JP2015036512A - Screw compressor - Google Patents

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モハモド アンワー ホセイン
Mohammad Anwar Hossain
モハモド アンワー ホセイン
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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a screw compressor capable of responding to energy saving or noise reduction, whichever is desirably prioritized, resulting in improved user-friendliness.SOLUTION: In the screw compressor, a refrigerant in a low-pressure space is sucked into a compression chamber where it is compressed, when a screw rotor is rotated, and then it is discharged into a high-pressure space. The screw compressor has a variable inner volume ratio. A controller can select an energy saving control mode for adjusting the inner volume ratio Vi to reduce the power consumption of the screw compressor, or a noise reduction control mode for adjusting the inner volume ratio Vi to reduce the noises of the screw compressor.

Description

本発明は、内部容積比が可変のスクリュー圧縮機に関するものである。   The present invention relates to a screw compressor having a variable internal volume ratio.

従来より、スクリュー圧縮機は、冷媒や空気を圧縮する用途に広く用いられている。また、例えば特許文献１に開示されているように、スライドバルブを用いて圧縮比を変更可能に構成されたスクリュー圧縮機も知られている。   Conventionally, screw compressors have been widely used in applications for compressing refrigerant and air. Further, as disclosed in Patent Document 1, for example, a screw compressor configured to be able to change a compression ratio using a slide valve is also known.

具体的に、特許文献１には、一つのスクリューロータを備えたシングルスクリュー圧縮機が開示されている。このシングルスクリュー圧縮機は、スクリューロータの軸方向に移動可能なスライドバルブを備えている。このスライドバルブには、吐出口が形成されている。このスクリュー圧縮機において、スクリューロータが回転すると、スクリューロータの螺旋溝により形成された圧縮室へ流体が吸入されて圧縮される。また、圧縮室がスライドバルブの吐出口に連通すると、圧縮された流体が圧縮室から吐出口を通って吐出される。   Specifically, Patent Document 1 discloses a single screw compressor including one screw rotor. This single screw compressor includes a slide valve that is movable in the axial direction of the screw rotor. The slide valve has a discharge port. In this screw compressor, when the screw rotor rotates, fluid is sucked into the compression chamber formed by the spiral groove of the screw rotor and compressed. Further, when the compression chamber communicates with the discharge port of the slide valve, the compressed fluid is discharged from the compression chamber through the discharge port.

特許文献１のスクリュー圧縮機において、スライドバルブが移動すると、そこに形成された吐出口も移動する。吐出口の位置が変化すると、吐出口に連通し始める時点における圧縮室の容積が変化する。従って、スライドバルブを移動させると、それに伴って内部容積比が変化する。なお、本明細書において、内部容積比は、圧縮室において流体を圧縮する圧縮行程の開始時点における圧縮室の容積Ｖ１の、圧縮行程の終了時点における圧縮室の容積Ｖ２に対する比Ｖi（＝Ｖ１/Ｖ２）である。 In the screw compressor of Patent Document 1, when the slide valve moves, the discharge port formed there also moves. When the position of the discharge port changes, the volume of the compression chamber at the time of starting communication with the discharge port changes. Therefore, when the slide valve is moved, the internal volume ratio changes accordingly. In the present specification, the internal volume ratio is the ratio Vi (== compression chamber volume V 1 at the start of the compression stroke for compressing fluid in the compression chamber to the compression chamber volume V 2 at the end of the compression stroke. a V 1 / V 2).

特開２００４−１３７９３４号公報JP 2004-137934 A

特許文献１のスクリュー圧縮機では、スクリューロータの駆動に要するエネルギ（具体的には、スクリューロータを駆動する電動機の消費電力）が最少となるように、内部容積比の調節が行われる。また、スクリュー圧縮機では、圧縮室から吐出される流体の圧力が変動すると、その圧力変動がスクリュー圧縮機の騒音の原因となる。   In the screw compressor of Patent Document 1, the internal volume ratio is adjusted so that the energy required for driving the screw rotor (specifically, the power consumption of the electric motor that drives the screw rotor) is minimized. In the screw compressor, when the pressure of the fluid discharged from the compression chamber fluctuates, the pressure fluctuation causes noise of the screw compressor.

ところで、スクリュー圧縮機の用途や設置場所によっては、スクリューロータの駆動に要するエネルギの削減を優先したい場合もあれば、スクリュー圧縮機の騒音低減を優先したい場合もある。一方、スクリューロータの駆動に要するエネルギが最少となるように内部容積比を設定しても、その内部容積比においてスクリュー圧縮機の騒音が最低になるとは限らない。   By the way, depending on the application and installation location of the screw compressor, there may be a case where priority is given to the reduction of energy required for driving the screw rotor, or a case where priority is given to noise reduction of the screw compressor. On the other hand, even if the internal volume ratio is set so that the energy required for driving the screw rotor is minimized, the noise of the screw compressor is not necessarily minimized at the internal volume ratio.

上述したように、特許文献１のスクリュー圧縮機では、スクリューロータの駆動に要するエネルギが最少となるように、内部容積比の調節が行われる。このため、スクリュー圧縮機の騒音低減が望まれる場合であっても、スクリュー圧縮機の騒音を充分に低減できない場合があり、スクリュー圧縮機の使い勝手が悪いという問題があった。   As described above, in the screw compressor of Patent Document 1, the internal volume ratio is adjusted so that the energy required for driving the screw rotor is minimized. For this reason, even if it is a case where noise reduction of a screw compressor is desired, there existed a problem that the noise of a screw compressor could not be fully reduced and the usability of a screw compressor was bad.

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、スクリューロータの駆動に要するエネルギの削減とスクリュー圧縮機の騒音低減のどちらを優先したい場合にも対応可能とし、スクリュー圧縮機の使い勝手を向上させることにある。   The present invention has been made in view of the above points, and the object of the present invention is to make it possible to deal with the case where priority is given to either energy reduction required for driving the screw rotor or noise reduction of the screw compressor. It is to improve usability.

第１の発明は、低圧空間（S1）及び高圧空間（S2）を形成するケーシング（100）と、圧縮室（23）を形成する複数の螺旋溝（41）が形成され、上記ケーシング（100）に収容されるスクリューロータ（40）とを備え、上記スクリューロータ（40）が回転すると、上記低圧空間（S1）内の流体が上記圧縮室（23）へ吸入されて圧縮された後に上記高圧空間（S2）へ吐出されるスクリュー圧縮機を対象とする。そして、上記スクリューロータ（40）の駆動に要するエネルギを削減するために、上記低圧空間（S1）の圧力ＰＬに対する上記高圧空間（S2）の圧力ＰＨの比である圧力比Ｐr（＝ＰＨ/ＰＬ）と上記スクリューロータ（40）の回転速度とに応じて内部容積比を調節する入力低減動作と、上記スクリュー圧縮機の運転に起因する騒音を抑えるために、上記圧力比Ｐrと上記スクリューロータ（40）の回転速度とに応じて内部容積比を調節する騒音低減動作とを実行可能に構成された調節装置（80）を備えるものである。 According to a first aspect of the present invention, a casing (100) that forms a low-pressure space (S1) and a high-pressure space (S2) and a plurality of spiral grooves (41) that form a compression chamber (23) are formed. When the screw rotor (40) rotates, the fluid in the low pressure space (S1) is sucked into the compression chamber (23) and compressed, and then the high pressure space Targets screw compressors discharged to (S2). Then, in order to reduce the energy required for driving of the screw rotor (40), the pressure ratio is the ratio of the pressure P H of the high-pressure space with respect to the pressure P L of the low-pressure space (S1) (S2) Pr (= P H / P L ) and an input reduction operation for adjusting the internal volume ratio according to the rotational speed of the screw rotor (40), and the pressure ratio Pr to suppress noise caused by the operation of the screw compressor. An adjustment device (80) configured to execute a noise reduction operation for adjusting the internal volume ratio in accordance with the rotational speed of the screw rotor (40) is provided.

第１の発明のスクリュー圧縮機（1）において、スクリューロータ（40）が回転すると、低圧空間（S1）内の流体が圧縮室（23）へ吸入される。圧縮室（23）が低圧空間（S1）から遮断されると、その後は、圧縮室（23）内の流体を圧縮する圧縮行程が行われる。圧縮行程が終了すると、圧縮された流体が圧縮室（23）から高圧空間（S2）へ吐出される。   In the screw compressor (1) of the first invention, when the screw rotor (40) rotates, the fluid in the low pressure space (S1) is sucked into the compression chamber (23). When the compression chamber (23) is shut off from the low-pressure space (S1), a compression stroke for compressing the fluid in the compression chamber (23) is performed thereafter. When the compression stroke is completed, the compressed fluid is discharged from the compression chamber (23) to the high-pressure space (S2).

第１の発明のスクリュー圧縮機（1）には、調節装置（80）が設けられる。調節装置（80）は、入力低減動作と騒音低減動作とを実行可能に構成される。入力低減動作中の調節装置（80）は、スクリューロータ（40）の駆動に要するエネルギが少なくなるように、圧力比Ｐrとスクリューロータ（40）の回転速度とに基づいて内部容積比を調節する。一方、騒音低減動作中の調節装置（80）は、スクリュー圧縮機（1）の運転によって生じる騒音が小さくなるように、圧力比Ｐrとスクリューロータ（40）の回転速度とに基づいて内部容積比を調節する。   The screw compressor (1) of the first invention is provided with an adjusting device (80). The adjustment device (80) is configured to be able to perform an input reduction operation and a noise reduction operation. The adjusting device (80) during the input reduction operation adjusts the internal volume ratio based on the pressure ratio Pr and the rotational speed of the screw rotor (40) so that the energy required for driving the screw rotor (40) is reduced. . On the other hand, the adjusting device (80) during the noise reduction operation has an internal volume ratio based on the pressure ratio Pr and the rotational speed of the screw rotor (40) so that the noise generated by the operation of the screw compressor (1) is reduced. Adjust.

第２の発明は、上記第１の発明において、上記圧力比Ｐrが同じで且つ上記スクリューロータ（40）の回転速度が同じ場合について比較すると、上記騒音低減動作によって設定される内部容積比は、上記入力低減動作によって設定される内部容積比よりも小さいものである。   In the second invention, in the first invention, when the pressure ratio Pr is the same and the rotation speed of the screw rotor (40) is the same, the internal volume ratio set by the noise reduction operation is: It is smaller than the internal volume ratio set by the input reduction operation.

