JP5334659B2 - スクリュー圧縮機 - Google Patents

Description

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。

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（以下、ツインゲートローター構造と呼ぶ）。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、２枚のゲートローターを境界としたスクリューローターの円筒部の両側にそれぞれ圧縮室が形成され、同一の圧縮動作を行うので、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）。

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。

特開平５−１１３１８４号公報（第３頁、図１） 特開平６−４２４７５号公報（図１）

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。このため、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。

この発明は、上述したように、回転体であるスクリューローターと１枚のゲートローターとにより圧縮を行うモノゲートローター構造特有の問題を解決す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。

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外周側面の一部に形成するケーシングと、スクリューローターのスクリュー軸が挿通する貫通孔を有し、貫通孔が、スクリューローターの吐出側の軸受を内挿する小径貫通孔及び小径貫通孔のスクリューローター側に形成されてスクリューローターの一部を収容し、貫通孔の中心軸と内周面との間の距離が、圧縮室が形成される圧縮側に比べて、圧縮側以外の反圧縮側が長く形成されている大径貫通孔とで構成されている軸受ハウジングとを備える。

この発明によれば、軸受ハウジングにおいて、大径貫通孔における中心軸から内周面までの距離を反圧縮側の方が長くなるように形成したので、スクリューローターと１枚のゲートローターとで圧縮を行うスクリュー圧縮機において、スクリューロータの圧縮側と反圧縮側の圧力アンバランスによって反圧縮側へラジアル荷重が発生し、スクリューロータが偏心しても、スクリューロータと軸受ハウジングとが接触することがない。このため、スクリューローター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。

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。 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。 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。 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。 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。 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。 実施の形態２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。 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。 供給口２２を設ける位置の別例を表す図。 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。 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。 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。 実施の形態３に係る動圧溝２４を表す図。 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。 実施の形態４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。 実施の形態５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。

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。

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。

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。

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。

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（潤滑な液体）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５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。

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内の冷媒は昇圧されることなく、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）。

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。

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。

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。このため、軸受ハウジング５では、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との二段の貫通孔（中心軸は同じ）を形成する。ここで、大径貫通孔１５ｂについては、後述するように、圧縮側と反圧縮側とで端部の形状を異ならせるため、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）が異なる。また、中心軸方向の長さ（端部の高さ）についても異なるようにしている。

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。

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。

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し、図６（ｃ）は図６（ａ）のＣ−Ｃ’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。

上述したように、モノゲートローター構造の圧縮機では、ラジアル荷重によってスクリュー軸がたわみ、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圧縮側は拡大し、反圧縮側は縮小する。そのため、図６（ａ）、図６（ｂ）に示すように、本実施の形態の軸受ハウジング５は、大径貫通孔１５ｂにおいて、貫通孔中心軸と内周面との距離を異ならせている。ここでは、反圧縮側における距離が圧縮側における距離よりも長くなるように形成している。これにより、圧縮側と反圧縮側とで端部の形状を異ならせている。

反圧縮側端部１９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１９のスラスト面を反圧縮側端部１９ｔとし、ラジアル面を反圧縮側端部１９ｒとする。反圧縮側端部１９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２０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）なるようにしている。これにより、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とが対向する高圧シール部１７における隙間が広くなることで、逃げ部分の距離を広げて接触を防止することができる。反圧縮側は、圧縮室を形成しないため高圧となる部分がなく、圧縮側に比べて封止に対する要求が強くない。このため、反圧縮側端部１９の形状を上述のようにし、反圧縮側におけるスクリューローター４と軸受ハウジング５との接触防止を優先させるようにしている。

一方、圧縮側端部２０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。圧縮側端部２０についても、スラスト面を圧縮側端部２０ｔとし、ラジアル面を圧縮側端部２０ｒとする。高圧となる部分を有する圧縮側は高圧シール部１７におけ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。

