JP2013083371A

JP2013083371A - スクリュー圧縮機

Info

Publication number: JP2013083371A
Application number: JP2011221659A
Authority: JP
Inventors: Hideki Fujimoto; 英樹藤元; Kishin Tachibana; 紀伸橘; Isao Katano; 伊佐雄片野
Original assignee: NISHIYAMA SEISAKUSHO CO Ltd; Hitachi Industrial Equipment Systems Co Ltd
Current assignee: NISHIYAMA SEISAKUSHO CO Ltd; Hitachi Industrial Equipment Systems Co Ltd
Priority date: 2011-10-06
Filing date: 2011-10-06
Publication date: 2013-05-09
Also published as: CN103032334A; US20130089413A1

Abstract

【課題】シェルアンドチューブ式熱交換器を小形化することにより全体として小形化できるスクリュー圧縮機を得る。
【解決手段】
スクリュー圧縮機は、圧縮機本体と、該圧縮機本体から吐出された圧縮空気を冷却するためのシェルアンドチューブ式熱交換器を備えている。シェルアンドチューブ式熱交換器内に設けられているチューブ１１は、両端側が円筒１１ａ，１１ｂで、且つ中央側が周方向に山部と谷部を交互に有した波形形状となるよう形成された多葉管１１ｃで構成されている。また、前記チューブの中央側に設けられている多葉管の部分は捩じりを加えられた多葉スパイラル形状に構成されている。
【選択図】図５

Description

本発明は、圧縮ガスを冷却するためのシェルアンドチューブ熱交換器を備えているスクリュー圧縮機に関する。

シェルアンドチューブ熱交換器を備えたスクリュー圧縮機の従来技術としては、特開２００１−１５３０８０号公報（特許文献１）に記載のものがある。この特許文献１のものには、水冷式の２段オイルフリースクリュー圧縮機が記載され、そのインタークーラとアフタークーラに水冷式のシェルアンドチューブ式熱交換器が用いられており、一段側圧縮機本体や二段側圧縮機本体で圧縮されて高温となった圧縮空気（圧縮ガス）を冷却水で冷却するように構成している。

特開２００１−１５３０８０号公報

前記特許文献１には、シェルアンドチューブ式熱交換器で構成されているインタークーラやアフタークーラの小形化を図ることに関しては十分な配慮が為されておらず、シェルアンドチューブ式熱交換器が大きいために、これを搭載したスクリュー圧縮機全体が大きなものとなってしまう課題があった。特に、１つのパッケージ内に圧縮機本体などと共にシェルアンドチューブ式熱交換器のインタークーラやアフタークーラを収容したスクリュー圧縮機においては、そのパッケージが大きくなり、容積占有率が大きくなってしまう課題がある。

本発明の目的は、シェルアンドチューブ式熱交換器を小形化することにより全体として小形化できるスクリュー圧縮機を得ることにある。

上記課題を解決するために、本発明は、圧縮機本体と、該圧縮機本体から吐出された圧縮空気を冷却するためのシェルアンドチューブ式熱交換器を備えたスクリュー圧縮機において、前記シェルアンドチューブ式熱交換器内に設けられているチューブは、両端側が円筒で、且つ中央側が周方向に山部と谷部を交互に有した波形形状となるよう形成された多葉管で構成されていることを特徴とする。

前記シェルアンドチューブ式熱交換器は、円筒状のシェルと、このシェルの両側に設けられたヘッダと、前記シェルの一端側に設けられ、シェル内と前記ヘッダの一方側とを水密に仕切るフランジと、前記シェルの他端側に設けられ、シェル内と前記ヘッダの他方側とを水密に仕切る管板と、前記前記シェルの両側に設けられたヘッダを連通するように前記フランジと前記管板に取り付けられた複数の前記チューブと、前記シェル内の長手方向に複数枚間隔を空けて配置され前記チューブが貫通する貫通孔を有すると共にシェル内に導入された流体を一方側から他方側に蛇行しながら導くためのバッフルプレートとを備える構成にすると良い。

