JP6707021B2 - スクリュー圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、スクリュー圧縮機に係り、更に詳しくは、シールリングを用いて軸封を行うスクリュー圧縮機に関する。

圧縮機やポンプ等では、ロータの軸部とケーシングの軸孔との間隙を介して作動流体が漏洩する。作動流体の漏洩量が多いほど効率が低下するので、当該間隙を封止する必要がある。軸封の手段としては、メカニカルシールやオイルシールを用いる方法等の他に、シールリングを用いる方法がある。

スクリュー圧縮機におけるシールリングによる軸封に関する技術は、例えば、特許文献１に記載されている。特許文献１に記載のスクリュー圧縮機では、スクリューロータの吐出側のシャフト部（軸部）の中間部に環状溝が設けられており、この環状溝内にシールリングが配置されている。シールリングの外周面をケーシングの軸孔の内側面に接触させると共に、圧縮された作動媒体の出口部領域の圧力によってシールリングの一方の端面（軸方向側面）を環状溝の一方の溝壁に接触させることで、シャフト部と軸孔の隙間を封止している。

米国特許第６５７２３５４号明細書

スクリュー圧縮機では、螺旋状のローブを複数有するスクリューロータとスクリューロータを収容するケーシングとで画成された複数の圧縮室がスクリューロータの回転に伴って軸方向に移動しつつ収縮することで、圧縮室内の作動流体を圧縮する。このような圧縮原理のため、スクリューロータの吐出側端面近傍における作動流体の圧力は、各圧縮室の回転方向（周方向）の位置に応じて異なっている。すなわち、吐出側端面近傍の作動流体には周方向に圧力分布が存在する。この作動流体の周方向の圧力分布に起因して、スクリューロータの吐出側のシャフト部とケーシングの吐出側の軸孔との間隙（吐出側の軸孔間隙）に漏洩する作動流体に周方向に圧力分布が生じる。そのため、相対的に圧力の高い領域では、作動流体が圧縮機の外部に向かって漏洩するが、相対的に圧力の低い領域では、作動流体の漏洩流量が圧力の高い領域よりも少ないか、場合によっては、逆に、外部の流体が圧縮室に流入する。

このように、スクリュー圧縮機においては、吐出側の軸孔間隙に漏洩する作動流体に周方向の圧力分布が生じている。上記した特許文献１に記載のスクリュー圧縮機においても、吐出側の軸孔間隙に漏洩する作動流体に周方向の圧力分布があるので、シールリングの軸方向側面に作用する圧力が周方向で異なるものとなる。このため、シールリングの側面における相対的に低い圧力が作用する領域では、相対的に高い圧力が作用する領域とは反対方向の力が働き、シールリングが傾く懸念がある。シールリングが傾くと、シールリングの軸方向側面と環状溝の溝壁との接触面積及びシールリングの外周面と軸孔の内側面との接触面積が著しく減少するので、シールリングの軸封性能が低下する。

本発明は、上記の問題点を解消するためになされたものであり、その目的は、スクリューロータの吐出側のシャフト部とケーシングの吐出側の軸孔との間隙に漏洩する作動流体に周方向の圧力分布があっても、高い軸封性能を発揮することができるスクリュー圧縮機を提供するものである。

上記課題を解決するため、例えば特許請求の範囲に記載の構成を採用する。
本願は上記課題を解決する手段を複数含んでいるが、その一例を挙げるならば、ねじ状のロータ部と前記ロータ部の軸方向の両側端部にそれぞれ配置されたシャフト部とを有するスクリューロータと、前記シャフト部が挿通される軸孔を有し、前記スクリューロータを収容するケーシングと、吐出側のシャフト部と吐出側の軸孔との間隙から作動流体が漏洩することを封止する吐出側軸封部とを備え、前記吐出側軸封部は、前記吐出側のシャフト部における前記吐出側の軸孔に対向する外周部に設けられた環状溝部と、前記環状溝部内において前記吐出側のシャフト部の軸方向に移動可能に配置され、前記吐出側の軸孔の内壁面及び前記環状溝部の側壁面に摺動接触可能なシールリングと、前記ケーシングの外部と前記吐出側の軸孔とを連通させるように前記ケーシングに設けられ、前記シールリングの軸方向いずれか一方側に流体を供給する軸封流体供給路とを有し、前記軸封流体供給路を介して前記シールリングの軸方向いずれか一方側に供給される流体の圧力は、前記シールリングの軸方向他方側に作用する圧力よりも高くなるように設定されていることを特徴とする。

本発明によれば、軸封流体供給路を介してシールリングの軸方向いずれか一方側に、その軸方向他方側に作用する圧力よりも高い圧力の流体を供給するので、吐出側のシャフト部と軸孔との間隙に漏洩する作動流体に周方向の圧力分布があっても、シールリングが吐出側の軸孔の内壁面及び環状溝部の側壁面に一様に押し付けられて傾くことはない。したがって、当該間隙を確実に封止することができ、高い軸封性能を発揮することができる。
上記した以外の課題、構成及び効果は、以下の実施形態の説明により明らかにされる。

本発明のスクリュー圧縮機の第１の実施の形態を示す縦断面図及び本発明のスクリュー圧縮機の第１の実施の形態への潤滑油の供給を示す系統図である。 図１に示す本発明のスクリュー圧縮機の第１の実施の形態をII−II矢視から見た横断面図である。 図１の符号Ｘで示す本発明のスクリュー圧縮機の第１の実施の形態の一部の構成を拡大した縦断面図である。 図３に示す本発明のスクリュー圧縮機の第１の実施の形態の一部の構成をIV−IV矢視から見た断面図である。 本発明のスクリュー圧縮機の第１の実施の形態に対する比較例としての従来のスクリュー圧縮機の吐出側軸封部を示す説明図である。 本発明のスクリュー圧縮機の第１の実施の形態の第１変形例の一部の構成を拡大した縦断面図である。 本発明のスクリュー圧縮機の第１の実施の形態の第２変形例を示す縦断面図である。 図７の符号Ｙで示す本発明のスクリュー圧縮機の第１の実施の形態の第２変形例の一部の構成を拡大した縦断面図である。 本発明のスクリュー圧縮機の第２の実施の形態を示す縦断面図である。 図９の符号Ｚで示す本発明のスクリュー圧縮機の第２の実施の形態の一部の構成を拡大した縦断面図である。

以下、本発明によるスクリュー圧縮機の実施の形態を、図面を用いて例示説明する。本実施の形態は、本発明を給油式でツインロータ型の空気を圧縮するスクリュー圧縮機に適用した例である。
［第１の実施の形態］
第１の実施の形態によるスクリュー圧縮機の構成を図１及び図２を用いて説明する。図１は、第１の実施の形態によるスクリュー圧縮機の縦断面図及びそのスクリュー圧縮機への潤滑油の供給を示す系統図、図２は、図１に示すスクリュー圧縮機をII−II矢視から見た横断面図である。図１中、左側がスクリュー圧縮機の吸込側、右側が吐出側である。図２中、太線の矢印は、スクリュー圧縮機の回転方向を表している。