このため、例えば、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備える必要がある。そこで、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ための円弧状ラビリンス溝１８を圧縮側端部２０に設けるようにする。円弧状ラビリンス溝１８は、圧縮側端部２０の高圧シール部１７が形成される部分に設けた円弧状の溝である。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を圧縮側端部２０と反圧縮側端部１９との境界付近で終端させるようにし、図６（ｃ）に示すように、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。

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。

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ガス荷重（ラジアル荷重）が加わる。このため、スクリューローター４（スクリュー軸９）の回転中心が反圧縮側に移動するが、反圧縮側端部１９は、圧縮側端部２０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ている。これにより、スクリューローター４と軸受ハウジング５との接触を防止することができる。

一方、スラスト荷重については、均圧孔１３により、スクリューローター４の両端面は吸入圧力に均圧されている。反圧縮側については、軸受ハウジング内室６の冷媒および吸入圧力であるスクリュー溝１０ｂの冷媒は共に吸入圧力である。本実施の形態では、反圧縮側のスラストシール部１７ｔの隙間を大きくしているので、反圧縮側のスラストシール部１７ｔには軸受ハウジング内室６やスクリュー溝１０ｂと同じ吸入圧力が作用する。このため、スクリューローター４の反圧縮側についてはスラスト荷重が加わらない。したがって、スラスト荷重は圧縮側のスラストシール部１７ｔに作用する圧力差分だけとなる。圧縮側のスラストシール部１７ｔに吐出圧力Ｐｄが作用している場合、スクリューローター４に作用するスラスト荷重Ｆｔは次の（１）式で計算される。ここで、（１）式において、Ｒ_out はラジアルシール部１７ｒの外半径（スクリューローター４の外半径）、Ｒ_inはラジアルシール部１７ｒの内半径、Ｐｓは吸入圧力である。
Ｆｔ＝π（Ｒ_out ²−Ｒ_in ² ）・（Ｐ_d −Ｐ_S ）／２ …（１）

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、圧縮側と反圧縮側とにおける端部形状が異なっていても、形状の違いに起因して冷媒漏れを増大させることはない（反圧縮側の高圧シール部１７の隙間が大きくても冷媒漏れには影響しない）。

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、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２０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１９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。

また、摩擦による焼き付きを防止するために圧縮側端部２０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。

実施の形態２．
図７は実施の形態２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７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２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吐出するための給油口２２を開口する。そして、給油口２２に高圧の油を供給するための通路の一部となる給油孔２１を設けている。

図８は実施の形態２に係る軸受ハウジング５を切断したときの断面図である。図８（ａ）は図７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８（ｂ）は図８（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。

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からの冷媒漏れを封止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２１、給油口２２を軸受ハウジング５に設けるようにしたものである。図８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２２を設け、高圧シール部１７に強制的に油を供給するようにしている。

給油口２２から高圧シール部１７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る。

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。

図９は給油口２２を設ける位置の別例を表す図である。図９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。

また、図７等では、圧縮側と反圧縮側の境界付近の２箇所に給油孔２１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２１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。

また、図７等では、軸受ハウジング５のスラスト面（図８では圧縮側端部２０ｔ、図９では反圧縮側端部１９ｔ）とラジアル面（図８では圧縮側端部２０ｒ、図９では反圧縮側端部１９ｒ）の両方に給油口２２を設けている。これにより、遠心力の作用や圧力差等による漏れ経路内での油の偏りをなくし、シール性を高めることができる。

図１０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１０に示すように、スラスト面のみに給油口２２を設け、給油することもできる。

図１１は軸受ハウジング５のラジアル面のみに給油口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。例えば軸受ハウジング５のスラスト面は、上述したようにスラスト面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１１に示すように、給油孔２１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２２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。

ここで、図１１に示すように、給油通路２３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２３を形成して給油口２２から供給することができる。

実施の形態３．
図１２は実施の形態１に係る軸受ハウジング５を切断したときの断面図である。図１２（ａ）は切断した軸受ハウジング５をスラスト方向から見たときの図を表す。また、図１２（ｂ）は図１２（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。