ここで、前記バッフルプレートに形成された貫通孔の内径は、圧縮機運転により前記チューブ内に内圧が作用した状態における前記多葉管の部分の外径より大きく形成されていることが好ましい。

前記チューブの中央側に設けられている多葉管の部分は、捩じりを加えられた多葉スパイラル形状に構成すると良い。
また、前記チューブの多葉管の部分の外径を、該チューブ両端側の円筒の部分の外径より小さく構成すると良い。

本発明によれば、シェルアンドチューブ式熱交換器の熱交換効率を向上することができるからその小形化を図ることができ、その結果全体として小形化可能なスクリュー圧縮機を得ることができる効果がある。

本発明のスクリュー圧縮機の実施例１を示す全体構成図である。図１に示すシェルアンドチューブ式熱交換器の構造を示す縦断面図である。図２のＡ−Ａ線矢視断面図である。図２のＢ−Ｂ線矢視断面図である。シェルアンドチューブ式熱交換器に用いられているチューブを示す正面図である。図５のＣ−Ｃ線矢視断面図である。図５のＤ−Ｄ線矢視断面図である。図５に示す多葉管の部分を拡大して示す斜視図である。図５に示すチューブの端部側の構成を拡大して示す斜視図である。図２に示すシェルアンドチューブ式熱交換器における流体フローを説明する図である。

以下、本発明のスクリュー圧縮機の実施例を図面に基づき説明する。なお、各図において、同一符号を付した部分は同一部分を示している。

図１は、本発明のスクリュー圧縮機の実施例１を示す全体構成図で、本実施例におけるスクリュー圧縮機は水冷式２段オイルフリースクリュー圧縮機となっており、主モータ１により回転駆動される低段側（一段側）圧縮機本体２と高段側（二段側）圧縮機本体３が設けられ、低段側圧縮機本体２で圧縮され高温となった圧縮空気はインタークーラ（低圧段熱交換器）４で冷却される。冷却後の圧縮空気は高段側圧縮機本体３に送られ更に圧縮され、高段側圧縮本体３での圧縮により再び高温となった圧縮空気は、アフタークーラ（高圧段熱交換器）５で冷却され、その後、これらの機器を収納しているパッケージ１６外へ排出されるように構成されている。

前記圧縮機本体２，３はギヤボックス２０を介して前記主モータ１に連結されている。ギヤボックス２０内には、主モータ１の回転駆動軸先端に取り付けられた大歯車２１と、圧縮機本体２，３の回転従動軸先端にそれぞれ取り付けられ且つ前記大歯車２１に噛み合う小歯車２２，２３が設けられている。主モータ１が回転することにより、その回転力が大歯車２１及び小歯車２２，２３を介して圧縮機本体２，３に伝達され、圧縮機本体２，３を回転させて圧縮用空気を圧縮する。

前記低段側圧縮機本体２の吐出側には空気通路２４を介して前記インタークーラ４が接続され、更にインタークーラ４には空気通路２５を介して高段側圧縮機本体３の吸入側が接続されている。また、高段側圧縮機本体３の吐出側には空気通路２６及び逆止弁２７を介して前記アフタークーラ５が接続されている。前記インタークーラ４及びアフタークーラ５には冷却水（冷媒）が供給されており、低段側圧縮本体２や高段側圧縮機本体３で圧縮されて高温となった圧縮空気を冷却するように構成されている。

２９は前記逆止弁２７の手前で空気通路２６から分岐された放気配管、３０は前記放気配管３０に接続された銅製のＵ字管からなる放風クーラ、３１は前記放風クーラ３０の下流側の放気配管で、この放気配管３１の下流側は、吸込絞り弁３２と連動して動作する放気弁３３に接続されている。これら吸込絞り弁３２や放気弁３３によりアンローダ３４が構成されている。なお、３５は放風サイレンサ、３６はサクションフィルタ、３７は冷却ファンである。
また、３８はギヤボックス２０内のオイルを循環させるオイルポンプ、３９はそのオイルを冷却するためのオイルクーラである。