ここで、スクリューロータ（40）の駆動に要するエネルギを低く抑えるためには、圧縮行程の終了時点における圧縮室の内圧が高圧空間（S2）の圧力よりも高くなる過圧縮の程度を、ある程度以下に抑える必要がある。ところが、圧縮行程の終了時点における圧縮室の内圧が高圧空間（S2）の圧力よりも低くなる圧縮不足の状態に陥ると、スクリューロータ（40）の駆動に要するエネルギは、むしろ増大する。このため、スクリューロータ（40）の駆動に要するエネルギを最少にするには、圧縮行程の終了時点における圧縮室の内圧が高圧空間（S2）の圧力よりもわずかに高くなるように、内部容積比を設定するのが望ましい。   Here, in order to keep the energy required for driving the screw rotor (40) low, the degree of overcompression in which the internal pressure of the compression chamber at the end of the compression stroke is higher than the pressure in the high pressure space (S2) is below a certain level. It is necessary to keep it down. However, if the internal pressure of the compression chamber at the end of the compression stroke is in a state of insufficient compression where the pressure in the high pressure space (S2) is lower, the energy required for driving the screw rotor (40) rather increases. Therefore, in order to minimize the energy required to drive the screw rotor (40), the internal volume ratio is set so that the internal pressure of the compression chamber at the end of the compression stroke is slightly higher than the pressure of the high pressure space (S2). It is desirable to set.

一方、騒音の原因となる吐出流体（即ち、圧縮室から吐出される流体）の圧力脈動は、圧縮行程の終了時点における圧縮室の内圧が高圧空間（S2）の圧力よりもわずかに低いときに、最も小さくなる。そこで、第２の発明の調節装置（80）は、圧力比Ｐrが同じで且つスクリューロータ（40）の回転速度が同じ場合について比較すると、騒音低減動作によって設定される内部容積比が入力低減動作によって設定される内部容積比よりも小さくなるように、内部容積比を調節する。   On the other hand, the pressure pulsation of the discharge fluid (that is, the fluid discharged from the compression chamber) that causes noise occurs when the internal pressure of the compression chamber at the end of the compression stroke is slightly lower than the pressure in the high-pressure space (S2). The smallest. Therefore, in the adjusting device (80) of the second invention, when the pressure ratio Pr is the same and the rotational speed of the screw rotor (40) is the same, the internal volume ratio set by the noise reduction operation is the input reduction operation. The internal volume ratio is adjusted so as to be smaller than the internal volume ratio set by.

第３の発明は、上記第２の発明において、上記圧力比Ｐrが同じ場合について比較すると、上記入力低減動作によって設定される内部容積比と、上記騒音低減動作によって設定される内部容積比とは、上記スクリューロータ（40）の回転速度が高いほど小さくなるものである。   According to a third aspect, in the second aspect, the internal volume ratio set by the input reduction operation and the internal volume ratio set by the noise reduction operation are compared when the pressure ratio Pr is the same. The higher the rotational speed of the screw rotor (40), the smaller it becomes.

ここで、スクリュー圧縮機（1）では、スクリューロータ（40）の回転速度が高くなるほど、圧縮室の容積の縮小速度（即ち、単位時間あたりの圧縮室の容積の縮小量）が大きくなる。このため、スクリューロータ（40）の回転速度が高くなると、圧縮室の容積の縮小速度が、圧縮室からの流体の流出速度（即ち、単位時間あたりに圧縮室から流出する流体の体積）を上回り、圧縮行程の終了時点における圧縮室の内圧が高圧空間（S2）の圧力を大幅に上回るおそれがある。   Here, in the screw compressor (1), as the rotational speed of the screw rotor (40) increases, the reduction speed of the volume of the compression chamber (that is, the reduction amount of the volume of the compression chamber per unit time) increases. For this reason, when the rotational speed of the screw rotor (40) increases, the reduction speed of the compression chamber volume exceeds the outflow speed of the fluid from the compression chamber (that is, the volume of the fluid flowing out of the compression chamber per unit time). The internal pressure of the compression chamber at the end of the compression stroke may greatly exceed the pressure in the high pressure space (S2).

つまり、スクリューロータ（40）の回転速度が高くなるほど、圧縮行程の終了時点における圧縮室の内圧が高圧空間（S2）の圧力を上回る過圧縮状態に陥る可能性が高くなる。そこで、第３の発明の調節装置（80）は、上記圧力比Ｐrが同じ場合について比較すると、スクリューロータ（40）の回転速度が高いほど内部容積比が小さくなるように、内部容積比を調節する。   That is, the higher the rotational speed of the screw rotor (40), the higher the possibility that the internal pressure of the compression chamber at the end of the compression stroke will be in an overcompressed state exceeding the pressure in the high pressure space (S2). Therefore, the adjustment device (80) of the third aspect of the invention adjusts the internal volume ratio so that the internal volume ratio becomes smaller as the rotational speed of the screw rotor (40) is higher when the pressure ratio Pr is the same. To do.

第４の発明は、上記第３の発明において、上記圧力比Ｐrが同じ場合について比較すると、上記入力低減動作によって設定される内部容積比と上記騒音低減動作によって設定される内部容積比の差は、上記スクリューロータ（40）の回転速度が高いほど大きくなるものである。   According to a fourth aspect, in the third aspect, when the pressure ratio Pr is the same, the difference between the internal volume ratio set by the input reduction operation and the internal volume ratio set by the noise reduction operation is The higher the rotational speed of the screw rotor (40), the higher the speed.

上述したように、騒音の原因となる吐出流体の圧力脈動は、圧縮行程の終了時点における圧縮室の内圧が高圧空間（S2）の圧力よりもわずかに低いときに、最も小さくなる。一方、スクリューロータ（40）の回転速度が高くなるほど、圧縮行程の終了時点における圧縮室の内圧が高圧空間（S2）の圧力を上回る過圧縮状態に陥る可能性が高くなる。そこで、第４の発明の調節装置（80）は、圧力比Ｐrが同じ場合について比較すると、スクリューロータ（40）の回転速度が高くなるほど、入力低減動作によって設定される内部容積比と騒音低減動作によって設定される内部容積比の差が大きくなるように、内部容積比を調節する。   As described above, the pressure pulsation of the discharged fluid that causes noise becomes the smallest when the internal pressure in the compression chamber at the end of the compression stroke is slightly lower than the pressure in the high-pressure space (S2). On the other hand, the higher the rotational speed of the screw rotor (40), the higher the possibility that the internal pressure of the compression chamber at the end of the compression stroke will be in an overcompressed state exceeding the pressure in the high pressure space (S2). Therefore, in the adjustment device (80) of the fourth invention, the internal volume ratio set by the input reduction operation and the noise reduction operation are increased as the rotational speed of the screw rotor (40) is higher when the pressure ratio Pr is the same. The internal volume ratio is adjusted so that the difference between the internal volume ratios set by the above becomes larger.

本発明では、スクリュー圧縮機（1）に設けられた調節装置（80）が、入力低減動作と騒音低減動作とを選択的に行う。このため、スクリューロータ（40）の駆動に要するエネルギの削減を優先させたい場合には、調節装置（80）が入力低減動作を行うことによって、スクリューロータ（40）の駆動に要するエネルギを低く抑えることができる。また、スクリュー圧縮機（1）の騒音低減を優先させたい場合には、調節装置（80）が騒音低減動作を行うことによって、スクリュー圧縮機（1）の運転によって生じる騒音を低く抑えることができる。従って、本発明によれば、スクリューロータ（40）の駆動に要するエネルギの削減とスクリュー圧縮機（1）の騒音低減のどちらを優先したい場合にも対応することが可能となり、スクリュー圧縮機（1）の使い勝手が向上する。   In the present invention, the adjusting device (80) provided in the screw compressor (1) selectively performs the input reduction operation and the noise reduction operation. For this reason, when priority is given to the reduction of the energy required for driving the screw rotor (40), the adjustment device (80) performs the input reduction operation to suppress the energy required for driving the screw rotor (40) to be low. be able to. In addition, when priority is given to noise reduction of the screw compressor (1), the noise generated by the operation of the screw compressor (1) can be kept low by the noise reduction operation of the adjusting device (80). . Therefore, according to the present invention, it is possible to cope with either the reduction of energy required for driving the screw rotor (40) or the noise reduction of the screw compressor (1). ) Improves usability.

図１は、実施形態のシングルスクリュー圧縮機の概略構成図である。Drawing 1 is a schematic structure figure of a single screw compressor of an embodiment. 図２は、実施形態のシングルスクリュー圧縮機の縦断面図であって、内部容積比Ｖｉが最大の状態を示す。FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the single screw compressor of the embodiment, and shows a state in which the internal volume ratio Vi is maximum. 図３は、実施形態のシングルスクリュー圧縮機の縦断面図であって、内部容積比Ｖｉが最小の状態を示す。FIG. 3 is a longitudinal sectional view of the single screw compressor of the embodiment, and shows a state in which the internal volume ratio Vi is minimum. 図４は、図２のＡ−Ａ断面を示すシングルスクリュー圧縮機の断面図である。FIG. 4 is a cross-sectional view of the single screw compressor showing the AA cross section of FIG. 2. 図５は、実施形態の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. 5 is a perspective view illustrating a main part of the screw compressor according to the embodiment. 図６は、スクリュー圧縮機の圧縮機構の動作を示す平面図であり、(Ａ)は吸入行程を示し、(Ｂ)は圧縮行程を示し、(Ｃ)は吐出行程を示す。FIG. 6 is a plan view showing the operation of the compression mechanism of the screw compressor, where (A) shows the suction stroke, (B) shows the compression stroke, and (C) shows the discharge stroke. 図７は、実施形態のコントローラが記憶する省エネ制御モード用の制御マップと低騒音制御モード用の制御マップの特性を示す、運転周波数ｆと内部容積比Ｖｉの関係図である。FIG. 7 is a relationship diagram between the operating frequency f and the internal volume ratio Vi, showing the characteristics of the control map for the energy saving control mode and the control map for the low noise control mode stored in the controller of the embodiment. 図８は、圧力比Ｐr＝４のときの圧縮室の容積と圧力の関係を示すグラフであって、(Ａ)は内部容積比Ｖｉ＝３且つ運転周波数ｆ＝６０Ｈｚの場合を示し、(Ｂ)は内部容積比Ｖｉ＝３且つ運転周波数ｆ＝１２０Ｈｚの場合を示し、(Ｃ)は内部容積比Ｖｉ＝２.５且つ運転周波数ｆ＝１２０Ｈｚの場合を示す。FIG. 8 is a graph showing the relationship between the compression chamber volume and pressure when the pressure ratio Pr = 4. FIG. 8A shows the case where the internal volume ratio Vi = 3 and the operating frequency f = 60 Hz. ) Shows the case where the internal volume ratio Vi = 3 and the operating frequency f = 120 Hz, and (C) shows the case where the internal volume ratio Vi = 2.5 and the operating frequency f = 120 Hz. 図９は、圧力比Ｐr＝４、内部容積比Ｖｉ＝２、運転周波数ｆ＝１２０Ｈｚのときの圧縮室の容積と圧力の関係を示すグラフである。FIG. 9 is a graph showing the relationship between the compression chamber volume and pressure when the pressure ratio Pr = 4, the internal volume ratio Vi = 2, and the operating frequency f = 120 Hz.

