JP5178612B2 - Screw compressor - Google Patents

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本発明はスクリュー圧縮機について、特にゲートローターを1枚で構成したシングル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, and more particularly to a single screw compressor having a single gate rotor.
圧縮機には、圧縮形態、構造等に応じて様々な種類がある。このうち、シングルスクリュー圧縮機は、圧縮機構部分にスクリューローターとゲートローターとを有している。スクリューローター外周面に設けた複数条の螺旋状溝(スクリュー溝)とゲートローターに設けた歯とを噛み合わせるようにする。さらにスクリュー軸を中心に回転させることにより、スクリュー溝等により形成される空間(圧縮室)の容積を変化させて圧縮した冷媒等の流体を吐出するものである。このシングルスクリュー圧縮機は、基本的にはスクリューローターを中心として2枚のゲートローターを設け、各ゲートローターの歯をスクリュー溝に噛み合わせて圧縮動作を行うことができるようにしている。このとき、2枚のゲートローターを線対称に設けることで、流体によりスクリューローターに作用する荷重(ガス荷重)のうち、特に軸方向(スラスト方向)に垂直な方向(ラジアル方向)であるラジアル荷重を相殺させてバランス(均衡)させている(例えば、特許文献1参照)。   There are various types of compressors depending on the compression form, structure, and the like. Among these, the single screw compressor has a screw rotor and a gate rotor in the compression mechanism portion. A plurality of spiral grooves (screw grooves) provided on the outer peripheral surface of the screw rotor are engaged with teeth provided on the gate rotor. Further, by rotating around the screw shaft, the volume of the space (compression chamber) formed by the screw groove or the like is changed to discharge a compressed fluid such as a refrigerant. This single screw compressor is basically provided with two gate rotors centering on the screw rotor, and the compression operation can be performed by engaging the teeth of each gate rotor with the screw grooves. At this time, by providing two gate rotors in line symmetry, a radial load which is a direction perpendicular to the axial direction (thrust direction) (radial direction) among the loads (gas loads) acting on the screw rotor by the fluid. Are balanced (balanced) (see, for example, Patent Document 1).
このシングルスクリュー圧縮機において、1枚のゲートローターにより圧縮動作を行う構造(以下、モノゲートローター構造という)のスクリュー圧縮機がある。1枚のゲートローターで圧縮動作を行うと、例えば、2枚のゲートローターで圧縮動作を行った場合よりも少ない容量の範囲をカバーできる、吐出スピードを遅くする等の圧縮動作を実現することができる(例えば、特許文献2参照)。
上述したように、ツインゲートローター構造のスクリュー圧縮機の場合、スクリューローターの両側にスクリュー軸を中心として対称に圧縮室が形成されており、それぞれにおいて同様の圧縮動作が行われている。このため、スクリューローターのラジアル方向(スクリュー軸に直交する方向)のガス荷重は相殺されている。これに対し、モノゲートローター構造のスクリュー圧縮機は、いわばツインゲートローター構造において一方側だけを使用して圧縮動作を行うような構成であり、他方側では圧縮動作が行われず全体が吸入圧力雰囲気となっている。以下、モノゲートロータ構造の圧縮動作を行う円筒側面側を圧縮側と呼び、圧縮動作を行わない吸入圧力雰囲気となっている円筒側面側を反圧縮側と呼ぶ。
In this single screw compressor, there is a screw compressor having a structure (hereinafter, referred to as a monogate rotor structure) in which a compression operation is performed by a single gate rotor. When the compression operation is performed with one gate rotor, for example, it is possible to cover a smaller capacity range than when the compression operation is performed with two gate rotors, and to realize a compression operation such as slowing the discharge speed. (For example, refer to Patent Document 2).
As described above, in the case of the screw compressor having the twin gate rotor structure, the compression chambers are formed symmetrically around the screw shaft on both sides of the screw rotor, and the same compression operation is performed in each. For this reason, the gas load in the radial direction of the screw rotor (direction perpendicular to the screw axis) is offset. On the other hand, the screw compressor of the monogate rotor structure is so configured that the compression operation is performed by using only one side in the twin gate rotor structure, and the compression operation is not performed on the other side, and the whole is in the suction pressure atmosphere. It has become. Hereinafter, the cylindrical side surface that performs the compression operation of the monogate rotor structure is referred to as the compression side, and the cylindrical side surface that is in the suction pressure atmosphere in which the compression operation is not performed is referred to as the anti-compression side.
特開平5−113184号公報(第3頁、図1)JP-A-5-113184 (page 3, FIG. 1) 特開平6−42475号公報(図1)JP-A-6-42475 (FIG. 1)
ここで、モノゲートローター構造のスクリュー圧縮機では、上述したようにスクリュー軸を中心としてスクリューローターの外周側面内の圧力分布が非対称となり、ツインゲートロータ構造のようにラジアル荷重を均衡させることができなくなる。そして、ラジアル荷重がスクリューローターに作用し、さらにラジアル荷重がスクリュー軸にも作用する。このため、スクリュー軸がたわんでスクリューローターが偏心し、例えば、圧縮機構部分周辺の部材と接触等してしまって焼き付き等が生じる可能性が高くなる。   Here, in the screw compressor of the monogate rotor structure, as described above, the pressure distribution in the outer peripheral side surface of the screw rotor becomes asymmetric with the screw shaft as the center, and the radial load can be balanced as in the twin gate rotor structure. Disappear. And radial load acts on a screw rotor, and also radial load acts also on a screw axis. For this reason, the screw shaft is bent and the screw rotor is decentered. For example, there is a high possibility that seizure or the like may occur due to contact with members around the compression mechanism.
この発明は、上述のような問題を解決するためになされたものであり、スクリューローターに作用するラジアル荷重を軽減させる構造を有するスクリュー圧縮機を提案するものである。   The present invention has been made to solve the above-described problems, and proposes a screw compressor having a structure for reducing a radial load acting on a screw rotor.
この発明のスクリュー圧縮機は、螺旋形の複数条のスクリュー溝を外周側面に有し、スクリュー軸を中心に回転可能なスクリューローターと、複数条のスクリュー溝に噛合する複数の歯を有し、スクリューローターの回転と共に回転可能な1枚のゲートローターと、スクリュー溝及びゲートローターと共に、スクリュー溝内の流体を圧縮させるための空間である圧縮室をスクリューローターの外周の一部に形成するケーシングと、スクリューローターの吐出側端部に近接して、スクリューローターの吐出側軸受を内装する軸受ハウジングと、スクリューローターの吐出側端部に対向する軸受ハウジング端部のラジアル面で、圧縮室が形成されない側に設けられた動圧溝とを備える。   The screw compressor of this invention has a plurality of helical screw grooves on the outer peripheral side surface, a screw rotor rotatable around the screw shaft, and a plurality of teeth meshing with the plurality of screw grooves, One gate rotor that can rotate with the rotation of the screw rotor, and a casing that forms a compression chamber that is a space for compressing the fluid in the screw groove together with the screw groove and the gate rotor in a part of the outer periphery of the screw rotor. The compression chamber is not formed by the bearing housing that houses the screw rotor discharge side bearing in the vicinity of the screw rotor discharge side end and the radial surface of the bearing housing end facing the screw rotor discharge side end. And a dynamic pressure groove provided on the side.
この発明によれば、ゲートローターが1枚で構成されたスクリュー圧縮機において生じる、圧縮側から反圧縮側に向かう方向に加わるラジアル荷重に対向する方向に動圧を生じさせる動圧溝を軸受ハウジングに設けるようにしたので、スクリューローター、スクリュー軸を支持する軸受に作用するラジアル荷重を軽減し、軸受の寿命を伸ばすことができる。このため、信頼性、耐久性が高く、長寿命を図ることができるスクリュー圧縮機を得ることができる。   According to the present invention, the bearing housing is provided with a dynamic pressure groove that generates dynamic pressure in a direction opposite to a radial load applied in a direction from the compression side to the non-compression side, which occurs in a screw compressor having a single gate rotor. Therefore, the radial load acting on the screw rotor and the bearing supporting the screw shaft can be reduced, and the life of the bearing can be extended. For this reason, the screw compressor which has high reliability and durability and can achieve a long life can be obtained.