上記構成の水冷式２段オイルフリー型のスクリュー圧縮機において、モータ１により低段側圧縮機本体２および高段側圧縮機本体３を回転駆動させると、圧縮用空気が外部から吸込絞り弁３２を経由して低段側圧縮機本体２に吸入されて圧縮される。圧縮されて高温となった圧縮空気は低段側圧縮機本体２から吐出され、空気通路２４を通ってインタークーラ４に流入し、ここで冷却される。冷却後の圧縮空気は空気通路２５を通って高段側圧縮機本体３に吸入され、高段側圧縮機本体３で更に圧縮される。高段側圧縮機本体３から吐出された圧縮空気は、空気通路２６および逆止弁２７を経由してアフタークーラ５に流入する。高段側圧縮機本体３で更に圧縮された圧縮空気は再び高温となっているので、アフタークーラ５で実使用温度（例えば大気からの吸込温度に近い温度）まで冷却されてからパッケージ１６外へ吐出される。

２段オイルフリースクリュー圧縮機では、上述したように、一般にインタークーラ４が用いられるが、これは高段側圧縮機へ流入する空気温度を下げることで、高段側圧縮機本体３から吐出される圧縮空気の温度が非常に高くなってしまうのを防止すると共に、高段側圧縮機本体３の圧縮効率を向上させるためである。

吐出される圧縮空気の温度を実使用温度まで冷却するために、上記インタークーラ４やアフタークーラ５はシェルアンドチューブ式熱交換器で構成されており、これらの熱交換器を圧縮機本体と共に１つの筐体内に収納してパッケージ化すると、パッケージ１６内の熱交換器の容積占有率は大きなものとなっていた。このシェルアンドチューブ式熱交換器の構成を図２により説明する。
前記シェルアンドチューブ式熱交換器は、円筒状のシェル６、このシェル６の両側に設けられたヘッダ７，８、前記シェル６の一端側に設けられ、シェル６内と前記ヘッダ７，８の一方側とを水密に仕切るフランジ９、前記シェル６の他端側に設けられ、シェル６内と前記ヘッダ７，８の他方側とを水密に仕切る管板１０、前記前記シェル６の両側に設けられた前記７，８ヘッダを連通するように前記フランジ９と前記管板１０に取り付けられた複数本のチューブ１１、前記シェル６内の長手方向に複数枚間隔を空けて配置され前記チューブ１１が貫通する貫通孔（図示せず）を有するバッフルプレート１４、前記シェル６の前記他端側に設けられシェル内に流体を導入するための入口１２、前記シェル６における前記入口１２側とは反対側に設けられ前記シェル６内に導入された流体を排出するための出口１３などから構成されている。前記バッフルプレート１４は、前記入口１２からシェル６内に導入された流体を、一方側（本実施例では管板１０側）から他方側（本実施例ではフランジ９側）に蛇行しながら導くためのものである。

図２に示すシェルアンドチューブ式熱交換器が、例えば図１に示すアフタークーラ５として用いられている場合について、圧縮空気と冷却水の流れを図１０により説明する。
高段側圧縮機本体３から吐出され、空気通路２６及び逆止弁２７を介して、シェルアンドチューブ式熱交換器の一端側のヘッダ７に入口部７ａから導入された圧縮空気は、フランジ９の部分から複数本の各チューブ１１内に流入し、他端側のヘッダ８へ流れて集合し、出口部８ａから吐出される。一方、冷却水（冷媒としての流体）はシェル６に設けられた入口１２からシェル６内に導入され、シェル６内の管板１０側からバッフルプレート１４により蛇行しながらフランジ９側に流れ、出口１３から排出される。前記冷却水は、前記バッフルプレート１４により、水平に設置されたチューブ１１に対し垂直方向に流路を形成しながら流れる。

これにより、前記圧縮空気と前記冷却水とは対向流となり、前記チューブ１１の管壁を介して高温の圧縮空気と低温の冷却水とが熱交換され、圧縮空気は外部に放出しても問題ない実使用温度まで冷却されてヘッダ８の出口部８ａから吐出され、パッケージ外に供給される。
なお、前記シェルアンドチューブ式熱交換器がインタークーラ４として用いられている場合でもほぼ同様である。