図１及び図２において、スクリュー圧縮機１は、互いに噛み合って回転する雄ロータ（雄型のスクリューロータ）２及び雌ロータ（雌型のスクリューロータ）３と、雌雄両ロータ２、３を収容するケーシング４とを備える。雄ロータ２は、吸込側軸受６と吐出側軸受７、８とにより回転自在に支持されており、回転駆動源としてのモータ１００に接続されている。雌ロータ３は、雄ロータ２と同様に、吸込側軸受（図示せず）と吐出側軸受（図示せず）とにより回転自在に支持されている。

雄ロータ２は、螺旋状のローブ２１ａを複数（図２では４つ）有するねじ状のロータ部２１と、ロータ部２１の軸方向（図１の左右方向、図２の紙面垂直方向）の両側端部にそれぞれ配置された吸込側（図１では左側）のシャフト部２２及び吐出側（図１では右側）のシャフト部２３とで構成されている。ロータ部２１は、その軸方向の吐出側に、ケーシング４の内壁面に所定の間隙（以下、吐出端面間隙という）Ｇ１もって対向する吐出側端面２１ｂを有している。吸込側のシャフト部２２は、ケーシング４の外側に延出しており、例えば、モータ１００のシャフト部と一体の構成である。吸込側のシャフト部２２における吸込側軸受６よりもシャフト部２２の先端側には、メカニカルシール９が取り付けられている。吐出側のシャフト部２３は、段付きの軸部であり、吐出側軸受７、８が取り付けられる小径軸部２５と、小径軸部２５とロータ部２１との間に位置し、小径軸部２５よりも径の大きい大径軸部２６とで構成されている。

雌ロータ３は、螺旋状のローブ３１ａを複数（図２では６つ）有するねじ状のロータ部３１と、ロータ部３１の軸方向（図２の紙面垂直方向）の両側端部にそれぞれ配置された吸込側のシャフト部（図示せず）及び吐出側のシャフト部３３とで構成されている。ロータ部３１は、雄ロータ２のロータ部２１と同様に、その軸方向の吐出側に、ケーシング４の内壁面に吐出端面間隙もって対向する吐出側端面３１ｂを有している。吐出側のシャフト部３３は、雄ロータ２の吐出側のシャフト部２３と同様に、段付きの軸部であり、吐出側軸受（図示せず）が取り付けられる小径軸部３５と、小径軸部３５とロータ部３１との間に位置し、小径軸部３５よりも径の大きい大径軸部３６とで構成されている。

ケーシング４は、主ケーシング４１と、主ケーシング４１の吐出側（図１では右側）に取り付けられる吐出側ケーシング４２とを有している。

主ケーシング４１には、ボア４６と呼ばれる一部重複する２つの略円筒状の空間が設けられており、ボア４６の軸方向一方側（図１では右側）は開口している。ボア４６には、雄ロータ２及び雌ロータ３のロータ部２１、３１が収容される。主ケーシング４１の外周部には、ボア４６における開口側とは反対側の領域と主ケーシング４１の外部とを連通する吸込口４７が設けられている。主ケーシング４１の軸方向の吸込側端部には、雄ロータ２及び雌ロータ３用の吸込側軸受６を保持する吸込側軸受室（雌ロータ３側は図示せず）４８がそれぞれ設けられており、吸込側軸受室４８の一方側（図１では左側）が開口している。ボア４６と吸込側軸受室４８は、吸込側隔壁４９により隔てられている。吸込側隔壁４９には、雄ロータ２及び雌ロータ３の吸込側のシャフト部２２が挿通される吸込側軸孔（雌ロータ３側は図示せず）４９ａがそれぞれ設けられている。各吸込側軸孔４９ａにはそれぞれ、雄ロータ２及び雌ロータ３の吸込側のシャフト部２２が所定の間隙もって配置されている。

主ケーシング４１には、雄ロータ２及び雌ロータ３の両吸込側軸受室４８の開口を閉塞する吸込側カバー４３が取り付けられている。吸込側カバー４３には、雄ロータ２の吸込側のシャフト部２２が挿通されるカバー軸孔４３ａが設けられている。吸込側カバー４３は、カバー軸孔４３ａ側に、メカニカルシール９を配置するシール室４３ｂを有している。

吐出側ケーシング４２は、主ケーシング４１のボア４６の開口を閉塞している。吐出側ケーシング４２には、吐出側ケーシング４２の外部とボア４６とを連通させる吐出流路５１が設けられている。吐出流路５１は、吐出側ケーシング４２のボア４６側の端面において、所定の形状の吐出ポート５１ａを有している。吐出側ケーシング４２におけるボア４６側とは反対側の部分に、雄ロータ２及び雌ロータ３用の吐出側軸受７、８を保持する吐出側軸受室（雌ロータ３側は図示せず）５２がそれぞれ設けられており、吐出側軸受室５２の一方側（図１では右側）が開口している。ボア４６と吐出側軸受室５２は、吐出側隔壁５３により隔てられている。吐出側隔壁５３には、雄ロータ２及び雌ロータ３の吐出側のシャフト部２３、３３が挿通される吐出側軸孔（雌ロータ３側は図示せず）５３ａがそれぞれ設けられている。各吐出側軸孔５３ａにはそれぞれ、雄ロータ２及び雌ロータ３の吐出側のシャフト部２３、３３の大径軸部２６、３６が所定の間隙（以下、吐出側軸孔間隙という）Ｇ２もって配置されている。吐出側ケーシング４２には、雄ロータ２及び雌ロータ３の両吐出側軸受室５２の開口を閉塞する吐出側カバー４４が取り付けられている。

吸込側カバー４３には、吸込側カバー４３の外部とシール室４３ｂ及び吸込側軸受室４８とを連通させる吸込側軸受給油路６１が設けられている。吸込側軸受給油路６１は、スクリュー圧縮機１の外部から吸込側軸受６及びメカニカルシール９に潤滑油を供給可能とするものである。主ケーシング４１には、吸込側軸受室４８とボア４６内の吸込圧力の領域とを連通させる吸込側油回収路６２が設けられている。吸込側油回収路６２は、吸込側軸受６及びメカニカルシール９を潤滑した潤滑油をボア４６内に導いて回収するものである。

吐出側ケーシング４２には、吐出側ケーシング４２の外部と吐出側軸孔５３ａとを連通させる吐出側軸受給油路６３が設けられている。吐出側軸受給油路６３は、スクリュー圧縮機１の外部から吐出側軸受７、８に潤滑油を供給可能とするものである。吐出側ケーシング４２及び吐出側カバー４４には、吐出側ケーシング４２の吐出側軸受室５２と主ケーシング４１のボア４６内の吸込圧力の領域とを連通させる吐出側油回収路６４が設けられている。吐出側油回収路６４は、吐出側軸受７、８を潤滑した潤滑油をボア４６内に導いて回収するものである。

主ケーシング４１には、主ケーシング４１の外部とボア４６とを連通させる圧縮室給油路６５が設けられている。圧縮室給油路６５は、ボア４６内の雌雄両ロータ２、３に潤滑油を供給するものである。

吸込側軸受給油路６１、吐出側軸受給油路６３、及び圧縮室給油路６５は、オイルセパレータ１０２に接続されている。これらの給油路６１、６３、６５には、潤滑油供給源としてのオイルセパレータ１０２から潤滑油が供給される。