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、以下で説明する実施形態および変形例は、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。   Embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. Note that the embodiments and modifications described below 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と言う。）は、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ためのものである。   The single screw compressor (1) of the present embodiment (hereinafter simply referred to as a screw compressor) is provided in a refrigerant circuit that performs a refrigeration cycle and compresses the refrigerant.

〈スクリュー圧縮機の概略構成〉
図１に示すように、スクリュー圧縮機（1）では、圧縮機構（20）とそれを駆動する電動機（15）とが１つのケーシング（30）に収容されている。このスクリュー圧縮機（1）は、半密閉型に構成されている。 <Schematic configuration of screw compressor>
As shown in FIG. 1, in the screw compressor (1), the compression mechanism (20) and the electric motor (15) that drives the compression mechanism (20) are accommodated in one casing (30). The screw compressor (1) is configured as a semi-hermetic type.

ケーシング（30）は、横長の円筒状に形成されている。ケーシング（30）内には、ケーシング（30）の一端側に位置する低圧空間（S1）と、ケーシング（30）の他端側に位置する高圧空間（S2）とが形成されている。ケーシング（30）には、低圧空間（S1）に連通する吸入管接続部（101）と、高圧空間（S2）に連通する吐出管接続部（102）とが設けられている。冷媒回路の蒸発器から流れてきた低圧ガス冷媒（即ち、低圧流体）は、吸入管接続部（101）を通って低圧空間（S1）へ流入する。また、圧縮機構（20）から高圧空間（S2）へ吐出された圧縮後の高圧ガス冷媒は、吐出管接続部（102）を通って冷媒回路の凝縮器へ供給される。   The casing (30) is formed in a horizontally long cylindrical shape. In the casing (30), a low pressure space (S1) located on one end side of the casing (30) and a high pressure space (S2) located on the other end side of the casing (30) are formed. The casing (30) is provided with a suction pipe connecting part (101) communicating with the low pressure space (S1) and a discharge pipe connecting part (102) communicating with the high pressure space (S2). The low-pressure gas refrigerant (that is, low-pressure fluid) flowing from the evaporator of the refrigerant circuit flows into the low-pressure space (S1) through the suction pipe connection (101). The compressed high-pressure gas refrigerant discharged from the compression mechanism (20) to the high-pressure space (S2) is supplied to the condenser of the refrigerant circuit through the discharge pipe connection (102).

ケーシング（30）内では、低圧空間（S1）に電動機（15）が配置され、低圧空間（S1）と高圧空間（S2）の間に圧縮機構（20）が配置されている。圧縮機構（20）の駆動軸（21）は、電動機（15）に連結されている。また、ケーシング（30）内では、高圧空間（S2）に油分離器（106）が配置されている。油分離器（106）は、圧縮機構（20）から吐出された冷媒から冷凍機油を分離する。高圧空間（S2）における油分離器（106）の下方には、潤滑油である冷凍機油を貯留するための油貯留室（107）が形成されている。油分離器（106）において冷媒から分離された冷凍機油は、下方へ流れ落ちて油貯留室（107）に蓄えられる。   In the casing (30), the electric motor (15) is disposed in the low pressure space (S1), and the compression mechanism (20) is disposed between the low pressure space (S1) and the high pressure space (S2). The drive shaft (21) of the compression mechanism (20) is connected to the electric motor (15). In the casing (30), an oil separator (106) is disposed in the high-pressure space (S2). The oil separator (106) separates the refrigerating machine oil from the refrigerant discharged from the compression mechanism (20). Below the oil separator (106) in the high-pressure space (S2), an oil storage chamber (107) for storing refrigerating machine oil as lubricating oil is formed. The refrigerating machine oil separated from the refrigerant in the oil separator (106) flows down and is stored in the oil storage chamber (107).

本実施形態のスクリュー圧縮機（1）には、インバータ（110）が設けられている。インバータ（110）は、その入力側が商用電源（111）に接続され、その出力側が電動機（15）に接続されている。インバータ（110）は、商用電源（111）から入力された交流の周波数を調節し、所定の周波数に変換された交流を電動機（15）へ供給する。   The screw compressor (1) of the present embodiment is provided with an inverter (110). The inverter (110) has an input side connected to a commercial power source (111) and an output side connected to the electric motor (15). The inverter (110) adjusts the AC frequency input from the commercial power source (111), and supplies the AC converted to a predetermined frequency to the electric motor (15).

インバータ（110）の出力周波数（即ち、インバータ（110）から電動機（15）へ供給される交流の周波数）を変更すると、電動機（15）の回転速度が変化し、電動機（15）によって駆動されるスクリューロータ（40）の回転速度も変化する。そして、スクリューロータ（40）の回転速度が変化すると、後述する圧縮機構（20）へ吸入される冷媒の体積流量が変化する。即ち、スクリューロータ（40）の回転速度が変化すると、スクリュー圧縮機（1）の運転容量が変化する。   When the output frequency of the inverter (110) (that is, the frequency of the alternating current supplied from the inverter (110) to the electric motor (15)) is changed, the rotational speed of the electric motor (15) changes and is driven by the electric motor (15). The rotational speed of the screw rotor (40) also changes. When the rotational speed of the screw rotor (40) changes, the volume flow rate of the refrigerant sucked into the compression mechanism (20) described later changes. That is, when the rotational speed of the screw rotor (40) changes, the operating capacity of the screw compressor (1) changes.

なお、本実施形態のインバータ（110）は、その出力周波数を２０Ｈｚ以上１２０Ｈｚ以下の範囲で調節する。ただし、この出力周波数の調節範囲は、単なる一例である。   In addition, the inverter (110) of this embodiment adjusts the output frequency in the range of 20 Hz or more and 120 Hz or less. However, this output frequency adjustment range is merely an example.

〈スクリュー圧縮機の詳細構成〉
スクリュー圧縮機（1）は、圧縮機構（20）と、圧縮機構（20）を駆動するための電動機（15）と、圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉを調整するための可変Ｖｉ機構（3）とを備えている。 <Detailed configuration of screw compressor>
The screw compressor (1) includes a compression mechanism (20), an electric motor (15) for driving the compression mechanism (20), and a variable Vi mechanism (for adjusting the internal volume ratio Vi of the compression mechanism (20)). And 3).

圧縮機構（20）は、図２〜図４に示すように、ケーシング（30）内に形成されたシリンダ部（31）と、このシリンダ部（31）の中に回転可能に配置された１つのスクリューロータ（40）と、スクリューロータ（40）に噛み合う２つのゲートロータ（50）とを備えている。   As shown in FIGS. 2 to 4, the compression mechanism (20) includes a cylinder part (31) formed in the casing (30) and one of the cylinder part (31) rotatably arranged in the cylinder part (31). A screw rotor (40) and two gate rotors (50) meshing with the screw rotor (40) are provided.

シリンダ部（31）は、その周方向の２カ所にバルブ収容部（32）が形成されている（図４を参照）。バルブ収容部（32）は、シリンダ部（31）の径方向の外側に膨出している。このバルブ収容部（32）には、シリンダ部（31）の軸方向沿いにのびるスライド溝（33）が含まれる。スライド溝（33）には、後述するスライドバルブ（4）が、スライド溝（33）を軸方向へ移動可能に設置されている。   As for the cylinder part (31), the valve accommodating part (32) is formed in two places of the circumferential direction (refer FIG. 4). The valve housing part (32) bulges outward in the radial direction of the cylinder part (31). The valve housing part (32) includes a slide groove (33) extending along the axial direction of the cylinder part (31). A slide valve (4), which will be described later, is installed in the slide groove (33) so as to be movable in the axial direction of the slide groove (33).

スクリューロータ（40）は、駆動軸（21）を介して電動機（15）と連結されている。 駆動軸（21）は、スクリューロータ（40）と同軸上に配置されている。駆動軸（21）の先端部は、ボールベアリング（61）によって支持される。ボールベアリング（61）は、ベアリングホルダ（60）に取り付けられている。   The screw rotor (40) is connected to the electric motor (15) via the drive shaft (21). The drive shaft (21) is arranged coaxially with the screw rotor (40). The tip of the drive shaft (21) is supported by a ball bearing (61). The ball bearing (61) is attached to the bearing holder (60).

図２，図５に示すように、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）の外周面には、スクリューロータ（40）の一端（吸入側の端部）から他端（吐出側の端部）へ向かって螺旋状に延びる螺旋溝（41）が複数本（本実施形態では、６本）形成されている。   As shown in FIGS. 2 and 5, the screw rotor (40) is a metal member formed in a substantially cylindrical shape. On the outer peripheral surface of the screw rotor (40), there are a plurality of spiral grooves (41) extending spirally from one end (end portion on the suction side) to the other end (end portion on the discharge side) of the screw rotor (40). (6 in this embodiment) are formed.

各ゲートロータ（50）は、樹脂製の部材である。図５に示すように、各ゲートロータ（50）には、長方形板状に形成された複数枚（本実施形態では、１１枚）のゲート（51）が放射状に設けられている。各ゲートロータ（50）は、シリンダ部（31）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。各ゲートロータ（50）は、ゲート（51）がシリンダ部（31）の一部（図示せず）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 gate rotor (50) is a resin member. As shown in FIG. 5, each gate rotor (50) is provided with a plurality of (11 in the present embodiment) gates (51) formed in a rectangular plate shape in a radial pattern. Each gate rotor (50) is arranged outside the cylinder part (31) so as to be axially symmetric with respect to the rotation axis of the screw rotor (40). Each gate rotor (50) is arranged so that the gate (51) penetrates a part (not shown) of the cylinder part (31) and meshes with the spiral groove (41) of the screw rotor (40).

