WO2010146793A1 - スクリュー圧縮機 - Google Patents

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WO2010146793A1
WO2010146793A1 PCT/JP2010/003763 JP2010003763W WO2010146793A1 WO 2010146793 A1 WO2010146793 A1 WO 2010146793A1 JP 2010003763 W JP2010003763 W JP 2010003763W WO 2010146793 A1 WO2010146793 A1 WO 2010146793A1
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WO
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screw
slide valve
screw rotor
bypass passage
rotor
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Application number
PCT/JP2010/003763
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English (en)
French (fr)
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松本典生
後藤望
鹿野茂治
後藤英之
宮村治則
Original Assignee
ダイキン工業株式会社
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/48—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members
    • F04C18/50—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members the axes being arranged at an angle of 90 degrees
    • F04C18/52—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members the axes being arranged at an angle of 90 degrees of intermeshing engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/10—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber
    • F04C28/12—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber using sliding valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/24—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by using valves controlling pressure or flow rate, e.g. discharge valves or unloading valves
    • F04C28/26—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by using valves controlling pressure or flow rate, e.g. discharge valves or unloading valves using bypass channels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2270/00—Control; Monitoring or safety arrangements
    • F04C2270/17—Tolerance; Play; Gap

Definitions

  • the present invention relates to a measure for improving the performance of a screw compressor.
  • Patent Literature 1 and Patent Literature 2 disclose a single screw compressor including one screw rotor and two gate rotors.
  • the screw rotor is generally formed in a columnar shape, and a plurality of spiral grooves are carved on the outer peripheral portion thereof.
  • the gate rotor is generally formed in a flat plate shape and is disposed on the side of the screw rotor.
  • the gate rotor is provided with a plurality of rectangular plate-shaped gates in a radial pattern.
  • the gate rotor is installed such that its rotation axis is orthogonal to the rotation axis of the screw rotor, and the gate is engaged with the spiral groove of the screw rotor.
  • a screw rotor and a gate rotor are accommodated in a casing, and a fluid chamber is formed by the spiral groove of the screw rotor, the gate of the gate rotor, and the inner wall surface of the casing.
  • the screw rotor is rotationally driven by an electric motor or the like, the gate rotor rotates as the screw rotor rotates. Then, the gate of the gate rotor moves relatively from the start end (end portion on the suction side) to the end end (end portion on the discharge side) of the meshed spiral groove, and the volume of the fluid chamber in the closed state is increased. Reduce gradually. As a result, the fluid in the fluid chamber is compressed.
  • the screw compressor is provided with a slide valve for capacity adjustment.
  • the slide valve is provided at a position facing the outer periphery of the screw rotor, and is slidable in a direction parallel to the rotation axis of the screw rotor.
  • the screw compressor is formed with a bypass passage for communicating the fluid chamber and the suction side during the compression stroke.
  • JP 2004-316586 A Japanese Patent Laid-Open No. 06-042474
  • the opening area of the bypass passage is changed by moving the slide valve, and the flow rate of the fluid flowing out from the fluid chamber to the bypass passage is changed, thereby operating the screw compressor.
  • the capacity is adjusted.
  • the shape of the opening of the bypass passage on the inner peripheral surface of the cylinder portion is not appropriate, so that the pressure loss when the fluid flows out from the fluid chamber to the bypass passage increases, and the screw rotor is driven. There was a risk that the power required to do this would increase.
  • FIG. 21 shows the development of the screw rotor (540) with the gate rotor (550) and the slide valve (570) overlapped.
  • FIG. 22 is a development view of the screw rotor (540) in which only the gate rotor (550) and the opening (534) of the bypass passage (533) are overlapped.
  • the outer peripheral surface of the screw rotor (540) is covered with the cylinder portion (530) of the casing.
  • the upper side of the screw rotor (540) is a low pressure space in the casing
  • the lower side of the screw rotor (540) is a high pressure space in the casing.
  • the gate of the gate rotor (550) is engaged with the spiral groove (541) of the screw rotor (540)
  • a slide valve (570) is disposed on the side of the gate rotor (550).
  • the slide valve (570) can reciprocate in a direction parallel to the rotation axis of the screw rotor (540) (that is, a direction orthogonal to the rotation direction of the screw rotor (540)).
  • the tip surface (602) of the slide valve (570) is a flat surface orthogonal to the moving direction of the slide valve (570).
  • the seat surface (601) which is the surface facing the tip surface (602) of the slide valve (570) in the cylinder portion (530), is also a flat surface orthogonal to the moving direction of the slide valve (570).
  • the portion sandwiched between the tip surface (602) of the slide valve (570) and the seat surface (601) of the cylinder portion (530) is the opening portion of the bypass passage (533) ( 534).
  • FIG. 22 illustrates the transition of the relative position of the opening (534) of one bypass passage (533), one gate rotor (550), and the spiral groove (541) of the screw rotor (540). ing.
  • the transition of these three relative positions will be described with a focus on one spiral groove (541) indicated by a bold line in FIG.