上記のように構成されたスクリュー圧縮機１においては、雄ロータ２及び雌ロータ３の複数のローブ２１ａ、３１ａ（ロータ部２１、３１）とそれを取り囲むケーシング４の内壁面（具体的には、主ケーシング４１のボア４６の内壁面及び吐出側ケーシング４２のボア４６側の端面）とで複数の圧縮室Ｃが画成される。雄ロータ２がモータ１００により駆動されて雌ロータ３を回転駆動すると、雌雄両ロータ２、３の回転の進行に伴い圧縮室Ｃが軸方向に移動しつつ圧縮室Ｃの容積が減少する。これにより、吸込口４７を介して圧縮室Ｃ内に吸い込まれた作動流体としての空気が所定の圧力に達するまで圧縮され、その後、吐出流路５１を介してオイルセパレータ１０２に吐出される。オイルセパレータ１０２では、圧縮空気に含まれる潤滑油と圧縮空気とが分離される。潤滑油が除去された圧縮空気は外部の圧縮空気消費機器（図示せず）に供給され、分離された潤滑油はオイルセパレータ１０２に貯留される。

オイルセパレータ１０２に貯留された潤滑油は、オイルクーラ１０３で冷却されオイルフィルタ１０４で不純物を除去された後に、スクリュー圧縮機１に供給される。スクリュー圧縮機１への潤滑油の供給は、ポンプ等の動力源を用いることなく、オイルセパレータ１０２内に流入する圧縮空気の圧力により行うことが可能である。

スクリュー圧縮機１に供給された潤滑油は、吸込側軸受給油路６１を介してメカニカルシール９及び吸込側軸受６に供給され、メカニカルシール９及び吸込側軸受６を潤滑した後に吸込側油回収路６２を介して圧縮室Ｃ内の吸込過程の領域に回収される。吐出側軸受７、８にも、吸込側軸受６と同様に、吐出側軸受給油路６３及び吐出側軸孔５３ａを介して潤滑油が供給される。吐出側軸受７、８を潤滑した潤滑油は、吐出側油回収路６４を介して圧縮室Ｃ内の吸込過程の領域に回収される。また、オイルセパレータ１０２の潤滑油が圧縮室給油路６５を介して圧縮室Ｃ内に供給され、圧縮過程の領域の空気が冷却されると共に、隣接する圧縮室Ｃ間の間隙が封止される。圧縮室Ｃ内に回収された潤滑油は、圧縮空気と共に吐出流路５１から吐出され、オイルセパレータ１０２に流入する。

ところで、雌雄両ロータ２、３の外表面とケーシング４の内壁面の間には、接触による損傷を防ぐために、少なくとも数十〜数百μｍの間隙が設けてられている。例えば上述したように、雌雄両ロータ２、３のロータ部２１、３１の吐出側端面２１ｂ、３１ｂと吐出側ケーシング４２のボア４６側の端面との間には、吐出端面間隙Ｇ１が設けられている。また、雌雄両ロータ２、３の吐出側のシャフト部２３、３３の大径軸部２６、３６と吐出側ケーシング４２の吐出側軸孔５３ａとの間には、吐出側軸孔間隙Ｇ２が設けられている。このため、圧縮室Ｃ内の圧縮された作動流体が圧力差によって、吐出端面間隙Ｇ１及び吐出側軸孔間隙Ｇ２を介して吐出側軸受室５２に流出しようとする。そこで、本実施の形態によるスクリュー圧縮機１は、吐出側軸孔間隙Ｇ２から作動流体が漏洩することを封止する吐出側軸封部を更に備える。

次に、第１の実施の形態によるスクリュー圧縮機の吐出側軸封部の構成を図１、図３及び図４を用いて説明する。ここでは、雄ロータ側の吐出側軸封部の構成についてのみ説明するが、雌ロータ側の吐出側軸封部も同様な構成である。図３は、図１の符号Ｘで示すスクリュー圧縮機の吐出側軸封部の一部を拡大した縦断面図、図４は図３に示すスクリュー圧縮機の吐出側軸封部の一部をIV−IV矢視から見た断面図である。図３中、左側がスクリュー圧縮機の吸込側、右側が吐出側である。なお、図３及び図４において、図１及び図２に示す符号と同符号のものは、同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。

図１及び図３において、吐出側軸封部は、吐出側のシャフト部２３の大径軸部２６における吐出側軸孔５３ａの内壁面に対向する外周部に設けられた環状溝部７１と、環状溝部７１内に配置されたシールリング７２と、吐出側ケーシング４２の外部と吐出側軸孔５３ａとを連通させるように吐出側ケーシング４２に設けられ、シールリング７２の軸方向いずれか一方側（図１及び図３では左側又は右側）に流体を供給可能な軸封流体供給路とを備える。本実施の形態においては、軸封流体供給路として吐出側軸受給油路６３が用いられている。すなわち、吐出側軸受給油路６３は、スクリュー圧縮機１の外部から吐出側軸受７、８に潤滑油を供給する機能に加えて、スクリュー圧縮機１の外部からシールリング７２に潤滑油（流体）を供給する機能も有している。

環状溝部７１は、図３に示すように、吐出側のシャフト部２３の大径軸部２６の周方向に延在する底面７６と、底面７６から径方向に立ち上がるシャフト部基端側（図３では左側）の第１の側壁面７７及びシャフト部先端側（図３では右側）の第２の側壁面７８とで画成されている。環状溝部７１は、例えば、断面形状が矩形の円環状である。

シールリング７２は、図３及び図４に示すように、円環状で、例えば、周方向の１箇所が分割された合い口７２ａを有しており、合い口７２ａを拡げることで環状溝部７１に容易に装着できるように構成されている。シールリング７２は、例えば、樹脂材料で成形されており、吐出側軸受給油路６３を介して供給される潤滑油（流体）の熱により膨張し、合い口７２ａが当接して周方向に隙間のない円環状となるように構成されている。シールリング７２は、その軸方向幅が環状溝部７１の溝幅よりも小さくなるように設定されており、環状溝部７１内において吐出側のシャフト部２３の軸方向に移動可能となるように構成されている。シールリング７２は、その軸方向いずれか一方側及び内周部に潤滑油（流体）の圧力を受けることで、その軸方向の他方側が環状溝部７１のいずれか一方の側壁面７７、７８と摺動接触すると共に、その外周部が吐出側軸孔５３ａの内壁面と摺動接触して、吐出側軸孔間隙Ｇ２を封止するものである。シールリング７２は、例えば、その断面形状が矩形となるように形成されており、その外面が内周面９１、外周面９２、軸方向の吐出側のシャフト部２３の基端側（図３では左側）の第１の側面９３、軸方向の吐出側のシャフト部２３の先端側（図３では右側）の第２の側面９４で構成されている。

軸封流体供給路としての吐出側軸受給油路６３は、その吐出側軸孔５３ａ側の開口部６３ａがシールリング７２よりも吐出側のシャフト部２３の先端側（図３では右側）に位置するように設けられており、シールリング７２における軸方向のシャフト部２３の先端側（第２の側面９４側）に流体を供給するものである。本実施の形態においては、軸封流体供給路に供給される流体として、吐出側軸受７、８に供給する潤滑油が用いられている。吐出側軸受給油路６３には、オイルセパレータ１０２から潤滑油（流体）が供給される。つまり、オイルセパレータ１０２は、吐出側軸受７、８用の潤滑油供給源として機能すると共に、シールリング７２用の軸封流体供給源として機能する。吐出側軸受給油路６３を介してシールリング７２の第２の側面９４側に供給される潤滑油（流体）の圧力は、シールリング７２における軸方向のシャフト部２３の基端側（第１の側面９３側）に作用する圧力、すなわち吐出側軸孔間隙Ｇ２に流入する空気（作動流体）の圧力、よりも高くなるように設定されている。

