JP6904376B2 - スクリュー圧縮機 - Google Patents

Description

本開示は、スクリュー圧縮機に関するものである。

スクリューロータに噛み合うゲートロータを有し、１８０°を超える回転角度で圧縮開始から吐出完了までの行程を行うスクリュー圧縮機がある（例えば、特許文献１参照）。

この種のスクリュー圧縮機では、スクリューロータを回転駆動する電動機は、回転速度が一定である。この種のスクリュー圧縮機の容量制御（単位時間当たりの押しのけ量の制御）は、圧縮途中の作動流体（冷媒）の一部を吸入側に戻すアンロード制御で行われている。

特開平６−４２４７５号公報

上記構成では、アンロードで容量制御をするため、圧縮室から吸入側に冷媒を戻すときに圧縮損失が生じるおそれがある。

本開示の目的は、スクリューロータに噛み合うゲートロータを有し、１８０°を超える回転角度で圧縮開始から吐出完了までの行程を行うスクリュー圧縮機において、容量制御をするときに圧縮損失が生じるのを抑制することである。

本開示の第１の態様は、
外周面に複数のスクリュー溝（31）が形成され、回転駆動されるスクリューロータ（30）と、
上記スクリュー溝（31）の総数Ｓに対する歯数Ｔの比Ｔ／Ｓを２．５以上とした複数の歯（41）を有し、上記スクリューロータ（30）と噛み合うゲートロータ（40）と、内部に上記スクリューロータ（30）が配置される円筒壁（25）と、を備え、
圧縮開始から吐出完了までの行程が、上記スクリューロータ（30）の１８０°を超える回転角度で行われるスクリュー圧縮機を前提とする。

このスクリュー圧縮機は、上記スクリューロータ（30）の回転速度を調整する速度調整部（19）を備える。

第１の態様では、スクリュー圧縮機はゲートロータ（40）が1つのいわゆる１ゲートロータ機となる。１ゲートロータ機はゲートロータ（40）が２つの２ゲートロータ機よりも圧力損失が少ない特性を有する。そして、１ゲートロータ機を可変速駆動して高速回転させることにより、吐出圧損が少ない利点を生かしつつ、漏れ損失を低減できる。

本開示の第１の態様は、
上記スクリューロータ（30）を回転駆動する電動機（15）を備え、
上記速度調整部（19）は、スクリューロータ（30）の回転速度を、上記電動機（15）に定格周波数の電源電圧がそのまま印加された場合の回転速度よりも速くするように構成され、
さらに、円筒壁（25）の内周面とスクリューロータ（30）のスクリュー溝（31）とで囲まれた流体室（23）が吐出ポート（24）に連通するタイミングを調整することにより内部容積比を制御するためのスライドバルブ（52）を有するバルブ調整機構（50）を備えることを特徴とする。

本開示の第２の態様は、
第１の態様において、
上記スクリュー溝（31）の総数Sが３または４であり、上記ゲートロータ（40）の歯数Ｔが１０以上で１５以下であることを特徴とする。

第２の態様では、作動流体の体積変化速度を十分に低減することができる。そして、吐出圧力損失及び運転音を低減できる。

本開示の第３の態様は、
第１または第２の態様において、
定格出力時の上記スクリューロータ（30）の最高回転速度が３０００（r/min）よりも大きいことを特徴とする。

第３の態様では、交流の周波数ｆ（Hz）がｆ＝５０の商用電源を極数が２の交流電動機に接続した場合の最高回転速度が３０００（r/min）となるのに対して、スクリューロータ（30）がそれよりも高速で駆動される。よって、漏れ損失が低減され、圧縮機の性能を高められる。

本開示の第４の態様は、
第３の態様において、
定格出力時の上記スクリューロータ（30）の最高回転速度が４５００（r/min）よりも大きいことを特徴とする。

第４の態様では、図１１Ａのグラフに示しているように、定格出力時の上記スクリューロータ（30）の最高回転速度を４５００（r/min）よりも速くすることにより、期間成績係数が安定する。

本開示の第５の態様は、
第１から第４の態様の何れか１つにおいて、
作動流体が、冷媒回路（5）を循環する冷媒であり、
上記冷媒は、ＨＦＣ−１３４ａ（１，１，１，２−テトラフルオロエタン）よりも密度が小さいことを特徴とする。

本開示の第６の態様は、
第５の態様において、
上記冷媒は、Ｒ１２３４ｚｅ、Ｒ１５２ａ、Ｒ５１５Ａ、Ｒ５１５Ｂ、又はＲ４５０Ａのいずれか一つであることを特徴とする。

