JP2012097644A - Compressor - Google Patents
Compressor Download PDFInfo
- Publication number
- JP2012097644A JP2012097644A JP2010245258A JP2010245258A JP2012097644A JP 2012097644 A JP2012097644 A JP 2012097644A JP 2010245258 A JP2010245258 A JP 2010245258A JP 2010245258 A JP2010245258 A JP 2010245258A JP 2012097644 A JP2012097644 A JP 2012097644A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- cooling
- oil
- compression mechanism
- compressor
- drive shaft
- 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.)
- Withdrawn
Links
Images
Landscapes
- Compressor (AREA)
Abstract
Description
本発明は、圧縮機に関し、特に圧縮機の性能向上の対策に係るものである。 The present invention relates to a compressor, and particularly relates to measures for improving the performance of the compressor.
従来より、冷媒回路に接続されて冷媒を圧縮する圧縮機が知られている。この種の圧縮機として、例えば特許文献１には、スクリューロータ及びゲートロータを有するスクリュー式の圧縮機構を備えたものがある。スクリューロータは、外周面に複数条の螺旋溝が形成された略円柱状に形成されている。ゲートロータは、回転軸と、該回転軸の端部から径方向外方へ放射状に延びる複数の長方形板状のゲートを有し、このゲートがスクリューロータの螺旋溝と噛み合わされる。スクリューロータとゲートロータとは、ケーシングに収容される。これにより、圧縮機構の内部では、スクリューロータの螺旋溝と、ゲートロータと、ケーシングの内壁面との間に、圧縮室が形成される。
Conventionally, a compressor connected to a refrigerant circuit and compressing the refrigerant is known. As this type of compressor, for example,
スクリューロータは、駆動機構（電動機）の駆動軸と連結され、駆動軸によって回転駆動される。スクリューロータが回転すると、螺旋溝と噛み合うゲートが周方向に回転し、ゲートロータが回転する。すると、ゲートは、螺旋溝の始端（低圧の冷媒が吸入される吸入側の端部）から終端（高圧の冷媒が吐出される吐出側の端部）に向かって相対的に移動していく。これに伴い、閉じきり状態となった圧縮室の容積が徐々に縮小していき、圧縮室内の冷媒が圧縮される。 The screw rotor is connected to a drive shaft of a drive mechanism (electric motor) and is rotationally driven by the drive shaft. When the screw rotor rotates, the gate meshing with the spiral groove rotates in the circumferential direction, and the gate rotor rotates. Then, the gate relatively moves from the start end (end portion on the suction side where low-pressure refrigerant is sucked) to the end portion (end portion on the discharge side where high-pressure refrigerant is discharged) of the spiral groove. Along with this, the volume of the compression chamber that is completely closed is gradually reduced, and the refrigerant in the compression chamber is compressed.
同文献に開示された圧縮機では、インバータ回路によって電動機の運転周波数（圧縮機の容量）が可変に構成されている。つまり、この圧縮機では、駆動軸の回転数が調整可能となっており、冷凍サイクルの冷媒の循環量、ひいては冷凍装置（例えばチラー）の冷却能力が調整可能となっている。 In the compressor disclosed in this document, the operating frequency of the electric motor (compressor capacity) is variably configured by an inverter circuit. That is, in this compressor, the rotation speed of the drive shaft can be adjusted, and the circulation amount of the refrigerant in the refrigeration cycle, and thus the cooling capacity of the refrigeration apparatus (for example, chiller) can be adjusted.
ところで、上記のような圧縮機構では、例えばスクリューロータとゲートロータとの摺動部に僅かな隙間が形成されてしまう。このため、圧縮機の運転時において、この隙間から冷媒が漏れると、圧縮機構の容積効率や圧縮機効率が低下してしまう。ここで、上述したように、圧縮機構の容量が可変な圧縮機において、駆動軸の回転数を比較的低速に制御すると、圧縮室における隙間からの冷媒漏れの影響が顕著となってしまう。このため、駆動軸の回転数が低速域となる運転では、圧縮機構の容積効率や圧縮機効率が大幅に低下してしまうという問題があった。なお、このような問題は、圧縮機構の内部に隙間が生じやすい、スクリュー式の圧縮機構において顕著となる。 By the way, in the compression mechanism as described above, for example, a slight gap is formed in the sliding portion between the screw rotor and the gate rotor. For this reason, when the refrigerant leaks from the gap during operation of the compressor, the volumetric efficiency and the compressor efficiency of the compression mechanism are lowered. Here, as described above, when the rotational speed of the drive shaft is controlled at a relatively low speed in a compressor having a variable capacity compression mechanism, the effect of refrigerant leakage from the gap in the compression chamber becomes significant. For this reason, in the operation in which the rotational speed of the drive shaft is in a low speed region, there is a problem that the volumetric efficiency and the compressor efficiency of the compression mechanism are significantly reduced. Such a problem becomes conspicuous in a screw-type compression mechanism in which a gap is likely to be generated inside the compression mechanism.
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、駆動軸の回転数が低速域となる運転条件下において、圧縮室における隙間からの冷媒漏れを低減する。 This invention is made | formed in view of this point, The objective is to reduce the refrigerant | coolant leakage from the clearance gap in a compression chamber on the driving | running conditions from which the rotation speed of a drive shaft becomes a low speed area.
第１の発明は、冷凍サイクルが行われる冷媒回路（2）に接続されて冷媒を圧縮する圧縮機を対象とし、駆動軸（23）を有する駆動機構（20）と、前記駆動軸（23）に駆動されて冷媒を内部で圧縮する圧縮機構（30）と、前記圧縮機構（30）の内部へ潤滑油を供給する油供給機構（50）と、前記駆動軸（23）の回転数を調整する回転数調整部（82）と、前記駆動軸（23）の回転数が所定の低速域になると、前記圧縮機構（30）へ供給される潤滑油の粘度を上昇させる油粘度上昇機構（60,83,95）と、を備えていることを特徴とする。 The first invention is directed to a compressor connected to a refrigerant circuit (2) in which a refrigeration cycle is performed and compresses the refrigerant, and includes a drive mechanism (20) having a drive shaft (23), and the drive shaft (23). The compression mechanism (30) that is driven by the compressor to compress the refrigerant inside, the oil supply mechanism (50) that supplies lubricating oil to the inside of the compression mechanism (30), and the rotational speed of the drive shaft (23) are adjusted And an oil viscosity increasing mechanism (60) that increases the viscosity of the lubricating oil supplied to the compression mechanism (30) when the rotational speed of the rotational speed adjusting unit (82) and the drive shaft (23) are in a predetermined low speed range. , 83, 95).
第１の発明では、駆動機構（20）によって駆動軸（23）が回転駆動されると、圧縮機構（30）が駆動され、圧縮機構（30）の内部で冷媒が圧縮される。駆動軸（23）は回転数調整部（82）によって回転数が調整可能となっている。これにより、圧縮機構（30）で圧縮される単位時間あたりの冷媒の容量が可変となる。 In the first invention, when the drive shaft (23) is rotationally driven by the drive mechanism (20), the compression mechanism (30) is driven, and the refrigerant is compressed inside the compression mechanism (30). The rotational speed of the drive shaft (23) can be adjusted by the rotational speed adjustment section (82). Thereby, the capacity | capacitance of the refrigerant | coolant per unit time compressed with a compression mechanism (30) becomes variable.
本発明では、油供給機構（50）によって圧縮機構（30）の内部に潤滑油が供給される。これにより、圧縮機構（30）の内部の摺動部の潤滑が図られる。ここで、本発明では、駆動軸（23）の回転数が所定の低速域になると、油粘度上昇機構（60,83,95）が圧縮機構（30）へ供給される潤滑油の粘度を上昇させる。これにより、圧縮機構（30）の内部では、各摺動部に形成される隙間が、比較的高粘度の油によってシールされる。その結果、駆動軸（23）の回転数が低速域となる運転条件下において、隙間から冷媒が漏れてしまうことが回避される。 In the present invention, the lubricating oil is supplied into the compression mechanism (30) by the oil supply mechanism (50). Thereby, lubrication of the sliding part inside a compression mechanism (30) is achieved. Here, in the present invention, when the rotational speed of the drive shaft (23) falls within a predetermined low speed range, the oil viscosity increasing mechanism (60, 83, 95) increases the viscosity of the lubricating oil supplied to the compression mechanism (30). Let Thereby, inside the compression mechanism (30), the clearance gap formed in each sliding part is sealed with oil of comparatively high viscosity. As a result, it is avoided that the refrigerant leaks from the gap under operating conditions where the rotational speed of the drive shaft (23) is in a low speed range.
第２の発明は、第１の発明において、前記油粘度上昇機構（60,83,95）は、前記油供給機構（50）から前記圧縮機構（30）へ供給される潤滑油を冷却して該潤滑油の粘度を上昇させる冷却機構（60）を備えていることを特徴とする。 In a second aspect based on the first aspect, the oil viscosity increasing mechanism (60, 83, 95) cools the lubricating oil supplied from the oil supply mechanism (50) to the compression mechanism (30). A cooling mechanism (60) for increasing the viscosity of the lubricating oil is provided.
第２の発明の油粘度上昇機構（60,83,95）は、冷却機構（60）を有する。つまり、駆動軸（23）の回転数が低速域となると、冷却機構（60）が潤滑油を冷却し、これにより潤滑油の粘度が上昇する。その結果、圧縮機構（30）の内部では、駆動軸（23）の回転数が低速域となる運転条件下において、隙間から冷媒が漏れてしまうことが回避される。 The oil viscosity increasing mechanism (60, 83, 95) of the second invention has a cooling mechanism (60). That is, when the rotational speed of the drive shaft (23) is in the low speed range, the cooling mechanism (60) cools the lubricating oil, thereby increasing the viscosity of the lubricating oil. As a result, inside the compression mechanism (30), it is avoided that the refrigerant leaks from the gap under operating conditions where the rotational speed of the drive shaft (23) is in a low speed range.
第３の発明は、第２の発明において、前記油粘度上昇機構（60,83,95）は、前記駆動軸（23）の回転数を示す指標を検出する回転数検出部（95）と、前記回転数検出部（95）の検出値が所定値以下になると、前記冷却機構（60）の冷却動作を実行させる冷却制御部（83）とを備えていることを特徴とする。 In a third aspect based on the second aspect, the oil viscosity increasing mechanism (60, 83, 95) includes a rotation speed detection unit (95) for detecting an index indicating the rotation speed of the drive shaft (23), And a cooling control unit (83) for executing a cooling operation of the cooling mechanism (60) when the detection value of the rotation speed detection unit (95) becomes a predetermined value or less.
第３の発明では、回転数検出部（95）によって駆動軸（23）の回転数が直接的、あるいは間接的に検出される。回転数検出部（95）の検出値が所定値以下になると、冷却制御部（83）は、冷却機構（60）による冷却動作を実行させる。これにより、駆動軸（23）の回転数が低速域となる運転条件下において、潤滑油を冷却して該潤滑油の粘度を確実に上昇させることができる。 In the third invention, the rotational speed of the drive shaft (23) is detected directly or indirectly by the rotational speed detector (95). When the detected value of the rotation speed detection unit (95) becomes a predetermined value or less, the cooling control unit (83) causes the cooling mechanism (60) to perform a cooling operation. As a result, under operating conditions where the rotational speed of the drive shaft (23) is in a low speed region, the lubricating oil can be cooled and the viscosity of the lubricating oil can be reliably increased.
第４の発明は、第３の発明において、前記冷却制御部（83）は、前記回転数検出部（95）の検出値が小さくなるにつれて、前記冷却機構（60）の冷却能力を増大させるように構成されていることを特徴とする。 In a fourth aspect based on the third aspect, the cooling controller (83) increases the cooling capacity of the cooling mechanism (60) as the detection value of the rotation speed detector (95) decreases. It is comprised by these.
