構（20）の吐出側）で駆動軸（21）を回転自在に支持する２つの玉軸受（65,66）が設けられている。なお、スクリューロータ（40）側に配置される玉軸受（65）はラジアル玉軸受であり、スライドバルブ駆動機構（80）側に配置される玉軸受（66）はアンギュラ玉軸受である。また、この玉軸受（65,66）には図示しないが潤滑油が供給される。この玉軸受（65,66）は軸受ホルダ（60）によって保持されている。軸受ホルダ（60）は、円筒状のホルダ本体（61）を備え、該ホルダ本体（61）の内周部に玉軸受（65,66）が保持されている。つまり、この玉軸受（65,66）が保持されるホルダ本体（61）の内周部の空間は軸受室（64）となっている。そして、この軸受室（64）は低圧空間となるように構成されている。ホルダ本体（61）のスクリューロータ（40）側の端面には後述するスクリューロータ（40）の大径突出部（47）が収納される凹陥部（62）が形成され、該凹陥部（62）の外周に突出部（63）が形成されている。 In the casing (10), the drive shaft (21) is rotatably supported on the discharge side end (46) side of the screw rotor (40) (that is, on the discharge side of the compression mechanism (20)). Two ball bearings (65, 66) are provided. The ball bearing (65) disposed on the screw rotor (40) side is a radial ball bearing, and the ball bearing (66) disposed on the slide valve drive mechanism (80) side is an angular ball bearing. Further, although not shown, lubricating oil is supplied to the ball bearings (65, 66). The ball bearings (65, 66) are held by a bearing holder (60). The bearing holder (60) includes a cylindrical holder body (61), and the ball bearings (65, 66) are held on the inner periphery of the holder body (61). That is, the space of the inner peripheral portion of the holder body (61) in which the ball bearings (65, 66) are held is a bearing chamber (64). The bearing chamber (64) is configured to be a low pressure space. A concave portion (62) for accommodating a large-diameter protruding portion (47) of the screw rotor (40) described later is formed on an end surface of the holder body (61) on the screw rotor (40) side, and the concave portion (62) A protrusion (63) is formed on the outer periphery of the.

また、上記スクリューロータ（40）の吐出側端部（46）は、その端面（49）から突出する大径突出部（47）と、該大径突出部（47）から突出する小径突出部（48）とが形成されている。つまり、スクリューロータ（40）の吐出側端部（46）の端面（49）は環状に形成されている。そして、このスクリューロータ（40）の端面（49）と軸受ホルダ（60）の突出部（63）とが互いに接してシール部を構成している。このシール部は、スクリューロータ（40）の吐出側端部（46）から吐出された高圧冷媒が軸受ホルダ（60）の軸受室（64）へ流入するのを防止すると共に、スクリューロータ（40）における各螺旋溝（41）同士間の冷媒の流出入（漏れ）を防止するためのものである。 Further, the discharge-side end (46) of the screw rotor (40) includes a large-diameter protruding portion (47) protruding from the end surface (49), and a small-diameter protruding portion protruding from the large-diameter protruding portion (47) ( 48) and are formed. That is, the end surface (49) of the discharge side end (46) of the screw rotor (40) is formed in an annular shape. And the end surface (49) of this screw rotor (40) and the protrusion part (63) of a bearing holder (60) mutually contact, and comprise the seal part. The seal portion prevents the high-pressure refrigerant discharged from the discharge side end (46) of the screw rotor (40) from flowing into the bearing chamber (64) of the bearing holder (60), and the screw rotor (40). This prevents the refrigerant from flowing in and out (leaking) between the spiral grooves (41).

図６に示すように、上記スクリューロータ（40）の端面（49）には、複数のスパイラル溝（4）が形成されている。この複数のスパイラル溝（4）は、端面（49）の周方向に亘って等間隔に設けられている。スパイラル溝（4）は、平面視形状が端面（49）の外周側にいくに従って先細となっている。この各スパイラル溝（4）は、軸受室（64）に存する潤滑油がスクリューロータ（40）の回転によってスパイラル溝（4）の外周側端部に押し込められ、その外周側端部で高圧が発生するように構成されている。 As shown in FIG. 6, a plurality of spiral grooves (4) are formed on the end face (49) of the screw rotor (40). The plurality of spiral grooves (4) are provided at equal intervals over the circumferential direction of the end surface (49). The spiral groove (4) tapers as the shape in plan view goes to the outer peripheral side of the end face (49). In each spiral groove (4), the lubricating oil in the bearing chamber (64) is pushed into the outer peripheral end of the spiral groove (4) by the rotation of the screw rotor (40), and high pressure is generated at the outer peripheral end. Is configured to do.