第５，第６の態様では、ＨＦＣ−１３４ａよりも密度が小さく、能力が出にくい冷媒を用いる場合に、本開示のスクリュー圧縮機を高速回転で用いることにより、冷媒の吐出圧損が少ない利点を生かしつつ、能力の低下も抑えられる。

図１は、実施形態に係るスクリュー圧縮機の縦断面図（図２のI−I線断面図）である。 図２は、図１のII−II線断面図である。 図３は、図１のスクリュー圧縮機のケーシングを吐出側の端面から見た斜視図である。 図４は、スクリューロータとゲートロータの噛み合い状態を示す外観図である。 図５は、スクリューロータとゲートロータの噛み合い状態を示す斜視図である。 図６は、図３のVI−VI線断面の斜視図である。 図７は、スライドバルブの中心を通る面でケーシングを切断した断面図である。 図８は、スライドバルブの外観形状を示す斜視図である。 図９は、定格負荷時の最高回転速度とＣＯＰの関係を示すグラフである。 図１０は、圧縮機の負荷とＣＯＰの関係を示すグラフである。 図１１Ａは、定格負荷時の最高回転速度と期間効率の関係を示すグラフである。 図１１Ｂは、１００％負荷時の最高回転速度（r/s）を変化させた場合の部分負荷時の回転速度の数値を示す表である。

以下、実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。

〈概略の構成〉
図１及び図２に示す本実施形態のスクリュー圧縮機（1）は、冷凍空調に用いられ、冷凍サイクルを行う冷媒回路（5）に設けられて、作動流体である冷媒を圧縮するものである。このスクリュー圧縮機（1）は、中空のケーシング（10）と圧縮機構（20）とを備えている。

図１には、冷媒回路（5）の一部のみを示している。この冷媒回路には、ＨＦＣ−１３４ａ（１，１，１，２−テトラフルオロエタン）よりも密度が小さい冷媒が充填されている。具体的に、この冷媒回路には、Ｒ１２３４ｚｅが充填されている。Ｒ１２３４ｚｅは、ＨＦＯ−１２３４ｚｅ（Ｅ−又はＺ−１，３，３，３−テトラフルオロプロペン）からなる冷媒である。

〈ケーシング〉
上記ケーシング（10）は、その内部のほぼ中央に、低圧冷媒を圧縮する上記の圧縮機構（20）を収容している。また、ケーシング（10）の内部には、低圧室（11）と高圧室（12）とが区画形成されている。低圧室（11）は、冷媒回路の蒸発器（図示せず）から低圧のガス冷媒が導入され、その低圧ガスを圧縮機構（20）へ案内する空間である。高圧室（12）は、上記圧縮機構（20）から吐出された高圧のガス冷媒が流入する空間である。

上記ケーシング（10）の低圧室（11）側の端面には吸入カバー（16）が装着され、高圧室（12）側の端面には吐出カバー（17）が装着されている。また、ケーシング（10）に形成される後述のゲートロータ室（14）は、ゲートロータカバー（18）で覆われている。

〈電動機〉
ケーシング（10）内には、ステータ（15a）内でロータ（15b）が回転する電動機（15）が固定されている。この電動機（15）と圧縮機構（20）とが、回転軸である駆動軸（21）によって連結されている。ケーシング（10）内にはベアリングホルダ（27）が設けられている。駆動軸（21）の吐出側の端部は、ベアリングホルダ（27）に装着された軸受（26）に支持されている。駆動軸（21）の中間部は、軸受（28）に支持されている。

本実施形態では、電動機（15）の回転速度を調整する速度調整部（19）が電動機（15）に接続されている。この実施形態の速度調整部（19）は、交流電源の周波数を変更することにより電動機（15）の回転速度を変化させるインバータ回路である。インバータ回路（19）により電動機（15）の回転速度を変化させると、電動機（15）に駆動軸（21）で連結された後述のスクリューロータ（30）の回転速度も変化する。

〈圧縮機構〉
上記圧縮機構（20）は、円筒壁（25）と１つのスクリューロータ（30）と１つのゲートロータ（40）とを有している。円筒壁（25）は、ケーシング（10）内に形成されている。スクリューロータ（30）は、円筒壁（25）の中に配置されている。ゲートロータ（40）は、スクリューロータ（30）に噛み合う。スクリューロータ（30）は、上記駆動軸（21）に装着され、キー（図示せず）によって、駆動軸（21）に対する回り止めがなされている。本実施形態のスクリュー圧縮機（1）は、以上のように、ケーシング（10）内にスクリューロータ（30）とゲートロータ（40）が一対一の関係で１つずつ設けられた、いわゆる１ゲートロータのシングルスクリュー圧縮機である。