第４の発明では、回転数検出部（95）の検出値が小さくなるほど、冷却機構（60）の冷却能力が増大していく。つまり、駆動軸（23）の回転数が小さくなればなるほど、冷媒漏れの影響によって容積効率や圧縮機効率が低下し易くなるが、本発明では、このような回転数の低下に対応するように油の粘度が上昇していく。よって、圧縮機構（30）の内部の隙間からの冷媒漏れを効果的に防止できる。 In the fourth aspect of the invention, the cooling capacity of the cooling mechanism (60) increases as the detection value of the rotation speed detector (95) decreases. That is, as the rotational speed of the drive shaft (23) becomes smaller, the volumetric efficiency and the compressor efficiency are more likely to decrease due to the influence of refrigerant leakage. In the present invention, however, such a decrease in the rotational speed is dealt with. The viscosity of the oil increases. Therefore, it is possible to effectively prevent refrigerant leakage from the gap inside the compression mechanism (30).
第５の発明は、第３又は第４の発明において、前記冷却機構（60）は、冷却媒体が流れる冷却流路（61）と、該冷却流路（61）を流れる冷却媒体と前記圧縮機構（30）へ供給される潤滑油とを熱交換させる熱交換部（62）と、前記冷却流路（61）の冷却媒体の流量を調整する流量調節弁（65）とを備え、前記冷却制御部（83）は、前記回転数検出部（95）の検出値に応じて、前記流量調節弁（65）の開度を調節するように構成されていることを特徴とする。 In a fifth aspect based on the third or fourth aspect, the cooling mechanism (60) includes a cooling flow path (61) through which a cooling medium flows, a cooling medium flowing through the cooling flow path (61), and the compression mechanism. A heat exchange section (62) for exchanging heat with the lubricating oil supplied to (30), and a flow rate adjusting valve (65) for adjusting the flow rate of the cooling medium in the cooling flow path (61), The section (83) is configured to adjust the opening of the flow rate control valve (65) according to the detection value of the rotation speed detection section (95).
第５の発明では、冷却流路（61）を冷却媒体が流通する。回転数検出部（95）の検出値に応じて、流量調節弁（65）の開度が調整されると、熱交換部（62）を流れる冷却媒体の流量も調整される。これにより、駆動軸（23）の回転数に応じて、冷却機構（60）の冷却能力が調整される。 In the fifth invention, the cooling medium flows through the cooling flow path (61). When the opening degree of the flow rate adjustment valve (65) is adjusted according to the detection value of the rotation speed detection unit (95), the flow rate of the cooling medium flowing through the heat exchange unit (62) is also adjusted. Thereby, the cooling capacity of the cooling mechanism (60) is adjusted according to the rotation speed of the drive shaft (23).
第６の発明は、第５の発明において、前記冷却流路（61）の流入端は、前記冷媒回路（2）の高圧ラインに接続され、該冷却流路（61）の流出端は、前記圧縮機構（30）の内部の圧縮途中箇所に接続されることを特徴とする。 In a sixth aspect based on the fifth aspect, an inflow end of the cooling flow path (61) is connected to a high pressure line of the refrigerant circuit (2), and an outflow end of the cooling flow path (61) The compression mechanism (30) is connected to an intermediate compression point inside the compression mechanism (30).
第６の発明の冷却流路（61）は、その流入端が冷媒回路（2）の高圧ラインに接続される一方、その流出端は、圧縮機構（30）の内部の圧縮途中箇所に接続される。つまり、冷却流路（61）の流出端は、圧縮機構（30）において低圧冷媒が高圧冷媒まで圧縮されるまでの途中の部位（冷媒がいわゆる中間圧となる部位）に接続される。これにより、冷媒回路（2）の高圧ラインの高圧冷媒の圧力と、圧縮機構（30）の圧縮途中の中間圧冷媒の圧力との差圧を利用して、冷媒を冷却流路（61）へ導入することができる。冷却流路（61）へ送られた冷媒は、熱交換部（62）において、潤滑油と熱交換して、この潤滑油の冷却に利用される。 The cooling flow path (61) of the sixth aspect of the invention is connected at its inflow end to the high-pressure line of the refrigerant circuit (2), and at its outflow end is connected to an intermediate compression point inside the compression mechanism (30). The That is, the outflow end of the cooling flow path (61) is connected to a site (a site where the refrigerant has a so-called intermediate pressure) until the low-pressure refrigerant is compressed to the high-pressure refrigerant in the compression mechanism (30). As a result, the refrigerant is transferred to the cooling flow path (61) by using the differential pressure between the pressure of the high-pressure refrigerant in the high-pressure line of the refrigerant circuit (2) and the pressure of the intermediate-pressure refrigerant in the middle of compression of the compression mechanism (30). Can be introduced. The refrigerant sent to the cooling channel (61) exchanges heat with the lubricating oil in the heat exchanging section (62) and is used for cooling the lubricating oil.
第７の発明は、請求項１乃至６のいずれか１つの発明において、前記駆動軸（23）の回転数が所定の高速域になると、前記圧縮機構（30）へ供給される潤滑油の粘度を低下させる油粘度低下機構（70）を更に備えていることを特徴とする。 According to a seventh aspect of the present invention, in any one of the first to sixth aspects, the viscosity of the lubricating oil supplied to the compression mechanism (30) when the rotational speed of the drive shaft (23) reaches a predetermined high speed range. The oil viscosity lowering mechanism (70) for lowering the oil viscosity is further provided.
第７の発明では、駆動軸（23）の回転数が所定の高速域になると、油粘度低下機構（70）によって潤滑油の粘度を低下させる。ここで、駆動軸（23）の回転数が高速域となる運転条件下では、圧縮機構（30）において、潤滑油の粘性抵抗も増大し、機械損失（冷媒の圧縮に寄与しない動力）も大きくなり易い。そこで、本発明では、このような高速域の運転下において、油の粘度を低下させ、このような機械損失の低減を図っている。 In the seventh invention, when the rotational speed of the drive shaft (23) reaches a predetermined high speed range, the viscosity of the lubricating oil is reduced by the oil viscosity reducing mechanism (70). Here, under an operating condition where the rotational speed of the drive shaft (23) is in a high speed range, in the compression mechanism (30), the viscosity resistance of the lubricating oil also increases, and the mechanical loss (power that does not contribute to refrigerant compression) also increases. It is easy to become. Therefore, in the present invention, under such a high-speed operation, the oil viscosity is lowered to reduce the mechanical loss.
第８の発明は、第７の発明において、前記油粘度低下機構（70）は、前記油供給機構（50）から前記圧縮機構（30）へ供給される潤滑油を加熱して該潤滑油の粘度を低下させる加熱機構（70）を備えていることを特徴とする。 In an eighth aspect based on the seventh aspect, the oil viscosity reducing mechanism (70) heats the lubricating oil supplied from the oil supplying mechanism (50) to the compression mechanism (30) to A heating mechanism (70) for reducing the viscosity is provided.
第８の発明の油粘度低下機構（70）は、加熱機構（70）で構成される。つまり、駆動軸（23）の回転数が高速域となると、加熱機構（70）が潤滑油を加熱し、これにより潤滑油の粘度が低下する。その結果、圧縮機構（30）の内部では、駆動軸（23）の回転数が高速域となる運転条件下において、機械損失を低減できる。 The oil viscosity reducing mechanism (70) of the eighth invention is constituted by a heating mechanism (70). That is, when the rotational speed of the drive shaft (23) is in a high speed region, the heating mechanism (70) heats the lubricating oil, thereby reducing the viscosity of the lubricating oil. As a result, inside the compression mechanism (30), mechanical loss can be reduced under operating conditions where the rotational speed of the drive shaft (23) is in a high speed range.
第９の発明は、第１乃至第８のいずれか１つの発明において、前記圧縮機構は、スクリュー式の圧縮機構（30）で構成されていることを特徴とする。 According to a ninth invention, in any one of the first to eighth inventions, the compression mechanism is constituted by a screw-type compression mechanism (30).
第９の発明の圧縮機構（30）は、スクリュー式（例えばシングルスクリュー式やツインスクリュー式）に構成される。このスクリュー式の圧縮機構（30）の内部では、比較的隙間が多数形成されるため、特に駆動軸（23）の回転数が低速域となる運転下において、冷媒の漏れに起因して容積効率や圧縮機効率が低下し易い。これに対し、本発明では、駆動軸（23）の回転数が低速域となると、潤滑油の粘度を上昇させて冷媒の隙間漏れを回避できる。従って、スクリュー式の圧縮機構（30）であっても、低速域における容積効率や圧機縮効率の低下を効果的に回避できる。 The compression mechanism (30) of the ninth aspect of the invention is configured in a screw type (for example, a single screw type or a twin screw type). Since a relatively large number of gaps are formed inside the screw-type compression mechanism (30), volumetric efficiency is caused by refrigerant leakage, particularly during operation where the rotational speed of the drive shaft (23) is in a low speed range. And the compressor efficiency tends to decrease. On the other hand, in the present invention, when the rotational speed of the drive shaft (23) is in the low speed range, the viscosity of the lubricating oil can be increased to avoid leakage of the refrigerant gap. Therefore, even if it is a screw type compression mechanism (30), the fall of the volumetric efficiency in the low speed range and the pressure compression efficiency can be avoided effectively.
本発明によれば、駆動軸（23）の回転数が低速域となる運転条件下において、圧縮機構（30）へ供給される潤滑油の粘度を上昇させているため、圧縮機構（30）の内部の隙間から冷媒が漏れてしまうことを、高粘度の油でシールすることによって防止できる。従って、低速域における、容積効率や圧縮機効率の低下を回避でき、ひいては冷凍装置の性能（例えばＣＯＰ（Coefficient Of Performance）やＩＰＬＶ（Integrated Part Load Value）等）の向上を図ることができる。 According to the present invention, since the viscosity of the lubricating oil supplied to the compression mechanism (30) is increased under operating conditions where the rotational speed of the drive shaft (23) is in a low speed range, the compression mechanism (30) It is possible to prevent the refrigerant from leaking from the internal gap by sealing with high viscosity oil. Accordingly, it is possible to avoid a decrease in volumetric efficiency and compressor efficiency in a low speed region, and to improve the performance of the refrigeration apparatus (for example, COP (Coefficient Of Performance) and IPLV (Integrated Part Load Value)).
また、本発明（第７の発明）によれば、駆動軸（23）の回転数が高速域となる運転条件下において、圧縮機構（30）へ供給される潤滑油の粘度を低下させているため、油の粘性抵抗を低減して、機械損失を低減できる。従って、高速域における圧縮機効率も改善できる。よって、本発明によれば、駆動軸（23）の回転数が低速域から高速域に至るまでの広範囲に亘って、効率の良い圧縮機を得ることができる。 Further, according to the present invention (seventh invention), the viscosity of the lubricating oil supplied to the compression mechanism (30) is reduced under operating conditions where the rotational speed of the drive shaft (23) is in a high speed range. Therefore, the viscous resistance of the oil can be reduced and the mechanical loss can be reduced. Therefore, the compressor efficiency in the high speed region can also be improved. Therefore, according to the present invention, an efficient compressor can be obtained over a wide range from the low speed region to the high speed region of the drive shaft (23).
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。なお、以下の好ましい実施形態の説明は、本質的に例示に過ぎず、本発明、その適用物或いはその用途を制限することを意図するものではない。
〈スクリュー圧縮機の基本構成〉
本発明の実施形態に係るスクリュー圧縮機（10）は、例えば空調装置やチラーユニット等の冷凍装置（1）に適用されている。また、本実施形態のスクリュー圧縮機（10）は、いわゆるシングルスクリュー圧縮機で構成されている。図１に示すように、この冷凍装置（1）は、冷媒回路（2）を備えている。冷媒回路（2）は、スクリュー圧縮機（10）、熱源側熱交換器（3）、膨張弁（4）、利用側熱交換器（5）、四路切換弁（6）等を含む閉回路で構成されている。冷媒回路（2）には、冷媒が充填されている。冷媒回路（2）では、冷媒が循環することにより、蒸気圧縮式冷凍サイクルが行われる。
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. It should be noted that the following description of the preferred embodiment is merely illustrative in nature and is not intended to limit the present invention, its application, or its use.