また、上記スパイラル溝（4）のうち６つは、先細となる端部（即ち、外周側の端部）が各螺旋溝（41）における第１側壁面（42）の吐出側の端部に対応するように形成されている（図６においてスパイラル溝（4a）に付した丸印を参照。）。つまり、６つのスパイラル溝（4a）は、先細となる端部が各螺旋溝（41）の吐出側終端のうちスクリューロータ（40）の回転方向前側の端部に対応するように形成されている。そして、残りのスパイラル溝（4b,4c,4d）は、上述したスパイラル溝（4a）の間に等間隔に配置されている。つまり、スパイラル溝（4a,4b,4c）は先細の端部が各螺旋溝（41）の吐出側終端の幅内に対応して形成され、スパイラル溝（4d）は先細の端部が各螺旋溝（41）の間に対応して形成されている。また、本実施形態のスパイラル溝（4）は、図７に示すように、長さ方向に亘って溝深さが一定のものである。 Further, six of the spiral grooves (4) have tapered end portions (that is, end portions on the outer peripheral side) at the discharge side end portions of the first side wall surfaces (42) in the respective spiral grooves (41). They are formed so as to correspond (see the circles attached to the spiral grooves (4a) in FIG. 6). That is, the six spiral grooves (4a) are formed so that the tapered end portions correspond to the front end portions in the rotational direction of the screw rotor (40) at the discharge side end of each spiral groove (41). . The remaining spiral grooves (4b, 4c, 4d) are arranged at equal intervals between the spiral grooves (4a) described above. In other words, the spiral groove (4a, 4b, 4c) has a tapered end corresponding to the width of the discharge-side end of each spiral groove (41), and the spiral groove (4d) has a tapered end corresponding to each spiral. Correspondingly formed between the grooves (41). Moreover, as shown in FIG. 7, the spiral groove (4) of this embodiment has a constant groove depth over the length direction.

−実施形態の効果−
本実施形態のようなシール部の構成によれば、スクリューロータ（40）の回転に伴い、スパイラル溝（4）の外周側端部に高圧が発生するため、スクリューロータ（40）の端面（49）における外周側にその周方向に亘って満遍なく高圧（高圧ポイント）を発生させることができる。即ち、シール部の全周に亘って満遍なく高圧を発生させることができる。そのため、スクリューロータ（40）の吐出側端部（46）から吐出された高圧冷媒がシール部へ流入するのを防止することができる。その結果、高圧冷媒がシール部を通じて軸受室（64）内へ漏れるのを防止できると共に、高圧の螺旋溝（41）からシール部を介して低圧の螺旋溝（41）へ冷媒が漏れるのを防止することができる。 -Effect of the embodiment-
According to the configuration of the seal portion as in the present embodiment, a high pressure is generated at the outer peripheral side end portion of the spiral groove (4) as the screw rotor (40) rotates, so that the end surface (49 High pressure (high pressure point) can be generated evenly on the outer circumferential side in the circumferential direction. That is, high pressure can be generated uniformly over the entire circumference of the seal portion. Therefore, it is possible to prevent the high-pressure refrigerant discharged from the discharge side end portion (46) of the screw rotor (40) from flowing into the seal portion. As a result, high-pressure refrigerant can be prevented from leaking into the bearing chamber (64) through the seal portion, and refrigerant can be prevented from leaking from the high-pressure spiral groove (41) to the low-pressure spiral groove (41) through the seal portion. can do.

特に、本実施形態では、スパイラル溝（4a,4b,4c）の外周側端部を各螺旋溝（41）に対応する位置に形成するようにしたため、螺旋溝（41）から吐出された高圧冷媒がシール部へ流入するのを確実に回避できる。 In particular, in this embodiment, since the outer peripheral side end of the spiral groove (4a, 4b, 4c) is formed at a position corresponding to each spiral groove (41), the high-pressure refrigerant discharged from the spiral groove (41) Can reliably be prevented from flowing into the seal portion.

さらに、各螺旋溝（41）の間に対応する位置にもスパイラル溝（4d）の外周側端部がくるようにしたため、各螺旋溝（41）同士間の冷媒の漏れを確実に回避できる。 Furthermore, since the outer peripheral side end of the spiral groove (4d) comes to the corresponding position between the spiral grooves (41), the leakage of the refrigerant between the spiral grooves (41) can be surely avoided.