上記円筒壁（25）は、ケーシング（10）の中心部分に所定の厚みで形成されている。この円筒壁（25）に、スクリューロータ（30）が回転可能に挿入される。円筒壁（25）の一面側（図１では右側端）は、低圧室（11）に面する。円筒壁（25）の他面側（図１では左側端）は、高圧室（12）に面する。

図４，５に示すように、上記スクリューロータ（30）の外周面には、螺旋状のスクリュー溝（31）が複数（本実施形態では、３本）形成されている。スクリューロータ（30）は、円筒壁（25）に回転可能に嵌合し、上記電動機（15）により回転駆動される。スクリューロータ（30）の歯先外周面は、該円筒壁（25）に包囲されている。

各ゲートロータ（40）は、放射状に配置された複数（本実施形態１では、１０枚）のゲート（歯）（41）を有する円板状に形成されている。ゲートロータ（40）は、軸心がスクリューロータ（30）の軸心と直交する平面上に配置されている。ゲートロータ（40）は、ゲート（41）が円筒壁（25）の一部を貫通し、スクリューロータ（30）のスクリュー溝（31）に噛み合うように構成されている。スクリューロータ（30）は金属製であり、ゲートロータ（40）は合成樹脂製である。

本開示のスクリュー圧縮機（1）において、ゲートロータ（40）は、上記スクリュー溝（31）の総数Ｓに対するゲート（41）の歯数Ｔの比Ｔ／Ｓを２．５以上とした複数の歯を有する。本開示のスクリュー圧縮機（1）は、圧縮開始から吐出完了までの行程が、上記スクリューロータ（30）の１８０°を超える回転角度で行われる。特に、本実施形態のスクリュー圧縮機（1）では、圧縮開始から吐出完了までの行程は、約３６０°の回転角度で行われる。

上記ゲートロータ（40）は、ケーシング（10）内に区画形成されたゲートロータ室（14）に配置されている。ゲートロータ（40）には、その中心に、回転軸である従動軸（45）が連結されている。この従動軸（45）は、ゲートロータ室（14）に設けられた軸受（46）によって回転可能に支持されている。この軸受（46）は、軸受ハウジングを介してケーシング（10）に保持されている。

上記圧縮機構（20）では、円筒壁（25）の内周面とスクリューロータ（30）のスクリュー溝（31）とで囲まれた空間が、吸入室や圧縮室に変化する流体室（23）になる（以下、圧縮室という場合及び流体室と言う場合のいずれにも符号（23）を用いる）。スクリューロータ（30）は、図１，図４及び図５における右側端部が吸入側であり、左側端部が吐出側である。スクリューロータ（30）の吸入側端部（32）の外周部分は、テーパ状に形成されている。スクリューロータ（30）のスクリュー溝（31）は、吸入側端部（32）において低圧室（11）に開放しており、この開放部分が圧縮機構（20）の吸入口になっている。

上記圧縮機構（20）は、スクリューロータ（30）の回転に伴って、ゲートロータ（40）のゲート（41）がスクリューロータ（30）のスクリュー溝（31）に対して移動することにより、圧縮室（23）の拡大動作および縮小動作が繰り返される。これにより、冷媒の吸入行程、圧縮行程及び吐出行程が順に、かつ繰り返し行われる。

〈スライドバルブ〉
ケーシング（10）を吐出側から見た斜視図である図３，図３をVI−VI平面で切断した断面図である図６に示すように、このスクリュー圧縮機（1）には、圧縮室になっている流体室（23）が吐出ポート（24））に連通するタイミングを調整することにより内部容積比（圧縮機構（20）の吸入容積に対する吐出容積の比率）を制御するためのスライドバルブ（52）を有するバルブ調整機構（50）が設けられている。なお、図７には、スライドバルブ（52）の中心を通る面でケーシングを切断した断面図を示している。

本実施形態では、バルブ調整機構（50）は、図３，図６，図７に示すように、ケーシング（10）の１カ所に設けられている。バルブ調整機構（50）は、上記スクリュー溝（31）にゲート（41）が噛み合って形成される圧縮室（23）に連通するように上記円筒壁（25）に形成された開口部（51）の開口面積を調整する機構である。開口部（51）は本実施形態における圧縮機構（20）の吐出ポートである。

スライドバルブ（52）は、バルブ本体（53）とガイド部（54）とを有する。スライドバルブ（52）は、外観形状を示す斜視図である図８に示すように、緩やかな円弧形の断面形状の部分である上記バルブ本体（53）と、円柱状の部分である上記ガイド部（54）とが一体的に形成された部材である。バルブ本体（53）は、内周面（P1）側の円弧面の半径が、外周面（P2）側の円弧面の半径よりも大きい。