本発明の実施の形態1に係るスクリュー圧縮機の圧縮機構部の概念斜視図。The conceptual perspective view of the compression mechanism part of the screw compressor which concerns on Embodiment 1 of this invention. スクリュー圧縮機をラジアル方向で切断し、スラスト方向から見たときの図。The figure when the screw compressor is cut in the radial direction and viewed from the thrust direction. 圧縮室11内におけるスクリュー溝10aの圧力分布を表す図。The figure showing the pressure distribution of the screw groove 10a in the compression chamber 11. FIG. スクリュー圧縮機をスラスト方向で切断し、ラジアル方向から見たときの図。The figure when the screw compressor is cut in the thrust direction and viewed from the radial direction. 実施の形態1に係る圧縮機構部と周辺部材との構造関係を表す概略図。Schematic showing the structural relationship between the compression mechanism part which concerns on Embodiment 1, and a peripheral member. 実施の形態1に係る軸受ハウジング5を切断したときの形状を表す断面図。Sectional drawing showing a shape when the bearing housing 5 which concerns on Embodiment 1 is cut | disconnected. 実施の形態1に係る動圧溝19を表す図。The figure showing the dynamic pressure groove 19 which concerns on Embodiment 1. FIG. 本発明の実施の形態2に係る動圧溝19の別の形状例を表す図。The figure showing another example of the shape of the dynamic pressure groove 19 which concerns on Embodiment 2 of this invention. 実施の形態3に係る圧縮機構部と周辺部材との構造関係を表す概略図。Schematic showing the structural relationship between the compression mechanism part which concerns on Embodiment 3, and a peripheral member. 実施の形態3に係る軸受ハウジング5を切断したときの形状を表す断面図。Sectional drawing showing a shape when the bearing housing 5 which concerns on Embodiment 3 is cut | disconnected. 実施の形態4に係る圧縮機構部と周辺部材との構造関係を表す概略図。Schematic showing the structural relationship between the compression mechanism part which concerns on Embodiment 4, and a peripheral member. 実施の形態5に係る圧縮機構部と周辺部材との構造関係を表す概略図。Schematic showing the structural relationship between the compression mechanism part which concerns on Embodiment 5, and a peripheral member. 実施の形態5に係る軸受ハウジング5を切断したときの形状を表す断面図。Sectional drawing showing a shape when the bearing housing 5 which concerns on Embodiment 5 is cut | disconnected. 供給口22を設ける位置の別例を表す図。The figure showing the other example of the position which provides the supply port. スラスト面のみに供給口22を設けた軸受ハウジング5の形状例を表す図。The figure showing the example of a shape of the bearing housing 5 which provided the supply port 22 only in the thrust surface. ラジアル面のみに供給口22を設けた軸受ハウジング5の形状例を表す図。The figure showing the example of a shape of the bearing housing 5 which provided the supply port 22 only in the radial surface. 実施の形態7に係る2段スクリュー圧縮機の圧縮機構部の概念斜視図。FIG. 18 is a conceptual perspective view of a compression mechanism unit of a two-stage screw compressor according to a seventh embodiment.
実施の形態1.
図1は本発明の実施の形態1に係るスクリュー圧縮機の圧縮機構部の概念斜視図である。図1のスクリュー圧縮機は、1枚のゲートローター7を有するモノゲートローター構造のスクリュー圧縮機である。そして、配管等と接続された吸入口及び排出口(図示せず)を有し、吸入口から吸入した流体(ここではガス(気体)状の冷媒とする)を圧縮し、排出口から排出(吐出)する。ここで以下の各図において、同一の符号を付したものは同一又はこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。さらに、明細書全文に表れている構成要素の形態は、あくまで例示であってこれらの記載に限定されるものではない。
Embodiment 1 FIG.
1 is a conceptual perspective view of a compression mechanism portion of a screw compressor according to Embodiment 1 of the present invention. The screw compressor of FIG. 1 is a screw compressor having a monogate rotor structure having one gate rotor 7. Then, it has an inlet and an outlet (not shown) connected to a pipe or the like, compresses a fluid sucked from the inlet (here, a gas-like refrigerant), and discharges it from the outlet ( Discharge). Here, in the following drawings, the same reference numerals denote the same or corresponding parts, which are common throughout the entire specification. Furthermore, the form of the constituent elements appearing in the whole specification is merely an example, and is not limited to these descriptions.
図1において、モータ等の電動機8は圧縮動作を行う際の駆動源となり、スクリュー軸9を回転させる。例えば電動機8に供給する電力の周波数を制御することで、電動機8の回転数を制御してスクリュー圧縮機からの冷媒の吐出量を制御することもできる。スクリュー軸9は、電動機8の回転により、スクリューローター4を伴って回転する。   In FIG. 1, an electric motor 8 such as a motor serves as a driving source for performing a compression operation, and rotates a screw shaft 9. For example, by controlling the frequency of electric power supplied to the electric motor 8, the number of revolutions of the electric motor 8 can be controlled to control the amount of refrigerant discharged from the screw compressor. The screw shaft 9 rotates with the screw rotor 4 by the rotation of the electric motor 8.
図2はスクリュー圧縮機のゲートローター7を含む部分をラジアル方向で切断し、スラスト方向から見たときの図である。スクリューローター4は、外周面に螺旋状のスクリュー溝10を複数条有する。また、ゲートローター7は複数の歯を有する歯車である。そして、歯とスクリュー溝10とが噛み合うことでスクリューローター4の回転に伴って回転する。ケーシング1は圧縮機構部を収容する。ケーシング1の一部はスクリューローター4を覆っており、ケーシング1、スクリューローター4及びゲートローター7により、スクリュー溝10内の冷媒を圧縮するための圧縮室11を形成する。本実施の形態では、スクリュー溝数10を6溝、ゲートローター7の歯数を11枚としている。この場合、1つの圧縮室5で、吸入から圧縮・吐出完了までの圧縮動作を、スクリューローター2が180゜回転する範囲内で行うが、スクリューロータの半円筒面には3つの圧縮室5が形成されており、それぞれの圧縮室5が60°の位相差で同様の圧縮動作を行っている。よって、以下では、複数の圧縮室が形成されたスクリューローター2の円筒状の外周面を180゜で区分し、図2のケーシング1内において、ゲートローター7の歯の部分よりも上側を圧縮側とし、下側を反圧縮側とする。また、圧縮側に位置するスクリュー溝10と反圧縮側に位置するスクリュー溝10とを区別する場合には、それぞれスクリュー溝10a、スクリュー溝10bとして説明する。   FIG. 2 is a view when a portion including the gate rotor 7 of the screw compressor is cut in the radial direction and viewed from the thrust direction. The screw rotor 4 has a plurality of spiral screw grooves 10 on the outer peripheral surface. The gate rotor 7 is a gear having a plurality of teeth. Then, the teeth and the screw grooves 10 are engaged with each other so that the teeth rotate with the rotation of the screw rotor 4. Casing 1 accommodates the compression mechanism. A part of the casing 1 covers the screw rotor 4, and the casing 1, the screw rotor 4 and the gate rotor 7 form a compression chamber 11 for compressing the refrigerant in the screw groove 10. In the present embodiment, the number of screw grooves is 10 and the number of teeth of the gate rotor 7 is 11. In this case, the compression operation from the suction to the completion of compression / discharge is performed in one compression chamber 5 within a range in which the screw rotor 2 rotates by 180 °, but three compression chambers 5 are provided on the semi-cylindrical surface of the screw rotor. Thus, each compression chamber 5 performs the same compression operation with a phase difference of 60 °. Therefore, in the following, the cylindrical outer peripheral surface of the screw rotor 2 in which a plurality of compression chambers are formed is divided by 180 °, and the upper side of the tooth portion of the gate rotor 7 in the casing 1 of FIG. And the lower side is the anti-compression side. Moreover, when distinguishing the screw groove 10 located in the compression side and the screw groove 10 located in the non-compression side, it demonstrates as the screw groove 10a and the screw groove 10b, respectively.
図3は圧縮室11内におけるスクリュー溝10aの圧力分布を表す図である。スクリューローター4においては、例えばケーシング1に覆われていない(開放された)部分において、吸入圧力の冷媒をスクリュー溝10a内に取り込む(吸入する)。そして、スクリューローター4の回転により、スクリュー溝10aをケーシング1が覆っていき、スクリュー溝10a内の冷媒を圧縮室11に導く。ここで、圧縮室11は、ケーシング1、スクリュー溝10a及びゲートローター7により形成される空間である。   FIG. 3 is a diagram showing the pressure distribution of the screw groove 10 a in the compression chamber 11. In the screw rotor 4, for example, at a portion that is not covered (opened) by the casing 1, the refrigerant at the suction pressure is taken into (inhales) the screw groove 10 a. Then, the rotation of the screw rotor 4 causes the casing 1 to cover the screw groove 10 a and guides the refrigerant in the screw groove 10 a to the compression chamber 11. Here, the compression chamber 11 is a space formed by the casing 1, the screw groove 10 a and the gate rotor 7.