  • FIG. 22 (a) shows a state immediately before the opening (534) of the bypass passage (533) starts communicating with the fluid chamber (523) formed by the spiral groove (541).
  • the opening (534) of the bypass passage (533) starts to communicate with the fluid chamber (523).
  • the fluid pressure in the fluid chamber (523) is approximately equal to the fluid pressure in the low pressure space.
  • the fluid chamber 523 formed by the spiral groove 541 is partitioned from the low-pressure space by the gate of the gate rotor 550. It is done.
  • the fluid chamber (523) partitioned from the low pressure space by the gate rotor (550) bypasses the state immediately before reaching the state (f) through the state shown in FIGS. Continue to communicate with passage (533). In the meantime, part of the fluid flowing into the fluid chamber (523) from the low pressure space is pushed out to the bypass passage (533). Then, when the state shown in FIG. 5F is reached, the fluid chamber (523) is blocked from the bypass passage (533) to become a closed space. When the screw rotor (540) further rotates from the state of FIG. 5 (f), the fluid in the fluid chamber (523) is compressed.
  • the fluid in the fluid chamber (523) is pushed out to the bypass passage (533) by the gate during the period from the state of FIG. 22 (c) to just before the state of FIG. 22 (f). go. Therefore, if the pressure loss when the fluid flows from the fluid chamber (523) into the bypass passage (533) during this period is large, the power necessary to push the fluid to the bypass passage (533) by the gate increases. Operation efficiency will decrease.
  • the present invention has been made in view of such a point, and an object thereof is to improve the operation efficiency when the operation capacity is set to a small value in a screw compressor including a slide valve for adjusting the operation capacity. There is.
  • a first invention is a casing having a screw rotor (40) formed with a plurality of spiral grooves (41) forming a fluid chamber (23), and a cylinder part (30) into which the screw rotor (40) is inserted.
  • a screw compressor provided with a slide valve (70) that changes the opening area of the passage (33) is intended. And in the said slide valve (70), the front end surface (P2) which faces the said bypass channel
  • the screw rotor (40) is inserted into the cylinder part (30) of the casing (10).
  • the screw rotor (40) rotates, fluid is drawn into the fluid chamber (23) formed by the spiral groove (41) and compressed.
  • the slide valve (70) when the slide valve (70) is slid, the opening area of the bypass passage (33) on the inner peripheral surface (35) of the cylinder part (30) changes, and the fluid chamber (23)
  • the flow rate of the fluid flowing out to the low pressure space (S1) through the bypass passage (33) changes. That is, when the slide valve (70) is slid, the amount of fluid discharged from the screw compressor (1) per unit time (that is, the operating capacity of the screw compressor (1)) changes.
  • the end face facing the bypass passage (33) is the tip face (P2), and the tip face (P2) is a spiral groove ( 41) Inclined along the extension direction.
  • the opening part (34) of the bypass passage (33) in the inner peripheral surface (35) of the cylinder part (30) is along the extension direction of the spiral groove (41) formed in the screw rotor (40). It becomes an inclined shape.
  • the area of the opening (34) of the bypass passage (33) that overlaps the spiral groove (41) is enlarged, and the fluid in the fluid chamber (23) flows into the bypass passage (33). The pressure loss is reduced.
  • a portion of the outer peripheral surface (49) of the screw rotor (40) sandwiched between two adjacent spiral grooves (41) is formed on the cylinder portion (30). It becomes a circumferential seal surface (45) that seals between two adjacent spiral grooves (41) in sliding contact with the inner circumferential surface (35).
  • the screw rotor (40 ) Is a front edge (46) of the circumferential seal surface (45), and the screw rotor (40) of the peripheral portion of the front end surface (P2) of the slide valve (70).
  • Is the screw side edge (73), and the screw side edge (73) of the slide valve (70) is the front edge (46) of the circumferential seal surface (45) of the screw rotor (40).
  • the screw side edge (73) of the slide valve (70) has a shape parallel to the front edge (46) of the circumferential seal surface (45) of the screw rotor (40). Therefore, during the rotation of the screw rotor (40), the screw side edge (73) of the slide valve (70) intersects the front edge (46) of the circumferential seal surface (45) of the screw rotor (40). And at the moment when the fluid chamber (23) is shut off from the bypass passage (33), the entire screw side edge (73) of the slide valve (70) is removed from the circumferential seal surface (45) of the screw rotor (40). Overlaps the leading edge (46). That is, the entire screw side edge (73) of the slide valve (70) is exposed to the fluid chamber (23) until just before the fluid chamber (23) is blocked from the bypass passage (33).
  • a portion of the outer peripheral surface (49) of the screw rotor (40) sandwiched between two adjacent spiral grooves (41) is formed on the cylinder portion (30). It becomes a circumferential seal surface (45) that seals between two adjacent spiral grooves (41) in sliding contact with the inner peripheral surface (35), and is included in the peripheral portion of the tip surface (P2) of the slide valve (70).
  • a portion adjacent to the screw rotor (40) is a screw side edge portion (73), and the screw side edge portion (73) of the slide valve (70) is entirely simultaneously with the circumferential seal surface (45 ) And can be overlapped with each other.