ケーシング（10）には、ガイド部（54）が軸方向へスライド可能に嵌合するシリンダ（61）が形成され、バルブ本体（53）が軸方向へスライドすることにより、開口部（51）の開口面積が調整される。ケーシング（10）には、バルブ本体（53）を軸方向へスライド可能に収容するバルブ収容部（55）が形成されている。バルブ収容部（55）は、ケーシング（10）の円筒壁（25）の軸方向と平行にのびる凹部である。バルブ収容部（55）はスクリューロータ（30）に面する部分が開口になっており、この開口が上記開口部（51）になっている。バルブ収容部（55）は、上記円筒壁（25）からスクリューロータ（30）の径方向外方へ断面円弧状に突出し、且つスクリューロータ（30）の軸方向へのびる湾曲壁（56）を有している。

上記バルブ調整機構（50）は、バルブ本体（53）の上記軸心方向への移動を許容する一方で、バルブ本体（53）が上記軸心方向と直角の方向（スクリューロータ（30）の径方向）へ移動するのを規制する。

バルブ本体（53）は、上記圧縮室（23）で圧縮された高圧流体がケーシング（10）内の吐出通路（図示せず）へ流出する流路に面する高圧側端面（53a）を有している（図８参照）。図８において、バルブ本体（53）の軸直角方向線に対する高圧側端面（53a）の傾き（α）は、スクリュー溝（31）の傾きとほぼ同じに定められている。

上述したように、ケーシング（10）内には、上記円筒壁（25）に上記スクリューロータ（30）が挿入されることにより、円筒壁（25）の一端側が吸入側となり、他端側が吐出側となる流体室（23）が形成されている。上記ガイド部（54）は、図７に示すように、上記バルブ本体（53）に対して、上記流体室の吸入側に配置されている。

〈スライドバルブ駆動機構〉
図７に概略構造を示すように、このスクリュー圧縮機（1）は、上記スライドバルブ（52）を駆動するスライドバルブ駆動機構（60）を備えている。スライドバルブ駆動機構（60）は、ケーシング（10）と一体に形成された上記シリンダ（61）と、このシリンダ（61）に収容されて該シリンダ（61）内を進退するピストン（62）とを備えた流体圧シリンダ機構（65）により構成されている。

この流体圧シリンダ機構（65）では、上記ガイド部（54）がピストン（62）として用いられている。このスライドバルブ駆動機構（60）は、詳細は省略するが、バルブ本体（53）の高圧側端面（53a）の面積に作用する高圧圧力により生じる低圧室方向への駆動力と、シリンダ（61）とピストン（62）との間のシリンダ室（66）に導入される流体の高圧圧力がピストン（62）に作用して生じる高圧室方向への駆動力との差を利用して、ピストン（62）、ひいてはスライドバルブ（52）を吸入側から吐出側へ移動させるように構成されている。そのため、ピストン（62）の端面の面積は、高圧側端面（53a）の面積よりも大きく設定される。

スライドバルブ（52）の位置を調整すると、圧縮室（23）で圧縮された高圧冷媒がケーシング（10）内の吐出通路へ流出する流路に面する高圧側端面（53a）の位置が変化する。その結果、ケーシング（10）の円筒壁（25）に形成されている吐出ポートである開口部（51）の開口面積が変化する。このことにより、スクリューロータ（30）の回転中にスクリュー溝（31）が吐出ポートと連通するタイミングが変化する。よって、圧縮機構（20）の内部容積比が調整される。

本実施形態において、スライドバルブ（52）は、運転状態に応じて吐出タイミングが最適になるように位置が制御される。こうすることにより、運転状態に適した圧力の冷媒がスクリュー圧縮機（1）から冷媒回路（5）に吐出される。このことにより、冷媒回路の運転効率を高められる。

スライドバルブ（52）は、上記内部容積比ＶＲが１．２≦ＶＲ≦５の間で、ＶＲを連続的に変化させて最適点に設定したり、ＶＲを段階的にいくつかのステップに区切って最適点（ほぼ最適点）に設定したりすることができる。内部容積比の範囲の下限であるＶＲ＝１．２は、一般的なスライドバルブのストローク限界から定められ、上限であるＶＲ＝５は、製氷ができる程度の圧縮比（最大圧縮比）から定められる。ただし、これらの値は、別の値に変更してもよい。

〈スクリューロータの回転速度制御〉
本実施形態のスクリュー圧縮機（1）は、定格出力時（１００％負荷時）の最高回転速度が３０００（r/min）よりも大きくなるように、速度調整部であるインバータ（19）により電動機（15）が制御される。このように回転速度を設定しているのは、以下の理由による。