<Basic configuration of screw compressor>
The screw compressor (10) according to the embodiment of the present invention is applied to a refrigeration apparatus (1) such as an air conditioner or a chiller unit. Moreover, the screw compressor (10) of this embodiment is comprised with what is called a single screw compressor. As shown in FIG. 1, the refrigeration apparatus (1) includes a refrigerant circuit (2). The refrigerant circuit (2) is a closed circuit including a screw compressor (10), a heat source side heat exchanger (3), an expansion valve (4), a use side heat exchanger (5), a four-way switching valve (6), etc. It consists of The refrigerant circuit (2) is filled with a refrigerant. In the refrigerant circuit (2), a vapor compression refrigeration cycle is performed by circulating the refrigerant.
冷媒回路（2）は、スクリュー圧縮機（10）の吐出側に接続される吐出管（7）と、スクリュー圧縮機（10）の吸入側に接続される吸入管（8）とを備えている。熱源側熱交換器（3）及び利用側熱交換器（5）は、それぞれフィンアンドチューブ式の熱交換器で構成されている。膨張弁（4）は、開度が調整可能な電子膨張弁で構成されている。 The refrigerant circuit (2) includes a discharge pipe (7) connected to the discharge side of the screw compressor (10) and a suction pipe (8) connected to the suction side of the screw compressor (10). . The heat source side heat exchanger (3) and the use side heat exchanger (5) are each constituted by a fin-and-tube heat exchanger. The expansion valve (4) is an electronic expansion valve whose opening degree can be adjusted.
四路切換弁（6）は、第１から第４までのポートを備えている。第１ポートは吐出管（7）と接続し、第２ポートは吸入管（8）と接続している。第３ポートは、熱源側熱交換器（3）の一端と接続し、第４ポートは、利用側熱交換器（5）の一端と接続している。四路切換弁（6）は、第１ポートと第３ポーとが連通して第２ポートと第４ポートとが連通する第１状態（図１に実線で示す状態）と、第１ポートと第４ポートとが連通して第２ポートと第４ポートとが連通する状態（図１に破線で示す状態））とに切換可能となっている。 The four-way selector valve (6) includes first to fourth ports. The first port is connected to the discharge pipe (7), and the second port is connected to the suction pipe (8). The third port is connected to one end of the heat source side heat exchanger (3), and the fourth port is connected to one end of the use side heat exchanger (5). The four-way selector valve (6) includes a first state (state indicated by a solid line in FIG. 1) in which the first port and the third port communicate with each other and the second port and the fourth port communicate with each other; The state can be switched to a state in which the fourth port communicates and the second port communicates with the fourth port (a state indicated by a broken line in FIG. 1).
図２に示すように、スクリュー圧縮機（10）は、ケーシング（11）と、該ケーシング（11）に収容される電動機（20）と、該電動機（20）によって駆動される圧縮機構（30）とを備えている。 As shown in FIG. 2, the screw compressor (10) includes a casing (11), an electric motor (20) accommodated in the casing (11), and a compression mechanism (30) driven by the electric motor (20). And.
ケーシング（11）は、横長の略円筒状の密閉容器で構成されている。ケーシング（11）の軸方向の前方寄り（図２における吐出管（7）寄り）の下部と、ケーシング（11）の軸方向の後方寄り（図２における吸入管（8）寄り）の下部とには、ケーシング（11）を支持する脚部（12,12）がそれぞれ設けられている。 The casing (11) is composed of a horizontally long substantially cylindrical sealed container. The lower part of the casing (11) closer to the front in the axial direction (closer to the discharge pipe (7) in FIG. 2) and the lower part of the casing (11) closer to the rear in the axial direction (closer to the suction pipe (8) in FIG. 2) Are provided with leg portions (12, 12) for supporting the casing (11).
吐出管（7）は、ケーシング（11）の上部を貫通しており、吐出管（7）の流入端とケーシング（11）の内部とが連通している。これにより、ケーシング（11）の内部は、圧縮機構（30）に区画される前方側の空間が、吐出管（7）と連通する高圧室（14）を構成している。 The discharge pipe (7) penetrates the upper part of the casing (11), and the inflow end of the discharge pipe (7) communicates with the inside of the casing (11). Thereby, the inside of the casing (11) forms a high-pressure chamber (14) in which the space on the front side partitioned by the compression mechanism (30) communicates with the discharge pipe (7).
吸入管（8）は、ケーシング（11）の後側の頂部を貫通しており、吸入管（8）の流出端とケーシング（11）の内部とが連通している。これにより、ケーシング（11）の内部は、圧縮機構（30）に区画される後方側の空間が、吸入管（8）と連通する低圧室（13）を構成している。 The suction pipe (8) passes through the top on the rear side of the casing (11), and the outflow end of the suction pipe (8) communicates with the inside of the casing (11). As a result, the interior of the casing (11) forms a low-pressure chamber (13) in which the rear space defined by the compression mechanism (30) communicates with the suction pipe (8).
電動機（20）は、モータから成る駆動機構を構成しており、ケーシング（11）の内部の低圧室（13）に収容されている。電動機（20）は、ケーシング（11）の内周壁面に固定される円筒状のステータ（21）と、該ステータ（21）の内部に嵌挿される円筒状のロータ（22）とを備えている。ロータ（22）の内部には、駆動軸（23）が一体的に固定されている。駆動軸（23）は、圧縮機構（30）と連結するようにケーシング（11）の軸方向に延びている。低圧室（13）には、駆動軸（23）の一端部を回転自在に支持する第１軸受け（24）が設けられている。高圧室（14）には、駆動軸（23）の他端部を回転自在に支持する第２軸受け（25）が設けられている。 The electric motor (20) constitutes a drive mechanism composed of a motor, and is accommodated in a low pressure chamber (13) inside the casing (11). The electric motor (20) includes a cylindrical stator (21) fixed to the inner peripheral wall surface of the casing (11), and a cylindrical rotor (22) fitted into the stator (21). . A drive shaft (23) is integrally fixed inside the rotor (22). The drive shaft (23) extends in the axial direction of the casing (11) so as to be connected to the compression mechanism (30). The low pressure chamber (13) is provided with a first bearing (24) that rotatably supports one end of the drive shaft (23). The high pressure chamber (14) is provided with a second bearing (25) that rotatably supports the other end of the drive shaft (23).
図２〜図４に示すように、圧縮機構（30）は、シングルスクリュー式の圧縮機構で構成されている。圧縮機構（30）は、ケーシング（11）の内壁に形成される円筒壁部（31）と、該円筒壁部（31）の内部に配設される１つのスクリューロータ（32）と、該スクリューロータ（32）に噛み合う２つのゲートロータ（40）とを備えている。 As shown in FIGS. 2 to 4, the compression mechanism (30) is a single screw type compression mechanism. The compression mechanism (30) includes a cylindrical wall portion (31) formed on the inner wall of the casing (11), one screw rotor (32) disposed in the cylindrical wall portion (31), and the screw And two gate rotors (40) meshing with the rotor (32).
スクリューロータ（32）は、駆動軸（23）に回転駆動されるように該駆動軸（23）と連結している。スクリューロータ（32）は、略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（32）の外形は、円筒壁部（31）の内径よりも僅かに小さく設定されている。これにより、円筒壁部（31）の内周面とスクリューロータ（32）の外周面とは、微小な隙間を介して実質的に摺接するように構成されている。 The screw rotor (32) is coupled to the drive shaft (23) so as to be rotationally driven by the drive shaft (23). The screw rotor (32) is a metal member formed in a substantially cylindrical shape. The outer shape of the screw rotor (32) is set slightly smaller than the inner diameter of the cylindrical wall portion (31). Thereby, the inner peripheral surface of the cylindrical wall portion (31) and the outer peripheral surface of the screw rotor (32) are configured to substantially come into sliding contact with each other through a minute gap.
スクリューロータ（32）の外周部には、スクリューロータ（32）の軸方向一端から他端に向かって螺旋状に延びる複数の螺旋溝（33）が形成されている。なお、本実施形態では、６本の螺旋溝（33）が形成されているが、これに限らず、５本以下７本以上であっても良い。 A plurality of spiral grooves (33) extending spirally from one axial end to the other end of the screw rotor (32) are formed on the outer peripheral portion of the screw rotor (32). In the present embodiment, six spiral grooves (33) are formed. However, the number is not limited to this, and may be five or less and seven or more.
ゲートロータ（40）は、円柱状のゲート軸部（41）と、円板状の基部（42）と、該基部（42）から径方向外方へ放射状に延びるアーム部（43）と、該アーム部（43）の表面（ゲート軸部（41）と反対側の面）に形成される板状のゲート（44）とを備えている。各ゲートロータ（40）は、スクリューロータ（32）の軸心を挟んで、略対称位置、及び対称形状となるように構成されている。 The gate rotor (40) includes a cylindrical gate shaft portion (41), a disc-shaped base portion (42), an arm portion (43) extending radially outward from the base portion (42), And a plate-like gate (44) formed on the surface of the arm portion (43) (surface opposite to the gate shaft portion (41)). Each gate rotor (40) is configured to have a substantially symmetrical position and a symmetrical shape across the axis of the screw rotor (32).
ゲート軸部（41）及び基部（42）及びアーム部（43）は、一体的に形成される金属製の支持部材を構成している。ゲート軸部（41）は、駆動軸（23）と直交する方向に延びる姿勢で回転自在となるように軸受け（図示省略）に支持されている。基部（42）は、やや肉厚の円板状に形成されている。複数（本実施形態では、１１枚）のアーム部（43）は、各々がスクリューロータ（32）の螺旋溝（33）に係合するような長方形板状に形成されている。各ゲート（44）は、樹脂製の部材で構成されている。複数のゲート（44）は、各々がスクリューロータ（32）の螺旋溝（33）に歯合するような長方形板状に形成されている。つまり、スクリューロータ（32）とゲート（44）とは、僅かな隙間を介して実質的に線接触するように構成されている。 The gate shaft portion (41), the base portion (42), and the arm portion (43) constitute a metal support member that is integrally formed. The gate shaft portion (41) is supported by a bearing (not shown) so as to be rotatable in a posture extending in a direction orthogonal to the drive shaft (23). The base (42) is formed in a slightly thick disk shape. The plurality (11 in this embodiment) of the arm portions (43) are formed in a rectangular plate shape such that each engages with the spiral groove (33) of the screw rotor (32). Each gate (44) is made of a resin member. The plurality of gates (44) are formed in a rectangular plate shape that meshes with the spiral groove (33) of the screw rotor (32). That is, the screw rotor (32) and the gate (44) are configured to be substantially in line contact with each other through a slight gap.
圧縮機構（30）の内部では、円筒壁部（31）の内周面と、スクリューロータ（32）の螺旋溝（33）と、ゲートロータ（40）のゲート（44）との間に、圧縮室（34）が形成される。スクリューロータ（32）の螺旋溝（33）は、軸方向後方側（低圧室（13）側）の端部に開放部が形成され、この開放部が圧縮機構（30）の吸入口（35）を構成している。また、円筒壁部（31）には、軸方向前方側（高圧室（14）側）寄りの部位に開口溝（図示省略）が形成され、この開口溝が圧縮機構（30）の吐出口（図示省略）を構成している。 In the compression mechanism (30), compression is performed between the inner peripheral surface of the cylindrical wall (31), the spiral groove (33) of the screw rotor (32), and the gate (44) of the gate rotor (40). A chamber (34) is formed. The screw groove (33) of the screw rotor (32) has an open portion at the end on the axially rear side (low pressure chamber (13) side), and this open portion is the suction port (35) of the compression mechanism (30). Is configured. In addition, an opening groove (not shown) is formed in the cylindrical wall portion (31) near the front side in the axial direction (on the high pressure chamber (14) side), and this opening groove serves as a discharge port of the compression mechanism (30) ( (Not shown).