次に、第１の実施の形態によるスクリュー圧縮機の吐出側軸封部の作用を従来のスクリュー圧縮機の軸封部と比較して図２、図３、及び図５を用いて説明する。図５は、第１の実施の形態の比較例としての従来のスクリュー圧縮機の軸封部を示す説明図である。なお、図５において、図１〜図４に示す符号と同符号のものは、同様な部分であるので、その詳細な説明は省略する。

上述のように構成したスクリュー圧縮機１では、複数の圧縮室Ｃが雄ロータ２及び雌ロータ３の回転に伴って軸方向に移動しつつ収縮することで、圧縮室Ｃ内の空気（作動流体）を圧縮する。このような圧縮原理のため、雄ロータ２及び雌ロータ３のロータ部２１、３１の吐出側端面２１ｂ、３１ｂ近傍における圧縮空気（作動流体）の圧力は、各圧縮室Ｃの回転方向（周方向）の位置に応じて異なっている。すなわち、ロータ部２１、３１の吐出側端面２１ｂ、３１ｂ近傍の圧縮空気には周方向に圧力分布が存在する。

具体的な一例を挙げるならば、例えば図２に示すように、吐出側端面２１ｂ、３１ｂ近傍における雄ロータ２と雌ロータ３が噛み合わない領域では、吐出ポート５１ａとは反対側（図２では上側）の領域を起点として、二点鎖線の矢印Ｐの方向に向かうほど高圧の領域となる。また、吐出側端面２１ｂ、３１ｂ近傍において雄ロータ２と雌ロータ３の噛み合う領域では、雄ロータ２と雌ロータ３が理論上の３点で接触すると、上側の高圧の吐出空間Ｄｓと下側の低圧の吸込空間Ｓｓとが混在した状態となる。ただし、吐出側端面２１ｂ、３１ｂ近傍における雄ロータ２と雌ロータ３の噛み合い状態（接触状態）は、雄ロータ２及び雌ロータ３の回転位置に応じて変化するので、雄ロータ２と雌ロータ３の噛み合う領域の圧力分布も、雄ロータ２及び雌ロータ３の回転位置に応じて上記の場合とは異なる。

このように、ロータ部２１、３１の吐出側端面２１ｂ、３１ｂ近傍の圧縮空気には周方向に圧力分布が存在する。このため、この空気の周方向の圧力分布に起因して、複数の圧縮室Ｃから吐出側軸孔間隙Ｇ２に漏洩する圧縮空気にも周方向の圧力分布が生じる。

従来のスクリュー圧縮機１１０の軸封部においては、図５に示すように、吐出側のシャフト部２３に環状溝部１１１が設けられており、この環状溝部１１１内にシールリング１１２が配置されている。この従来の軸封部は、圧縮室Ｃから吐出側軸孔間隙Ｇ２に漏洩する圧縮空気の圧力を、シールリング１１２の内周面１２１及びロータ部２１側の第１の側面１２３（図５では左側面）に作用させることで、シールリング１１２の外周面１２２を吐出側軸孔５３ａに押し付けると共に、シールリング１１２の吐出側軸受室５２側の第２の側面１２４（図５では右側面）を環状溝部１１１の両側壁面１１７、１１８のうち吐出側軸受室５２側の側壁面１１８（図５では右側壁面）に押し付けて吐出側軸孔間隙Ｇ２を封止しようとするものである。

しかし、吐出側軸孔間隙Ｇ２に漏洩する圧縮空気には周方向の圧力分布があるので、シールリング１１２の第１の側面１２３に作用する圧縮空気の圧力は、周方向において一様ではなく、最小圧力（Ｐ_min）から最大圧力（Ｐ_max）までの分布が生じる。例えば図５に示すように、シールリング１１２の第１の側面１２３の下側の領域には最大圧力（Ｐ_max）が作用し、その反対側の上側の領域には最小圧力（Ｐ_min）が作用する。それに対して、シールリング１１２の第２の側面１２４には、吐出側軸受室５２と略同じ圧力（Ｐ_ｂ）が周方向に一様に作用する。漏洩する圧縮空気の最小圧力（Ｐ_min）は、スクリュー圧縮機１１０の運転条件によっては、吐出側軸受室５２の圧力（Ｐ_ｂ）よりも低いことがある。

このような場合、シールリング１１２の第１の側面１２３のうち、最大圧力（Ｐ_max）近傍の圧力が作用する部分においては吐出側軸受室５２側（図５では右側）に向かって力を受ける。それに対して、最小圧力（Ｐ_min）近傍の圧力が作用する部分においては、ロータ部２１側（図５では左側）に向かって力を受ける。このため、シールリング１１２が環状溝部１１１内で傾き、シールリング１１２の第２の側面１２４と環状溝部１１１の側壁面１１８との接触面積及びシールリング１１２の外周面１２２と吐出側軸孔５３ａとの接触面積が著しく減少する懸念がある。この場合、シールリング１１２の軸封性能が著しく低下する。

それに対して、本実施の形態においては、図３に示すように、吐出側軸孔間隙Ｇ２に漏洩する圧縮空気の最大圧力（Ｐ_max）よりも大きな圧力（Ｐ_oil）の潤滑油を、吐出側軸受給油路（軸封流体供給路）６３を介して吐出側軸孔５３ａ（吐出側軸孔間隙Ｇ２）に供給する。これにより、シールリング７２の内周面９１及び吐出側軸受給油路６３に近い側の第２の側面９４（図３の右側面）の周方向全域が相対的に高圧の潤滑油の圧力（Ｐ_oil）を受ける。したがって、シールリング７２は、圧縮空気の圧力に抗して、シャフト部２３の基端方向（図３では左方向）に力を受け、その第１の側面９３（図３では左側面）が環状溝部７１の第１の側壁面７７に押し付けられると共に、シールリング７２の外周面９２が吐出側軸孔５３ａの内壁面に押し付けられる。また、シールリング７２は、潤滑油により加熱されて熱膨張する。これにより、シールリング７２の合い口７２ａ（図４参照）が所定の設定温度（例えば、７０℃）において接触する。

このように、シールリング７２の第２の側面９４の周方向全域に圧縮空気の最大圧力（Ｐ_max）よりも高い圧力（Ｐ_oil）が常に作用するので、シールリング７２が環状溝部７１内で傾くことを防ぐことができる。このため、シールリング７２の第１の側面９３と環状溝部７１の第１の側壁面７７、及び、シールリング７２の外周面９２と吐出側軸孔５３ａとが確実に摺動接触する。また、シールリング７２は、熱膨張で合い口７２ａの隙間がなくなる。したがって、吐出側軸孔間隙Ｇ２における圧縮空気の漏洩が遮断される。このため、圧縮室Ｃから吐出側軸受室５２（図１参照）に漏洩する圧縮空気が著しく減少し、スクリュー圧縮機１の省エネルギ化が可能となる。