さらに、スクリューローター4の回転により、ゲートローター7の歯がスクリュー溝10a内を相対的に移動する。これにより圧縮室11の容積(体積)が減少していき、冷媒が圧縮される。その後、圧縮室がケーシング1の一部を開口して形成した吐出ポート14に連通すると、圧縮された冷媒が外部へと吐出される。ここで、圧縮過程において、スクリューローター4とゲートローター7、スクリューローター4とケーシング1とを相対移動させるための隙間を設ける必要がある。そのため、このままだと圧縮室11は密閉されず、圧縮した高圧の冷媒が圧縮室11から漏れるが、積極的に冷凍機油等の油を注入することにより隙間からの漏れを低減している。上述したように、本実施の形態の圧縮室11では、圧縮開始から吐出完了までの圧縮動作はスクリューローター4の回転角度が180°以下の範囲で行うことになる。   Further, the rotation of the screw rotor 4 relatively moves the teeth of the gate rotor 7 in the screw groove 10a. Thereby, the volume (volume) of the compression chamber 11 decreases, and the refrigerant is compressed. Thereafter, when the compression chamber communicates with a discharge port 14 formed by opening a part of the casing 1, the compressed refrigerant is discharged to the outside. Here, in the compression process, it is necessary to provide a gap for relatively moving the screw rotor 4 and the gate rotor 7, and the screw rotor 4 and the casing 1. For this reason, the compression chamber 11 is not sealed as it is, and the compressed high-pressure refrigerant leaks from the compression chamber 11, but the leakage from the gap is reduced by positively injecting oil such as refrigeration oil. As described above, in the compression chamber 11 of the present embodiment, the compression operation from the start of compression to the completion of discharge is performed in the range where the rotation angle of the screw rotor 4 is 180 ° or less.
一方、反圧縮側においては、圧縮側のケーシング1に覆われていない開放された部分と連通しているため吸入圧力雰囲気である。また、圧縮室11を設けていないため、スクリュー溝10b内の冷媒を圧縮することなく、スクリュー溝10bは反圧縮側を移動することになる。このため、圧縮側ではスクリュー溝10aにおいて、吸入圧力から吐出圧力まで分布するのに対し、反圧縮側ではスクリュー溝10bにおいて、全体が吸入圧力のまま分布することになる。吸入圧力よりも高い吐出圧力が圧縮側だけに発生することで、バランスしないことから、スクリューローター4には、圧縮側から反圧縮側に向かう方向にガス荷重(ラジアル荷重)が発生する(例えば図2の矢印で示す方向)。   On the other hand, the non-compression side is in the suction pressure atmosphere because it communicates with an open portion that is not covered by the compression-side casing 1. Moreover, since the compression chamber 11 is not provided, the screw groove 10b moves on the non-compression side without compressing the refrigerant in the screw groove 10b. Therefore, on the compression side, the screw groove 10a is distributed from the suction pressure to the discharge pressure, whereas on the non-compression side, the entire screw groove 10b is distributed as the suction pressure. Since the discharge pressure higher than the suction pressure is generated only on the compression side and is not balanced, a gas load (radial load) is generated in the screw rotor 4 in the direction from the compression side to the non-compression side (for example, FIG. Direction indicated by arrow 2).
図4はスクリュー圧縮機をスラスト方向で切断し、ラジアル方向から見たときの図である。スライドバルブ12は圧縮容量を調整するためのバルブであり、ケーシング1の圧縮室11を構成する部分の外表面をスライドして移動することができる。そして、ケーシング1の一部に設けられた貫通穴(図示せず)を開放、閉止等させて大きさを調節する。例えば、貫通穴を開放させると、圧縮開始における圧縮室11の容積が小さくなるため、強制的に圧縮容量を減らすことができる。ここで、本実施の形態では、スライドバルブ12と吐出ポート14とが連通しており、吐出ポート14を出た冷媒は、スライドバルブ12を通って吐出され、油分離器60を通過後、スクリュー圧縮機の外部に吐出される。   FIG. 4 is a view when the screw compressor is cut in the thrust direction and viewed from the radial direction. The slide valve 12 is a valve for adjusting the compression capacity, and can slide and move on the outer surface of the portion constituting the compression chamber 11 of the casing 1. Then, the size is adjusted by opening and closing a through hole (not shown) provided in a part of the casing 1. For example, when the through hole is opened, the volume of the compression chamber 11 at the start of compression becomes small, so that the compression capacity can be forcibly reduced. Here, in the present embodiment, the slide valve 12 and the discharge port 14 communicate with each other, and the refrigerant that has exited the discharge port 14 is discharged through the slide valve 12 and passes through the oil separator 60 before being screwed. It is discharged outside the compressor.
高圧側軸受2及び低圧側軸受3はスクリュー軸9を支持し、スクリュー軸9の円滑な回転等をはかるための軸受である。ここで、圧縮機内の軸方向において、冷媒が吸入される側は、吐出ポート14が位置する側と比較すると相対的に冷媒の圧力が低い。ここでは冷媒吸入側を低圧側、吐出ポート14が位置する側を高圧側とする。   The high-pressure side bearing 2 and the low-pressure side bearing 3 are bearings for supporting the screw shaft 9 and for smoothly rotating the screw shaft 9. Here, in the axial direction in the compressor, the refrigerant suction side is relatively low compared to the side where the discharge port 14 is located. Here, the refrigerant suction side is the low pressure side, and the side where the discharge port 14 is located is the high pressure side.
図5は実施の形態1に係るスクリュー圧縮機の圧縮機構部と周辺部材との構造関係を表す概略図である。均圧孔13は、スクリューローター4のスラスト荷重(軸方向の荷重)を低減するために、スクリューローター4内にスラスト方向に設けた貫通孔15である。均圧孔13によりスクリューローター4の両端面が吸入圧力に均圧される。さらに、本実施の形態では、スクリューローター4の吐出側端部を二段の円筒形状にして、差圧が作用する面積を小さくし、スラスト荷重が小さくなるようにしている。軸受ハウジング5は、貫通孔15を有して高圧側軸受2を内装するとともに、スクリューローター4の吐出側端部の形状に合わせた端部を形成してスクリューローター4に近接させて一部を収容し、スクリューローター4で圧縮された高圧の冷媒が軸受ハウジング内室6等の低圧部に漏れるのを防止している。   FIG. 5 is a schematic diagram showing the structural relationship between the compression mechanism portion of the screw compressor according to Embodiment 1 and peripheral members. The pressure equalizing hole 13 is a through-hole 15 provided in the screw rotor 4 in the thrust direction in order to reduce the thrust load (axial load) of the screw rotor 4. The pressure equalizing holes 13 equalize both end surfaces of the screw rotor 4 to the suction pressure. Furthermore, in the present embodiment, the discharge-side end of the screw rotor 4 is formed in a two-stage cylindrical shape so as to reduce the area where the differential pressure acts and to reduce the thrust load. The bearing housing 5 has a through-hole 15 to house the high-pressure side bearing 2, forms an end that matches the shape of the discharge-side end of the screw rotor 4, and makes a part close to the screw rotor 4. The high-pressure refrigerant accommodated and compressed by the screw rotor 4 is prevented from leaking into the low-pressure part such as the bearing housing inner chamber 6.
本来、スクリューローター4と軸受ハウジング5との間には隙間がない方が望ましい。ただ、実際には、スクリューローター4を回転させ、さらにスクリューローター4等が熱膨張等しても接触して回転を阻害しないだけの隙間(空間)は必要となる。そこで、本実施の形態では、この隙間に対して強制的な給油は行わず、圧縮室11における冷媒漏れを防止するために供給する油を利用して冷媒の漏れを防止している。   Originally, it is desirable that there is no gap between the screw rotor 4 and the bearing housing 5. However, in practice, a gap (space) is necessary so that the screw rotor 4 is rotated, and even if the screw rotor 4 or the like is thermally expanded, the rotation does not hinder the rotation. Therefore, in the present embodiment, forced oil supply is not performed on the gap, and the oil supplied to prevent refrigerant leakage in the compression chamber 11 is used to prevent refrigerant leakage.