高圧室（14）には、高圧冷媒に含まれる冷凍機油（潤滑油）を分離するための油分離器（26）と、油分離器（26）で分離した油が溜まり込む油貯留部（27）が設けられている。油分離器（26）は、圧縮機構（30）の吐出口から吐出管（7）までの間の冷媒流路中に配置されている。油貯留部（27）は、油分離器（26）の下方であって、ケーシング（11）の底部に形成されている（例えば図２を参照）。 The high-pressure chamber (14) includes an oil separator (26) for separating the refrigerating machine oil (lubricating oil) contained in the high-pressure refrigerant, and an oil reservoir (27) in which the oil separated by the oil separator (26) is stored. ) Is provided. The oil separator (26) is disposed in the refrigerant flow path from the discharge port of the compression mechanism (30) to the discharge pipe (7). The oil reservoir (27) is formed below the oil separator (26) and at the bottom of the casing (11) (see, for example, FIG. 2).
本実施形態のスクリュー圧縮機（10）は、油供給機構（50）と冷却機構（60）と加熱機構（70）とを備えている。 The screw compressor (10) of this embodiment includes an oil supply mechanism (50), a cooling mechanism (60), and a heating mechanism (70).
油供給機構（50）は、圧縮機構（30）の内部へ潤滑油を供給するものである。つまり、圧縮機構（30）の内部へ供給された油は、スクリューロータ（32）と円筒壁部（31）との間の各摺接部や、スクリューロータ（32）とゲート（44）との間の各摺接部の潤滑に利用される。油供給機構（50）は、油供給路（51）と油貯留タンク（52）とを備えている。油供給路（51）は、流入端が油貯留部（27）に連通し、流出端が圧縮機構（30）の圧縮途中箇所に接続されている。つまり、油供給路（51）の流出端は、圧縮機構（30）の圧縮室（34）において、冷媒が中間圧（吸入圧と吐出圧との間の圧力）となる箇所に接続されている。これにより、油供給機構（50）では、高圧室（14）の流体の圧力と圧縮室（34）の圧縮途中箇所の流体の圧力との差圧を利用して、油貯留部（27）の潤滑油を圧縮機構（30）の内部へ送ることができる。 The oil supply mechanism (50) supplies lubricating oil to the inside of the compression mechanism (30). That is, the oil supplied to the inside of the compression mechanism (30) is slidably contacted between the screw rotor (32) and the cylindrical wall (31), or between the screw rotor (32) and the gate (44). It is used to lubricate each sliding contact portion. The oil supply mechanism (50) includes an oil supply path (51) and an oil storage tank (52). The oil supply path (51) has an inflow end communicating with the oil reservoir (27), and an outflow end connected to a compression midpoint of the compression mechanism (30). In other words, the outflow end of the oil supply path (51) is connected to a location where the refrigerant has an intermediate pressure (pressure between the suction pressure and the discharge pressure) in the compression chamber (34) of the compression mechanism (30). . As a result, the oil supply mechanism (50) uses the differential pressure between the pressure of the fluid in the high pressure chamber (14) and the pressure of the fluid in the compression chamber (34) in the middle of compression. Lubricating oil can be sent into the compression mechanism (30).
油貯留タンク（52）は、油供給路（51）の途中に設けられている。油貯留タンク（52）は、例えば円筒形状の密閉容器で構成されている。油貯留タンク（52）には、油供給路（51）を流れる油が一時的に滞留する。 The oil storage tank (52) is provided in the middle of the oil supply path (51). The oil storage tank (52) is composed of, for example, a cylindrical sealed container. In the oil storage tank (52), the oil flowing through the oil supply path (51) temporarily stays.
本実施形態の冷却機構（60）は、冷却流路（61）と冷却部（62）とを備えている。冷却流路（61）は、油を冷却するための冷却媒体が流れる流路を構成している。冷却部（62）は、この冷却媒体と油とを熱交換させて油を冷却するように構成されている。より具体的に、本実施形態の冷却流路（61）は、冷却水流入管（63）と冷却水流出管（64）とを備えている。冷却水流入管（63）には、所定の水供給源から冷却水が供給される。冷却水流出管（64）を流出した水は、所定の排水ラインへ送られる。 The cooling mechanism (60) of the present embodiment includes a cooling channel (61) and a cooling unit (62). The cooling channel (61) constitutes a channel through which a cooling medium for cooling the oil flows. The cooling unit (62) is configured to cool the oil by exchanging heat between the cooling medium and the oil. More specifically, the cooling channel (61) of the present embodiment includes a cooling water inflow pipe (63) and a cooling water outflow pipe (64). Cooling water is supplied to the cooling water inflow pipe (63) from a predetermined water supply source. The water that has flowed out of the cooling water outflow pipe (64) is sent to a predetermined drainage line.
冷却部（62）は、冷却水流入管（63）の流出端と冷却水流出管（64）の流入管との間に接続され、油貯留タンク（52）の内部に配設されている。冷却部（62）は、伝熱管で構成された熱交換器で構成されている。つまり、冷却部（62）では、伝熱管の内部を流れる冷却水と、該伝熱管の外部の油とが熱交換する。 The cooling section (62) is connected between the outflow end of the cooling water inflow pipe (63) and the inflow pipe of the cooling water outflow pipe (64), and is disposed inside the oil storage tank (52). The cooling unit (62) is configured by a heat exchanger configured by heat transfer tubes. That is, in the cooling section (62), heat is exchanged between the cooling water flowing inside the heat transfer tube and the oil outside the heat transfer tube.
また、冷却機構（60）は、冷却流路（61）を流れる冷却媒体の流量を調節する流量調節弁（65）が設けられている。具体的に、本実施形態の流量調節弁（65）は、冷却水流入管（63）に設けられている。流量調節弁（65）は、開度が多段階に調節可能な電動弁で構成されている。 The cooling mechanism (60) is provided with a flow rate adjusting valve (65) for adjusting the flow rate of the cooling medium flowing through the cooling flow path (61). Specifically, the flow rate control valve (65) of the present embodiment is provided in the cooling water inflow pipe (63). The flow rate control valve (65) is an electric valve whose opening degree can be adjusted in multiple stages.
本実施形態の加熱機構（70）は、ヒータ装置（71）で構成されている。ヒータ装置（71）は、電源部（72）と、該電源部（72）と接続するヒータ部（73）とを有している。ヒータ部（73）は、油貯留タンク（52）の内部に配設されている。 The heating mechanism (70) of the present embodiment is composed of a heater device (71). The heater device (71) includes a power supply unit (72) and a heater unit (73) connected to the power supply unit (72). The heater part (73) is disposed inside the oil storage tank (52).
本実施形態のスクリュー圧縮機（10）は、コントローラ部（80）とインバータ部（81）と、各種のセンサ部（91〜96）とを備えている。コントローラ部（80）は、スクリュー圧縮機（10）の運転制御を行うためのものである。インバータ部（81）は、電動機（20）の運転周波数を変更するためのインバータ回路を構成している。 The screw compressor (10) of the present embodiment includes a controller unit (80), an inverter unit (81), and various sensor units (91 to 96). The controller unit (80) is for performing operation control of the screw compressor (10). The inverter unit (81) constitutes an inverter circuit for changing the operating frequency of the electric motor (20).
上述した各種のセンサ部として、スクリュー圧縮機（10）には、高圧圧力センサ（91）、高圧冷媒温度センサ（92）、低圧圧力センサ（93）、低圧冷媒温度センサ（94）、回転数検出センサ（95）、油温度センサ（96）とが設けられている。 As the various sensor units described above, the screw compressor (10) includes a high pressure sensor (91), a high pressure refrigerant temperature sensor (92), a low pressure refrigerant sensor (93), a low pressure refrigerant temperature sensor (94), and a rotational speed detection. A sensor (95) and an oil temperature sensor (96) are provided.
高圧圧力センサ（91）及び高圧冷媒温度センサ（92）は、高圧室（14）に設けられている。高圧圧力センサ（91）は、圧縮機構（30）で圧縮された後の高圧冷媒の圧力Ｈｐを検出する。高圧冷媒温度センサ（92）は、圧縮機構（30）で圧縮された後の高圧冷媒の温度Ｔｄを検出する。低圧圧力センサ（93）及び低圧冷媒温度センサ（94）は、低圧室（13）に設けられている。低圧圧力センサ（93）は、圧縮機構（30）に吸入される前の低圧冷媒の圧力Ｌｐを検出する。低圧冷媒温度センサ（94）は、圧縮機構（30）に吸入される前の低圧冷媒の温度Ｔｓを検出する。 The high pressure sensor (91) and the high pressure refrigerant temperature sensor (92) are provided in the high pressure chamber (14). The high pressure sensor (91) detects the pressure Hp of the high pressure refrigerant after being compressed by the compression mechanism (30). The high-pressure refrigerant temperature sensor (92) detects the temperature Td of the high-pressure refrigerant after being compressed by the compression mechanism (30). The low pressure sensor (93) and the low pressure refrigerant temperature sensor (94) are provided in the low pressure chamber (13). The low pressure sensor (93) detects the pressure Lp of the low pressure refrigerant before being sucked into the compression mechanism (30). The low-pressure refrigerant temperature sensor (94) detects the temperature Ts of the low-pressure refrigerant before being sucked into the compression mechanism (30).
回転数検出センサ（95）は、例えばインバータ部（81）等に設けられている。回転数検出センサ（95）は、電動機（20）の駆動軸（23）の回転数（換言すると、電動機（20）の運転周波数）を検出する回転数検出部を構成している。 The rotation speed detection sensor (95) is provided, for example, in the inverter unit (81). The rotation speed detection sensor (95) constitutes a rotation speed detector that detects the rotation speed of the drive shaft (23) of the electric motor (20) (in other words, the operating frequency of the electric motor (20)).
上述したコントローラ部（80）は、駆動軸（23）の回転数を調整する回転数調整部（82）と、冷却機構（60）の冷却能力を調整する冷却制御部（83）と、加熱機構（70）の加熱能力を調整する加熱制御部（84）とを備えている。 The controller section (80) described above includes a rotation speed adjustment section (82) that adjusts the rotation speed of the drive shaft (23), a cooling control section (83) that adjusts the cooling capacity of the cooling mechanism (60), and a heating mechanism. A heating control section (84) for adjusting the heating capacity of (70).
回転数調整部（82）は、インバータ部（81）のスイッチング素子の切換タイミングを変更する指令を出力し、電動機（20）の運転周波数を制御するように構成されている。つまり、回転数調整部（82）は、運転条件に応じて、駆動軸（23）ひいてはスクリューロータ（32）の回転数を調整するように構成されている。例えば回転数調整部（82）は、冷凍装置（1）の利用側熱交換器（5）の負荷（例えば冷却負荷）に応じて、回転数を制御する。 The rotation speed adjustment unit (82) is configured to output a command to change the switching timing of the switching element of the inverter unit (81) and to control the operating frequency of the electric motor (20). That is, the rotation speed adjustment unit (82) is configured to adjust the rotation speed of the drive shaft (23), and thus the screw rotor (32), according to operating conditions. For example, the rotation speed adjustment unit (82) controls the rotation speed in accordance with a load (for example, a cooling load) of the use side heat exchanger (5) of the refrigeration apparatus (1).