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５を参照）。ゲートロータ（50）が取り付けられたロータ支持部材（55）は、シリンダ部（31）に隣接してケーシング（30）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４を参照）。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）にボールベアリング（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 gate rotor (50) is attached to a metal rotor support member (55) (see FIG. 5). The rotor support member (55) to which the gate rotor (50) is attached is accommodated in a gate rotor chamber (90) that is defined in the casing (30) adjacent to the cylinder part (31) (FIG. 4). See). 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).

圧縮機構（20）では、シリンダ部（31）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）になる。   In the compression mechanism (20), a space surrounded by the inner peripheral surface of the cylinder portion (31), the spiral groove (41) of the screw rotor (40), and the gate (51) of the gate rotor (50) is compressed. (23)

上述したように、スクリュー圧縮機（1）は、圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉを調整するための可変Ｖｉ機構（3）を備えている。この内部容積比Ｖｉは、圧縮行程の開始時点（即ち、圧縮室（23）が低圧空間（S1）から遮断された直後）における圧縮室の容積Ｖ１の、圧縮行程の終了時点（即ち、圧縮室（23）が高圧空間（S2）と連通する直前）における圧縮室（23）の容積Ｖ２に対する比Ｖｉ（＝Ｖ１/Ｖ２）である。 As described above, the screw compressor (1) includes the variable Vi mechanism (3) for adjusting the internal volume ratio Vi of the compression mechanism (20). The internal volume ratio Vi is the start time of the compression stroke (i.e., the compression chamber (immediately after the 23) is cut off from the low pressure space (S1)) of the compression chamber volume V 1 of, the end of the compression stroke (i.e., compression This is the ratio Vi (= V 1 / V 2 ) to the volume V 2 of the compression chamber (23) immediately before the chamber (23) communicates with the high-pressure space (S2).

可変Ｖｉ機構（3）は、上述したスライド溝（33）及びスライドバルブ（4）と、スライド溝（33）内のスライドバルブ（4）の位置を変更するためのバルブ駆動機構（18）とを有している。   The variable Vi mechanism (3) includes the slide groove (33) and the slide valve (4) described above, and a valve drive mechanism (18) for changing the position of the slide valve (4) in the slide groove (33). Have.

スライドバルブ（4）は、本体部（4a）とガイド部（4b）とを備えている。本体部（4a）は、柱状に形成されている。本体部（4a）は、その前面がスクリューロータ（40）と摺接して圧縮室（23）に面し、その背面がケーシング（30）と摺接する。ガイド部（4b）は、本体部（4a）の基端（図２,３における右端）から突出する湾曲した厚板状に形成される。ガイド部（4b）は、その背面がケーシング（30）と摺接する。   The slide valve (4) includes a main body part (4a) and a guide part (4b). The main body (4a) is formed in a column shape. The front surface of the main body (4a) is in sliding contact with the screw rotor (40) and faces the compression chamber (23), and the rear surface thereof is in sliding contact with the casing (30). The guide portion (4b) is formed in a curved thick plate shape protruding from the base end (the right end in FIGS. 2 and 3) of the main body portion (4a). The back surface of the guide portion (4b) is in sliding contact with the casing (30).

上述したように、シリンダ部（31）には、二つのスライド溝（33）が形成されている。スライドバルブ（4）は、各スライド溝（33）に一つずつ設けられている。シリンダ部（31）では、スライドバルブ（4）の本体部（4a）の基端よりも高圧空間（S2）側の部分が、圧縮室（23）を高圧空間（S2）と連通させるための吐出ポート（25）となっている。   As described above, two slide grooves (33) are formed in the cylinder part (31). One slide valve (4) is provided in each slide groove (33). In the cylinder part (31), the part on the high pressure space (S2) side of the base end of the body part (4a) of the slide valve (4) discharges the communication between the compression chamber (23) and the high pressure space (S2). Port (25).

スライド溝（33）内において、スライドバルブ（4）は、スクリューロータ（40）の吐出側端部（高圧空間（S2）寄りの端部）から最も離れる第１位置（図３に示す位置）と、スクリューロータ（40）の吐出側端部に最も近づく第２位置（図２に示す位置）との間を、スクリューロータ（40）の回転中心軸と実質的に平行な方向へスライド自在となっている。   Within the slide groove (33), the slide valve (4) has a first position (position shown in FIG. 3) farthest from the discharge side end (end near the high-pressure space (S2)) of the screw rotor (40). Slidable in a direction substantially parallel to the rotation center axis of the screw rotor (40) between the second position (position shown in FIG. 2) closest to the discharge side end of the screw rotor (40). ing.

スライドバルブ（4）が移動すると、本体部（4a）の基端の位置が変化し、その結果、吐出ポート（25）と連通する直前（即ち、圧縮行程の終了時点）における圧縮室（23）の容積が変化する。具体的に、圧縮行程の終了時点における圧縮室（23）の容積Ｖ２は、スライドバルブ（4）が第１位置に在るときに最大となり、スライドバルブ（4）が第２位置に在るときに最小となる。また、圧縮行程の終了時点における圧縮室（23）の容積Ｖ２は、スライドバルブ（4）が第１位置から第２位置へ近づくにつれて、次第に小さくなる。 When the slide valve (4) moves, the position of the base end of the main body (4a) changes, and as a result, the compression chamber (23) just before communicating with the discharge port (25) (that is, at the end of the compression stroke). The volume of changes. Specifically, the volume V 2 of the compression chamber at the end of the compression stroke (23), the slide valve (4) becomes maximum when at the first position, the slide valve (4) is in the second position Sometimes the minimum. Moreover, the volume V 2 of the compression chamber at the end of the compression stroke (23), as the slide valve (4) approaches the first position to the second position, gradually decreases.

一方、圧縮室（23）が低圧空間（S1）から遮断された直後（即ち、圧縮行程の開始時点）における圧縮室の容積Ｖ１は、スライドバルブ（4）の位置に拘わらず一定である。従って、圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉ（＝Ｖ１/Ｖ２）は、スライドバルブ（4）が第１位置に在るときに最小となり、スライドバルブ（4）が第２位置に在るときに最大となる。また、圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉ（＝Ｖ１/Ｖ２）は、スライドバルブ（4）が第１位置から第２位置へ近づくにつれて、次第に大きくなる。 Meanwhile, immediately after the compression chamber (23) is cut off from the low pressure space (S1) (i.e., the beginning of the compression stroke) the volume V 1 of the compression chamber in is constant regardless of the position of the slide valve (4). Accordingly, the internal volume ratio Vi (= V 1 / V 2 ) of the compression mechanism (20) is minimized when the slide valve (4) is in the first position, and the slide valve (4) is in the second position. It becomes the maximum when. Further, the internal volume ratio Vi (= V 1 / V 2 ) of the compression mechanism (20) gradually increases as the slide valve (4) approaches the second position from the first position.

バルブ駆動機構（18）は、駆動用シリンダ（6）と、この駆動用シリンダ（6）内に設置されたピストン（7）とを備えている。また、ピストン（7）は、アーム（9）と連結ロッド（10）とを介して両方のスライドバルブ（4）に連結されている。ピストン（7）が移動すると、各スライドバルブ（4）は、ピストン（7）と同じ方向へピストン（7）と同じ距離だけ移動する。   The valve drive mechanism (18) includes a drive cylinder (6) and a piston (7) installed in the drive cylinder (6). The piston (7) is connected to both slide valves (4) via an arm (9) and a connecting rod (10). When the piston (7) moves, each slide valve (4) moves in the same direction as the piston (7) by the same distance as the piston (7).

駆動用シリンダ（6）内の空間は、ピストン（7）によって第１シリンダ室（11）と第２シリンダ室（12）に仕切られている。図２及び図３では、ピストン（7）の左側の空間が第１シリンダ室（11）であり、ピストン（7）の右側の空間が第２シリンダ室（12）である。   The space in the drive cylinder (6) is partitioned into a first cylinder chamber (11) and a second cylinder chamber (12) by a piston (7). 2 and 3, the space on the left side of the piston (7) is the first cylinder chamber (11), and the space on the right side of the piston (7) is the second cylinder chamber (12).

スクリュー圧縮機（1）の運転中には、第１シリンダ室（11）の内圧が、第２シリンダ室（12）の内圧よりも高くなる。そして、バルブ駆動機構（18）は、第２シリンダ室（12）の内圧を調節することによって、スライドバルブ（4）の位置を調整するように構成されている。   During operation of the screw compressor (1), the internal pressure of the first cylinder chamber (11) becomes higher than the internal pressure of the second cylinder chamber (12). The valve drive mechanism (18) is configured to adjust the position of the slide valve (4) by adjusting the internal pressure of the second cylinder chamber (12).

スクリュー圧縮機（1）の運転中において、スライドバルブ（4）は、本体部（4a）の先端面（図２,３の左端面）に低圧空間（S1）内の冷媒圧力が作用し、本体部（4a）の基端面（図２,３の右端面）及びガイド部（4b）の突端面に高圧空間（S2）内の冷媒圧力が作用する。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（4）には、常にスライドバルブ（4）を低圧空間（S1）側へ押す方向（図２,３における左向き）の力が作用する。   During the operation of the screw compressor (1), the slide valve (4) is operated by the refrigerant pressure in the low pressure space (S1) acting on the front end surface (the left end surface in FIGS. 2 and 3) of the main body (4a). The refrigerant pressure in the high-pressure space (S2) acts on the base end surface (right end surface in FIGS. 2 and 3) of the portion (4a) and the protruding end surface of the guide portion (4b). For this reason, during the operation of the screw compressor (1), a force in the direction of pushing the slide valve (4) to the low pressure space (S1) side (leftward in FIGS. To do.