なお、吐出側軸受給油路６３を介して吐出側軸孔間隙Ｇ２に供給された潤滑油は、シールリング７２の第２の側面９４に圧力を加えた後、吐出側軸受７、８を潤滑する。その後、潤滑油は、吐出側油回収路６４を介して吸込過程にある圧縮室Ｃに流入し、圧縮空気と共に吐出流路５１から外部に吐出される。

上述したように、第１の実施の形態によれば、吐出側軸受給油路（軸封流体供給路）６３を介してシールリング７２の第２の側面９４側（軸方向一方側）に、その第１の側面９３（軸方向他方側）に作用する圧縮空気（作動流体）の圧力（Ｐ_max）よりも高い圧力（Ｐ_oil）の流体を供給するので、吐出側軸孔間隙Ｇ２に漏洩する圧縮空気（作動流体）に周方向の圧力分布があっても、シールリング７２が吐出側軸孔５３ａの内壁面及び環状溝部７１の側壁面７７に一様に押し付けられて傾くことはない。したがって、吐出側軸孔間隙Ｇ２を確実に封止することができ、高い軸封性能を発揮することができる。

また、本実施の形態によれば、軸封流体供給路が吐出側軸受７、８に潤滑油を供給する吐出側軸受給油路６３の機能を兼ねているので、軸封流体供給路と吐出側軸受給油路６３を個別に設ける構成よりも構造の簡素化を図ることができる。

なお、上述の説明では、雄ロータ２の吐出側軸封部の作用及び効果を示したが、雌ロータ３の吐出側軸封部の作用及び効果についても同様である。

［第１の実施の形態の第１変形例］
次に、本発明を適用したスクリュー圧縮機の第１の実施の形態の第１変形例を、図６を用いて例示説明する。図６は、第１の実施の形態の第１変形例によるスクリュー圧縮機の吐出側軸封部の一部を拡大した縦断面図である。図６中、左側がスクリュー圧縮機の吸込側、右側が吐出側である。なお、図６において、図１〜図５に示す符号と同符号のものは、同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。

図６に示す第１の実施の形態の第１変形例によるスクリュー圧縮機１Ａは、大略第１の実施の形態と同様の構成であるが、吐出側軸封部の環状溝部７１Ａの形状及び軸封流体供給路としての吐出側軸受給油路６３Ａの吐出側軸孔５３ａ側の開口部６３ｂの位置が異なる。

具体的には、環状溝部７１Ａの吐出側軸受給油路６３Ａに近い側の第２の側壁面７８Ａは、その溝開口側の部分が底面７６側の部分に対して吐出側軸受給油路６３Ａ側に傾斜している。換言すると、第２の側壁面７８Ａは、底面７６から径方向に立ち上がる底面側の垂直面８０と、垂直面８０に対して吐出側軸受給油路６３Ａ側に傾斜する溝開口側の傾斜面８１とで構成されている。傾斜面８１は、吐出側軸孔５３ａの内壁面と共に潤滑油（流体）を貯留可能な流体貯留部Ｆｓを形成している。垂直面８０の最外径又は傾斜面８１の最内径（ｄｏ）は、シールリング７２の内径（ｄｓ）よりも大きくなるように設定されている。傾斜面８１は、第１の実施の形態によるスクリュー圧縮機１の環状溝部７１の第２の側壁面７８の溝開口部を面取りすることで容易に成形可能である。

吐出側軸受給油路６３Ａは、その開口部６３ｂの軸方向位置が環状溝部７１Ａの傾斜面８１の配置位置となるように設定されている。つまり、吐出側軸受給油路６３Ａは、流体貯留部Ｆｓに開口し連通している。

ところで、第１の実施の形態によるスクリュー圧縮機１（図１及び図３参照）においては、スクリュー圧縮機１からオイルセパレータ１０２に吐出された圧縮空気（作動流体）の圧力により、潤滑油をスクリュー圧縮機１に供給する。この場合、スクリュー圧縮機１の始動時では、先ず、圧縮室Ｃ内に吸い込まれた空気（作動流体）が圧縮されてその圧力が上昇する。その後、スクリュー圧縮機１から吐出された圧縮空気がオイルセパレータ１０２内に流入し、オイルセパレータ１０２内の圧力が上昇する。したがって、スクリュー圧縮機１の始動時等では、吐出側軸孔間隙Ｇ２に供給される潤滑油の圧力（Ｐ_oil）よりも吐出側軸孔間隙Ｇ２内の空気の最大圧力（Ｐ_max）の方が短時間で増加する。つまり、始動時等では、吐出側軸孔間隙Ｇ２内の圧縮空気の最大圧力（Ｐ_max）が一時的に潤滑油の圧力（Ｐ_oil）よりも高い状態となる。

このとき、吐出側軸孔間隙Ｇ２内の圧縮空気の圧力により、シールリング７２が環状溝部７１内で吐出側軸受給油路６３側に移動し、その第２の側面９４が環状溝部７１の第２の側壁面７８に押し付けられる可能性がある。この場合、吐出側軸孔間隙Ｇ２の潤滑油の圧力（Ｐ_oil）がその後圧縮空気の最大圧力（Ｐ_max）より大きくなっても、シールリング７２が環状溝部７１の第１の側壁面７７側に押し返されない懸念がある。なぜなら、吐出側軸孔間隙Ｇ２の大きさは数十〜数百μｍとシールリング７２の側面９３、９４の幅（例えば、数ｍｍ）に比べて著しく小さく、シールリング７２の吐出側軸受給油路６３側の軸方向側面の受圧面積が小さくなるからである。この状況においても、吐出側軸孔間隙Ｇ２の封止は実現可能である。しかし、環状溝部７１と摺動接触するシールリング７２の側面９３、９４が運転条件によって変わるので、シールリング７２の摩耗による寿命の予測が困難になるという課題が生じる。

また、吸込側が上側に吐出側が下側になるようにスクリュー圧縮機１が縦置きに設置される場合、シールリング７２は、スクリュー圧縮機１の始動時、自身の自重により環状溝部７１の第２の側壁面７８に接触した状態となる。したがって、この場合も、上述した問題点がある。

それに対して、図６に示す本変形例においては、スクリュー圧縮機１Ａの始動時等に、シールリング７２の第２の側面９４が環状溝部７１Ａの第２の側壁面７８Ａに接触した場合でも、環状溝部７１Ａの吐出側軸受給油路６３Ａ側の溝開口側の領域に流体貯留部Ｆｓを設けた分、シールリング７２の吐出側軸受給油路６３Ａ側の第２の側面９４の受圧面積が吐出側軸孔間隙Ｇ２の断面積に対して十分に大きい。したがって、供給される潤滑油の圧力（Ｐ_oil）が吐出側軸孔間隙Ｇ２における空気の最大圧力（Ｐ_max）よりも大きくなれば、シールリング７２は環状溝部７１Ａ内でロータ部２１側に押し返され、その第１の側面９３が環状溝部７１Ａの第１の側壁面７７に摺動接触する。したがって、シールリング７２の第１の側面９３が常に摩耗するので、シールリング７２の寿命予測が容易になる。