以下、スクリューローター4と軸受ハウジング5との間に形成される周状の隙間漏れ経路を高圧シール部17と呼ぶ。高圧シール部17において、スクリューローター4及び軸受ハウジング5のスラスト方向に垂直な面(以下、スラスト面という)を封止している部分をスラストシール部17tとする。また、ラジアル方向に垂直な面(以下、ラジアル面という)を封止している部分をラジアルシール部17rとする。   Hereinafter, the circumferential clearance leakage path formed between the screw rotor 4 and the bearing housing 5 is referred to as a high-pressure seal portion 17. A portion of the high-pressure seal portion 17 that seals a surface (hereinafter referred to as a thrust surface) perpendicular to the thrust direction of the screw rotor 4 and the bearing housing 5 is referred to as a thrust seal portion 17t. A portion sealing a surface perpendicular to the radial direction (hereinafter referred to as a radial surface) is referred to as a radial seal portion 17r.
図6は実施の形態1に係る軸受ハウジング5を切断したときの形状を表す断面図である。図6(a)は図5に示すA−A’面で軸受ハウジング5を切断し、スラスト方向から見たときの図を表す。また、図6(b)は図6(a)のB−B’面で軸受ハウジング5を切断し、ラジアル方向から見たときの図を表す。   FIG. 6 is a cross-sectional view showing the shape of the bearing housing 5 according to Embodiment 1 when cut. FIG. 6A shows a view when the bearing housing 5 is cut along the A-A ′ plane shown in FIG. 5 and viewed from the thrust direction. FIG. 6B shows a view when the bearing housing 5 is cut along the plane B-B ′ of FIG. 6A and viewed from the radial direction.
また、軸受ハウジング5端部の高圧シール部17となる部分のうち、スクリューローター4の圧縮側における位置に合わせて円弧状ラビリンス溝18を設ける。円弧状ラビリンス溝18は、スクリューローター4と軸受ハウジング5とが接触してしまった場合に、接触面積をできる限り減らし、摩擦による焼き付きを防止する。ここで、スラスト面の円弧状ラビリンス溝18を円弧状ラビリンス溝18tとし、ラジアル面の円弧状ラビリンス溝18を円弧状ラビリンス溝18rとする。本実施の形態では、円弧状ラビリンス溝18を圧縮側と反圧縮側との境界付近で終端させるようにし、ラビリンス溝18が反圧縮側の空間と連通しないようにしている。これによりラビリンス溝18を介した圧縮側から反圧縮側への冷媒漏れを防いでいる。   Further, an arc-shaped labyrinth groove 18 is provided in accordance with the position on the compression side of the screw rotor 4 in the portion that becomes the high-pressure seal portion 17 at the end of the bearing housing 5. When the screw rotor 4 and the bearing housing 5 come into contact with each other, the arc-shaped labyrinth groove 18 reduces the contact area as much as possible and prevents seizure due to friction. Here, the arc-shaped labyrinth groove 18 on the thrust surface is an arc-shaped labyrinth groove 18t, and the arc-shaped labyrinth groove 18 on the radial surface is an arc-shaped labyrinth groove 18r. In the present embodiment, the arc-shaped labyrinth groove 18 is terminated in the vicinity of the boundary between the compression side and the anti-compression side so that the labyrinth groove 18 does not communicate with the space on the anti-compression side. This prevents refrigerant leakage from the compression side to the non-compression side via the labyrinth groove 18.
図7は実施の形態1に係る動圧溝19を表す図である。軸受ハウジング5端部の高圧シール部17が形成される部分のうち、スクリューローター4の反圧縮側における位置に合わせて動圧溝19を設ける。図7に示すように、本実施の形態の動圧溝19は、ヘリングボーン形状の溝(ヘリングボーン溝)としている。また、円弧状ラビリンス溝18と同様に、スクリューローター4と軸受ハウジング5とが接触してしまった場合に、接触面積を減らし、摩擦による焼き付きを防止することができる。ここで、本実施の形態では、ラジアルシール部17r以外の部分からも油が流入しやすいようにするため、溝を終端させずに軸受ハウジング5端部のスラスト面(スラストシール部17t)に開口させ、連通させている。   FIG. 7 is a diagram illustrating the dynamic pressure groove 19 according to the first embodiment. A dynamic pressure groove 19 is provided in accordance with the position on the non-compression side of the screw rotor 4 in the portion where the high pressure seal portion 17 at the end of the bearing housing 5 is formed. As shown in FIG. 7, the dynamic pressure groove 19 of the present embodiment is a herringbone-shaped groove (herringbone groove). Similarly to the arc-shaped labyrinth groove 18, when the screw rotor 4 and the bearing housing 5 are in contact with each other, the contact area can be reduced and seizure due to friction can be prevented. Here, in the present embodiment, in order to make it easy for oil to flow in from a portion other than the radial seal portion 17r, an opening is made on the thrust surface (thrust seal portion 17t) at the end of the bearing housing 5 without terminating the groove. Let them communicate.
次に圧縮動作について説明する。電力供給を受けた電動機8がスクリュー軸9を回転させ、スクリュー軸9と共にスクリューローター4が回転し、スクリュー溝10a内の吸入圧力の冷媒を圧縮室11に取り込む。図3で示すように、スクリューローター4の回転により圧縮室11の容積が減少することで冷媒が圧縮される。スクリューローター4が所定の回転角度回転すると、圧縮室11が吐出ポート14と連通する。そして、圧縮された冷媒が吐出ポート14、スライドバルブ12を通り、油分離器60を通過後、排出口から外部に排出される。   Next, the compression operation will be described. The electric motor 8 receiving the power supply rotates the screw shaft 9, and the screw rotor 4 rotates together with the screw shaft 9, and takes in the refrigerant of the suction pressure in the screw groove 10 a into the compression chamber 11. As shown in FIG. 3, the refrigerant is compressed by reducing the volume of the compression chamber 11 by the rotation of the screw rotor 4. When the screw rotor 4 rotates by a predetermined rotation angle, the compression chamber 11 communicates with the discharge port 14. Then, the compressed refrigerant passes through the discharge port 14 and the slide valve 12, passes through the oil separator 60, and is discharged to the outside from the discharge port.
この圧縮動作において、スクリューローター4の圧縮側と反圧縮側の圧力分布が異なるため、スクリューローター4には圧縮側から反圧縮側に向かう方向にラジアル荷重が加わる。このラジアル荷重が、スクリュー軸9(スクリューローター4)を支持する高圧側軸受2と低圧側軸受3に作用する。   In this compression operation, since the pressure distribution on the compression side and the non-compression side of the screw rotor 4 are different, a radial load is applied to the screw rotor 4 in the direction from the compression side to the anti-compression side. This radial load acts on the high-pressure side bearing 2 and the low-pressure side bearing 3 that support the screw shaft 9 (screw rotor 4).
スクリューローター4の回転により、高圧シール部17に供給された油(粘性流体)もスクリューローター4の回転方向に沿って流れる。この流れにより、ラジアル荷重に対向して動圧が生じる。この動圧により、高圧側軸受2および低圧側軸受3に作用するラジアル荷重を軽減し、軸受の寿命を伸ばすことができる。このため、信頼性等が高いスクリュー圧縮機が得られる。   Due to the rotation of the screw rotor 4, the oil (viscous fluid) supplied to the high-pressure seal portion 17 also flows along the rotation direction of the screw rotor 4. This flow generates dynamic pressure opposite to the radial load. With this dynamic pressure, the radial load acting on the high-pressure side bearing 2 and the low-pressure side bearing 3 can be reduced, and the life of the bearing can be extended. For this reason, a screw compressor with high reliability etc. is obtained.
また、ラジアル荷重により、スクリューローター4が偏心等して回転中心が移動し、円弧状ラビリンス溝18及び動圧溝19によりスクリューローター4と軸受ハウジング5とが接触してしまった場合に、接触面積をできる限り減らし、摩擦による焼き付きを防止することができる。   Further, when the screw rotor 4 is eccentrically moved due to the radial load and the center of rotation is moved, and the screw rotor 4 and the bearing housing 5 are brought into contact with each other by the arc-shaped labyrinth groove 18 and the dynamic pressure groove 19, the contact area is increased. Can be reduced as much as possible to prevent seizure due to friction.