冷却制御部（83）は、駆動軸（23）の回転数に応じて、冷却機構（60）の冷却能力を調整する。具体的に、冷却制御部（83）は、駆動軸（23）の回転数が低速域になると、冷却機構（60）の冷却能力を増大させる。これにより、本実施形態では、駆動軸（23）の回転数が低速域の運転条件下において、圧縮機構（30）の内部へ供給される油の粘度が上昇する。即ち、本実施形態の冷却機構（60）と回転数検出センサ（95）と冷却制御部（83）とは、駆動軸（23）の回転数が所定の低速域になると、圧縮機構（30）へ供給される潤滑油の粘度を上昇させる、油粘度上昇機構を構成している。 The cooling controller (83) adjusts the cooling capacity of the cooling mechanism (60) according to the rotational speed of the drive shaft (23). Specifically, the cooling control unit (83) increases the cooling capacity of the cooling mechanism (60) when the rotational speed of the drive shaft (23) is in a low speed range. Thereby, in this embodiment, the viscosity of the oil supplied to the inside of the compression mechanism (30) increases under the operating condition where the rotational speed of the drive shaft (23) is in a low speed range. That is, the cooling mechanism (60), the rotation speed detection sensor (95), and the cooling control unit (83) of the present embodiment are configured so that the compression mechanism (30) The oil viscosity increasing mechanism is configured to increase the viscosity of the lubricating oil supplied to the oil.
加熱制御部（84）は、駆動軸（23）の回転数に応じて、加熱機構（70）の加熱能力を調整する。具体的に、加熱制御部（84）は、駆動軸（23）の回転数が高速域になると、加熱機構（70）の加熱能力を増大させる。これにより、本実施形態では、駆動軸（23）の回転数が高速域の運転条件下において、圧縮機構（30）の内部へ供給される油の粘度が低下する。即ち、本実施形態の加熱機構（70）と回転数検出センサ（95）と加熱制御部（84）とは、駆動軸（23）の回転数が所定の高速域になると、圧縮機構（30）へ供給される潤滑油の粘度を低下させる、油粘度低下機構を構成している。 The heating controller (84) adjusts the heating capability of the heating mechanism (70) according to the rotational speed of the drive shaft (23). Specifically, the heating control unit (84) increases the heating capability of the heating mechanism (70) when the rotational speed of the drive shaft (23) is in a high speed range. Thereby, in this embodiment, the viscosity of the oil supplied to the inside of the compression mechanism (30) is reduced under the operating condition where the rotational speed of the drive shaft (23) is in a high speed range. That is, the heating mechanism (70), the rotation speed detection sensor (95), and the heating control unit (84) of the present embodiment are configured so that the compression mechanism (30) is used when the rotation speed of the drive shaft (23) is in a predetermined high speed range. Constitutes a mechanism for lowering the viscosity of the lubricating oil supplied to the oil.
−運転動作−
以下、前記スクリュー圧縮機（10）の運転動作について説明する。スクリュー圧縮機（10）の電動機（20）が起動すると、図５に示すように、駆動軸（23）が回転するのに伴ってスクリューロータ（32）が回転する。スクリューロータ（32）が回転に伴ってゲートロータ（40）も回転し、圧縮機構（30）では、吸入行程、圧縮行程、吐出行程が繰り返し行われる。ここでは、図５において網掛けを付した圧縮室（34）に着目して説明する。
-Driving action-
Hereinafter, the operation of the screw compressor (10) will be described. When the electric motor (20) of the screw compressor (10) is started, the screw rotor (32) rotates as the drive shaft (23) rotates as shown in FIG. As the screw rotor (32) rotates, the gate rotor (40) also rotates, and in the compression mechanism (30), the suction stroke, the compression stroke, and the discharge stroke are repeatedly performed. Here, the description will be given focusing on the compression chamber (34) shaded in FIG.
図５(Ａ)において、網掛けを付した圧縮室（34）は、吸入口（35）を通じて低圧室（13）と連通している。また、圧縮室（34）が形成されている螺旋溝（33）は、図５(Ａ)の下側に位置するゲートロータ（40）のゲート（44）と噛み合わされている。スクリューロータ（32）が回転すると、ゲート（44）が螺旋溝（33）の終端へ向かって相対的に移動し、それに伴って圧縮室（34）の容積が拡大する。その結果、吸入管（8）より低圧室（13）に流入した低圧ガス冷媒は、吸入口（35）を通じて圧縮室（34）へ吸い込まれる。 In FIG. 5 (A), the compression chamber (34) shaded is in communication with the low pressure chamber (13) through the suction port (35). Further, the spiral groove (33) in which the compression chamber (34) is formed meshes with the gate (44) of the gate rotor (40) located on the lower side of FIG. When the screw rotor (32) rotates, the gate (44) relatively moves toward the end of the spiral groove (33), and the volume of the compression chamber (34) increases accordingly. As a result, the low-pressure gas refrigerant flowing into the low-pressure chamber (13) from the suction pipe (8) is sucked into the compression chamber (34) through the suction port (35).
図５(Ａ)に示すスクリューロータ（32）が更に回転すると、図５(Ｂ)に示す状態となる。図５(Ｂ）において、網掛けを付した圧縮室（34）は、閉じきり状態となっている。つまり、この圧縮室（34）が形成されている螺旋溝（33）は、図５(Ｂ)の上側に位置するゲートロータ（40）のゲート（44）と噛み合わされ、このゲート（44）によって低圧室（13）から仕切られている。スクリューロータ（32）の回転に伴ってゲート（44）が螺旋溝（33）の終端に向かって移動すると、圧縮室（34）の容積が次第に縮小する。その結果、圧縮室（34）内のガス冷媒が圧縮される。 When the screw rotor (32) shown in FIG. 5 (A) further rotates, the state shown in FIG. 5 (B) is obtained. In FIG. 5B, the compression chamber (34) shaded is in a closed state. That is, the spiral groove (33) in which the compression chamber (34) is formed meshes with the gate (44) of the gate rotor (40) located on the upper side of FIG. It is partitioned from the low pressure chamber (13). When the gate (44) moves toward the end of the spiral groove (33) as the screw rotor (32) rotates, the volume of the compression chamber (34) gradually decreases. As a result, the gas refrigerant in the compression chamber (34) is compressed.
図５(Ｂ)に示す状態のスクリューロータ（32）が更に回転すると、図５(Ｃ)に示す状態となる。図５(Ｃ)において、網掛けを付した圧縮室（34）は、吐出口（図示省略）を介して高圧室（14）と連通する。これにより、スクリューロータ（32）の回転に伴ってゲート（44）が螺旋溝（33）の終端へ向かって移動すると、圧縮されたガス冷媒が圧縮室（34）から高圧室（14）へ押し出されてゆく。 When the screw rotor (32) in the state shown in FIG. 5 (B) further rotates, the state shown in FIG. 5 (C) is obtained. In FIG. 5C, the shaded compression chamber (34) communicates with the high pressure chamber (14) through a discharge port (not shown). As a result, when the gate (44) moves toward the end of the spiral groove (33) as the screw rotor (32) rotates, the compressed gas refrigerant is pushed out from the compression chamber (34) to the high-pressure chamber (14). I'm going.
高圧室（14）へ流出した冷媒は、油分離器（26）を通過する（図２を参照）。油分離器（26）では、冷媒中に含まれる油が油分離器（26）の表面に補足される。油分離器（26）に補足された油は、ケーシング（11）の底部の油貯留部（27）に貯められる。以上のようにして、油が分離された高圧ガス冷媒は、吐出管（7）より冷媒回路（2）へ送られる。この冷媒回路（2）を冷媒が循環すると、例えば熱源側熱交換器（3）が凝縮器となり、利用側熱交換器（5）が蒸発器となる冷凍サイクルが行われる。 The refrigerant that has flowed out into the high-pressure chamber (14) passes through the oil separator (26) (see FIG. 2). In the oil separator (26), the oil contained in the refrigerant is supplemented on the surface of the oil separator (26). The oil supplemented by the oil separator (26) is stored in the oil reservoir (27) at the bottom of the casing (11). As described above, the high-pressure gas refrigerant from which the oil has been separated is sent from the discharge pipe (7) to the refrigerant circuit (2). When the refrigerant circulates through the refrigerant circuit (2), for example, a refrigeration cycle is performed in which the heat source side heat exchanger (3) serves as a condenser and the use side heat exchanger (5) serves as an evaporator.
−油粘度の調整動作−
上述したスクリュー圧縮機（10）の運転時には、例えば利用側熱交換器（5）の冷却負荷に応じて、電動機（20）の駆動軸（23）の回転数が調節される。このような、圧縮機構（30）の容量制御においては、圧縮機構（30）の運転周波数に応じて、圧縮機構（30）の容積効率や圧縮機効率が低下するという問題があった。この点について、図６及び図７を参照しながら説明する。
-Adjustment of oil viscosity-
During operation of the screw compressor (10) described above, for example, the rotational speed of the drive shaft (23) of the electric motor (20) is adjusted according to the cooling load of the use side heat exchanger (5). In such capacity control of the compression mechanism (30), there is a problem that the volumetric efficiency and the compressor efficiency of the compression mechanism (30) are lowered in accordance with the operating frequency of the compression mechanism (30). This point will be described with reference to FIGS.
上述したように、圧縮機構（30）では、スクリューロータ（32）と円筒壁部（31）との間や、スクリューロータ（32）とゲート（44）との間に僅かな隙間が形成される。このため、圧縮機構（30）の内部では、圧縮室（34）で圧縮された冷媒が、この隙間を通じて圧縮機構（30）の外部へ漏れ出してしまう虞がある。このような冷媒の漏れに起因する圧縮機構（30）への効率の影響は、駆動軸（23）の回転数が比較的小さく、圧縮機構（30）を通過する冷媒の流量が少ない条件下において、特に顕著となる。 As described above, in the compression mechanism (30), a slight gap is formed between the screw rotor (32) and the cylindrical wall portion (31) or between the screw rotor (32) and the gate (44). . For this reason, inside the compression mechanism (30), the refrigerant compressed in the compression chamber (34) may leak out of the compression mechanism (30) through this gap. The effect of the efficiency on the compression mechanism (30) caused by such refrigerant leakage is that the rotational speed of the drive shaft (23) is relatively small and the flow rate of the refrigerant passing through the compression mechanism (30) is small. , Especially noticeable.
図６は、従来例のスクリュー圧縮機において、圧縮機構の運転周波数と、容積効率との関係を示したものである。同図においては、圧縮機構の運転周波数が比較的小さくなる所定の低速域（図６において、２点鎖線で囲む領域Ｌ）について、圧縮機構の容積効率が大幅に小さくなっている。また、図７は、従来例のスクリュー圧縮機において、圧縮機構の運転周波数と、圧縮機効率との関係を示したものである。同図においても、圧縮機構の運転周波数が比較的小さくなる所定の低速域（図７において、２点鎖線で囲む領域Ｍ）について、圧縮機効率が大幅に小さくなっている。以上のように、スクリュー圧縮機（10）では、特に運転周波数が所定の低速域となる運転条件下において、圧縮機構（30）の効率が低下し、ひいては冷凍装置（1）の性能が低下してしまうという問題があった。 FIG. 6 shows the relationship between the operating frequency of the compression mechanism and the volumetric efficiency in a conventional screw compressor. In the figure, the volumetric efficiency of the compression mechanism is significantly reduced in a predetermined low speed region (region L surrounded by a two-dot chain line in FIG. 6) where the operation frequency of the compression mechanism is relatively low. FIG. 7 shows the relationship between the operating frequency of the compression mechanism and the compressor efficiency in the conventional screw compressor. Also in the figure, the compressor efficiency is greatly reduced in a predetermined low speed region (region M surrounded by a two-dot chain line in FIG. 7) in which the operation frequency of the compression mechanism is relatively small. As described above, in the screw compressor (10), the efficiency of the compression mechanism (30) decreases, and the performance of the refrigeration system (1) decreases, especially under the operating conditions where the operating frequency is a predetermined low speed range. There was a problem that.