図２に戻り、シェルアンドチューブ式熱交換器に用いられている前記チューブ１１としては、従来から、単純な円筒形状の単管（ベアチューブ）が用いられている。しかし、単純な円筒形状の単管を用いた場合、単管の伝熱面積は小さく、シェルアンドチューブ式熱交換器が大形化するため、圧縮機本体２，３などと共に、シェルアンドチューブ式熱交換器で構成されたインタークーラ４やアフタークーラ５などを１つの筐体内に収納してパッケージ化すると、スクリュー圧縮機が大形化してしまう。

そこで、前記チューブ１１の熱交換性能を向上させるため、前記チューブ１１として、特開２００８−２３２４４９号公報（以下特許文献２という）に記載されているような二重管式のチューブを採用することを検討した。前記特許文献２に記載されたている二重管式のチューブは、外管（外チューブ）と内管（内チューブ）で構成され、外管はベアチューブ（円筒管）で、内チューブは断面が多葉状の多葉管で構成されている二重管式の熱交換器である。前記内管と外管との間の間隙には第１の流体を流通させる一方、内管内には第２の流体を流通させ、内管として多葉管を採用することにより熱交換効率を向上させるようにしている。

この特許文献２に記載された二重管式のチューブ（熱交換器）を、シェルアンドチューブ式熱交換器の前記チューブとして応用し、内管内通路だけでなく、内管と外管との間の通路にも圧縮機本体２または３からの圧縮空気を流すと共に、前記外管の外側には冷却水を流すように構成することを考えた。このようにすれば、同径の単管をシェルアンドチューブ式熱交換器のチューブ１１として用いている従来のものに対して、前記チューブ１１が二重管式のチューブとなっていることにより、伝熱面積を大きく取れ、熱交換効率を向上できると考えられる。

しかし、シェルアンドチューブ式熱交換器のチューブ１１を、単管のチューブから二重管式のチューブに変えても、チューブ１１に対する管外流体（冷却水）との接触面積は同径の単管で構成されたチューブと変わらないため、シェルアンドチューブ式熱交換器の熱交換効率は、複雑な構造の二重管式チューブを採用した割には十分な効果が期待できないことがわかった。

そこで、本実施例では、シェルアンドチューブ式熱交換器のチューブ１１として図３〜図９に示すように、両端側が円筒で、且つ中央側が周方向に山部と谷部を交互に有した波形形状となるよう形成された多葉管で構成するようにした。本実施例のチューブ１１としての多葉管は、二重管式のチューブではなく、単管のチューブ（一重チューブ）で構成されている。

図３は図２のＡ−Ａ線矢視断面図である。この図に示すように、チューブ１１は多葉管で構成されている。また、図３に示すように、チューブ１１はバッフルプレート１４に形成されている貫通孔１４ａを貫通するように設けられており、前記貫通孔１４ａの内径は、ここを貫通する多葉管形状のチューブ１１の外形よりも大きく構成されている。特に、圧縮機運転により、前記チューブ１１内を圧縮空気が流通すると多葉管部分は内圧（例えば０．７ＭＰａの内圧）が作用してその外径が大きくなるが、本実施例では、圧縮機運転によりチューブ内に内圧が作用した状態における前記多葉管の部分における外径よりも、前記貫通孔１４ａの内径の方が大きくなるように構成されている。

これにより、組立時にチューブ１１をバッフルプレート１４の貫通孔１４ａに挿入する作業を容易に行えるだけでなく、圧縮機運転時にチューブ１１に内圧が作用してチューブ外径が大きくなった場合でも、バッフルプレート１４に応力が発生するのを防止できるから、バッフルプレート１４の破損を防止でき、より薄いバッフルプレートを使用することも可能となる。

なお、前記バッフルプレート１４は冷却水を蛇行させて流通させるものであるため、円板形状ではなく、その下部或いは上部などに切欠きを形成した形状となっている。また、バッフルプレート１４は、前記フランジ９や管板１０に固定されたタイロッド（図示せず）などにより位置決め固定されている。