また、高圧シール部17のうち、圧縮側の高圧シール部17は、冷媒を圧縮するスクリュー溝10aに近接するため反圧縮側の高圧シール部17に比べて高圧となる。このため、圧縮側から反圧縮側に冷媒が漏れやすくなる。本実施の形態では、円弧状ラビリンス溝18r、18tを圧縮側と反圧縮側の境界付近で終端させていることで、圧縮側における冷媒がラビリンス溝18を通って反圧縮側(周方向)に漏れやすくなるのを低減している。したがって、動圧溝19内に充分な油が供給されない状態であっても、動圧溝19を設けたことによる隙間拡大に起因する冷媒漏れに及ぼす影響は小さくなる。   Of the high-pressure seals 17, the compression-side high-pressure seal 17 is close to the screw groove 10 a that compresses the refrigerant, and therefore has a higher pressure than the anti-compression-side high-pressure seal 17. For this reason, the refrigerant easily leaks from the compression side to the non-compression side. In the present embodiment, the arc-shaped labyrinth grooves 18r and 18t are terminated in the vicinity of the boundary between the compression side and the anti-compression side, so that the refrigerant on the compression side passes through the labyrinth groove 18 to the anti-compression side (circumferential direction). Reduces leakage. Therefore, even when sufficient oil is not supplied into the dynamic pressure groove 19, the influence on the refrigerant leakage due to the gap expansion due to the provision of the dynamic pressure groove 19 is reduced.
以上のように、実施の形態1のスクリュー圧縮機によれば、モノゲートローター構造のスクリュー圧縮機において生じる、圧縮側から反圧縮側に向かう方向に加わるラジアル荷重に対向して動圧を発生する動圧溝19を軸受ハウジング5に設けたので、高圧側軸受2および低圧側軸受3に作用するラジアル荷重を軽減し、軸受の寿命を伸ばすことができる。また、偏心等を軽減することができ、無駄なエネルギーを使うことなく、スクリューローター4を効率よく回転させる。このため、信頼性、耐久性が高く、長寿命を図ることができ、省エネルギーを図ることができるスクリュー圧縮機を得ることができる。   As described above, according to the screw compressor of the first embodiment, dynamic pressure is generated in opposition to the radial load applied in the direction from the compression side to the non-compression side, which occurs in the screw compressor having the monogate rotor structure. Since the dynamic pressure groove 19 is provided in the bearing housing 5, the radial load acting on the high pressure side bearing 2 and the low pressure side bearing 3 can be reduced, and the life of the bearing can be extended. Moreover, eccentricity etc. can be reduced and the screw rotor 4 is efficiently rotated without using useless energy. Therefore, it is possible to obtain a screw compressor that has high reliability and durability, can have a long life, and can save energy.
また、摩擦による焼き付きを防止するために軸受ハウジング5に設けるラビリンス溝について、圧縮側と反圧縮側の境界付近で終端させた円弧状ラビリンス溝18を設けるようにしたので、ラビリンス溝18を通って圧縮側から反圧縮側に冷媒が漏れるのを防ぐことができる。このため、圧縮効率がよく、省エネルギーを図ることができるスクリュー圧縮機を得ることができる。   Further, the labyrinth groove provided in the bearing housing 5 to prevent seizure due to friction is provided with an arc-shaped labyrinth groove 18 that is terminated near the boundary between the compression side and the non-compression side. It is possible to prevent the refrigerant from leaking from the compression side to the non-compression side. For this reason, a screw compressor with good compression efficiency and energy saving can be obtained.
実施の形態2.
図8は本発明の実施の形態2に係る動圧溝19の別の形状例を表す図である。実施の形態1においてはヘリングボーン溝の動圧溝19を設けるようにした。しかし、動圧溝19はヘリングボーン溝のような形状に限るものでなく、動圧を発生させることができる形状であればよい。
Embodiment 2. FIG.
FIG. 8 is a diagram illustrating another shape example of the dynamic pressure groove 19 according to the second embodiment of the present invention. In the first embodiment, the dynamic pressure groove 19 of the herringbone groove is provided. However, the dynamic pressure groove 19 is not limited to the shape like the herringbone groove, and may be any shape that can generate dynamic pressure.
例えば、図8(a)は、スクリューローター4の回転方向に向かって下方に傾斜し、ラジアルシール部17rの中央部分で終端させたスパイラル溝となる動圧溝19aである。また、図8(b)は、スクリューローター4の回転方向に向かって上方に傾斜し、ラジアルシール部17rの中央部分で終端させたスパイラル溝となる動圧溝19bである。   For example, FIG. 8A shows a dynamic pressure groove 19a that is a spiral groove that is inclined downward in the rotational direction of the screw rotor 4 and terminates at the central portion of the radial seal portion 17r. FIG. 8B shows a dynamic pressure groove 19b that is a spiral groove that is inclined upward in the rotational direction of the screw rotor 4 and is terminated at the central portion of the radial seal portion 17r.
そして、図8(c)は、溝の深さを変化させていって、スクリューローター4の進行方向に向かって溝の凹部の体積が減少していくように構成したくさび形の動圧溝19cである。溝の凹部の体積が減少していく動圧溝19cの形状については、例えば上述したスパイラル溝、ヘリングボーン溝等と組み合わせるようにしてもよい。   FIG. 8C shows a wedge-shaped dynamic pressure groove 19c configured such that the depth of the groove is changed and the volume of the concave portion of the groove decreases in the traveling direction of the screw rotor 4. It is. The shape of the dynamic pressure groove 19c in which the volume of the concave portion of the groove decreases may be combined with, for example, the above-described spiral groove, herringbone groove, or the like.
以上のように実施の形態2のスクリュー圧縮機によれば、様々な形状の動圧溝19を軸受ハウジング5の内周面に形成し、動圧を発生させてラジアル荷重に対向してスクリューローター4を押圧することができる。例えば、スパイラル溝19a、19b等は、少ない工数で動圧溝を形成することができるため、コスト低減を図りつつ、信頼性、耐久性が高く、寿命向上をはかることができるスクリュー圧縮機を得ることができる。   As described above, according to the screw compressor of the second embodiment, the dynamic pressure grooves 19 having various shapes are formed on the inner peripheral surface of the bearing housing 5, and the dynamic pressure is generated to oppose the radial load. 4 can be pressed. For example, the spiral grooves 19a, 19b and the like can form a dynamic pressure groove with a small number of man-hours, so that a screw compressor is obtained that is highly reliable and durable and can improve the life while reducing costs. be able to.
実施の形態3.
図9は実施の形態3に係るスクリュー圧縮機の圧縮機構部と周辺部材との構造関係を表す概略図である。また、図10は、図9に示すC−C’面で軸受ハウジング5を切断し、たときの断面図を表す。図9及び図10において図1等と同じ番号を付しているものは、実施の形態1等と同様の役割を果たすものである。
Embodiment 3 FIG.
FIG. 9 is a schematic view showing the structural relationship between the compression mechanism portion of the screw compressor according to Embodiment 3 and peripheral members. FIG. 10 is a cross-sectional view of the bearing housing 5 taken along the line CC ′ shown in FIG. 9 and 10, the same reference numerals as those in FIG. 1 and the like denote the same roles as those in the first embodiment.
軸受ハウジング5の、ラジアル荷重に対向する位置に油分離器60から高圧の油が供給される油ポケット20を設けるようにし、静圧ポケット軸受作用を生じさせてスクリューローター4を押圧する。そのため、軸受ハウジング5の反圧縮側におけるラジアルシール部17rが形成される部分に設けることになる。給油孔21は、油分離器60と油ポケット20に連通する軸受ハウジング5内に設けた貫通孔である。ここで、給油孔21に連通させた油ポケット20は1箇所だけでなく複数箇所に設け、ラジアル荷重に対向してスクリューローター4を押圧する箇所をさらに広い範囲に分散させるようにしてもよい。   An oil pocket 20 to which high-pressure oil is supplied from the oil separator 60 is provided at a position of the bearing housing 5 facing the radial load, and a static pressure pocket bearing action is generated to press the screw rotor 4. Therefore, it is provided at a portion where the radial seal portion 17r is formed on the bearing housing 5 on the non-compression side. The oil supply hole 21 is a through hole provided in the bearing housing 5 that communicates with the oil separator 60 and the oil pocket 20. Here, the oil pockets 20 communicated with the oil supply holes 21 may be provided not only at one place but also at a plurality of places, and the places where the screw rotor 4 is pressed against the radial load may be dispersed in a wider range.