一方、スクリュー圧縮機（1）の運転中には、第１シリンダ室（11）の内圧が、第２シリンダ室（12）の内圧よりも高くなる。このため、ピストン（7）には、ピストン（7）を第２シリンダ室（12）側へ押す方向（図２,３における右向き）の力が作用する。そして、各スライドバルブ（4）に作用する図２,３の左向きの力と、ピストン（7）に作用する図２,３の右向きの力とが釣り合った状態では、スライドバルブ（4）が停止状態となる。   On the other hand, during operation of the screw compressor (1), the internal pressure of the first cylinder chamber (11) is higher than the internal pressure of the second cylinder chamber (12). For this reason, a force in the direction of pushing the piston (7) toward the second cylinder chamber (12) (rightward in FIGS. 2 and 3) acts on the piston (7). 2 and 3 acting on each slide valve (4) and the right force of FIGS. 2 and 3 acting on the piston (7) are balanced, the slide valve (4) stops. It becomes a state.

また、第２シリンダ室（12）の内圧を変更すると、ピストン（7）に作用する力の大きさが変化し、その結果、スライドバルブ（4）の位置が変化する。つまり、スライドバルブ（4）が停止している状態で第２シリンダ室（12）の内圧を低下させると、ピストン（7）に作用する図２,３の右向きの力が大きくなり、スライドバルブ（4）が図２,３の右方向（即ち、第２位置に近づく方向）へ移動する。一方、スライドバルブ（4）が停止している状態で第２シリンダ室（12）の内圧を上昇させると、ピストン（7）に作用する図２,３の右向きの力が小さくなり、スライドバルブ（4）が図２,３の左方向（即ち、第１位置に近づく方向）へ移動する。   When the internal pressure of the second cylinder chamber (12) is changed, the magnitude of the force acting on the piston (7) changes, and as a result, the position of the slide valve (4) changes. That is, if the internal pressure of the second cylinder chamber (12) is reduced while the slide valve (4) is stopped, the rightward force in FIGS. 2 and 3 acting on the piston (7) increases, and the slide valve ( 4) moves rightward in FIGS. 2 and 3 (that is, in a direction approaching the second position). On the other hand, when the internal pressure of the second cylinder chamber (12) is increased while the slide valve (4) is stopped, the rightward force in FIGS. 2 and 3 acting on the piston (7) decreases, and the slide valve ( 4) moves to the left in FIGS. 2 and 3 (that is, the direction approaching the first position).

〈コントローラの構成〉
本実施形態のスクリュー圧縮機（1）には、制御装置であるコントローラ（80）が設けられている。コントローラ（80）は、指令入力部（81）と、記憶部（82）と、Ｖｉ調節部（83）とを備えている。そして、コントローラ（80）は、圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉがスクリュー圧縮機（1）の運転状態に応じた値となるように、可変Ｖｉ機構（3）を操作する。 <Configuration of controller>
The screw compressor (1) of the present embodiment is provided with a controller (80) that is a control device. The controller (80) includes a command input unit (81), a storage unit (82), and a Vi adjustment unit (83). Then, the controller (80) operates the variable Vi mechanism (3) so that the internal volume ratio Vi of the compression mechanism (20) becomes a value corresponding to the operating state of the screw compressor (1).

詳しくは後述するが、コントローラ（80）は、省エネ制御モードと低騒音制御モードとを実行可能に構成されている。指令入力部（81）は、コントローラ（80）が省エネ制御モードと低騒音制御モードのどちらを実行すべきかを示す情報が入力される部分である。記憶部（82）は、省エネ制御モード用の制御マップと低騒音制御モード用の制御マップとを記憶する部分である。Ｖｉ調節部（83）は、省エネ制御モード用または低騒音制御モード用の制御マップを用いて圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉを調節する部分である。   As will be described in detail later, the controller (80) is configured to be able to execute an energy saving control mode and a low noise control mode. The command input unit (81) is a part to which information indicating whether the controller (80) should execute the energy saving control mode or the low noise control mode is input. The storage unit (82) is a part that stores a control map for the energy saving control mode and a control map for the low noise control mode. The Vi adjusting unit (83) is a part that adjusts the internal volume ratio Vi of the compression mechanism (20) using the control map for the energy saving control mode or the low noise control mode.

コントローラ（80）には、図外の吸入圧力センサ及び吐出圧力センサの計測値が入力される。吸入圧力センサは、吸入管接続部（101）に接続する配管に設けられ、吸入管接続部（101）を通って低圧空間（S1）へ流入する低圧ガス冷媒の圧力を計測する。吸入圧力センサの計測値は、低圧空間（S1）の圧力ＰＬと実質的に等しい。吐出圧力センサは、吐出管接続部（102）に接続する配管に設けられ、高圧空間（S2）から吐出管接続部（102）を通って流出した高圧ガス冷媒の圧力を計測する。吐出圧力センサの計測値は、高圧空間（S2）の圧力ＰＨと実質的に等しい。 The measured values of the suction pressure sensor and the discharge pressure sensor (not shown) are input to the controller (80). The suction pressure sensor is provided in a pipe connected to the suction pipe connection (101), and measures the pressure of the low-pressure gas refrigerant flowing into the low-pressure space (S1) through the suction pipe connection (101). Measured value of the suction pressure sensor is substantially equal to the pressure P L of the low-pressure space (S1). The discharge pressure sensor is provided in a pipe connected to the discharge pipe connection (102), and measures the pressure of the high-pressure gas refrigerant that has flowed out of the high-pressure space (S2) through the discharge pipe connection (102). Measured value of the discharge pressure sensor is substantially equal to the pressure P H of the high-pressure space (S2).

また、コントローラ（80）には、インバータ（110）の出力周波数が入力される。そして、コントローラ（80）のＶｉ調節部（83）は、吸入圧力センサ及び吐出圧力センサの計測値を用いて算出した圧力比Ｐr（＝ＰＨ/ＰＬ）と、インバータ（110）の出力周波数と、記憶部（82）が記憶する制御マップとに基づいて圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉの目標値を決定し、実際の圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉが目標値となるようにスライドバルブ（4）の位置を調節する。 Further, the output frequency of the inverter (110) is input to the controller (80). Then, the Vi adjusting unit (83) of the controller (80) calculates the pressure ratio Pr (= P H / P L ) calculated using the measured values of the suction pressure sensor and the discharge pressure sensor, and the output frequency of the inverter (110). And the target value of the internal volume ratio Vi of the compression mechanism (20) based on the control map stored in the storage unit (82), and the actual internal volume ratio Vi of the compression mechanism (20) becomes the target value. Adjust the position of the slide valve (4).

ここで、電動機（15）の回転速度は、インバータ（110）の出力周波数（即ち、スクリュー圧縮機（1）の運転周波数）に比例する。また、スクリューロータ（40）の回転速度は、電動機（15）の回転速度と等しい。従って、実質的には、コントローラ（80）は、圧力比Ｐr（＝ＰＨ/ＰＬ）とスクリューロータ（40）の回転速度とに基づいて圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉを調節する。 Here, the rotational speed of the electric motor (15) is proportional to the output frequency of the inverter (110) (that is, the operating frequency of the screw compressor (1)). The rotational speed of the screw rotor (40) is equal to the rotational speed of the electric motor (15). Therefore, the controller (80) substantially adjusts the internal volume ratio Vi of the compression mechanism (20) based on the pressure ratio Pr (= P H / P L ) and the rotational speed of the screw rotor (40). .

−スクリュー圧縮機の運転動作−
スクリュー圧縮機（1）が冷媒を吸入して圧縮する動作について、図６を参照しながら説明する。 -Operation of screw compressor-
The operation in which the screw compressor (1) sucks and compresses the refrigerant will be described with reference to FIG.

運転中のスクリュー圧縮機（1）の圧縮機構（20）では、図６(Ａ)に示す吸入行程と、図６(Ｂ)に示す圧縮行程と、図６(Ｃ)に示す吐出行程とが行われる。ここでは、圧縮機構（20）の各行程について、図６のドットを付した圧縮室（23）に着目して説明する。   In the compression mechanism (20) of the screw compressor (1) in operation, the suction stroke shown in FIG. 6 (A), the compression stroke shown in FIG. 6 (B), and the discharge stroke shown in FIG. 6 (C). Done. Here, each stroke of the compression mechanism (20) will be described by paying attention to the compression chamber (23) with dots in FIG.

図６(Ａ)において、ドットを付した圧縮室（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）と噛み合わされている。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）の低圧ガス冷媒が圧縮室（23）へ吸い込まれる。   In FIG. 6A, the compression chamber (23) with dots 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).

スクリューロータ（40）が更に回転すると、図６(Ｂ)の状態となる。同図において、ドットを付した圧縮室（23）は、低圧空間（S1）と高圧空間（S2）の両方から遮断された閉じきり状態となっている。つまり、この圧縮室（23）を形成する螺旋溝（41）は、同図の上側に位置するゲートロータ（50）のゲート（51）と噛み合わされ、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）の終端へ向かって移動すると、圧縮室（23）の容積が次第に縮小していく。その結果、圧縮室（23）内のガス冷媒が圧縮される。   When the screw rotor (40) further rotates, the state shown in FIG. In the figure, the compression chamber (23) with dots is closed from both the low pressure space (S1) and the high pressure space (S2). That is, the spiral groove (41) forming the compression chamber (23) is engaged with the gate (51) of the gate rotor (50) located on the upper side of the drawing, and the low pressure space (S1) is formed by the gate (51). It is partitioned from. Then, when the gate (51) 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.

スクリューロータ（40）が更に回転すると、図６(Ｃ)の状態となる。同図において、ドットを付した圧縮室（23）は、吐出ポート（25）を介して高圧空間（S2）と連通している。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）の終端へ向かって移動すると、圧縮された高圧ガス冷媒が圧縮室（23）から吐出ポート（25）を通って高圧空間（S2）へ吐出される。   When the screw rotor (40) further rotates, the state shown in FIG. In the figure, the compression chamber (23) with dots is in communication with the high-pressure space (S2) through the discharge port (25). When the gate (51) moves toward the end of the spiral groove (41) as the screw rotor (40) rotates, the compressed high-pressure gas refrigerant passes from the compression chamber (23) through the discharge port (25). And discharged into the high-pressure space (S2).

−コントローラの制御動作−
コントローラ（80）は、二種類の制御モード（省エネ制御モードと低騒音制御モード）を選択可能に構成されている。省エネ制御モードは、電動機（15）の消費電力を削減するために圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉを調節する入力削減動作である。低騒音制御モードは、スクリュー圧縮機（1）の運転に起因する騒音を抑えるために圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉを調節する騒音低減動作である。 -Controller control action-
The controller (80) is configured to be able to select two types of control modes (energy saving control mode and low noise control mode). The energy saving control mode is an input reduction operation for adjusting the internal volume ratio Vi of the compression mechanism (20) in order to reduce the power consumption of the electric motor (15). The low noise control mode is a noise reduction operation for adjusting the internal volume ratio Vi of the compression mechanism (20) in order to suppress noise caused by the operation of the screw compressor (1).