交流の電動機（15）では、回転速度をｎ（r/min）、電流の周波数をｆ（Hz）、極数をｐとすると、回転速度ｎが、ｎ＝（１２０ｆ）／ｐで表される。電動機の回転速度は、交流電源の周波数によって定まり、例えば、極数が２の電動機の回転速度は電源周波数の６０倍、極数が４の電動機の回転速度は電源周波数の３０倍、極数が６の電動機の回転速度は電源周波数の２０倍となる。以上のように、極数が２の電動機は、他の極数の電動機に比べて回転速度が最も速い。

ここで、商用電源の周波数ｆ（Hz）は、一般に、ｆ＝５０ または ｆ＝６０ である。例えば、極数が２で回転速度が最も速い交流電動機に商用電源を供給すると、ｆ＝５０である場合には回転速度ｎ＝３０００となり、ｆ＝６０である場合には回転速度ｎ＝３６００となる。本実施形態では、商用電源を電動機（15）へそのまま印加する場合よりも定格出力時の回転速度を速くするため、速度調整部（19）を設けている。

ところで、従来は、１８０°を超える回転角度で圧縮機脚から吐出完了までの行程を行う従来のスクリュー圧縮機では、スクリューロータ（30）の回転速度を電動機（15）の回転速度より速くすることは行われていない。言い換えると、従来は、スクリューロータ（30）の回転速度と電動機（15）の回転速度を異ならせる制御自体が行われていない。本実施形態では、周波数ｆ＝５０の場合にスクリューロータ（30）の回転速度を３０００（r/min）よりも速くし、周波数ｆ＝６０である場合にスクリューロータ（30）の回転速度を３６００（r/min）よりも速くできるようにすることで、スクリューロータ（30）の回転速度を、商用電源を極数が２つの電動機（15）に供給した場合の回転速度より速くしている。

次に、回転速度を上記のように定めた理由を説明する。

図９は、本実施形態と比較例のスクリュー圧縮機の、定格負荷時の最高回転速度とＣＯＰ（成績係数）との関係を示すグラフである。図１０は、本実施形態と比較例のスクリュー圧縮機の、負荷とＣＯＰ殿関係を示すグラフである。本実施形態は、ゲートロータが１枚（以下、１ゲートという）のスクリュー圧縮機、比較例は、ゲートロータが２枚（以下、２ゲートという）のスクリュー圧縮機である。また、本実施形態は、スクリューロータのスクリュー溝が３本でゲートロータのゲートが１０枚のスクリュー圧縮機である。比較例は、スクリューロータのスクリュー溝が６本でゲートロータのゲートが１１枚のスクリュー圧縮機である。本実施形態のスクリュー圧縮機と比較例のスクリュー圧縮機の性能（押しのけ量）は同じとする。

図９に示すように、実施形態のスクリュー圧縮機は、比較例のスクリュー圧縮機と比べて、最高回転速度を速くするとＣＯＰを高められることが分かる。これは、１ゲートのスクリュー圧縮機は、２ゲートのスクリュー圧縮機よりも圧縮行程が長く、吐出流速が遅くて、高速回転時の漏れ損失や圧力損失が小さいためである。

図９に示したＣＯＰの目標値（ＣＯＰの理想の値と実際の値の比から求められる）を達成するには、比較例では回転速度が約９０（r/s）、本実施形態では回転速度が約１２０（r/s）となる。本実施形態では、比較例よりもＣＯＰが約４％向上し、能力（Ｄｕｔｙ：単位時間当たりの吐出量）は約２５％向上する。

次に、図１０を用いて、本実施形態と比較例のスクリュー圧縮機における最大負荷時と部分負荷時のＣＯＰの変化について説明する。本実施形態のスクリュー圧縮機の１００％負荷時（定格出力時）の最高回転速度は、図９より１２０（r/s）とする。比較例のスクリュー圧縮機の１００％負荷時の最高回転速度は、図９より９０（r/s）とする。

図１０に示すように、本実施形態のスクリュー圧縮機（1）は、負荷が１００％、７５％、５０％、２５％と変動しても、ＣＯＰは大きくは変動しない。一方、比較例のスクリュー圧縮機は、負荷が変動すると、特に２５％の低負荷時のＣＯＰが大幅に低下する。比較例のスクリュー圧縮機は、本実施形態のスクリュー圧縮機（1）と比べて低速回転であり、漏れ損失が大きいことが原因と考えられる。