また、本変形例においては、環状溝部７１Ａの第２の側壁面７８Ａの傾斜面８１の最内径（ｄｏ）をシールリング７２の内径（ｄｓ）よりも大きくなるように設定したので、シールリング７２が環状溝部７１Ａ内で吐出側軸受給油路６３Ａ側に移動した場合、シールリング７２の第２の側面９４が環状溝部７１Ａの第２の側壁面７８Ａの垂直面８０に確実に接触する。したがって、シールリング７２が環状溝部７１Ａの傾斜面８１及び吐出側軸孔５３ａに挟まれたり噛み込まれたりすることがないので、シールリング７２の噛込み等による損傷、シールリング７２の噛込み等に起因したシャフト部２３の損傷、及び噛込み等によるシールリング７２の破損に起因した吐出側軸受７、８（図１参照）の損傷を防止することができる。

上述したように、第１の実施の形態の第１変形例によれば、第１の実施の形態と同様の効果に加えて、更に以下の効果を得ることができる。
本変形例によれば、環状溝部７１Ａの吐出側軸受給油路６３Ａに近い側の第２の側壁面７８Ａの溝開口側の部分（傾斜面８１）を、第２の側壁面７８Ａの底面側の部分（垂直面８０）に対して吐出側軸受給油路６３Ａの側に位置させ、傾斜面８１と吐出側軸孔５３ａとにより流体貯留部Ｆｓを形成させたので、シールリング７２が吐出側軸受給油路６３Ａ側に移動した場合でも、シールリング７２の第２の側面９４の受圧面積を吐出側軸孔間隙Ｇ２の断面積よりも大きくなる。したがって、シールリング７２を環状溝部７１Ａの第１の側壁面７７に押し返して摺動接触させることが可能である。この結果、シールリング７２の第１の側面９３が常に摩耗するので、シールリング７２の寿命予測が容易になる。

また、本変形例によれば、軸封流体供給路としての吐出側軸受給油路６３Ａを流体貯留部Ｆｓに開口するように構成したので、吐出側軸孔間隙Ｇ２の狭い空間を介さずにシールリング７２の第２の側面９４に流体を供給することができ、シールリング７２に供給する流体の圧力損失を低減することができる。

［第１の実施の形態の第２変形例］
次に、本発明を適用したスクリュー圧縮機の第１の実施の形態の第２変形例を、図７及び図８を用いて例示説明する。図７は、第１の実施の形態の第２変形例によるスクリュー圧縮機の縦断面図、図８は図７の符号Ｙで示すスクリュー圧縮機の吐出側軸封部の一部を拡大した縦断面図である。図７及び図８中、左側がスクリュー圧縮機の吸込側、右側が吐出側である。なお、図７及び図８において、図１〜図６に示す符号と同符号のものは、同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。

図７及び図８に示す第１の実施の形態の第２変形例によるスクリュー圧縮機１Ｂは、大略第１の実施の形態と同様の構成であるが、吐出側軸封部の環状溝部７１Ｂの設置位置が異なる。具体的には、環状溝部７１Ｂは、シャフト部２３の大径軸部２６の最も基端側の部分に設けられており、ロータ部２１側の第１の側壁面がロータ部２１の吐出側端面２１ｂにより構成されている。

第１の実施の形態（図１及び図３参照）においては、吐出側軸孔間隙Ｇ２における圧縮空気（作動流体）の圧力がシールリング７２の第１の側面９３に作用する。それに対して、本変形例においては、図８に示すように、吐出端面間隙Ｇ１に漏洩した圧縮空気の圧力がシールリング７２の外周面９２に作用する。このような場合でも、第１の実施の形態の場合と同様に、シールリング７２の内周面９１及び第２の側面９４に、圧縮空気の最高圧力（Ｐ_max）よりも高圧の潤滑油（流体）の圧力（Ｐ_oil）が周方向に一様に作用する。このため、吐出端面間隙Ｇ１に漏洩した圧縮空気の圧力に抗して、シールリング７２の外周面９２及び第１の側面９３がそれぞれ吐出側軸孔５３ａ及びロータ部２１の吐出側端面２１ｂに押し付けられる。これにより、シールリング７２の第１の側面９３とロータ部２１の吐出側端面２１ｂ、及び、シールリング７２の外周面９２と吐出側軸孔５３ａとが確実に摺動接触するので、圧縮空気の吐出側軸孔間隙Ｇ２からの漏洩が遮断される。

また、第１の実施の形態においては、シールリング７２の第１の側面９３のうち、外周側先端部分を除く領域が環状溝部７１の第１の側壁面７７に摺動接触する。それに対して、本変形例においては、シールリング７２の第１の側面９３の全面がロータ部２１の吐出側端面２１ｂと摺動接触する。したがって、シールリング７２の偏摩耗が防止され、シールリング７２の長寿命化の実現が可能となる。

上述したように、第１の実施の形態の第２変形例によれば、第１の実施の形態と同様の効果に加えて、更に以下の効果を得ることができる。本実施の形態によれば、ロータ部２１の吐出側端面２１ｂがシールリング７２と摺動接触する環状溝部７１の側壁面を構成するので、シールリング７２の偏摩耗を防ぎ、シールリング７２の長寿命化を図ることができる。

また、本実施の形態によれば、ロータ部２１の吐出側端面２１ｂがシールリング７２と摺動接触する環状溝部７１の側壁面を構成するので、吐出端面間隙Ｇ１の領域が、シールリング７２と接触する分、縮小する。したがって、吐出端面間隙Ｇ１を介した圧縮室Ｃ間の圧縮空気の漏洩を抑制することができる。

さらに、本実施の形態によれば、シールリング７２をロータ部２１の吐出側端面２１ｂに摺動接触させるので、シールリング７２の外周面９２に吐出端面間隙Ｇ１の圧縮空気（作動流体）の圧力が作用する一方、内周面９１に吐出端面間隙Ｇ１の圧縮空気の最高圧力（Ｐ_max）よりも高圧の潤滑油（流体）の圧力（Ｐ_oil）が作用する。このため、相対的に高圧の潤滑油がロータ部２１の吐出側端面２１ｂに沿って吐出端面間隙Ｇ１側に漏出しやすく、シールリング７２の摩耗粉が高圧の潤滑油と共に吐出端面間隙Ｇ１を介して圧縮室Ｃ側に流入する。したがって、シールリング７２の摩耗粉の吐出側軸受７、８への混入を防止でき、吐出側軸受７、８の短寿命化を引き起こす懸念がない。

［第２の実施の形態］
次に、本発明を適用したスクリュー圧縮機の第２の実施の形態を、図９及び図１０を用いて例示説明する。図９は、第２の実施の形態によるスクリュー圧縮機の縦断面図、図１０は図９の符号Ｚで示すスクリュー圧縮機の吐出側軸封部の一部を拡大した縦断面図である。図９及び図１０中、左側がスクリュー圧縮機の吸込側、右側が吐出側である。なお、図９及び図１０において、図１〜図８に示す符号と同符号のものは、同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。

図９及び図１０に示す第２の実施の形態によるスクリュー圧縮機１Ｃが第１の実施の形態と異なる点は、吐出側軸受給油路６３とは別に軸封流体供給路７３を新たに設けたこと、及び、シールリング７２に供給した流体を回収する軸封流体回収路７４を新たに設けたことである。