以上のように、実施の形態3のスクリュー圧縮機によれば、ラジアル荷重に対向する位置に油ポケット20を設け、油ポケット20に高圧の油を供給してスクリューローター4を静圧ポケット軸受作用により押圧することで、高圧側軸受2および低圧側軸受3に作用するラジアル荷重を軽減し、軸受の寿命を伸ばすことができる。このため、信頼性の高いスクリュー圧縮機が得られる。   As described above, according to the screw compressor of the third embodiment, the oil pocket 20 is provided at a position opposed to the radial load, and high pressure oil is supplied to the oil pocket 20 to cause the screw rotor 4 to act as a hydrostatic pocket bearing. The radial load acting on the high-pressure side bearing 2 and the low-pressure side bearing 3 can be reduced and the life of the bearing can be extended. For this reason, a highly reliable screw compressor is obtained.
実施の形態4.
図11は実施の形態4に係るスクリュー圧縮機の圧縮機構部と周辺部材との構造関係を表す概略図である。図11において図1等と同じ番号を付しているものは、実施の形態1で説明したことと同様の役割を果たすものである。上述したように、モノゲートローター構造の圧縮機では、ラジアル荷重による偏心でスクリューローター4の回転中心の位置が移動する。これにより、スクリューローター4と軸受ハウジング5との間のラジアル面における隙間に関して反圧縮側が縮小する(狭くなる)。そのため、本実施の形態の軸受ハウジング5は、スクリューローター4の偏心に合わせ、圧縮側と反圧縮側とで端部の形状を異ならせて、反圧縮側に逃げ部を有するようにしている。そこで、軸受ハウジング5が有する二段の貫通孔15(小径貫通孔15aと小径貫通孔15aのスクリューローター4側に形成する大径貫通孔15b)のうち、大径貫通孔15bについては、貫通孔中心軸と大径貫通孔15bが形成された空間を仕切る軸受ハウジング5の壁の内周面との距離(径)が、圧縮側よりも反圧縮側における距離が長くなるようにしている。また、中心軸方向の長さ(端部の高さ)については、圧縮側よりも反圧縮側における高さが短くなるようにしている。
Embodiment 4 FIG.
FIG. 11 is a schematic diagram showing the structural relationship between the compression mechanism portion of the screw compressor according to Embodiment 4 and peripheral members. 11, the same reference numerals as those in FIG. 1 and the like denote the same functions as those described in the first embodiment. As described above, in the compressor having the monogate rotor structure, the position of the rotation center of the screw rotor 4 moves due to the eccentricity due to the radial load. As a result, the non-compression side is reduced (narrowed) with respect to the gap in the radial surface between the screw rotor 4 and the bearing housing 5. Therefore, the bearing housing 5 of the present embodiment has an escape portion on the anti-compression side by changing the shape of the end on the compression side and the non-compression side in accordance with the eccentricity of the screw rotor 4. Therefore, among the two-stage through holes 15 (the small diameter through hole 15a and the large diameter through hole 15b formed on the screw rotor 4 side of the small diameter through hole 15a) of the bearing housing 5, the large diameter through hole 15b is the through hole. The distance (diameter) between the central axis and the inner peripheral surface of the wall of the bearing housing 5 that partitions the space in which the large-diameter through hole 15b is formed is set to be longer on the non-compression side than on the compression side. Further, with respect to the length in the central axis direction (height of the end portion), the height on the non-compression side is shorter than that on the compression side.
反圧縮側端部22は、スクリューローター4の反圧縮側部分の位置に合わせて形成した軸受ハウジング5の端部である。反圧縮側端部22は、大径貫通孔15bにおける貫通孔中心軸との距離、軸方向の長さを異ならせることで、圧縮側端部23よりも高さ(ラジアル面における幅)が低く、周縁部分(スラスト面)においても幅が狭く(小さく)なるように形成している。また、反圧縮側端部22のスラスト面には、上述の実施の形態1で説明した動圧溝19を形成している。このようにして、反圧縮側においては、スクリューローター4と軸受ハウジング5とが対向する部分の隙間が広くなるため、接触を防止することができる。   The non-compression side end portion 22 is an end portion of the bearing housing 5 formed in accordance with the position of the anti-compression side portion of the screw rotor 4. The non-compression side end portion 22 is lower in height (width in the radial surface) than the compression side end portion 23 by making the distance from the through-hole central axis in the large-diameter through-hole 15b and the length in the axial direction different. The peripheral portion (thrust surface) is also formed to have a narrow (small) width. Further, the dynamic pressure groove 19 described in the first embodiment is formed on the thrust surface of the non-compression side end portion 22. In this way, on the non-compression side, the gap between the portions where the screw rotor 4 and the bearing housing 5 face each other is widened, so that contact can be prevented.
一方、圧縮側端部23は、スクリューローター4の圧縮側における位置に合わせて形成した軸受ハウジング5の端部である。高圧となる部分を有する圧縮側は高圧シール部17による封止を優先するため、スクリューローター4と軸受ハウジング5とが対向する部分の隙間が広がらないようにしている。   On the other hand, the compression-side end portion 23 is an end portion of the bearing housing 5 formed in accordance with the position on the compression side of the screw rotor 4. Since the compression side having a high pressure portion gives priority to sealing by the high pressure seal portion 17, the gap between the portions where the screw rotor 4 and the bearing housing 5 face each other is not widened.
以上のように、実施の形態4のスクリュー圧縮機によれば、軸受ハウジング5の端部について、反圧縮側には、圧縮側の圧縮側端部23よりも周縁部分の幅を狭くし、スクリューローター4と軸受ハウジング5との対向部分の隙間を広くした反圧縮側端部22を設けるようにしたので、圧縮側から反圧縮側に向かう方向にかかるラジアル荷重によるスクリューローター4(スクリュー軸9)の回転中心の移動により生じうるスクリューローター4と軸受ハウジング5との接触を防止することができる。このため、スクリューローター4の焼き付きを防止し、信頼性、耐久性が高く、長寿命を図ることができるスクリュー圧縮機を得ることができる。   As described above, according to the screw compressor of the fourth embodiment, the width of the peripheral portion of the end portion of the bearing housing 5 is made narrower on the non-compression side than the compression-side end portion 23 on the compression side. Since the anti-compression side end 22 having a wide gap between the opposed portions of the rotor 4 and the bearing housing 5 is provided, the screw rotor 4 (screw shaft 9) due to the radial load applied in the direction from the compression side toward the anti-compression side. It is possible to prevent contact between the screw rotor 4 and the bearing housing 5 that may be caused by movement of the rotation center. For this reason, it is possible to obtain a screw compressor that prevents seizure of the screw rotor 4, has high reliability and durability, and can achieve a long life.
実施の形態5.
図12は実施の形態5に係るスクリュー圧縮機の圧縮機構部と周辺部材との構造関係を表す概略図である。図12において図1等と同じ番号を付しているものは、実施の形態1で説明したことと同様の役割を果たすものである。実施の形態5のスクリュー圧縮機は、軸受ハウジング5内に、高圧シール部17の圧縮側と反圧縮側の境界付近に油を供給するための給油口25を開口する。そして、給油口25に高圧の油を導くための通路の一部となる給油孔24を設けている。
Embodiment 5 FIG.
FIG. 12 is a schematic diagram showing the structural relationship between the compression mechanism section and peripheral members of the screw compressor according to the fifth embodiment. In FIG. 12, the same reference numerals as those in FIG. 1 and the like serve the same functions as those described in the first embodiment. The screw compressor of the fifth embodiment opens an oil supply port 25 for supplying oil in the vicinity of the boundary between the compression side and the non-compression side of the high-pressure seal portion 17 in the bearing housing 5. And the oil supply hole 24 used as a part of channel | path for guiding high pressure oil to the oil supply port 25 is provided.
図13は実施の形態2に係る軸受ハウジング5を切断したときの形状を表す断面図である。図13(a)は図12に示すD−D’面で軸受ハウジング5を切断し、スラスト方向から見たときの図を表す。また、図13(b)は図13(a)のE−E’面で軸受ハウジング5を切断し、ラジアル方向から見たときの図を表す。   FIG. 13 is a cross-sectional view showing a shape when the bearing housing 5 according to the second embodiment is cut. FIG. 13A shows a view when the bearing housing 5 is cut along the D-D ′ plane shown in FIG. 12 and viewed from the thrust direction. FIG. 13B shows a view when the bearing housing 5 is cut along the E-E ′ plane of FIG. 13A and viewed from the radial direction.