また、図７に示すように、従来例のスクリュー圧縮機では、圧縮機構の運転周波数が比較的大きくなる所定の高速域（図７において、２点鎖線で囲む領域Ｎ）についても、圧縮機効率が小さくなっている。これは、駆動軸（23）の回転数が大きくなり、スクリューロータ（32）が高速回転すると、これに起因して潤滑油の粘性抵抗が増大し、機械損失が増大してしまうためである。 Further, as shown in FIG. 7, in the conventional screw compressor, the compressor efficiency is also improved in a predetermined high speed region (region N surrounded by a two-dot chain line in FIG. 7) where the operation frequency of the compression mechanism is relatively large. Is getting smaller. This is because when the rotational speed of the drive shaft (23) increases and the screw rotor (32) rotates at a high speed, the viscous resistance of the lubricating oil increases due to this, and the mechanical loss increases.
そこで、本実施形態のスクリュー圧縮機（10）では、このような駆動軸（23）の回転数に起因する圧縮機構（30）の効率の低下を防止すべく、駆動軸（23）の回転数に応じて、圧縮機構（30）へ供給する潤滑油の粘度を変化させるようにしている。 Therefore, in the screw compressor (10) of the present embodiment, the rotational speed of the drive shaft (23) is prevented in order to prevent the efficiency of the compression mechanism (30) from decreasing due to the rotational speed of the drive shaft (23). Accordingly, the viscosity of the lubricating oil supplied to the compression mechanism (30) is changed.
図８に示すフローチャートに示すように、スクリュー圧縮機（10）の運転時には、ステップＳ１において、冷凍装置（1）の冷却負荷（必要な冷却能力）が算出される。コントローラ部（80）は、冷媒回路（2）において、この冷却負荷に対応すべく冷媒循環量を確保するように、電動機（20）の運転周波数（駆動軸（23）の回転数）を調整する（ステップＳ２）。次いで、ステップＳ３では、回転数検出センサ（95）によって、電動機（20）の周波数が検出される。ここで、コントローラ部（80）には、この周波数が所定の低速域となっているか否かを判断するための判定値（所定値＝ｆmin）が設定されている。ステップＳ４において、検出された周波数がｆmin以下である場合、ステップＳ５へ移行し、そうでない場合には、ステップＳ６へ移行する。 As shown in the flowchart shown in FIG. 8, when the screw compressor (10) is operated, the cooling load (necessary cooling capacity) of the refrigeration apparatus (1) is calculated in step S1. The controller unit (80) adjusts the operating frequency of the electric motor (20) (the rotational speed of the drive shaft (23)) in the refrigerant circuit (2) so as to ensure the amount of refrigerant circulation to cope with this cooling load. (Step S2). Next, in step S3, the frequency of the electric motor (20) is detected by the rotation speed detection sensor (95). Here, a determination value (predetermined value = fmin) for determining whether or not this frequency is in a predetermined low speed range is set in the controller unit (80). In step S4, if the detected frequency is equal to or lower than fmin, the process proceeds to step S5, and if not, the process proceeds to step S6.
ステップＳ５に移行すると、冷却制御部（83）は、冷却機構（60）による冷却動作を実行させる。この冷却動作では、流量調節弁（65）が所定の開度で開放され、冷却媒体としての冷却水が冷却流路（61）を流れる。これにより、油貯留タンク（52）の内部では、冷却部（62）の伝熱管を介して、冷却水と潤滑油とが熱交換し、潤滑油が冷却される。以上のようにして、冷却された油は、油供給路（51）を通じて圧縮機構（30）の圧縮室（例えば図５(Ｂ)に示す状態の圧縮途中の圧縮室（34））へ供給される。 If transfering it to step S5, a cooling control part (83) will perform the cooling operation by a cooling mechanism (60). In this cooling operation, the flow rate adjustment valve (65) is opened at a predetermined opening, and cooling water as a cooling medium flows through the cooling flow path (61). Thereby, in the oil storage tank (52), the cooling water and the lubricating oil exchange heat through the heat transfer pipe of the cooling section (62), and the lubricating oil is cooled. The oil cooled as described above is supplied to the compression chamber (for example, the compression chamber (34) in the middle of compression in the state shown in FIG. 5B) of the compression mechanism (30) through the oil supply passage (51). The
このようにして、圧縮室（34）へ冷却された潤滑油が供給されると、圧縮室（34）内の潤滑油の粘度が上昇する。これにより、圧縮室（34）に形成される僅かな隙間は、比較的粘度の高い潤滑油によってシールされる。その結果、駆動軸（23）の低速域での運転条件下において、冷媒の隙間漏れを回避できる。その結果、図６及び図７に示したように、圧縮機構（30）の容積効率や圧縮機効率が低下してしまうことを防止できる。 Thus, when the cooled lubricating oil is supplied to the compression chamber (34), the viscosity of the lubricating oil in the compression chamber (34) increases. As a result, a slight gap formed in the compression chamber (34) is sealed with a relatively high viscosity lubricating oil. As a result, it is possible to avoid the refrigerant gap leakage under operating conditions in the low speed region of the drive shaft (23). As a result, as shown in FIGS. 6 and 7, it is possible to prevent the volumetric efficiency and the compressor efficiency of the compression mechanism (30) from being lowered.
このような冷却動作時には、検出された周波数が小さくなるにつれて、目標とする潤滑油の粘度Ｖsが高く調整される（図９を参照）。また、冷却動作時には、油温度センサ（96）で検出された油の温度Ｔoil、及び高圧圧力センサ（91）で検出された高圧圧力Ｈpとから、圧縮機構（30）へ供給される油の粘度Ｖaが推定される。冷却動作時には、推定された油の粘度Ｖaが、現在の目標となる油の粘度Ｖｓに近づくように、流量調節弁（65）の開度が調整される。これにより、駆動軸（23）の回転数が小さくなるにつれて、潤滑油の温度を低くして潤滑油の粘度を上昇させることができる。従って、圧縮機構（30）を通過する冷媒の流量が少なく、冷媒漏れの影響を受けやすい運転条件下において、冷媒の隙間漏れを確実に防止して、容積効率、圧縮機効率の改善を図ることができる。 During such a cooling operation, the target viscosity Vs of the lubricating oil is adjusted higher as the detected frequency decreases (see FIG. 9). Further, during the cooling operation, the viscosity of the oil supplied to the compression mechanism (30) from the oil temperature Toil detected by the oil temperature sensor (96) and the high pressure Hp detected by the high pressure sensor (91). Va is estimated. During the cooling operation, the opening degree of the flow rate control valve (65) is adjusted so that the estimated oil viscosity Va approaches the current target oil viscosity Vs. Thereby, as the rotational speed of the drive shaft (23) decreases, the temperature of the lubricating oil can be lowered and the viscosity of the lubricating oil can be increased. Therefore, under the operating conditions where the flow rate of the refrigerant passing through the compression mechanism (30) is small and is susceptible to refrigerant leakage, leakage of the refrigerant gap is surely prevented, and volume efficiency and compressor efficiency are improved. Can do.
コントローラ部（80）には、回転数検出センサ（95）によって検出される電動機（20）の周波数が、所定の高速域となっているか否かを判断するための判断値（所定値＝fmax）が設定されている。ステップＳ６において、検出された周波数がｆmax以上である場合、ステップＳ７へ移行し、そうでない場合には、ステップＳ１に戻る。 The controller unit (80) has a determination value (predetermined value = fmax) for determining whether or not the frequency of the electric motor (20) detected by the rotation speed detection sensor (95) is within a predetermined high speed range. Is set. In step S6, if the detected frequency is greater than or equal to fmax, the process proceeds to step S7, and if not, the process returns to step S1.
ステップＳ７へ移行すると、加熱制御部（84）は、加熱機構（70）による加熱動作を実行させる。この加熱動作では、流量調節弁（65）が全閉状態となると同時に、ヒータ部（73）が電源部（72）と通電する。これにより、油貯留タンク（52）の内部では、潤滑油がヒータ部（73）によって加熱される。以上のようにして加熱された油は、油供給路（51）を通じて圧縮機構（30）の圧縮室（例えば図５(Ｂ）に示す状態の圧縮室（34）へ供給される。 If transfering to step S7, a heating control part (84) will perform the heating operation by a heating mechanism (70). In this heating operation, the flow rate control valve (65) is fully closed, and at the same time, the heater unit (73) energizes the power source unit (72). Thereby, lubricating oil is heated by the heater part (73) inside the oil storage tank (52). The oil heated as described above is supplied to the compression chamber (for example, the compression chamber (34) in the state shown in FIG. 5B) of the compression mechanism (30) through the oil supply path (51).
このようにして、圧縮室（34）へ加熱された潤滑油が供給されると、圧縮室（34）内の潤滑油の粘度が低下する。これにより、駆動軸（23）の回転数が高速域となり、スクリューロータ（32）が高速回転する運転条件下において、圧縮室（34）内の潤滑油を比較的低粘度に維持することができる。これにより、潤滑油の粘性抵抗に起因する、機械損失を低減でき、圧縮機効率の改善を図ることができる。 In this way, when heated lubricating oil is supplied to the compression chamber (34), the viscosity of the lubricating oil in the compression chamber (34) decreases. As a result, the rotational speed of the drive shaft (23) becomes a high speed range, and the lubricating oil in the compression chamber (34) can be maintained at a relatively low viscosity under the operating conditions in which the screw rotor (32) rotates at a high speed. . Thereby, the mechanical loss resulting from the viscous resistance of the lubricating oil can be reduced, and the compressor efficiency can be improved.
このような加熱動作時には、検出された周波数が大きくなるにつれて、目標とする潤滑油の粘度Ｖｓが低く調整される（図９を参照）。また、加熱動作時には、油温度センサ（96）で検出された油の温度Ｔoil、及び高圧圧力センサ（91）で検出された高圧圧力Ｈｐとから、圧縮機構（30）へ供給される油の粘度Ｖａが推定される。加熱動作時には、推定された油の粘度Ｖａが、現在の目標となる油の粘度Ｖｓに近づくように、ヒータ部（73）の加熱能力が調整される。これにより、駆動軸（23）の回転数が大きくなるにつれて、潤滑油の温度を高くして潤滑油の粘度を低下させることができる。従って、機械損失が顕著なりやすい、スクリューロータ（32）の高速回転域において、油の粘度を低減させてこの機械損失を効果的に低減できる。 During such a heating operation, the target viscosity Vs of the lubricating oil is adjusted to be lower as the detected frequency increases (see FIG. 9). Further, during the heating operation, the viscosity of the oil supplied to the compression mechanism (30) from the oil temperature Toil detected by the oil temperature sensor (96) and the high pressure Hp detected by the high pressure sensor (91). Va is estimated. During the heating operation, the heating capability of the heater section (73) is adjusted so that the estimated oil viscosity Va approaches the current target oil viscosity Vs. Thereby, as the rotational speed of the drive shaft (23) increases, the temperature of the lubricating oil can be increased and the viscosity of the lubricating oil can be reduced. Therefore, the mechanical loss can be effectively reduced by reducing the viscosity of the oil in the high-speed rotation region of the screw rotor (32) where the mechanical loss is likely to be remarkable.
−実施形態の効果−
以上のように、上記実施形態では、圧縮機構（30）の運転周波数（即ち、駆動軸（23）の回転数）が低速域となる運転条件下において、圧縮機構（30）へ供給される潤滑油を冷却し、この潤滑油の粘度を上昇させている。これにより、低速域の運転時において、スクリューロータ（32）と円筒壁部（31）との間の隙間や、スクリューロータ（32）とゲート（44）との間の隙間を、比較的高粘度の油によってシールすることができる。従って、冷媒漏れに起因して容積効率や圧縮機効率が低下しやすい、低速域での運転条件下において、冷媒漏れを確実に防止して効率の改善を図ることができる。
-Effect of the embodiment-
As described above, in the above embodiment, the lubrication supplied to the compression mechanism (30) under the operating conditions where the operating frequency of the compression mechanism (30) (that is, the rotational speed of the drive shaft (23)) is in the low speed range. The oil is cooled to increase the viscosity of the lubricating oil. This allows the gap between the screw rotor (32) and the cylindrical wall (31) and the gap between the screw rotor (32) and the gate (44) to be relatively highly viscous during low-speed operation. Can be sealed with oil. Therefore, under the operating conditions in the low speed range where volumetric efficiency and compressor efficiency are likely to decrease due to refrigerant leakage, refrigerant leakage can be reliably prevented and efficiency can be improved.