具体的には、軸封流体供給路７３は、吐出側ケーシング４２の外部と吐出側軸孔５３ａとを連通させるように吐出側ケーシング４２に設けられている。軸封流体供給路７３の吐出側軸孔５３ａ側の開口部７３ａは、シールリング７２よりも吐出側のシャフト部２３の基端側（図９及び図１０では左側）に位置するように設けられている。軸封流体供給路７３は、シールリング７２における軸方向のシャフト部２３の基端側（第１の側面９３側）に流体を供給するものである。軸封流体供給路７３を介してシールリング７２の第１の側面９３側に供給される流体の圧力（Ｐ_oil2）は、シールリング７２における軸方向のシャフト部２３の先端側（第２の側面９４側）に作用する圧力、すなわち吐出側軸受給油路６３を介して吐出側軸孔間隙Ｇ２に供給される吐出側軸受７、８用の潤滑油の圧力（Ｐ_oil1）、よりも高くなるように設定されている。

軸封流体供給路７３には、例えば、軸封流体供給源としてのオイルセパレータ１０２から、流体としての潤滑油が供給される。この場合、例えば、吐出側軸受給油路６３又は吐出側軸受給油路６３に接続される潤滑油系統に絞りや減圧弁を設けることで、軸封流体供給路７３を介して供給される潤滑油と吐出側軸受給油路６３を介して供給される潤滑油との圧力差を確保する。

軸封流体回収路７４は、吐出側軸孔５３ａに連通するように吐出側ケーシング４２に設けられている。軸封流体回収路７４の吐出側軸孔５３ａ側の開口部７４ａは、軸封流体供給路７３の開口部７３ａよりもシャフト部２３の基端側（図９及び図１０では左側）に位置するように設けられている。

本実施の形態においては、吐出側軸受給油路６３を介して供給した潤滑油の圧力（Ｐ_oil1）よりも大きな圧力（Ｐ_oil2）の潤滑油を、軸封流体供給路７３を介して吐出側軸孔間隙Ｇ２に供給する。これにより、シールリング７２の内周面９１及び軸封流体供給路７３に近い側の第１の側面９３（図９及び図１０では左側面）の周方向全域が相対的に高圧の潤滑油の圧力（Ｐ_oil2）を受ける。したがって、シールリング７２は、吐出側軸受７、８用の潤滑油の圧力（Ｐ_oil1）に抗して、シャフト部２３の先端方向（図９及び図１０では右方向）に力を受け、その第２の側面９４（図９及び図１０では右側面）が環状溝部７１の第２の側壁面７８に押し付けられると共に、その外周面９２が吐出側軸孔５３ａの内壁面に押し付けられる。

このように、シールリング７２の軸封流体供給路７３側の第１の側面９３の周方向全域に常に吐出側軸受７、８用の潤滑油の圧力（Ｐ_oil1）よりも高い圧力（Ｐ_oil2）が作用するので、吐出側軸孔間隙Ｇ２に流入する圧縮空気に周方向の圧力分布があっても、シールリング７２が環状溝部７１内で傾くことを防止することができる。このため、シールリング７２の第２の側面９４と環状溝部７１の第２の側壁面７８、及び、シールリング７２の外周面９２と吐出側軸孔５３ａとが確実に摺動接触する。また、シールリング７２は、第１の実施の形態の場合と同様に、熱膨張により合い口７２ａの隙間がなくなる。したがって、吐出側軸孔間隙Ｇ２における作動流体（圧縮空気）の漏洩が遮断されるので、圧縮室Ｃから吐出側軸受室５２に漏洩する圧縮空気が著しく減少し、スクリュー圧縮機１Ｃの省エネルギ化が可能となる。

軸封流体供給路７３を介して吐出側軸孔間隙Ｇ２に供給された潤滑油は、シールリング７２の軸封流体供給路７３側の第１の側面９３に圧力を加えた後、軸封流体回収路７４に吸い込まれる。その後、軸封流体回収路７４の潤滑油は、吐出側油回収路６４を介して吸込過程の圧縮室Ｃに流入し、圧縮空気と共に吐出流路５１から外部に吐出される。

上述したように、第２の実施の形態によれば、軸封流体供給路７３を介してシールリング７２の第１の側面９３側（軸方向一方側）に、その第２の側面９４（軸方向他方側）に作用する吐出側軸受７、８用の潤滑油の圧力（Ｐ_oil1）よりも高い圧力（Ｐ_oil2）の潤滑油（流体）を供給するので、吐出側軸孔間隙Ｇ２に漏洩する圧縮空気（作動流体）に周方向の圧力分布があっても、シールリング７２が吐出側軸孔５３ａの内壁面及び環状溝部７１の第２の側壁面７８に一様に押し付けられて傾くことはない。したがって、吐出側軸孔間隙Ｇ２を確実に封止することができ、高い軸封性能を発揮することができる。

また、本実施の形態によれば、軸封流体供給路７３の開口部７３ａをシールリング７２よりも吐出側のシャフト部２３の基端側に設けたので、シールリング７２の第１の側面９３側（ロータ部２１側）が、軸封流体供給路７３を介して供給された相対的に高圧の潤滑油（流体）の圧力及び吐出側軸孔間隙Ｇ２に漏洩する空気（作動流体）の圧力を受ける。このため、スクリュー圧縮機１の始動時や定格時においても、シールリング７２の第２の側面９４が常に環状溝部７１に摺動接触する。つまり、環状溝部７１と摺動接触するシールリング７２の側面９４がスクリュー圧縮機１Ｃの運転条件によって変わらないので、シールリング７２の摩耗による寿命の予測が容易である。

さらに、本実施の形態によれば、軸封流体供給路７３を介して吐出側軸孔間隙Ｇ２に供給した相対的に高圧の潤滑油（流体）を軸封流体回収路７４により回収するので、吐出側軸孔間隙Ｇ２から吐出端面間隙Ｇ１に潤滑油（流体）が漏出することを抑制することができる。このため、吐出端面間隙Ｇ１に漏出した潤滑油（流体）に起因する攪拌動力を低減することができる。

また、本実施の形態によれば、吐出側軸受給油路６３を介して供給された潤滑油の圧力（Ｐ_oil1）よりも大きな圧力（Ｐ_oil2）の潤滑油を吐出側軸孔間隙Ｇ２に供給することにより、吐出側軸孔間隙Ｇ２を封止することができるので、吐出側軸孔間隙Ｇ２に漏洩する圧縮空気（作動流体）の最高圧力よりも低い圧力の潤滑油（流体）を供給しても、軸封が可能である。したがって、軸封流体供給路７３への流体の供給圧を、第１の実施の形態及びその変形例の場合よりも低くすることも可能である。

［その他の実施の形態］
なお、本発明は、上述した実施の形態に限られるものではなく、様々な変形例が含まれる。上記した実施形態は本発明をわかり易く説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。すなわち、ある実施形態の構成の一部を他の実施の形態の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施形態の構成に他の実施の形態の構成を加えることも可能である。また、各実施形態の構成の一部について、他の構成の追加、削除、置換をすることも可能である。