例えば上述の実施の形態1では圧縮室11から漏洩した油を高圧シール部17に供給するための油として利用した。本実施の形態は、高圧シール部17において圧縮側から反圧縮側への冷媒漏れを防ぐ又は低減するシール(封止)性をより高めるため、給油孔24、給油口25を軸受ハウジング5に設けるようにしたものである。図13では、高圧シール部17の圧縮側と反圧縮側の境界付近の圧縮側に給油口25を設け、高圧シール部17となる部分に強制的に油を供給するようにしている。   For example, in Embodiment 1 described above, oil leaked from the compression chamber 11 is used as oil for supplying the high pressure seal portion 17. In the present embodiment, the oil supply hole 24 and the oil supply port 25 are provided in the bearing housing 5 in order to further improve the sealing (sealing) property of preventing or reducing refrigerant leakage from the compression side to the non-compression side in the high pressure seal portion 17. It is what I did. In FIG. 13, an oil supply port 25 is provided on the compression side near the boundary between the compression side and the non-compression side of the high-pressure seal portion 17 so that oil is forcibly supplied to the portion that becomes the high-pressure seal portion 17.
給油口25から高圧シール部17となる部分に直接油を供給するようにしたことで、圧縮側から反圧縮側への周方向に漏れる経路に対するシール性が向上し、さらに漏れを低減することができる。そして、漏れを低減することで、反圧縮側のスラストシール部17tには高圧の冷媒が流入しなくなり、反圧縮側のスラストシール部17tを吸入圧力に保持しておくことができる。このため、スクリューローター4(スクリュー軸9)に作用するスラスト荷重を低減することができ、スラスト荷重を受ける高圧側軸受2の長寿命を図ることができる。   By supplying oil directly from the oil supply port 25 to the portion that becomes the high-pressure seal portion 17, the sealing performance with respect to the path leaking in the circumferential direction from the compression side to the non-compression side is improved, and leakage is further reduced. it can. By reducing leakage, high-pressure refrigerant does not flow into the anti-compression side thrust seal portion 17t, and the anti-compression side thrust seal portion 17t can be held at the suction pressure. For this reason, the thrust load which acts on the screw rotor 4 (screw shaft 9) can be reduced, and the long life of the high-pressure side bearing 2 that receives the thrust load can be achieved.
以上により、漏れを抑制することができ、さらに、スクリューローター4と軸受ハウジング5との接触を防止し、焼き付き等がない、高効率で信頼性の高いモノゲートローター構造のスクリュー圧縮機を得ることができる。   As described above, it is possible to obtain a highly efficient and highly reliable mono-gate rotor structure screw compressor that can suppress leakage, further prevent contact between the screw rotor 4 and the bearing housing 5, and is free from seizure. Can do.
図14は給油口25を設ける位置の別例を表す図である。図14に示すように、反圧縮側に設けるようにしてもよい。油は高圧雰囲気にある油分離器60から給油孔24を通って供給される。ここで、反圧縮側は圧縮側より雰囲気の圧力が低く、油分離器60側との圧力差が大きいため、圧力差により反圧縮側に設ける方が多量の油を流せるので、給油量の調整がしやすく、安定した送油を行える効果がある。   FIG. 14 is a diagram illustrating another example of a position where the fuel filler opening 25 is provided. As shown in FIG. 14, it may be provided on the non-compression side. Oil is supplied from the oil separator 60 in a high-pressure atmosphere through the oil supply hole 24. Here, since the pressure on the non-compression side is lower than that on the compression side and the pressure difference with the oil separator 60 side is large, a larger amount of oil can be flowed on the anti-compression side due to the pressure difference. It is easy to remove and has the effect of performing stable oil feeding.
また、図12等では圧縮側と反圧縮側の境界付近の2箇所に給油孔24を設けるようにしているが、これに限定するものではない。例えば、圧縮室11が形成される部分(特に冷媒漏れに対して最も圧力差が大きくなる吐出ポート14に近い部分)に給油孔24を設けるようにすることで、1箇所だけでも、シール(封止)性をより高めることができる。   In addition, in FIG. 12 and the like, the oil supply holes 24 are provided at two locations near the boundary between the compression side and the non-compression side, but the present invention is not limited to this. For example, by providing the oil supply hole 24 in a part where the compression chamber 11 is formed (particularly, a part close to the discharge port 14 where the pressure difference is greatest with respect to refrigerant leakage), sealing (sealing) is possible only at one place. The stopping property can be further improved.
また、図12等では、軸受ハウジング5端部のスラスト面とラジアル面の両方に給油口25を設けている。これにより、遠心力の作用、圧力差等によって漏れ経路内で油の分布に偏りをなくし、シール性を高めることができる。   Moreover, in FIG. 12 etc., the oil supply opening | mouth 25 is provided in both the thrust surface and radial surface of the bearing housing 5 edge part. As a result, the oil distribution is not biased in the leakage path due to the action of centrifugal force, pressure difference, etc., and the sealing performance can be improved.
図15は軸受ハウジング5のスラスト面のみに給油口22を設けた場合の軸受ハウジング5の形状例を表す図である。上述のように、スラスト面及びラジアル面の両方に設けることが困難な場合は、図15に示すように、スラスト面のみに給油口25を設け、給油することもできる。   FIG. 15 is a view showing an example of the shape of the bearing housing 5 when the oil supply port 22 is provided only on the thrust surface of the bearing housing 5. As described above, when it is difficult to provide both the thrust surface and the radial surface, as shown in FIG. 15, the oil supply port 25 can be provided only on the thrust surface to supply the oil.
図16は軸受ハウジング5のラジアル面のみに給油口25を設けた場合の軸受ハウジング5の形状例を表す図である。例えば軸受ハウジング5のスラスト面は、上述したようにスクリューロータ4に作用するスラスト荷重を低減する観点から面積が小さいことが好ましい。このため、図16に示すように、給油孔24を軸受ハウジング5の外周面からラジアル方向に貫通させて形成し、ラジアル面に給油口25を開口させることで、スラスト面の幅を給油口25の大きさに関係なく小さくすることができる。よって、スラスト荷重の低減が可能で軸受の寿命向上が期待できる。   FIG. 16 is a diagram illustrating a shape example of the bearing housing 5 when the oil supply port 25 is provided only on the radial surface of the bearing housing 5. For example, the thrust surface of the bearing housing 5 preferably has a small area from the viewpoint of reducing the thrust load acting on the screw rotor 4 as described above. Therefore, as shown in FIG. 16, the oil supply hole 24 is formed by penetrating in the radial direction from the outer peripheral surface of the bearing housing 5, and the oil supply port 25 is opened in the radial surface, so that the width of the thrust surface is reduced. It can be reduced regardless of the size. Therefore, the thrust load can be reduced and the life of the bearing can be expected to be improved.
ここで、図16に示すように、給油通路26をスライドバルブ12内を経由させて設けることで構造を簡略化することができる。例えば、上述した圧縮室11の冷媒漏れを低減するために供給する油の給油通路の経路を分岐した給油通路26を形成して給油口25から供給することができる。   Here, as shown in FIG. 16, the structure can be simplified by providing the oil supply passage 26 via the inside of the slide valve 12. For example, in order to reduce the refrigerant leakage of the compression chamber 11 described above, the oil supply passage 26 that branches off the oil supply passage of the oil to be supplied can be formed and supplied from the oil supply port 25.
実施の形態6.
実施の形態1では、吸入から圧縮・吐出完了までをスクリューローター4が180°回転する間に行う例を示したが、本発明はこれに限定するものではない。例えば、180°以上であっても本発明が奏する効果に変わりはない。
Embodiment 6 FIG.
In the first embodiment, an example in which the process from the suction to the completion of compression / discharge is performed while the screw rotor 4 rotates 180 ° is shown, but the present invention is not limited to this. For example, even if the angle is 180 ° or more, the effect of the present invention is not changed.
実施の形態7.