図９において、最高回転速度が６０（r/s）よりも大きいと、比較例よりも高速回転でＣＯＰも向上することが分かる。そこで、本開示のスクリュー圧縮機（1）では、１００％負荷時の最高回転速度を６０（r/s）よりも大きくすることが好ましい。言い換えると、本開示のスクリュー圧縮機（1）の１００％負荷時の回転速度は、商用電源の周波数ｆが、ｆ（Hz）＝５０のときを考慮して、回転速度ｎ＝３０００（r/min）よりも大きく設定される。なお、周波数ｆ（Hz）＝６０のときを考慮すると、回転速度ｎ＝３６００（r/min）よりも大きくするのが好ましい。

−運転動作−
次に、上記スクリュー圧縮機（1）の運転動作について説明する。

このスクリュー圧縮機（1）において電動機（15）を起動すると、駆動軸（21）が回転するのに伴ってスクリューロータ（30）が回転する。このスクリューロータ（30）の回転に伴ってゲートロータ（40）も回転し、圧縮機構（20）が、吸入工程、圧縮行程及び吐出行程を１回のサイクルとする動作を繰り返す。

上記圧縮機構（20）では、スクリューロータ（30）が回転することにより、スクリュー圧縮機（1）の流体室（23）の容積が、スクリュー溝（31）とゲート（41）の相対的な移動に伴って、拡大した後に縮小する動作を行う。

流体室（23）の容積が拡大する間は、低圧室（11）の低圧ガス冷媒が吸入口を通じて流体室（23）に吸入される（吸入工程）。スクリューロータ（30）の回転が進むと、ゲートロータ（40）のゲート（41）により、低圧側から仕切られた圧縮室（23）が区画形成され、そのときに圧縮室（23）の容積の拡大動作が終了して縮小動作が開始される。圧縮室（23）の容積が縮小する間は、吸入された冷媒が圧縮される（圧縮行程）。圧縮室（23）は、スクリューロータ（30）がさらに回転することで移動して行き、やがて吐出側端部が吐出口と連通する。このように、圧縮室（23）の吐出側端部が開口して吐出口と連通すると、圧縮室（23）から高圧室（12）へ高圧ガス冷媒が吐出される（吐出行程）。

バルブ調整機構（50）では、スライドバルブ（52）の位置を調整することにより、ケーシング（10）の円筒壁（25）に形成されている吐出ポートである開口部（吐出ポート）（51）の開口面積が変化する。この面積変化により、吸入容積に対する吐出容積の比率が変化し、圧縮機構（20）の内部容積比が調整される。

本実施形態において、スライドバルブ（52）は、運転状態に応じて吐出タイミングが最適になるように位置が制御される。こうすることにより、運転状態に適した圧力の冷媒がスクリュー圧縮機（1）から冷媒回路（5）に吐出される。このことにより、冷媒回路の運転効率を高められる。

−実施形態の効果−
本実施形態のスクリュー圧縮機は、外周面に複数のスクリュー溝（31）が形成され、回転駆動されるスクリューロータ（30）と、上記スクリュー溝（31）の総数Ｓに対する歯数Ｔの比Ｔ／Ｓを２．５以上とした複数のゲート（41）を有し、上記スクリューロータ（30）と噛み合うゲートロータ（40）とを備え、圧縮開始から吐出完了までの行程が、上記スクリューロータ（30）の１８０°を超える回転角度で行われる１ゲートロータのスクリュー圧縮機（1）である。そして、このスクリュー圧縮機は、上記スクリューロータ（30）の回転速度を調整する速度調整部（19）を備えている。

従来の1ゲートロータのスクリュー圧縮機では、スクリューロータを回転駆動する電動機は、回転速度が一定である。そして、スクリュー圧縮機の容量制御（単位時間当たりの押しのけ量の制御）は、圧縮途中の作動流体（冷媒）の一部を吸入側に戻すアンロード制御で行われている。しかしながら、アンロード制御においては、圧縮室から吸入側に冷媒を戻す時に、比較的大きな圧縮損失が生じるおそれがある。

本実施形態では、スクリュー圧縮機（1）がいわゆる１ゲートロータ機であり、２ゲートロータ機よりも圧力損失が少ない。したがって、スクリューロータ（30）の最高回転速度を２ゲートロータ機よりも速くすることができる。本実施形態では、最高回転速度を速くするために速度調整部（19）を設けている。このことにより、１ゲートロータのスクリュー圧縮機（1）を可変速駆動して高速回転させることが可能になり、吐出圧損が少ない利点を生かしつつ、漏れ損失を低減できる。

また、従来のアンロード制御を行うスクリュー圧縮機では、アンロード時のスライドバルブの位置が変わると吐出タイミングが変化する。吐出タイミングが変化すると過圧縮や圧縮不足が生じ、圧縮機の運転効率が低下する。