図１３は実施の形態３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の反圧縮側端部１９における位置に合わせて動圧溝２４を設ける。図１３に示すように、動圧溝２４は、スクリューローター４が回転すると、ラジアル荷重に対向する方向に流体動圧を発生させることができる。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の焼き付き等を防止する役割も有している。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、図１２に示すように、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。

図１３（ａ）は、ヘリングボーン形状の溝（ヘリングボーン溝）の動圧溝２４ａである。また、図１３（ｂ）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２４ｂである。さらに、図１３（ｃ）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２４ｃである。

そして、図１３（ｄ）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２４ｄである。動圧溝２４ｄ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。

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、様々な形状の動圧溝２４を反圧縮側端部１９の内周面（スラスト面）に形成し、動圧を発生させてラジアル荷重に対抗してスクリューローター４を押圧することができる。このため、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。

実施の形態４．
図１４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。また、図１５は、図１４に示すＦ−Ｆ’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１４及び図１５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。

油ポケット２５は、例えば上述した給油孔２１を介して油分離器６０と連通しており、油ポケット２５内には高圧の油が供給される。ここで、油ポケット２５は、軸受ハウジング５の、ラジアル荷重に対向する位置に設けるようにし、高圧の油により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。ここで、給油孔２１に連通させた油ポケット２５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。

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、ラジアル荷重に対向する位置に高圧の油が供給される油ポケット２５を設け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。

実施の形態５．
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。

また、上述の実施の形態１では、軸受ハウジング５について圧縮側全体（スクリューロータ４の圧縮室１１が形成される半円筒面）に上述のような形状の圧縮側端部２０を設けるようにしている。ここで、圧縮側においても吸入部分は反圧縮側における圧力との圧力差が小さいため、厳格な区別をしなくても本発明が奏する効果に変わりはない。

実施の形態６．
図１６は本発明の実施の形態６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１２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１〜５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。

図１６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４、４ａ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１〜５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。

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、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、１９，１９ｔ，１９ｒ 反圧縮側端部、２０，２０ｔ，２０ｒ 圧縮側端部、２１ 給油孔、２２ 給油口、２３ 給油通路、２４，２４ａ，２４ｂ，２４ｃ，２４ｄ 動圧溝、２５ 油ポケット、６０ 油分離器。

Claims (7)

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外周側面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前記スクリュー軸が挿通する貫通孔を有し、該貫通孔が、前記スクリューローターの吐出側の軸受を内挿する小径貫通孔及び該小径貫通孔のスクリューローター側に形成されて前記スクリューローターの一部を収容し、前記貫通孔の中心軸と内周面との間の距離が、前記圧縮室が形成される圧縮側に比べて、前記圧縮側以外の反圧縮側が長く形成されている大径貫通孔で構成されている軸受ハウジングと
   を備えることを特徴とするスクリュー圧縮機。
2. 前記大径貫通孔の端部の軸方向長さが、前記圧縮側に比べて前記反圧縮側が短く形成されていることを特徴とする請求項１記載のスクリュー圧縮機。
3. 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外周側面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前記スクリュー軸が挿通する貫通孔を有し、該貫通孔が、前記スクリューローターの吐出側の軸受を内挿する小径貫通孔及び該小径貫通孔のスクリューローター側に形成されて前記スクリューローターの高圧側端部を収容し、前記貫通孔の中心軸と内周面との間の距離が、前記圧縮室が形成される圧縮側に比べて、前記圧縮側以外の反圧縮側が長く形成されている大径貫通孔で構成されており、さらに、前記圧縮側の前記スクリューローターとの対向面に、終端部分を設けた円弧状のラビリンス溝を有する軸受ハウジングと
   を備えることを特徴とするスクリュー圧縮機。
4. 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側と前記反圧縮側との境界部分に、給油口を有することを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載のスクリュー圧縮機。
5. 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ラジアル面の前記反圧縮側に、動圧作用を生じさせるための動圧溝を有する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。
6. 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ラジアル面の前記反圧縮側に、油ポケットと油ポケットに連結する油供給口とを設けたことを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載のスクリュー圧縮機。
7. 請求項１〜６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。

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