コントローラ（80）の指令入力部（81）には、コントローラ（80）が省エネ制御モードと低騒音制御モードのどちらを実行すべきかを示す情報が入力される。   Information indicating whether the controller (80) should execute the energy saving control mode or the low noise control mode is input to the command input unit (81) of the controller (80).

コントローラ（80）には、例えば、ユーザーや保守作業を行う作業者が操作するディップスイッチが、指令入力部（81）として設けられる。この場合、ユーザーや保守作業者は、指令入力部（81）として設けられたディップスイッチを操作することによって、省エネ制御モードと低騒音制御モードの何れか一方を選択する。   In the controller (80), for example, a dip switch operated by a user or an operator who performs maintenance work is provided as a command input unit (81). In this case, the user or the maintenance worker selects either the energy saving control mode or the low noise control mode by operating a DIP switch provided as the command input unit (81).

また、コントローラ（80）には、リモコンからの指令信号を受信する受信部が、指令入力部（81）として設けられていてもよい。この場合、ユーザーや保守作業者は、リモコンに設けられたボタン等を操作することによって、省エネ制御モードと低騒音制御モードの何れか一方を選択する。そして、リモコンは、ユーザー等が選択した制御モードを示す指令信号を出力し、指令入力部（81）は、リモコンが出力した指令信号を受信する。   The controller (80) may be provided with a receiving unit that receives a command signal from the remote controller as the command input unit (81). In this case, the user or the maintenance worker selects either the energy saving control mode or the low noise control mode by operating a button or the like provided on the remote controller. Then, the remote control outputs a command signal indicating the control mode selected by the user or the like, and the command input unit (81) receives the command signal output by the remote control.

コントローラ（80）の記憶部（82）は、省エネ制御モードと低騒音制御モードのそれぞれについて、制御マップを予め記憶する。つまり、記憶部（82）は、省エネ制御モードにおいて用いる制御マップと、低騒音制御モードにおいて用いる制御マップとを、個別に記憶する。記憶部（82）が記憶する制御マップは、スクリュー圧縮機（1）の運転周波数ｆ（即ち、インバータ（110）の出力周波数）と、圧力比Ｐr（＝ＰＨ/ＰＬ）と、圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉとを関連づけたものである。 The storage unit (82) of the controller (80) stores a control map in advance for each of the energy saving control mode and the low noise control mode. That is, the storage unit (82) separately stores a control map used in the energy saving control mode and a control map used in the low noise control mode. The control map stored in the storage unit (82) includes the operating frequency f of the screw compressor (1) (that is, the output frequency of the inverter (110)), the pressure ratio Pr (= P H / P L ), and the compression mechanism. (20) is associated with the internal volume ratio Vi.

コントローラ（80）のＶｉ調節部（83）は、指令入力部（81）へ入力された情報に基づいて、記憶部（82）が記憶する省エネ制御モード用の制御マップと低騒音制御モード用の制御マップのどちらを用いるかを決定する。続いて、コントローラ（80）は、指令入力部（81）へ入力された情報に基づいて使用を決定した制御マップ（即ち、ユーザーが選択した制御モードに対応する制御マップ）から、入力された吸入圧力センサ及び吐出圧力センサの計測値を用いて算出した圧力比Ｐr（＝ＰＨ/ＰＬ）と、スクリュー圧縮機（1）の運転周波数ｆとに対応する圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉを選択し、選択した圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉの値を、内部容積比Ｖｉの目標値とする。そして、Ｖｉ調節部（83）は、実際の圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉが目標値となるように、スライドバルブ（4）の位置を調節する。 Based on the information input to the command input unit (81), the Vi adjusting unit (83) of the controller (80) stores the control map for the energy saving control mode and the low noise control mode stored in the storage unit (82). Decide which of the control maps to use. Subsequently, the controller (80) receives the inhalation input from the control map determined to be used based on the information input to the command input unit (81) (that is, the control map corresponding to the control mode selected by the user). Internal volume ratio of the compression mechanism (20) corresponding to the pressure ratio Pr (= P H / P L ) calculated using the measured values of the pressure sensor and the discharge pressure sensor and the operating frequency f of the screw compressor (1) Vi is selected, and the value of the internal volume ratio Vi of the selected compression mechanism (20) is set as the target value of the internal volume ratio Vi. The Vi adjusting unit (83) adjusts the position of the slide valve (4) so that the internal volume ratio Vi of the actual compression mechanism (20) becomes a target value.

−コントローラの制御マップ−
コントローラ（80）の記憶部（82）が記憶する制御マップについて、図７を参照しながら説明する。なお、図７において、実線は省エネ制御モード用の制御用マップを構成する数値の特性を示し、破線は低騒音制御モード用の制御マップを構成する数値の特性を示す。また、図７は、３種類の圧力比Ｐr（Ｐr＝２,３,４）に対応する運転周波数ｆと内部容積比Ｖｉを、省エネ制御モード用の制御用マップと低騒音制御モード用の制御マップのそれぞれについて示す。 -Controller control map-
A control map stored in the storage unit (82) of the controller (80) will be described with reference to FIG. In FIG. 7, the solid line indicates the characteristic of the numerical value constituting the control map for the energy saving control mode, and the broken line indicates the characteristic of the numerical value that constitutes the control map for the low noise control mode. FIG. 7 shows the operation frequency f and the internal volume ratio Vi corresponding to the three types of pressure ratios Pr (Pr = 2, 3, 4), the control map for the energy saving control mode and the control for the low noise control mode. Shown for each of the maps.

〈省エネ制御モード用の制御マップ〉
省エネ制御モード用の制御マップについて説明する。 <Control map for energy-saving control mode>
A control map for the energy saving control mode will be described.

省エネ制御モード用の制御マップは、複数組の運転周波数ｆおよび圧力比Ｐrと、各組の運転周波数ｆおよび圧力比Ｐrにおいて電動機（15）の消費電力が最少となる内部容積比Ｖｉとによって構成される。つまり、省エネ制御モード用の制御マップは、電動機（15）の消費電力（即ち、スクリューロータ（40）の駆動に要するエネルギ）を最少とするための制御マップである。   The control map for the energy saving control mode is composed of a plurality of sets of operating frequencies f and pressure ratios Pr and an internal volume ratio Vi that minimizes power consumption of the motor (15) at each set of operating frequencies f and pressure ratios Pr. Is done. That is, the control map for the energy saving control mode is a control map for minimizing power consumption of the electric motor (15) (that is, energy required for driving the screw rotor (40)).

運転周波数ｆが２０Ｈｚ（即ち、調節範囲の下限値）である場合、各圧力比Ｐrに対応する内部容積比Ｖｉは、その理論値であるＰr１／ｎと実質的に等しい。なお、内部容積比Ｖｉの理論値は、ＰＨ・Ｖ２ ｎ＝ＰＬ・Ｖ１ ｎの関係から導き出される。また、ｎは、ポリトロープ指数である。そして、各圧力比Ｐrに対応する内部容積比Ｖｉは、運転周波数ｆが高くなるにつれて次第に小さくなる。 When the operating frequency f is 20 Hz (that is, the lower limit value of the adjustment range), the internal volume ratio Vi corresponding to each pressure ratio Pr is substantially equal to its theoretical value Pr 1 / n . The theoretical value of the internal volume ratio Vi is derived from the relationship of P H · V 2 n = P L · V 1 n . N is a polytropic index. The internal volume ratio Vi corresponding to each pressure ratio Pr gradually decreases as the operating frequency f increases.

省エネ制御モード用の制御マップにおいて、各圧力比Ｐrに対応する内部容積比Ｖｉが運転周波数ｆが高くなるにつれて次第に小さくなる理由を、図８を参照しながら説明する。   The reason why the internal volume ratio Vi corresponding to each pressure ratio Pr in the control map for the energy saving control mode gradually decreases as the operating frequency f increases will be described with reference to FIG.

図８は、圧縮行程の開始時点から吐出行程の終了時点に亘る、圧縮室（23）の容積と圧力の関係を示すグラフである。また、図８には、圧縮室（23）の圧力変化の理論値を破線で示す。つまり、理論上、圧縮室（23）の圧力は、圧縮行程の開始時点では低圧空間（S1）の圧力ＰＬと実質的に等しく、圧縮行程において圧縮室（23）の容積が縮小するにつれて次第に上昇し、圧縮行程の終了時点で高圧空間（S2）の圧力ＰＨと等しくなる。また、理論上、圧縮室（23）の圧力は、吐出行程の開始時点から終了時点に亘って、一定値（高圧空間（S2）の圧力ＰＨと実質的に等しい値）となる。 FIG. 8 is a graph showing the relationship between the volume of the compression chamber (23) and the pressure from the start time of the compression stroke to the end time of the discharge stroke. Moreover, in FIG. 8, the theoretical value of the pressure change of a compression chamber (23) is shown with a broken line. That is, theoretically, the pressure of the compression chamber (23), the pressure P L substantially equal to the low-pressure space (S1) at the beginning of the compression stroke, progressively as the volume of the compression chamber (23) is reduced in the compression stroke elevated, equal to the pressure P H of the high-pressure space (S2) at the end of the compression stroke. The pressure of the theory, the compression chamber (23), over the end from the start of the discharge process, a constant value (a value substantially equal the pressure P H of the high-pressure space (S2)).

図８に示すように、実際の圧縮室（23）の圧力は、圧縮行程の終期から吐出行程の初期に亘って、高圧空間（S2）の圧力ＰＨよりも高くなる。これは、冷媒が吐出ポート（25）を通過する際に圧力損失が生じるためである。 As shown in FIG. 8, the pressure of the actual compression chamber (23) from the end of the compression stroke over the initial discharge stroke is higher than the pressure P H of the high-pressure space (S2). This is because a pressure loss occurs when the refrigerant passes through the discharge port (25).