本実施形態では、運転容量をスクリューロータ（30）の回転速度で制御できるため、過圧縮や圧縮不足が生じ難く、運転効率が低下するのを抑えられる。

本実施形態では、スクリュー溝（31）を３本とし、ゲート（41）の歯数を１０枚にしている。スクリュー溝（31）の本数が多いと冷媒の体積変化速度が速くなり、吐出流速が速くなって圧力損失及び運転音が大きくなるが、本実施形態では吐出流速を遅く抑えられるから、圧力損失及び運転音も抑えられる。

本実施形態では、定格出力時の上記スクリューロータ（30）の最高回転速度を３０００（r/min）よりも大きくしている。言い換えると、本実施形態では、交流電源の周波数ｆがｆ＝５０（Hz）の場合に、その電源電圧を２極の電動機に印加したときの回転速度よりも速くしている。従来の１ゲートロータのスクリュー圧縮機（1）では、交流電源の周波数によって決まる電動機の回転速度を調整することは行っておらず、漏れ損失を低減することが困難であった。これに対して、本実施形態では、スクリューロータ（30）を従来よりも高速で回転させることにより、スクリューロータ（30）の１回転当たりの冷媒の漏れ量が少なくなる。このため、漏れ損失を低減できる。よって、従来のスクリュー圧縮機よりもＣＯＰを高めることができる。

そして、最高回転速度を速くすることにより、同一のスクリューロータ（30）やゲートロータ（40）を用いても押しのけ量を増やすことができる。その結果、単位能力当たりの圧縮機のコストを低減することができる。

本実施形態では、定格出力時の上記スクリューロータ（30）の最高回転速度を４５００（r/min）よりも大きくしている。図１１Ａのグラフに示しているように、最高回転速度が４５００（r/min）以下であると期間成績係数が大きく低下するのに対して、定格出力時の上記スクリューロータ（30）の最高回転速度を４５００（r/min）よりも大きいと、期間成績係数が安定する。

本実施形態では、ＨＦＣ−１３４ａよりも密度が小さく、能力が出にくい冷媒を用いる場合に、本開示のスクリュー圧縮機を高速回転で用いることにより、冷媒の吐出圧損が少ない利点を生かしつつ、能力の低下も抑えられる。

《その他の実施形態》
上記実施形態については、以下のような構成としてもよい。

〈変形例１〉
例えば、図１１Ａは１００％負荷時の最高回転速度と期間効率の関係を表すグラフである。図１１Ｂは、１００％負荷時の最高回転速度（r/s）を１００，１２０，９０，及び６０に変化させた場合に、７５％負荷時の最高回転速度、５０％負荷時の最高回転速度、２５％負荷時の最高回転速度の数値を示す表である。図１１Ａのグラフの下方には、期間成績係数の計算式を示している。

ここでは、期間成績係数として、米国冷凍空調工業会で定められているＩＰＬＶ（Integrated Part Load Value）を挙げている。期間成績係数は、年間を通じれば、負荷の大きい期間や小さい期間、その中間の期間などがあることから、それぞれの負荷時のＣＯＰに重み付けをして、年間のＣＯＰを求める考え方である。

ＩＰＬＶは、定格負荷（負荷率１００％）時のＣＯＰをＡ、負荷率７５％時のＣＯＰをＢ、負荷率５０％時のＣＯＰをＣ、そして負荷率２５％時のＣＯＰをＤとすると、
ＩＰＬＶ＝０．０１Ａ＋０．４２Ｂ＋０．４５Ｃ＋０．１２Ｄ
で求められる。この式は、ＩＰＬＶを求める対象を平均すれば、年間の運転時間の４５％が負荷率５０％運転、年間の運転時間の４２％が負荷率７５％運転で、負荷率２５％運転と負荷率１００％運転は、それぞれ年間の運転時間の１２％と１％であると考えられていることを意味している。

図１１Ａから分かるように、上記スクリューロータ（30）の最高回転速度が７５（r/s）（４５００（r/min））より大きいと、期間効率の変化が小さい。そこで、本開示のスクリュー圧縮機では、定格出力時の最高回転速度を４５００（r/min）よりも大きくすることが望ましい。

〈変形例２〉
上記実施形態では、スクリュー溝の総数Sを３とし、ゲートロータのゲートの歯数Ｔを１０としたが、例えば、スクリュー溝の総数Sを３または４とし、上記ゲートロータのゲートの歯数Ｔを１０以上で１５以下にしてもよい。

〈変形例３〉
上記実施形態では、内部容積比を調整するスライドバルブを設け、運転状態に応じて吐出のタイミングが最適になるようにスライドバルブを制御しているが、必ずしもスライドバルブをこのように制御しなくてもよい。その場合でも、スクリュー圧縮機における圧縮損失を低減することは可能である。