図４は図２のＢ−Ｂ線矢視断面図で、フランジ９の部分の側面図である。前記フランジ９は前記シェル６を構成する部材と前記ヘッダ７を構成する部材との間に挟まれてボルト１５などにより締結されている。また、前記フランジ９には前記チューブ１１を挿入して固定するための貫通孔９ａが多数形成されており、前記チューブ１１の一端部が挿入されて拡管機を用いて拡管されることで、チューブ１１の端部を前記フランジ９の貫通孔９ａに圧着して固定している。なお、ロー付等により固定しても良い。

前記チューブ１１の詳細構成を図５〜図９により説明する。
図５は図２に示すシェルアンドチューブ式熱交換器に用いられているチューブ１１の全体構成を示す正面図である。この図に示すように、チューブ１１はその両端側が円筒１１ａ，１１ｂで構成され、中央側は多葉管１１ｃで構成されている。即ち、チューブ１１の中央側の構成は、図５のＣ−Ｃ線矢視断面図である図６に示すように、周方向に山部と谷部を交互に有した波形形状となるように形成された多葉管１１ｃで構成されている。本実施例では、前記多葉管１１ｃは５葉に構成されている。また、前記チューブ１１の両端側は図５のＤ−Ｄ線矢視断面図である図７に示すように、単純な円筒１１ａ，１１ｂで構成されている。

前記チューブ１１の円筒１１ａの部分、即ち右端側は前記フランジ９の貫通孔９ａに挿入されて固定されている。また、前記チューブ１１の円筒１１ｂの部分、即ち左端側は、図２に示すように、前記管板１０に形成されている貫通孔１０ａに挿入されて、フランジ９側と同様に、拡管やロー付等により固定されている。なお、チューブ１１の多葉管１１ｃの部分の外径は、前記円筒１１ａ，１１ｂの部分の外径よりも小さく構成されており、チューブ１１をフランジ９や管板１０の貫通孔９ａ，１０ａに挿入して組み立てる作業を容易に行えるようにしている。

なお、前記管板１０は前記シェル６内またはヘッダ８を構成する部材内を軸方向にスライドできるように構成されており、前記チューブが軸方向に熱膨張してもこれを吸収することが可能な構成となっている。１６は、前記管板１０の外周面と前記シェル６内面またはヘッダ８の構成部材内面との間に設けられてこれらの間を水密にシールするシール部材である。

図８は、前記チューブ１１の多葉管１１ｃの部分の拡大斜視図である。この図８及び前記図５に示すように、本実施例においては、前記多葉管１１ｃの部分が、図中のＲで示すように、軸方向に向かうに従って周方向に一定角度で捩じりを加えられたスパイラル形状となっている。多葉管１１ｃの部分をスパイラル形状に製作するには、円筒状の単管（ベアチューブ）に多葉管１１ｃを形成するためのダイスをセットし、このダイスを軸方向に固定すると共に周方向には自由に回転できるようにする。この状態から前記円筒状の単管を引き抜くと、前記単管には前記ダイスがセットされた部分から単管を引き抜いた分だけ多葉管形状の部分が成形される。また、前記ダイスは周方向には自由に回転できるように軸方向にのみ位置決めされ、単管を引き抜く動作に連動するように前記ダイスは周方向に回転するように構成されているので、前記多葉管はスパイラル状に形成される。このスパイラル状多葉管の捩じり量（捩じり角Ｒ）は前記単管の引き抜き速度を変えることで、調整できるように構成されている。

図９は、前記チューブ１１の端部側部分の拡大斜視図である。この図９はチューブ１１の左端側のみを示しているが、右端側についても同様に構成されている。この図に示すように、チューブ１１の端部側は円筒１１ｂ（１１ａ）のまま、即ちベアチューブのままの形状となっており、ダイスがセットされた部分から引き抜き動作を終了した部分までは図に示すように、多葉管１１に形成されている。