図17は本発明の実施の形態5に係る二段スクリュー圧縮機の圧縮機構部の概念斜視図である。図17では、2枚のゲートローター7a、7bを用いて2箇所における圧縮動作が行われるスクリューローター4aを低段側に配置し、上述の実施の形態1〜6で説明したモノゲートローター構造におけるスクリューローター4を高段側に配置している。
Embodiment 7 FIG.
FIG. 17 is a conceptual perspective view of a compression mechanism portion of a two-stage screw compressor according to Embodiment 5 of the present invention. In FIG. 17, the screw rotor 4a in which the compression operation in two places is performed using the two gate rotors 7a and 7b is arranged on the low stage side, and in the monogate rotor structure described in the first to sixth embodiments. The screw rotor 4 is arranged on the higher stage side.
図17のように、高段側をモノゲートローター構造とすることで、容積の異なる低段側と高段側を同じ径のスクリューローター2、2aを用いて構成でき、部品共通化によるコスト低減が図れる。さらに高段側のゲートロータが1つで済むので、ゲートロータだけでなく、周辺の部品を削減でき、減量化を図ることができる。そして、この二段スクリュー圧縮機においても、実施の形態1〜6のモノゲートローター構造のスクリュー圧縮機と同様の効果を奏する。   As shown in FIG. 17, by using a monogate rotor structure on the high stage side, it is possible to configure the low stage side and the high stage side having different volumes using screw rotors 2 and 2a having the same diameter, and reducing costs by sharing parts. Can be planned. Furthermore, since only one high-stage gate rotor is required, not only the gate rotor but also peripheral components can be reduced, and the weight can be reduced. Also in this two-stage screw compressor, the same effect as the screw compressor having the monogate rotor structure of the first to sixth embodiments is obtained.
1 ケーシング、2 高圧側軸受、3 低圧側軸受、4,4a スクリューローター、5 軸受ハウジング、6 軸受ハウジング内室、7,7a,7b ゲートローター、8 電動機、9 スクリュー軸、10,10a,10b スクリュー溝、11 圧縮室、12 スライドバルブ、13 均圧孔、14 吐出ポート、15 貫通孔、15a 小径貫通孔、15b 大径貫通孔、17 高圧シール部、17t スラストシール部、17r ラジアルシール部、18,18t,18r 円弧状ラビリンス溝、19,19a,19b,19c 動圧溝、20 油ポケット 21 給油孔、22 反圧縮側端部、23 圧縮側端部、24 給油孔、25 給油口、26 給油通路、60 油分離器。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Casing, 2 High pressure side bearing, 3 Low pressure side bearing, 4, 4a Screw rotor, 5 Bearing housing, 6 Bearing housing inner chamber, 7, 7a, 7b Gate rotor, 8 Electric motor, 9 Screw shaft 10, 10a, 10b Screw Groove, 11 Compression chamber, 12 Slide valve, 13 Pressure equalizing hole, 14 Discharge port, 15 Through hole, 15a Small diameter through hole, 15b Large diameter through hole, 17 High pressure seal part, 17t Thrust seal part, 17r Radial seal part, 18 , 18t, 18r Arc-shaped labyrinth groove, 19, 19a, 19b, 19c Dynamic pressure groove, 20 Oil pocket 21 Oil supply hole, 22 Non-compression side end, 23 Compression side end, 24 Oil supply hole, 25 Oil supply port, 26 Oil supply Passage, 60 oil separator.

Claims (10)

  1. 螺旋形の複数条のスクリュー溝を外周側面に有し、スクリュー軸を中心に回転可能なスクリューローターと、
    前記複数条のスクリュー溝に噛合する複数の歯を有し、前記スクリューローターの回転と共に回転可能な1枚のゲートローターと、
    前記スクリュー溝及び前記ゲートローターと共に、前記スクリュー溝内の流体を圧縮させるための空間である圧縮室をスクリューローターの外周の一部に形成するケーシングと、
    前記スクリューローターの吐出側端部に近接して、前記スクリューローターの吐出側の軸受を内装する軸受ハウジングと、
    前記スクリューローターの吐出側端部に対向する前記軸受ハウジング端部のラジアル面で、前記圧縮室が形成されない側に設けられた動圧溝と
    を備えることを特徴とするスクリュー圧縮機。
    A screw rotor having a plurality of spiral screw grooves on the outer peripheral side surface and rotatable about a screw shaft;
    A plurality of teeth meshing with the plurality of screw grooves, and a single gate rotor rotatable with the rotation of the screw rotor;
    A casing that forms, together with the screw groove and the gate rotor, a compression chamber that is a space for compressing the fluid in the screw groove in a part of the outer periphery of the screw rotor;
    Close to the discharge side end of the screw rotor, a bearing housing that houses a bearing on the discharge side of the screw rotor;
    A screw compressor comprising: a dynamic pressure groove provided on a radial surface of the bearing housing end facing the discharge side end of the screw rotor on a side where the compression chamber is not formed.
  2. 前記動圧溝は、ヘリングボーン溝であることを特徴とする請求項1に記載のスクリュー圧縮機。   The screw compressor according to claim 1, wherein the dynamic pressure groove is a herringbone groove.
  3. 前記動圧溝は、スパイラル溝であることを特徴とする請求項1に記載のスクリュー圧縮機。   The screw compressor according to claim 1, wherein the dynamic pressure groove is a spiral groove.
  4. 前記動圧溝は、前記スクリューローターの回転方向に溝の断面積が徐々に減少する形状の溝であることを特徴とする請求項1〜3のいずれかに記載のスクリュー圧縮機。   The screw compressor according to any one of claims 1 to 3, wherein the dynamic pressure groove is a groove having a shape in which a cross-sectional area of the groove gradually decreases in a rotation direction of the screw rotor.
  5. 前記軸受ハウジングは、前記圧縮室が形成されない側の、前記スクリューローターと前記端部に対向するラジアル面に、油ポケットと、油ポケットに連結する油供給口を設けたことを特徴とする請求項1〜4のいずれかに記載のスクリュー圧縮機。   The bearing housing is provided with an oil pocket and an oil supply port connected to the oil pocket on a radial surface facing the screw rotor and the end on the side where the compression chamber is not formed. The screw compressor in any one of 1-4.
  6. 前記スクリューローターにラジアル荷重が作用する範囲に前記油ポケットを設けたことを特徴とする請求項5に記載のスクリュー圧縮機。   The screw compressor according to claim 5, wherein the oil pocket is provided in a range in which a radial load acts on the screw rotor.
  7. 前記軸受ハウジングは、前記圧縮室が形成される側と形成されない側とで、スクリューローターの吐出側端部に対向する端部の形状が異なり、前記圧縮室が形成されない側には、前記スクリューローターの正位置からの偏心を許容する逃げ部を有することを特徴とする請求項1〜6のいずれかに記載のスクリュー圧縮機。   The bearing housing has a different shape at the end facing the discharge side end of the screw rotor on the side where the compression chamber is formed and the side where the compression chamber is not formed, and on the side where the compression chamber is not formed, the screw rotor The screw compressor according to claim 1, further comprising an escape portion that allows eccentricity from the normal position.
  8. 前記軸受ハウジングは、前記スクリューローターと対向する面の前記圧縮室が形成される側に、終端部分を設けた円弧状のラビリンス溝を有することを特徴とする請求項1〜7のいずれかに記載のスクリュー圧縮機。   The said bearing housing has the circular-arc-shaped labyrinth groove | channel which provided the termination | terminus part in the side in which the said compression chamber is formed of the surface facing the said screw rotor. Screw compressor.
  9. 前記軸受ハウジングは、前記スクリューローターと対向する面の前記圧縮室が形成される側と前記圧縮室が形成されない側との境界部分に、給油口を有することを特徴とする請求項1〜8のいずれかに記載のスクリュー圧縮機。   9. The bearing housing according to claim 1, wherein the bearing housing has an oil filler opening at a boundary portion between a side facing the screw rotor and a side where the compression chamber is formed and a side where the compression chamber is not formed. The screw compressor in any one.
  10. 請求項1〜9のいずれかに記載のスクリュー圧縮機の構成要素を備え、前記スクリューローター及び前記1枚のゲートローターで構成される圧縮機構を高段側に備え、複数段で構成した圧縮機構を有することを特徴とするスクリュー圧縮機。   A compression mechanism comprising the screw compressor according to any one of claims 1 to 9, comprising a compression mechanism composed of the screw rotor and the one gate rotor on a high stage side, and composed of a plurality of stages. A screw compressor characterized by comprising:
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