また、上記実施形態では、圧縮機構（30）の運転周波数（即ち、駆動軸（23）の回転数）が高速域となる運転条件下において、圧縮機構（30）へ供給される潤滑油を加熱し、この潤滑油の粘度を低下させている。これにより、高速域の運転時において、潤滑油の粘性抵抗に起因してメカロスが増大してしまうのを回避でき、圧縮機効率を改善できる。 Further, in the above embodiment, the lubricating oil supplied to the compression mechanism (30) is heated under an operating condition in which the operating frequency of the compression mechanism (30) (that is, the rotational speed of the drive shaft (23)) is in a high speed range. However, the viscosity of this lubricating oil is lowered. As a result, it is possible to avoid an increase in mechanical loss due to the viscous resistance of the lubricating oil during high-speed operation, and improve the compressor efficiency.
このような本実施形態の油の粘度の調整動作による圧縮機の性能の改善効果を検証した結果を、図１０に示す。なお、図１０において、比較例１は、比較的低粘度の潤滑油をそのまま（冷却も加熱もせずに）圧縮機構へ供給したものである。また、比較例２は、比較的高粘度の油の潤滑油をそのまま（冷却も加熱もせずに）圧縮機構へ供給したものである。なお、本実施形態は、比較例１の潤滑油と比較例２の潤滑油とのほぼ中間の粘度の潤滑油）を用い、上述のような冷却動作や加熱動作を行ったものである。なお、図１０に示すＣＯＰ比とは、本実施形態と同様の中間粘度の潤滑油をそのまま（冷却も加熱もせずに）圧縮機構へ供給した場合のＣＯＰを基準（基準ＣＯＰ）とした場合に、この基準ＣＯＰに対して各比較例及び本実施形態で得られたＣＯＰの比率を表している。 The result of having verified the improvement effect of the compressor performance by the adjustment operation of the viscosity of the oil of this embodiment is shown in FIG. In FIG. 10, comparative example 1 is a comparatively low-viscosity lubricating oil supplied to the compression mechanism as it is (without cooling or heating). In Comparative Example 2, lubricating oil of relatively high viscosity is supplied as it is (without cooling or heating) to the compression mechanism. In the present embodiment, the above-described cooling operation and heating operation are performed using a lubricating oil having a substantially intermediate viscosity between the lubricating oil of Comparative Example 1 and the lubricating oil of Comparative Example 2. Note that the COP ratio shown in FIG. 10 is obtained when the COP when the lubricating oil having the same intermediate viscosity as that of the present embodiment is supplied to the compression mechanism as it is (without cooling or heating) is used as a reference (reference COP). The ratio of the COP obtained in each comparative example and this embodiment with respect to this reference COP is shown.
図１０に示すように、比較例１に係る低粘度の潤滑油をそのまま用いたものでは、運転周波数が比較的小さくなる低速域の運転条件下において、ＣＯＰ比が低下してしまった。これは、低粘度の潤滑油をそのまま用いた場合、特に低速域において、冷媒漏れの影響に起因して容積効率や圧縮機効率が低下してしまうためである。また、比較例２に係る高粘度の潤滑油をそのまま用いたものでは、低速域においては、比較的高いＣＯＰ比を得ることができるが、運転周波数が比較的大きくなる高速域の運転条件下において、ＣＯＰがやや低くなる傾向にあった。これは、高粘度の潤滑油をそのまま用いた場合、特に高速域において、機械損失に起因して圧縮機効率が低下してしまうためである。 As shown in FIG. 10, in the case where the low-viscosity lubricating oil according to Comparative Example 1 was used as it was, the COP ratio was lowered under low-speed operating conditions where the operating frequency was relatively low. This is because when the low-viscosity lubricating oil is used as it is, the volumetric efficiency and the compressor efficiency are lowered due to the influence of refrigerant leakage, particularly in the low speed range. In addition, in the case of using the high-viscosity lubricant according to Comparative Example 2 as it is, a relatively high COP ratio can be obtained in the low speed range, but under the high speed range operating conditions in which the operating frequency is relatively high. , COP tended to be slightly lower. This is because when the high-viscosity lubricating oil is used as it is, the compressor efficiency is reduced due to mechanical loss, particularly in the high speed range.
これに対し、本実施形態に係る中粘度の潤滑油を回転数に応じて冷却又は加熱するものでは、低速域においては、油の粘度を上昇させて冷媒漏れを防止できる一方、高速域においては、油の粘度を低下させて機械損失を低減できるため、低速域から高速域に亘る広範囲の運転条件下において、高いＣＯＰ比を得ることができる。即ち、本実施形態に係る冷凍装置（1）では、冷媒回路（2）の冷媒循環量に依らず、常に高いＣＯＰで運転を行うことができ、省エネ性の向上を図ることができる。 On the other hand, in the case of cooling or heating the medium-viscosity lubricating oil according to the present embodiment according to the number of rotations, in the low speed range, the oil viscosity can be increased to prevent refrigerant leakage, while in the high speed range. Since the mechanical loss can be reduced by lowering the viscosity of the oil, a high COP ratio can be obtained under a wide range of operating conditions from the low speed range to the high speed range. That is, in the refrigeration apparatus (1) according to the present embodiment, the operation can be always performed with a high COP regardless of the refrigerant circulation amount of the refrigerant circuit (2), and energy saving can be improved.
《実施形態の変形例》
上記実施形態の冷却機構（60）では、冷却流路（61）に冷却媒体としての冷却水を流し、この冷却水で潤滑油を冷却するようにしている。しかしながら、冷却機構（60）において、冷却流路（61）の冷却媒体として、冷媒回路（2）の冷媒を用いるようにしても良い。
<< Modification of Embodiment >>
In the cooling mechanism (60) of the above embodiment, cooling water as a cooling medium is caused to flow through the cooling flow path (61), and the lubricating oil is cooled by this cooling water. However, in the cooling mechanism (60), the refrigerant of the refrigerant circuit (2) may be used as the cooling medium of the cooling flow path (61).
具体的に、図１１に示す変形例の冷却流路（61）は、高圧冷媒導入管（66）と中間インジェクション管（67）とを備えている。高圧冷媒導入管（66）の流入端は、冷媒回路（2）の高圧液ライン（図示省略）と接続している。つまり、高圧冷媒導入管（66）には、冷媒回路（2）の熱源側熱交換器（3）又は利用側熱交換器（5）で凝縮した後の冷媒が、流入する。また、高圧冷媒導入管（66）には、冷媒の流量を調整するための流量調節弁（65）が設けられている。高圧冷媒導入管（66）の流出端には、上記実施形態と同様の冷却部（62）が接続している。 Specifically, the cooling channel (61) of the modification shown in FIG. 11 includes a high-pressure refrigerant introduction pipe (66) and an intermediate injection pipe (67). The inflow end of the high-pressure refrigerant introduction pipe (66) is connected to a high-pressure liquid line (not shown) of the refrigerant circuit (2). That is, the refrigerant condensed in the heat source side heat exchanger (3) or the use side heat exchanger (5) of the refrigerant circuit (2) flows into the high pressure refrigerant introduction pipe (66). The high-pressure refrigerant introduction pipe (66) is provided with a flow rate adjustment valve (65) for adjusting the flow rate of the refrigerant. A cooling unit (62) similar to that in the above embodiment is connected to the outflow end of the high-pressure refrigerant introduction pipe (66).
冷却部（62）では、伝熱管の内部の冷媒と伝熱管の外部の潤滑油とが熱交換する。中間インジェクション管（67）の流入端は冷却部（62）と接続している。中間インジェクション管（67）の流出端は、圧縮機構（30）の圧縮室（34）と連通している。具体的に、中間インジェクション管（67）の流出端は、圧縮室（34）において冷媒が中間圧力となる圧縮途中箇所に接続されている。 In the cooling section (62), heat is exchanged between the refrigerant inside the heat transfer tube and the lubricating oil outside the heat transfer tube. The inflow end of the intermediate injection pipe (67) is connected to the cooling section (62). The outflow end of the intermediate injection pipe (67) communicates with the compression chamber (34) of the compression mechanism (30). Specifically, the outflow end of the intermediate injection pipe (67) is connected to a compression midpoint where the refrigerant has an intermediate pressure in the compression chamber (34).
この変形例においても、上記実施形態と同様にして、冷却動作が行われる。具体的には、例えば電動機（20）の運転周波数（駆動軸（23）の回転数）が所定値以下になると、流量調節弁（65）が所定の開度で開放される。これにより、冷媒回路（2）の高圧液冷媒が、高圧冷媒導入管（66）を経由して冷却部（62）を流れる。その結果、油貯留タンク（52）内の潤滑油が冷却され、潤滑油の粘度が上昇する。冷却された潤滑油は、油供給路（51）を通じて圧縮機構（30）の内部へ供給される。これにより、圧縮室（34）の隙間が潤滑油によってシールされ、容積効率、圧縮機効率の改善が図られる。 Also in this modified example, the cooling operation is performed in the same manner as in the above embodiment. Specifically, for example, when the operating frequency of the electric motor (20) (the rotational speed of the drive shaft (23)) becomes a predetermined value or less, the flow rate control valve (65) is opened at a predetermined opening. Thereby, the high-pressure liquid refrigerant in the refrigerant circuit (2) flows through the cooling unit (62) via the high-pressure refrigerant introduction pipe (66). As a result, the lubricating oil in the oil storage tank (52) is cooled, and the viscosity of the lubricating oil increases. The cooled lubricating oil is supplied into the compression mechanism (30) through the oil supply path (51). Thereby, the clearance gap between the compression chambers (34) is sealed with lubricating oil, and volume efficiency and compressor efficiency are improved.
冷却部（62）を流出した冷媒は、潤滑油に加熱されて蒸発した後、中間インジェクション管（67）を流れる。このガス冷媒は、圧縮機構（30）の圧縮室（34）に導入されて圧縮される。 The refrigerant flowing out of the cooling section (62) is heated by the lubricating oil and evaporated, and then flows through the intermediate injection pipe (67). This gas refrigerant is introduced into the compression chamber (34) of the compression mechanism (30) and compressed.
〈その他の実施形態〉
上記実施形態では、駆動軸（23）の回転数が低速域になると、冷却機構（60）で潤滑油を冷却するようにし、駆動軸（23）の回転数が高速域になると、加熱機構（70）で潤滑油を加熱するようにしている。しかしながら、加熱機構（70）を省略した構成としつつ、冷却機構（60）で油の粘度を調整するようにしても良い。
<Other embodiments>
In the above embodiment, when the rotational speed of the drive shaft (23) is in the low speed range, the cooling mechanism (60) cools the lubricating oil, and when the rotational speed of the drive shaft (23) is in the high speed range, the heating mechanism ( 70), the lubricating oil is heated. However, the viscosity of the oil may be adjusted by the cooling mechanism (60) while the heating mechanism (70) is omitted.
具体的には、潤滑油の粘度を比較的低粘度に設定しつつ、駆動軸（23）の回転数が高速域となる運転条件下では、冷却機構（60）を停止させる。一方、駆動軸（23）の回転数が所定値以下となると冷却機構（60）の冷却動作を開始させ、回転数が小さくなるにつれて冷却機構（60）の冷却能力を向上させる。これにより、例えば図１２に示すようにして、低速域には潤滑油の粘度を上昇させて冷媒の隙間漏れを防止できる一方、高速域には潤滑油の粘度を低下させて機械損失の低減を図ることができる。従って、この例においても、冷凍装置（1）の性能の向上を図ることができる。 Specifically, the cooling mechanism (60) is stopped under an operating condition where the rotational speed of the drive shaft (23) is in a high speed range while setting the viscosity of the lubricating oil to be relatively low. On the other hand, when the rotational speed of the drive shaft (23) becomes a predetermined value or less, the cooling operation of the cooling mechanism (60) is started, and the cooling capacity of the cooling mechanism (60) is improved as the rotational speed decreases. Thus, for example, as shown in FIG. 12, the viscosity of the lubricating oil can be increased in the low speed range to prevent the refrigerant gap from leaking, while the viscosity of the lubricating oil can be reduced in the high speed range to reduce the mechanical loss. Can be planned. Therefore, also in this example, the performance of the refrigeration apparatus (1) can be improved.