また、本実施形態では、スパイラル溝（4）の幅を外周側にいくに従って先細となるようにしたため、スパイラル溝（4）の長さ方向における断面積が外周側にいくに従って漸次小さくなる。そのため、スパイラル溝（4）の外周側端部に発生する圧力をより高くすることができる。これにより、シール部のシール性が一層向上する。 In the present embodiment, the width of the spiral groove (4) is tapered as it goes to the outer peripheral side, so that the cross-sectional area in the length direction of the spiral groove (4) gradually decreases as it goes to the outer peripheral side. Therefore, the pressure generated at the outer peripheral end of the spiral groove (4) can be further increased. Thereby, the sealing performance of the seal portion is further improved.

以上の結果、圧縮機構（20）の圧縮効率の低下を確実に防止することができ、冷凍サイクルの運転効率が向上する。 As a result, the compression efficiency of the compression mechanism (20) can be reliably prevented from being lowered, and the operating efficiency of the refrigeration cycle is improved.

−実施形態の変形例−
本変形例は、図８に示すように、上記実施形態においてスパイラル溝（4）の溝深さを外周側にいくに従って先細となる（浅くなる）ようにしてもよい。こうすることで、スパイラル溝（4）の長さ方向における断面積の減少度合いが上記実施形態の場合に比して大きくなるため、スパイラル溝（4）の外周側端部に発生する圧力が一層高くなる。その結果、シール部のシール性をより一層向上させることができる。 -Modification of the embodiment-
As shown in FIG. 8, in this modification, the spiral groove (4) may be tapered (shallow) as the groove depth of the spiral groove (4) increases toward the outer peripheral side in the above embodiment. By doing so, the degree of reduction in the cross-sectional area in the length direction of the spiral groove (4) becomes larger than in the case of the above embodiment, so that the pressure generated at the outer peripheral side end of the spiral groove (4) is further increased. Get higher. As a result, the sealing performance of the seal portion can be further improved.

以上説明したように、本発明は、スクリューロータとゲートロータとが噛み合って圧縮室を形成するシングルスクリュー圧縮機について有用である。 As described above, the present invention is useful for a single screw compressor in which a screw rotor and a gate rotor mesh to form a compression chamber.

1 シングルスクリュー圧縮機
4 スパイラル溝
4a〜4d スパイラル溝
21 駆動軸
40 スクリューロータ
41 螺旋溝
46 吐出側端部
49 端面
60 軸受ホルダ
64 軸受室
65,66 玉軸受（軸受） 1 Single screw compressor
4 Spiral groove
4a ~ 4d spiral groove
21 Drive shaft
40 screw rotor
41 Spiral groove
46 Discharge end
49 End face
60 Bearing holder
64 Bearing chamber
65,66 Ball bearing (bearing)

Claims

The screw rotor (40) having a plurality of spiral grooves (41) formed on the outer periphery, and the drive shaft (21) of the screw rotor (40) is rotated by the discharge side end (46) of the screw rotor (40) A bearing (65, 66) that is freely supported, and a cylindrical bearing holder (60) having a bearing chamber (64) configured to be held in a low pressure state while the bearing (65, 66) is held on the inner periphery. The end surface (49) of the discharge side end (46) of the screw rotor (40) and the end surface of the bearing holder (60) are in contact with each other to allow the flow of high-pressure refrigerant into the bearing chamber (64). A single screw compressor constituting a seal part to prevent,
The end surface (49) of the screw rotor (40) has a spiral groove (4) that generates high pressure on the outer peripheral side of the end surface (49) as the screw rotor (40) rotates. A single screw compressor, wherein a plurality of the screw is formed in the circumferential direction.

In claim 1,
The spiral groove (4) includes a spiral groove (4a, 4b, 4c) formed so that an outer peripheral end corresponds to a discharge side end of each spiral groove (41) of the screw rotor (40). A single screw compressor characterized by

In claim 1 or 2,
The spiral groove (4) is provided with a spiral groove (4d) having an outer peripheral side end formed so as to correspond between the spiral grooves (41) of the screw rotor (40). Screw compressor.

In any one of Claims 1 thru | or 3,
The single screw compressor, wherein the spiral groove (4) is formed such that a cross-sectional area gradually decreases toward an outer peripheral side end.