図８(Ａ)に示すように、運転周波数ｆが比較的低い６０Ｈｚである場合は、冷媒が吐出ポート（25）を通過する際の流速がそれほど高くないため、圧縮室（23）の圧力の最高値は高圧空間（S2）の圧力ＰＨを若干上回る程度である。一方、図８(Ｂ)に示すように、運転周波数ｆが調節範囲の上限値１２０Ｈｚである場合は、冷媒が吐出ポート（25）を通過する際の流速が高いため、圧縮室（23）の圧力の最高値は高圧空間（S2）の圧力ＰＨを大幅に上回る。 As shown in FIG. 8A, when the operating frequency f is relatively low 60 Hz, the flow rate when the refrigerant passes through the discharge port (25) is not so high. the highest values of the order slightly above the pressure P H of the high-pressure space (S2). On the other hand, as shown in FIG. 8B, when the operating frequency f is the upper limit value 120 Hz of the adjustment range, the flow rate when the refrigerant passes through the discharge port (25) is high, so the compression chamber (23) maximum value of the pressure is substantially greater than the pressure P H of the high-pressure space (S2).

圧縮室（23）の圧力の最高値が高圧空間（S2）の圧力ＰＨを上回ると、圧縮室（23）内の冷媒を必要以上に圧縮しなければならず、その分だけ電動機（15）が電力を余分に消費する。そこで、省エネ制御モード用の制御マップでは、運転周波数ｆの調節範囲の全域に亘って圧縮室（23）の圧力の最高値が高圧空間（S2）の圧力ＰＨと同程度になるように、各圧力比Ｐrに対応する内部容積比Ｖｉを、運転周波数ｆが高くなるにつれて次第に小さくしている。 When the maximum value of the pressure of the compression chamber (23) exceeds the pressure P H of the high-pressure space (S2), the compression chamber must be compressed more than necessary refrigerant in (23), that much electric motor (15) Consumes extra power. Therefore, in the control map for the energy-saving control mode, so that the highest value of the pressure of the compression chamber over the entire adjustment range of the operation frequency f (23) is comparable to the pressure P H of the high-pressure space (S2), The internal volume ratio Vi corresponding to each pressure ratio Pr is gradually reduced as the operating frequency f increases.

図８(Ｃ)に示すように、運転周波数ｆが１２０Ｈｚの時の内部容積比Ｖｉの設定値を、運転周波数ｆが６０Ｈｚの時の内部容積比Ｖｉの設定値よりも小さくした場合は、図８(Ｂ)に示す場合に比べて、圧縮室（23）の圧力の最高値と高圧空間（S2）の圧力ＰＨの差が縮小する。このため、電動機（15）の消費電力は、図８(Ｃ)に示す場合の方が図８(Ｂ)に示す場合に比べて少なくなる。 As shown in FIG. 8C, when the set value of the internal volume ratio Vi when the operating frequency f is 120 Hz is smaller than the set value of the internal volume ratio Vi when the operating frequency f is 60 Hz, as compared with the case shown in 8 (B), pressure differential P H of the high and the high-pressure space of the pressure in the compression chamber (23) (S2) is reduced. For this reason, the power consumption of the electric motor (15) is smaller in the case shown in FIG. 8C than in the case shown in FIG. 8B.

上述したように、省エネ制御モード中において、コントローラ（80）のＶｉ調節部（83）は、省エネ制御モード用の制御マップに基づいて内部容積比Ｖｉの目標値を設定する。従って、省エネ制御モード中のコントローラ（80）は、電動機（15）の消費電力が最少となるように、スライドバルブ（4）の位置を調節する。   As described above, during the energy saving control mode, the Vi adjusting unit (83) of the controller (80) sets the target value of the internal volume ratio Vi based on the control map for the energy saving control mode. Therefore, the controller (80) in the energy saving control mode adjusts the position of the slide valve (4) so that the power consumption of the electric motor (15) is minimized.

〈低騒音制御モード用の制御マップ〉
低騒音制御モード用の制御マップについて説明する。 <Control map for low noise control mode>
A control map for the low noise control mode will be described.

低騒音制御モード用の制御マップは、複数組の運転周波数ｆおよび圧力比Ｐrと、各組の運転周波数ｆおよび圧力比Ｐrにおいてスクリュー圧縮機（1）の運転による騒音が低くなるような内部容積比Ｖｉとによって構成される。つまり、省エネ制御モード用の制御マップは、スクリュー圧縮機（1）の運転による騒音を低く抑えるための制御マップである。   The control map for the low-noise control mode includes a plurality of sets of operating frequencies f and pressure ratios Pr, and an internal volume that reduces noise due to operation of the screw compressor (1) at each set of operating frequencies f and pressure ratios Pr. And the ratio Vi. That is, the control map for the energy saving control mode is a control map for suppressing noise caused by the operation of the screw compressor (1).

図８に示すように、圧縮行程の終了時点における圧縮室（23）の圧力が高圧空間（S2）の圧力ＰＨよりも高くなる場合、吐出行程における圧縮室（23）の圧力は、一旦は高圧空間（S2）の圧力ＰＨよりも高くなり、その後に低下して高圧空間（S2）の圧力ＰＨとなる。このため、圧縮室（23）から高圧空間（S2）へ吐出される冷媒の圧力が脈動し、この圧力脈動に起因して吐出管接続部（102）に接続する配管等が振動し、騒音が発生するおそれがある。特に、図８(Ｂ)に示すような圧縮行程の終了時点における圧縮室（23）の圧力が高圧空間（S2）の圧力ＰＨを大幅に上回る場合は、冷媒の圧力脈動の振幅が大きくなり、それに起因して発生する騒音が大きくなるおそれがある。 As shown in FIG. 8, if the pressure in the compression chamber (23) at the end of the compression stroke becomes higher than the pressure P H of the high-pressure space (S2), the pressure of the compression chamber (23) in the discharge stroke, once higher than the pressure P H of the high-pressure space (S2), the pressure P H of the high-pressure space (S2) decreases thereafter. For this reason, the pressure of the refrigerant discharged from the compression chamber (23) to the high-pressure space (S2) pulsates, the piping connected to the discharge pipe connection (102) vibrates due to this pressure pulsation, and noise is generated. May occur. In particular, when the pressure in the compression chamber (23) at the end of the compression stroke as shown in FIG. 8 (B) is substantially greater than the pressure P H of the high-pressure space (S2), the amplitude of the pressure pulsation of the refrigerant is increased There is a risk that noise generated due to this will increase.

一方、図９に示すように、圧縮行程の終了時点における圧縮室（23）の圧力が高圧空間（S2）の圧力ＰＨ以下であれば、吐出行程における圧縮室（23）の圧力が実質的に一定となる。つまり、圧縮行程の終了時点では、圧縮室（23）の圧力が高圧空間（S2）の圧力ＰＨよりも低い。このため、圧縮室（23）の圧力は、圧縮室（23）が吐出ポート（25）連通すると高圧空間（S2）の圧力ＰＨに上昇し、その後は吐出行程が終了するまで、高圧空間（S2）の圧力ＰＨと実質的に同じ圧力に保たれる。 On the other hand, as shown in FIG. 9, if the pressure is the pressure P H or less of the high-pressure space (S2) of the compression chamber at the end of the compression stroke (23), pressure in the compression chamber (23) in the discharge stroke substantially Constant. That is, in the end of the compression stroke, the pressure of the compression chamber (23) is lower than the pressure P H of the high-pressure space (S2). Therefore, the pressure of the compression chamber (23), the compression chamber (23) the discharge port (25) communicating with elevated pressure P H of the high-pressure space (S2), to then discharge stroke is completed, the high-pressure space ( maintained at a pressure P H substantially the same pressure in S2).

従って、圧縮行程の終了時点における圧縮室（23）の圧力を高圧空間（S2）の圧力ＰＨ以下にすれば、圧縮室（23）から高圧空間（S2）へ吐出された冷媒の圧力変動が抑えられ、その結果、スクリュー圧縮機（1）の運転によって生じる騒音が減少する。 Therefore, if the compression chambers at the end of the compression stroke the pressure (23) below the pressure P H of the high-pressure space (S2), the pressure fluctuation of the refrigerant discharged to the high pressure space (S2) from the compression chamber (23) As a result, the noise produced by the operation of the screw compressor (1) is reduced.

圧縮行程の終了時点における圧縮室（23）の圧力を低くするには、圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉを小さくすればよい。このため、低騒音制御モード用の制御マップでは、運転周波数ｆおよび圧力比Ｐrに対応する内部容積比Ｖｉの値が、省エネ制御モード用の制御マップにおける値よりも小さくなっている。   In order to reduce the pressure in the compression chamber (23) at the end of the compression stroke, the internal volume ratio Vi of the compression mechanism (20) may be reduced. For this reason, in the control map for the low noise control mode, the value of the internal volume ratio Vi corresponding to the operating frequency f and the pressure ratio Pr is smaller than the value in the control map for the energy saving control mode.

具体的に、低騒音制御モード用の制御マップでは、図７に破線で示すように、各圧力比Ｐrに対応する内部容積比Ｖｉが運転周波数ｆが高くなるにつれて次第に小さくなる。この点は、省エネ制御モード用の制御マップと同様である。一方、圧力比Ｐrが等しい場合について比較すると、どの運転周波数ｆにおいても、低騒音制御モード用の制御マップにおける内部容積比Ｖｉは、省エネ制御モード用の制御マップにおける内部容積比Ｖｉよりも小さい。   Specifically, in the control map for the low noise control mode, as indicated by a broken line in FIG. 7, the internal volume ratio Vi corresponding to each pressure ratio Pr gradually decreases as the operating frequency f increases. This is the same as the control map for the energy saving control mode. On the other hand, when the pressure ratios Pr are equal, the internal volume ratio Vi in the control map for the low noise control mode is smaller than the internal volume ratio Vi in the control map for the energy saving control mode at any operating frequency f.

このため、圧力比Ｐrと運転周波数ｆが同じ場合で比較すると、低騒音制御モード中のコントローラ（80）が設定する内部容積比Ｖｉの目標値は、省エネ制御モード中のコントローラ（80）が設定する内部容積比Ｖｉの目標値よりも小さい。従って、コントローラ（80）の制御モードが低騒音制御モードに設定された状態では、圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉが低めに設定され、圧縮行程の終了時点における圧縮室（23）の圧力が高圧空間（S2）の圧力ＰＨ以下に抑えられる。 Therefore, when the pressure ratio Pr and the operation frequency f are the same, the target value of the internal volume ratio Vi set by the controller (80) in the low noise control mode is set by the controller (80) in the energy saving control mode. Is smaller than the target value of the internal volume ratio Vi. Therefore, in the state where the control mode of the controller (80) is set to the low noise control mode, the internal volume ratio Vi of the compression mechanism (20) is set low, and the pressure in the compression chamber (23) at the end of the compression stroke is set. There is kept below the pressure P H of the high-pressure space (S2).