また、上記実施形態では、電動機（20）の運転周波数（駆動軸（23）の回転数）をインバータ部（81）を介して直接的に検出しているが、これに限らず、利用側熱交換器（5）の冷却負荷や他の検出値から間接的に求めるようにしも良い。 Moreover, in the said embodiment, although the operating frequency (rotation speed of a drive shaft (23)) of an electric motor (20) is detected directly via an inverter part (81), not only this but utilization side heat | fever It may be obtained indirectly from the cooling load of the exchanger (5) and other detected values.
また、上記実施形態では、潤滑油の粘度を、潤滑油の温度及び圧力から推定するようにしているが、例えば粘度計を用いて潤滑油の粘度を直接的に検出するようにしも良い。 Moreover, in the said embodiment, although the viscosity of lubricating oil is estimated from the temperature and pressure of lubricating oil, you may make it detect the viscosity of lubricating oil directly, for example using a viscometer.
また、上記実施形態では、１つのスクリューロータ（32）と２つのゲートロータ（40）とを噛合させて流体を圧縮する、シングルスクリュー式の圧縮機について、本発明を適用しているが、一対のスクリューロータの間で流体を圧縮する、ツインスクリュー式の圧縮機等の他の形式のスクリュー圧縮機について、本発明を適用しても良い。また、スクリュー圧縮機に限らず、例えばロータリー式、スクロール式、揺動ピストン式等の他の方式の圧縮機に本発明を適用することもできる。 In the above embodiment, the present invention is applied to a single screw type compressor that compresses fluid by meshing one screw rotor (32) and two gate rotors (40). The present invention may be applied to other types of screw compressors such as a twin screw compressor that compresses fluid between the screw rotors. Further, the present invention can be applied not only to the screw compressor but also to other types of compressors such as a rotary type, a scroll type, and a swing piston type.
以上説明したように、本発明は、圧縮機に関し、特に圧縮機の性能向上の対策について有用である。 As described above, the present invention relates to a compressor, and is particularly useful for measures for improving the performance of the compressor.
1 冷凍装置
2 冷媒回路
10 スクリュー圧縮機
20 電動機（駆動機構）
23 駆動軸
30 圧縮機構（スクリュー式圧縮機構）
50 油供給機構
51 油供給路
60 冷却機構（油粘度上昇機構）
61 冷却流路（冷却機構）
65 流量調節弁（冷却機構）
70 加熱機構（油粘度低下機構）
82 回転数調整部
83 冷却制御部（油粘度上昇機構）
95 回転数検出センサ（回転数検出部、油粘度上昇機構）
1 Refrigeration equipment
2 Refrigerant circuit
10 Screw compressor
20 Electric motor (drive mechanism)
23 Drive shaft
30 Compression mechanism (screw type compression mechanism)
50 Oil supply mechanism
51 Oil supply path
60 Cooling mechanism (oil viscosity increasing mechanism)
61 Cooling channel (cooling mechanism)
65 Flow control valve (cooling mechanism)
70 Heating mechanism (oil viscosity reduction mechanism)
82 Speed adjuster
83 Cooling controller (oil viscosity increasing mechanism)
95 Rotation speed detection sensor (Rotation speed detector, oil viscosity increase mechanism)
Claims (9)
駆動軸（23）を有する駆動機構（20）と、
前記駆動軸（23）に駆動されて冷媒を内部で圧縮する圧縮機構（30）と、
前記圧縮機構（30）の内部へ潤滑油を供給する油供給機構（50）と、
前記駆動軸（23）の回転数を調整する回転数調整部（82）と、
前記駆動軸（23）の回転数が所定の低速域になると、前記圧縮機構（30）へ供給される潤滑油の粘度を上昇させる油粘度上昇機構（60）と、
を備えていることを特徴とする圧縮機。 A compressor connected to a refrigerant circuit (2) in which a refrigeration cycle is performed and compresses the refrigerant,
A drive mechanism (20) having a drive shaft (23);
A compression mechanism (30) driven by the drive shaft (23) to compress the refrigerant therein;
An oil supply mechanism (50) for supplying lubricating oil into the compression mechanism (30);
A rotation speed adjustment section (82) for adjusting the rotation speed of the drive shaft (23);
An oil viscosity increasing mechanism (60) for increasing the viscosity of the lubricating oil supplied to the compression mechanism (30) when the rotational speed of the drive shaft (23) is in a predetermined low speed range;
The compressor characterized by having.
前記油粘度上昇機構（60）は、前記油供給機構（50）から前記圧縮機構（30）へ供給される潤滑油を冷却して該潤滑油の粘度を上昇させる冷却機構（60）を備えていることを特徴とする圧縮機。 In claim 1,
The oil viscosity increasing mechanism (60) includes a cooling mechanism (60) for cooling the lubricating oil supplied from the oil supplying mechanism (50) to the compression mechanism (30) to increase the viscosity of the lubricating oil. The compressor characterized by having.
前記油粘度上昇機構（60）は、
前記駆動軸（23）の回転数を示す指標を検出する回転数検出部（95）と、
前記回転数検出部（95）の検出値が所定値以下になると、前記冷却機構（60）の冷却動作を実行させる冷却制御部（83）とを備えていることを特徴とする圧縮機。 In claim 2,
The oil viscosity increasing mechanism (60)
A rotational speed detector (95) for detecting an index indicating the rotational speed of the drive shaft (23);
A compressor comprising: a cooling control unit (83) that executes a cooling operation of the cooling mechanism (60) when a detection value of the rotation speed detection unit (95) becomes a predetermined value or less.
前記冷却制御部（83）は、前記回転数検出部（95）の検出値が小さくなるにつれて、前記冷却機構（60）の冷却能力を増大させるように構成されていることを特徴とする圧縮機。 In claim 3,
The compressor characterized in that the cooling control unit (83) is configured to increase the cooling capacity of the cooling mechanism (60) as the detection value of the rotation speed detection unit (95) decreases. .
前記冷却機構（60）は、冷却媒体が流れる冷却流路（61）と、該冷却流路（61）を流れる冷却媒体と前記圧縮機構（30）へ供給される潤滑油とを熱交換させる熱交換部（62）と、前記冷却流路（61）の冷却媒体の流量を調整する流量調節弁（65）とを備え、
前記冷却制御部（83）は、前記回転数検出部（95）の検出値に応じて、前記流量調節弁（65）の開度を調節するように構成されていることを特徴とする圧縮機。 In claim 3 or 4,
The cooling mechanism (60) includes heat that exchanges heat between the cooling flow path (61) through which the cooling medium flows, and the cooling medium that flows through the cooling flow path (61) and the lubricating oil that is supplied to the compression mechanism (30). An exchange part (62), and a flow rate adjusting valve (65) for adjusting the flow rate of the cooling medium in the cooling channel (61),
The compressor is characterized in that the cooling control unit (83) is configured to adjust the opening degree of the flow rate control valve (65) according to a detection value of the rotation speed detection unit (95). .
前記冷却流路（61）の流入端は、前記冷媒回路（2）の高圧ラインに接続され、該冷却流路（61）の流出端は、前記圧縮機構（30）の内部の圧縮途中箇所に接続されることを特徴とする圧縮機。 In claim 5,
An inflow end of the cooling flow path (61) is connected to a high-pressure line of the refrigerant circuit (2), and an outflow end of the cooling flow path (61) is in the middle of compression inside the compression mechanism (30). A compressor characterized by being connected.
前記駆動軸（23）の回転数が所定の高速域になると、前記圧縮機構（30）へ供給される潤滑油の粘度を低下させる油粘度低下機構（70）を更に備えていることを特徴とする圧縮機。 In any one of Claims 1 thru | or 6,
An oil viscosity reducing mechanism (70) is further provided for reducing the viscosity of the lubricating oil supplied to the compression mechanism (30) when the rotational speed of the drive shaft (23) reaches a predetermined high speed range. Compressor.
前記油粘度低下機構（70）は、前記駆動軸（23）の回転数が所定の高速域になると、前記油供給機構（50）から前記圧縮機構（30）へ供給される潤滑油を加熱する加熱機構（70）を備えていることを特徴とする圧縮機。 In claim 7,
The oil viscosity reducing mechanism (70) heats the lubricating oil supplied from the oil supply mechanism (50) to the compression mechanism (30) when the rotational speed of the drive shaft (23) reaches a predetermined high speed range. A compressor comprising a heating mechanism (70).
前記圧縮機構は、スクリュー式の圧縮機構（30）で構成されていることを特徴とする圧縮機。 In any one of claims 1 to 8,
The compressor is constituted by a screw type compression mechanism (30).
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2010245258A JP2012097644A (en) | 2010-11-01 | 2010-11-01 | Compressor |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2010245258A JP2012097644A (en) | 2010-11-01 | 2010-11-01 | Compressor |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2012097644A true JP2012097644A (en) | 2012-05-24 |
Family
ID=46389842
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2010245258A Withdrawn JP2012097644A (en) | 2010-11-01 | 2010-11-01 | Compressor |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2012097644A (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US20220034319A1 (en) * | 2019-04-19 | 2022-02-03 | Daikin Industries, Ltd. | Screw compressor |
-
2010
- 2010-11-01 JP JP2010245258A patent/JP2012097644A/en not_active Withdrawn
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US20220034319A1 (en) * | 2019-04-19 | 2022-02-03 | Daikin Industries, Ltd. | Screw compressor |
| US11913452B2 (en) * | 2019-04-19 | 2024-02-27 | Daikin Industries, Ltd. | Screw compressor |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP5169295B2 (en) | Refrigeration equipment | |
| JP2009127902A (en) | Refrigerating device and compressor | |
| JP2008267787A5 (en) | ||
| JP5889405B2 (en) | Refrigerant compressor and heat pump device | |
| JP6083173B2 (en) | AIR CONDITIONER AND COMPRESSOR USED FOR THE SAME | |
| JP6253278B2 (en) | Refrigeration cycle | |
| WO2005090875A1 (en) | Refrigeration system | |
| JP5478715B2 (en) | Refrigeration cycle apparatus and operation method thereof | |
| JP2012097638A (en) | Compressor and refrigerating apparatus | |
| JP2012097645A (en) | Compressor | |
| JPWO2008139680A1 (en) | Fluid machine and refrigeration cycle apparatus including the same | |
| JP6727420B2 (en) | Air conditioner | |
| US20130025307A1 (en) | Refrigeration system | |
| JP2006105458A (en) | Refrigerant circulation system and hermetic compressor | |
| JP5321697B2 (en) | Injection-compatible two-stage compression rotary compressor | |
| JP2010156245A (en) | Refrigeration device | |
| JP2012097644A (en) | Compressor | |
| JP5971633B2 (en) | Refrigeration cycle equipment | |
| EP3505765B1 (en) | Screw compressor and refrigeration cycle device | |
| JP2013096602A (en) | Refrigeration cycle device | |
| JP6896569B2 (en) | Scroll compressor and its control method and air conditioner | |
| JP2013064331A (en) | Screw compressor and refrigerating device | |
| JP2009210248A (en) | Refrigeration device | |
| JP6242235B2 (en) | Heat source unit and refrigeration cycle apparatus | |
| JP2012211763A (en) | Refrigerating device |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A300 | Withdrawal of application because of no request for examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A300 Effective date: 20140107 |