〈変形例４〉
上記実施形態では、作動流体としての冷媒に、Ｒ１２３４ｚｅを用いているが、本実施形態のスクリュー圧縮機に用いる冷媒は、必ずしもこれらの冷媒でなくてもよい。例えば、Ｒ１５２ａと、Ｒ５１５Ａと、Ｒ５１５Ｂと、Ｒ４５０Ａとのうちの何れか一つを、作動流体である冷媒として用いてもよい。Ｒ１２３４ｚｅと同様に、Ｒ１５２ａ、Ｒ５１５Ａ、Ｒ５１５Ｂ、及びＲ４５０Ａは、それぞれの密度がＨＦＣ−１３４ａの密度よりも小さい。

また、本実施形態のスクリュー圧縮機は、高速回転をすることにより能力を発揮できるため、ＨＦＣ−１３４ａよりも密度が小さくて、単位容積当たりの能力が少ない冷媒に適しているが、用いる冷媒は、ＨＦＣ−１３４ａよりも密度が小さい冷媒には限定されない。

〈変形例５〉
上記実施形態では、速度調整部（19）としてインバータ回路を説明したが、例えば電動機（15）の出力軸とスクリューロータ（30）との間にギヤ列等を用いた変速機を介在させ、これを速度調整部（19）としてもよい。このように、速度調整部（19）は電動機（15）の駆動回路にインバータを用いることには限定されない。

以上、実施形態および変形例を説明したが、特許請求の範囲の趣旨および範囲から逸脱することなく、形態や詳細の多様な変更が可能なことが理解されるであろう。また、以上の実施形態および変形例は、本開示の対象の機能を損なわない限り、適宜組み合わせたり、置換したりしてもよい。

以上説明したように、本開示は、スクリュー圧縮機について有用である。

1 スクリュー圧縮機
5 冷媒回路
19 速度調整部
30 スクリューロータ
31 スクリュー溝
40 ゲートロータ
41 ゲート（歯）

Claims (6)

1. 外周面に複数のスクリュー溝（31）が形成され、回転駆動されるスクリューロータ（30）と、
   上記スクリュー溝（31）の総数Ｓに対する歯数Ｔの比Ｔ／Ｓを２．５以上とした複数の歯（41）を有し、上記スクリューロータ（30）と噛み合うゲートロータ（40）と、内部に上記スクリューロータ（30）が配置される円筒壁（25）と、を備え、
   圧縮開始から吐出完了までの行程が、上記スクリューロータ（30）の１８０°を超える回転角度で行われるスクリュー圧縮機であって、
   上記スクリューロータ（30）の回転速度を調整する速度調整部（19）を備え、
   上記スクリューロータ（30）を回転駆動する電動機（15）を備え、
   上記速度調整部（19）は、スクリューロータ（30）の回転速度を、上記電動機（15）に定格周波数の電源電圧がそのまま印加された場合の回転速度よりも速くするように構成され、
   さらに、円筒壁（25）の内周面とスクリューロータ（30）のスクリュー溝（31）とで囲まれた流体室（23）が吐出ポート（24）に連通するタイミングを調整することにより内部容積比を制御するためのスライドバルブ（52）を有するバルブ調整機構（50）を備え、
   上記バルブ調整機構（50）は、上記スクリューロータ（30）の回転速度を上記電動機（15）に定格周波数の電源電圧がそのまま印加された場合の回転速度よりも速くするときに、スライドバルブ（52）を動作させる
   ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
2. 請求項１において、
   上記スクリュー溝（31）の総数Sが３または４であり、上記ゲートロータ（40）の歯数Ｔが１０以上で１５以下である
   ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
3. 請求項１または２において、
   定格出力時の上記スクリューロータ（30）の最高回転速度が３０００（r/min）よりも大きい
   ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
4. 請求項３において、
   定格出力時の上記スクリューロータ（30）の最高回転速度が４５００（r/min）よりも大きい
   ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
5. 請求項１から４の何れか１つにおいて、
   作動流体が、冷媒回路（5）を循環する冷媒であり、
   上記冷媒は、ＨＦＣ−１３４ａ（１，１，１，２−テトラフルオロエタン）よりも密度が小さい
   ことを特徴とする冷凍装置。
6. 請求項５において、
   上記冷媒は、Ｒ１２３４ｚｅ、Ｒ１５２ａ、Ｒ５１５Ａ、Ｒ５１５Ｂ、又はＲ４５０Ａのいずれか一つである
   ことを特徴とする冷凍装置。

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