例えば、上述した実施の形態においては、空気を圧縮するスクリュー圧縮機１、１Ａ、１Ｂ、１Ｃを例に説明したが、アンモニアやＣＯ２等の冷媒を圧縮するスクリュー圧縮機に本発明を適用することができる。また、給油式のスクリュー圧縮機１、１Ａ、１Ｂ、１Ｃを例に説明したが、水が供給される水潤滑式のスクリュー圧縮機にも本発明を適用することができる。また、ツインロータ型のスクリュー圧縮機１、１Ａ、１Ｂ、１Ｃを例に説明したが、シングルロータ型やトリプルロータ型等のツインロータ型以外のスクリュー圧縮機にも本発明を適用することができる。なお、シングルロータ型のスクリュー圧縮機では、スクリューロータのロータ部は、ゲートロータの歯と噛み合う螺旋状の溝を複数有しており、ねじ状である。

また、上述した実施の形態においては、シールリング７２の断面形状が矩形である例を示したが、シールリングの外周部及び軸方向いずれか一方側が吐出側軸孔５３ａ及び環状溝部７１、７１Ａの側壁面に摺動接触して吐出側軸孔間隙Ｇ２を封止する形状であれば任意である。例えば、シールリング７２の側面や外周面がある曲率を有する面で構成したり、窪みや溝等を設けた凹凸状で構成したりすることも可能である。

なお、上述した実施の形態においては、軸封流体供給路を介してシールリング７２に供給する流体として吐出側軸受７、８に供給する潤滑油を用いた例を示したが、スクリュー圧縮機の形式や条件に応じて、水等の液体や計装空気等の気体の使用も可能である。ただし、この場合、吐出側軸受７、８の潤滑油を供給する潤滑油供給路と別に軸封流体供給路を設ける必要がある。

また、上述した実施の形態においては、軸封流体供給源としてオイルセパレータ１０２を用いる例を示したが、軸封流体供給源として、オイルセパレータ１０２以外の任意の供給源を用いることが可能である。

また、上述した第１の実施の形態の第１の変形例においては、環状溝部７１Ａの吐出側軸受給油路６３Ａに近い側の第２の側壁面７８Ａを、底面側の垂直面８０と溝開口側の傾斜面８１とで構成した例を示した。しかし、第２の側壁面７８Ａの溝開口側の部分は、垂直面８０に対して吐出側軸受給油路（軸封流体供給路）６３Ａ側に位置し、吐出側軸孔５３ａの内壁面と共に流体貯留部Ｆｓを形成する貯留部形成面であれば良い。たとえば、図６の二点鎖線で示す第２の側壁面の溝開口側の部分は、傾斜面ではなく、階段状の貯留部形成面８１Ｄである。

１、１Ａ、１Ｂ、１Ｃ…スクリュー圧縮機、 ２…雄ロータ（スクリューロータ）、 ３…雌ロータ（スクリューロータ）、 ４…ケーシング、 ７、８…吐出側軸受、 ２１、３１…ロータ部、 ２１ａ、３１a…ローブ、 ２１ｂ、３１ｂ…吐出側端面、 ２２…吸込側のシャフト部、 ２３、３３…吐出側のシャフト部、 ４９ａ…吸込側軸孔（軸孔）、 ５３ａ…吐出側軸孔（吐出側の軸孔）、 ７１、７１Ａ、７１Ｂ…環状溝部、 ７７…第１の側壁面、 ７８、７８Ａ…第２の側壁面、 ７２…シールリング、 ６３、６３Ａ…吐出側軸受給油路（軸封流体供給路）、 ６３ａ、６３ｂ…開口部、 ７３…軸封流体供給路、 ７３ａ…開口部、 ７４…軸封流体回収路、 ７４ａ…開口部、 ８０…垂直面、 ８１…傾斜面、８１Ｄ…貯留部形成面、 Ｇ２…吐出側軸孔間隙（吐出側のシャフト部と吐出側の軸孔との間隙）、 Ｆｓ…流体貯留部

Claims (10)

1. ねじ状のロータ部と前記ロータ部の軸方向の両側端部にそれぞれ配置されたシャフト部とを有するスクリューロータと、
   前記シャフト部が挿通される軸孔を有し、前記スクリューロータを収容するケーシングと、
   吐出側のシャフト部と吐出側の軸孔との間隙から作動流体が漏洩することを封止する吐出側軸封部とを備え、
   前記吐出側軸封部は、
   前記吐出側のシャフト部における前記吐出側の軸孔に対向する外周部に設けられた環状溝部と、
   前記環状溝部内において前記吐出側のシャフト部の軸方向に移動可能に配置され、前記吐出側の軸孔の内壁面及び前記環状溝部の側壁面に摺動接触可能なシールリングと、
   前記ケーシングの外部と前記吐出側の軸孔とを連通させるように前記ケーシングに設けられ、前記シールリングの軸方向いずれか一方側に流体を供給する軸封流体供給路とを有し、
   前記軸封流体供給路を介して前記シールリングの軸方向いずれか一方側に供給される流体の圧力は、前記シールリングの軸方向他方側に作用する圧力よりも高くなるように設定されている
   ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
2. 請求項１に記載のスクリュー圧縮機において、
   前記軸封流体供給路の軸孔側の開口部は、前記シールリングよりも前記吐出側のシャフト部の先端側に位置し、
   前記軸封流体供給路を介して供給される流体の圧力は、前記間隙に流入する作動流体の圧力よりも高くなるように設定されている
   ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
3. 請求項２に記載のスクリュー圧縮機において、
   前記ロータ部の吐出側端面が前記環状溝部の側壁面の一方を構成する
   ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
4. 請求項１に記載のスクリュー圧縮機において、
   前記軸封流体供給路の軸孔側の開口部は、前記シールリングよりも前記吐出側のシャフト部の基端側に位置する
   ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
5. 請求項４に記載のスクリュー圧縮機において、
   前記吐出側軸封部は、前記吐出側の軸孔に連通するように前記ケーシングに設けられた軸封流体回収路を更に有し、
   前記軸封流体回収路の軸孔側の開口部は、前記軸封流体供給路の軸孔側の開口部よりも前記吐出側のシャフト部の基端側に位置する
   ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
6. 請求項１乃至５のいずれか１項に記載のスクリュー圧縮機において、
   前記環状溝部を画成する側壁面のうち、前記軸封流体供給路に近い側の側壁面は、その溝開口側の部分が底面側の部分に対して前記軸封流体供給路の側に位置し、その溝開口側の部分が前記吐出側の軸孔の内壁面と共に前記流体を貯留可能な流体貯留部を形成する
   ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
7. 請求項６に記載のスクリュー圧縮機において、
   前記環状溝部を画成する側壁面のうち、前記軸封流体供給路に近い側の前記側壁面は、その溝開口側の部分の最内径が前記シールリングの内径よりも大きくなるように設定されている
   ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
8. 請求項６に記載のスクリュー圧縮機において、
   前記軸封流体供給路は、前記流体貯留部に開口する
   ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
9. 請求項６に記載のスクリュー圧縮機において、
   前記環状溝部を画成する側壁面のうち、前記軸封流体供給路に近い側の前記側壁面は、その溝開口側の部分が底面側の部分に対して前記軸封流体供給路の側に傾斜する傾斜面である
   ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
10. 請求項２又は３に記載のスクリュー圧縮機において、
    前記軸封流体供給路には、前記スクリューロータを回転自在に支持する吐出側軸受に供給する潤滑油が供給される
    ことを特徴とするスクリュー圧縮機。

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