また、圧力比Ｐrが等しい場合について比較すると、省エネ制御モード用の制御マップにおける内部容積比Ｖｉと低騒音制御モード用の制御マップにおける内部容積比Ｖｉの差は、運転周波数ｆが高くなるにつれて次第に拡大する。つまり、図７に示すように、省エネ制御モード用の制御マップにおける内部容積比Ｖｉと低騒音制御モード用の制御マップにおける内部容積比Ｖｉの差は、運転周波数ｆが１２０Ｈｚの時の値Δ２が、運転周波数ｆが２０Ｈｚの時の値Δ１よりも大きい。   When the pressure ratios Pr are equal, the difference between the internal volume ratio Vi in the control map for the energy saving control mode and the internal volume ratio Vi in the control map for the low noise control mode gradually increases as the operating frequency f increases. Expanding. That is, as shown in FIG. 7, the difference between the internal volume ratio Vi in the control map for the energy saving control mode and the internal volume ratio Vi in the control map for the low noise control mode is the value Δ2 when the operating frequency f is 120 Hz. , Greater than the value Δ1 when the operating frequency f is 20 Hz.

上述したように、圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉが同じ場合について比較すると、圧縮行程の終了時点における圧縮室（23）の圧力は、運転周波数ｆが高くなるにつれて上昇する傾向がある。そこで、低騒音制御モード用の制御マップでは、圧縮行程の終了時点における圧縮室（23）の圧力を高圧空間（S2）の圧力ＰＨ以下に確実に抑えるため、省エネ制御モード用の制御マップにおける内部容積比Ｖｉと低騒音制御モード用の制御マップにおける内部容積比Ｖｉの差を、運転周波数ｆが高くなるにつれて次第に拡大している。 As described above, when the compression mechanism (20) has the same internal volume ratio Vi, the pressure in the compression chamber (23) at the end of the compression stroke tends to increase as the operating frequency f increases. Therefore, in the control map for the low noise control mode, in order to suppress the compression chamber at the end of the compression stroke the pressure (23) securely below the pressure P H of the high-pressure space (S2), the control map for the energy-saving control mode The difference between the internal volume ratio Vi and the internal volume ratio Vi in the control map for the low noise control mode is gradually enlarged as the operating frequency f increases.

図９に示すように、圧縮機構（20）の内部容積比Ｖｉが省エネ制御モード中に比べて小さくなり、圧縮行程の終了時点における圧縮室（23）の圧力が高圧空間（S2）の圧力ＰＨに達する前に圧縮室（23）が吐出ポート（25）に連通する状態になると、吐出行程中の圧縮室（23）が実質的に一定となる。このため、低騒音制御モード中は、エネ制御モード中に比べて、圧縮室（23）から高圧空間（S2）へ吐出された冷媒の圧力脈動が小さくなり、それに起因して発生する騒音も小さくなる。 As shown in FIG. 9, the internal volume ratio Vi of the compression mechanism (20) is smaller than that in the energy saving control mode, and the pressure in the compression chamber (23) at the end of the compression stroke is the pressure P in the high pressure space (S2). If the compression chamber (23) communicates with the discharge port (25) before reaching H , the compression chamber (23) during the discharge stroke becomes substantially constant. For this reason, during the low noise control mode, the pressure pulsation of the refrigerant discharged from the compression chamber (23) to the high pressure space (S2) is smaller than in the energy control mode, and the resulting noise is also small. Become.

上述したように、低騒音制御モード中において、コントローラ（80）のＶｉ調節部（83）は、低騒音制御モード用の制御マップに基づいて内部容積比Ｖｉの目標値を設定する。従って、低騒音制御モード中のコントローラ（80）は、省エネ制御モード中に比べてスクリュー圧縮機（1）の運転に起因する騒音が小さくなるように、スライドバルブ（4）の位置を調節する。   As described above, during the low noise control mode, the Vi adjusting unit (83) of the controller (80) sets the target value of the internal volume ratio Vi based on the control map for the low noise control mode. Therefore, the controller (80) in the low noise control mode adjusts the position of the slide valve (4) so that the noise caused by the operation of the screw compressor (1) is smaller than in the energy saving control mode.

−実施形態の効果−
本実施形態のスクリュー圧縮機（1）に設けられたコントローラ（80）は、二種類の制御モード（省エネ制御モードと低騒音制御モード）を選択可能に構成されている。このため、電動機（15）の消費電力の削減を優先させたいとユーザーが判断した場合には、ユーザーがコントローラ（80）の制御モードを省エネ制御モードに設定することによって、電動機（15）の消費電力が低く抑えられる。また、スクリュー圧縮機（1）の騒音低減を優先させたいとユーザーが判断した場合には、ユーザーがコントローラ（80）の制御モードを低騒音制御モードに設定することによって、スクリュー圧縮機（1）の運転によって生じる騒音が低く抑えられる。従って、本実施形態によれば、スクリュー圧縮機（1）の消費電力の削減とスクリュー圧縮機（1）の騒音低減のどちらをユーザーが優先させたいと考える場合にも対応可能となり、その結果、スクリュー圧縮機（1）の使い勝手が向上する。 -Effect of the embodiment-
The controller (80) provided in the screw compressor (1) of the present embodiment is configured to be able to select two types of control modes (energy saving control mode and low noise control mode). For this reason, if the user decides to prioritize the reduction of power consumption of the motor (15), the user sets the control mode of the controller (80) to the energy saving control mode. Power can be kept low. If the user decides to prioritize the noise reduction of the screw compressor (1), the user sets the control mode of the controller (80) to the low noise control mode so that the screw compressor (1) The noise generated by driving is kept low. Therefore, according to the present embodiment, it is possible to cope with the case where the user wants to give priority to either the reduction of the power consumption of the screw compressor (1) or the noise reduction of the screw compressor (1). Usability of the screw compressor (1) is improved.

以上説明したように、本発明は、内部容積比が可変の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 screw compressor having a variable internal volume ratio.

1 シングルスクリュー圧縮機
23 圧縮室
40 スクリューロータ
41 螺旋溝
80 コントローラ（調節装置）
100 ケーシング
S1 低圧空間
S2 高圧空間 1 Single screw compressor
23 Compression chamber
40 screw rotor
41 Spiral groove
80 Controller (regulator)
100 casing
S1 Low pressure space
S2 High pressure space

Claims (4)

低圧空間（S1）及び高圧空間（S2）を形成するケーシング（100）と、
圧縮室（23）を形成する複数の螺旋溝（41）が形成され、上記ケーシング（100）に収容されるスクリューロータ（40）とを備え、
上記スクリューロータ（40）が回転すると、上記低圧空間（S1）内の流体が上記圧縮室（23）へ吸入されて圧縮された後に上記高圧空間（S2）へ吐出されるスクリュー圧縮機であって、
上記スクリューロータ（40）の駆動に要するエネルギを削減するために、上記低圧空間（S1）の圧力ＰＬに対する上記高圧空間（S2）の圧力ＰＨの比である圧力比Ｐr（＝ＰＨ/ＰＬ）と上記スクリューロータ（40）の回転速度とに応じて内部容積比を調節する入力低減動作と、上記スクリュー圧縮機の運転に起因する騒音を抑えるために、上記圧力比Ｐrと上記スクリューロータ（40）の回転速度とに応じて内部容積比を調節する騒音低減動作とを実行可能に構成された調節装置（80）を備えている
ことを特徴とするスクリュー圧縮機。 A casing (100) forming a low pressure space (S1) and a high pressure space (S2);
A plurality of spiral grooves (41) forming a compression chamber (23) is formed, and includes a screw rotor (40) accommodated in the casing (100),
When the screw rotor (40) rotates, the fluid in the low pressure space (S1) is sucked into the compression chamber (23) and compressed, and then discharged into the high pressure space (S2). ,
To reduce the energy required for driving of the screw rotor (40), the pressure ratio is the ratio of the pressure P H of the high-pressure space with respect to the pressure P L of the low-pressure space (S1) (S2) Pr (= P H / P L ) and an input reduction operation for adjusting the internal volume ratio according to the rotational speed of the screw rotor (40), and the pressure ratio Pr and the screw to suppress noise caused by the operation of the screw compressor. A screw compressor comprising an adjusting device (80) configured to be able to perform a noise reduction operation for adjusting an internal volume ratio in accordance with a rotational speed of a rotor (40). 請求項１において、
上記圧力比Ｐrが同じで且つ上記スクリューロータ（40）の回転速度が同じ場合について比較すると、上記騒音低減動作によって設定される内部容積比は、上記入力低減動作によって設定される内部容積比よりも小さい
ことを特徴とするスクリュー圧縮機。 In claim 1,
Comparing the case where the pressure ratio Pr is the same and the rotational speed of the screw rotor (40) is the same, the internal volume ratio set by the noise reduction operation is larger than the internal volume ratio set by the input reduction operation. Screw compressor characterized by being small. 請求項２において、
上記圧力比Ｐrが同じ場合について比較すると、上記入力低減動作によって設定される内部容積比と、上記騒音低減動作によって設定される内部容積比とは、上記スクリューロータ（40）の回転速度が高いほど小さくなる
ことを特徴とするスクリュー圧縮機。 In claim 2,
Comparing the cases where the pressure ratio Pr is the same, the internal volume ratio set by the input reduction operation and the internal volume ratio set by the noise reduction operation increase as the rotational speed of the screw rotor (40) increases. Screw compressor characterized by becoming smaller. 請求項３において、
上記圧力比Ｐrが同じ場合について比較すると、上記入力低減動作によって設定される内部容積比と上記騒音低減動作によって設定される内部容積比の差は、上記スクリューロータ（40）の回転速度が高いほど大きくなる
ことを特徴とするスクリュー圧縮機。 In claim 3,
Comparing the cases where the pressure ratio Pr is the same, the difference between the internal volume ratio set by the input reduction operation and the internal volume ratio set by the noise reduction operation is higher as the rotational speed of the screw rotor (40) is higher. Screw compressor characterized by becoming large.
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