チューブ１１の両端側は円筒１１ａ，１１ｂに形成されていることにより、フランジ９や管板１０に形成されている貫通孔９ａ，１０ａに挿入されて、拡管やロー付等により前記フランジ９や管板１０に固定することが可能となる。また、チューブ１１の中央側は多葉管１１ｃとなっているので、チューブ１１の伝熱面積を大きくすることができるから熱伝達効率を向上させることができる。従って、チューブ１１の外側を流れる冷却水（冷媒）によりチューブ１１の内側を流れる高温の圧縮空気を効率良く冷却することができ、シェルアンドチューブ式熱交換器を小形化することが可能となる。

また、多葉管１１ｃの溝（図６に示す谷の部分）の部分は、チューブ１１の両端側が円筒のままであるため、その両端部が堰となっている。このため、多葉管１１ｃの溝に水が溜まった状態で圧縮機が停止し、冷却水の供給も停止した場合、水が前記溝に溜まったままとなり、腐食を発生させる虞がある。しかし、本実施例によれば、多葉管１１ｃの部分は捩じられてスパイラル状となっているので、多葉管の溝の部分に溜まった水は、自重によりスパイラル状の溝に沿って下方に流れて落下し、前記溝に水は溜まらないから多葉管部の腐食も防止できる。

更に、圧縮機運転中は多葉管１１ｃの外側を冷却水が流れるが、前記多葉管１１ｃはスパイラル状に形成されているため、チューブ１１の外側を流れる冷却水の流れ、及びチューブ１１の内側を流れる圧縮空気の流れが乱流化され、この結果、伝熱効率を更に向上することも可能となる。

なお、本実施例では、前記多葉管１１ｃの部分をスパイラル状に形成するようにしているが、前記捩じり角Ｒを大きくするほど、伝熱面積を大きくできる。また、多葉管１１ｃの部分は必ずしもスパイラル状に構成する必要はなく、捩じり角Ｒが０度のストレート形状としても良い。ストレート形状の多葉管とするには、前記ダイスの周方向回転を阻止するようにして単管を引き抜き加工すれば良い。ストレート形状とすることにより、伝熱面積は小さくなるが、多葉管１１ｃの外側を流れる冷却水の圧力損失を低減することが可能となる。

シェルアンドチューブ式熱交換器のチューブ１１として、特許文献２に記載された多葉二重チューブを用いた場合と、上述した本実施例のシェルアンドチューブ式熱交換器とした場合について、熱交換性能を比較実験した結果を表１に示す。

本実施例の場合、チューブ１１を一重チューブとしているので、二重チューブに対して伝熱面積は少なくなるものの、多葉管としていることから冷却水との接触面積を大幅に増加することができる。このため、単位伝熱面積あたりの熱交換量を向上することができる。

従って、本実施例によれば、多葉二重チューブを用いた場合と同等にシェルアンドチューブ式熱交換器を小形化できる。しかも本実施例によれば、一重チューブであるため、構造が簡素化されて製作が容易になるだけでなく、チューブ１１を製作するための材料費も大幅に低減することが可能となる。

なお、上述した実施例では、水冷式２段オイルフリースクリュー圧縮機の場合について説明したが、単段オイルフリースクリュー圧縮機や油冷式のスクリュー圧縮機であっても、シェルアンドチューブ式熱交換器を用いて圧縮空気を冷却するものであれば、同様に本発明を実施することが可能である。

以上説明したように、本実施例によれば、圧縮機本体と、該圧縮機本体から吐出された圧縮空気を水冷式で冷却するシェルアンドチューブ式熱交換器を備えたスクリュー圧縮機において、前記シェルアンドチューブ式熱交換器内に設けられているチューブは、両端側が円筒で、中央側が周方向に山部と谷部を交互に有した波形形状となるよう形成された多葉管で構成されているので、シェルアンドチューブ式熱交換器の熱交換効率を向上することができるからその小形化を図ることができ、その結果全体として小形化可能なスクリュー圧縮機を得ることができる。

また、シェルアンドチューブ式熱交換器内に設けられているチューブは、多葉管部を有する一重チューブにより構成されているから、二重チューブを用いた場合に比べ、構造を大幅に簡略化して冷却能力も向上できる小形化されたシェルアンドチューブ式熱交換器を搭載したスクリュー圧縮機が得られる。

更に、前記チューブの中央側を、捩じりを加えた多葉スパイラル形状とすることにより、チューブ内外の伝熱面積を更に大きくすることができると共に、チューブ内外を流れる両流体を乱流状態とすることもできるから、熱交換性能を向上させて冷却能力を更に向上できる。しかも、管外を流れる流体が水などの液体の場合には、圧縮機停止時や圧縮機未使用時に多葉管の葉状溝部に液体流体が溜まる虞があるが、本実施例では、前記多葉管部をスパイラル形状としたことにより、前記葉状溝部に液体流体が溜まるのも防止でき、チューブに錆や腐食が発生するのも防止できる。

このように、本実施例によれば、小形で信頼性が高く構造を簡略化して安価に製作可能なシェルアンドチューブ式熱交換器を搭載したスクリュー圧縮機を得ることができる。

１：主モータ、
２：低段側圧縮機本体、
３：高段側圧縮機本体、
４：インタークーラ（低圧段熱交換器）、５：アフタークーラ（高圧段熱交換器）、
６：シェル、
７，８：ヘッダ（７ａ：入口部、８ａ：出口部）、
９：フランジ（９ａ：貫通孔）、
１０：管板（１０ａ：貫通孔）、
１１：チューブ（１１ａ，１１ｂ：円筒、１１ｃ：多葉管）、
１２：入口、１３：出口、
１４：バッフルプレート、
１５：ボルト、
１６：パッケージ、
２０：ギヤボックス、２１：大歯車、２２，２３：小歯車、
２４，２５，２６：空気通路、２７：逆止弁、
２９，３１：放気配管、３０：放風クーラ、
３２：吸込絞り弁、３３：放気弁、３４：アンローダ、
３５：放風サイレンサ、３６：サクションフィルタ、３７：冷却ファン、
３８：オイルポンプ、３９：オイルクーラ。

Claims

圧縮機本体と、該圧縮機本体から吐出された圧縮空気を冷却するためのシェルアンドチューブ式熱交換器を備えたスクリュー圧縮機において、
前記シェルアンドチューブ式熱交換器内に設けられているチューブは、両端側が円筒で、且つ中央側が周方向に山部と谷部を交互に有した波形形状となるよう形成された多葉管で構成されている
ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
請求項１に記載のスクリュー圧縮機において、前記シェルアンドチューブ式熱交換器は、円筒状のシェルと、このシェルの両側に設けられたヘッダと、前記シェルの一端側に設けられ、シェル内と前記ヘッダの一方側とを水密に仕切るフランジと、前記シェルの他端側に設けられ、シェル内と前記ヘッダの他方側とを水密に仕切る管板と、前記前記シェルの両側に設けられたヘッダを連通するように前記フランジと前記管板に取り付けられた複数の前記チューブと、前記シェル内の長手方向に複数枚間隔を空けて配置され前記チューブが貫通する貫通孔を有すると共にシェル内に導入された流体を一方側から他方側に蛇行しながら導くためのバッフルプレートとを備えていることを特徴とするスクリュー圧縮機。
請求項１に記載のスクリュー圧縮機において、前記チューブの中央側に設けられている多葉管の部分は捩じりを加えられた多葉スパイラル形状に構成されていることを特徴とするスクリュー圧縮機。
請求項１に記載のスクリュー圧縮機において、前記チューブの多葉管の部分の外径は該チューブ両端側の円筒の部分の外径より小さく構成されていることを特徴とするスクリュー圧縮機。
請求項２に記載のスクリュー圧縮機において、前記バッフルプレートに形成された貫通孔の内径は、圧縮機運転により前記チューブ内に内圧が作用した状態における前記多葉管の部分の外径より大きく形成されていることを特徴とするスクリュー圧縮機。