  • the screw side edge (73) of the slide valve (70) is inclined so as to follow the spiral groove (41) of the screw rotor (40), so that the whole is simultaneously screw rotor (40). It is possible to overlap with the circumferential sealing surface (45). That is, the screw side edge portion (73) of the slide valve (70) overlaps with the circumferential seal surface (45) when the fluid chamber (23) is shut off from the bypass passage (33). Become.
  • a fourth invention is the gate rotor according to any one of the first to third inventions, wherein a plurality of gates (51) engaged with the spiral groove (41) of the screw rotor (40) are radially formed. (50), the entire opening (34) of the bypass passage (33) in the inner peripheral surface (35) of the cylinder part (30) is removed from the low pressure space (S1) by the gate (51).
  • the screw rotor (40) opens with respect to the partitioned fluid chamber (23) while rotating by a predetermined angle.
  • the gate (51) of the gate rotor (50) is engaged with the spiral groove (41) of the screw rotor (40).
  • the tip end surface (P2) of the slide valve (70) is inclined so as to follow the spiral groove (41) of the screw rotor (40), thereby bypassing the inner peripheral surface (35) of the cylinder portion (30).
  • the entire opening (34) of the passage (33) opens over a predetermined period to the fluid chamber (23) partitioned from the low pressure space (S1) by the gate (51). During this period, the fluid in the fluid chamber (23) flows out to the bypass passage (33) through the entire opening (34) of the bypass passage (33) on the inner peripheral surface (35) of the cylinder portion (30). I will do it.
  • the tip surface (P2) of the slide valve (70) is inclined so as to extend along the extending direction of the spiral groove (41) formed in the screw rotor (40).
  • the opening (34) of the bypass passage (33) in the peripheral surface (35) also has a shape inclined along the extending direction of the spiral groove (41) formed in the screw rotor (40). For this reason, the area of the portion overlapping the spiral groove (41) in the opening (34) of the bypass passage (33) in the inner peripheral surface (35) of the cylinder portion (30) can be enlarged, and the fluid chamber ( 23) It is possible to reduce the pressure loss when the fluid inside flows out to the bypass passage (33).
  • the present invention it is possible to reduce the power required to push the fluid in the fluid chamber (23) to the bypass passage (33), and to bypass the inner peripheral surface (35) of the cylinder portion (30).
  • the operating efficiency of the screw compressor (1) in a state where the passage (33) is open (that is, a state where the operating capacity of the screw compressor (1) is set to be less than the maximum value) can be improved.
  • the screw side edge (73) of the slide valve (70) has a shape parallel to the front edge (46) of the circumferential seal surface (45) of the screw rotor (40). Therefore, the entire screw side edge (73) of the slide valve (70) is exposed to the fluid chamber (23) until just before the fluid chamber (23) is blocked from the bypass passage (33). Therefore, according to this invention, the area of the portion overlapping the spiral groove (41) in the opening (34) of the bypass passage (33) in the inner peripheral surface (35) of the cylinder portion (30) is reduced to the fluid chamber ( 23) can be made as large as possible until just before it is cut off from the bypass passage (33), and the power required to push the fluid in the fluid chamber (23) to the bypass passage (33) is reliably reduced Can do.
  • the screw side edge portion (73) of the slide valve (70) is inclined so as to follow the spiral groove (41) of the screw rotor (40), so that the whole is simultaneously screw rotor (40). ) Can be overlapped with the circumferential seal surface (45). Therefore, according to the present invention, the area of the opening (34) of the bypass passage (33) on the inner peripheral surface (35) of the cylinder portion (30) is sufficiently secured to overlap with the spiral groove (41). can do.
  • the entire opening (34) of the bypass passage (33) in the inner peripheral surface (35) of the cylinder part (30) is partitioned from the low pressure space (S1) by the gate (51). It opens temporarily to the chamber (23). For this reason, during the period when the fluid in the fluid chamber (23) is pushed out to the bypass passage (33) by the gate (51), the bypass passage (33) on the inner peripheral surface (35) of the cylinder portion (30)
  • the area of the opening (34) that overlaps with the spiral groove (41) can be maximized, and the power necessary to push the fluid in the fluid chamber (23) to the bypass passage (33) is further ensured. Can be reduced.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a configuration of a main part of a single screw compressor.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing the AA cross section of FIG.
  • FIG. 3 is a perspective view showing an essential part of the single screw compressor.
  • FIG. 4 is a perspective view of the screw rotor.
  • FIG. 5 is a perspective view of the slide valve.
  • FIG. 6 is a front view of the slide valve.
  • FIG. 7 is a development view of the screw rotor illustrating the cylindrical portion, the slide valve, and the gate rotor together.
  • FIG. 8 is a plan view showing the operation of the compression mechanism of the single screw compressor, where (A) shows the suction stroke, (B) shows the compression stroke, and (C) shows the discharge stroke.
  • FIG. 8 is a plan view showing the operation of the compression mechanism of the single screw compressor, where (A) shows the suction stroke, (B) shows the compression stroke, and (C) shows the discharge stroke.
  • FIG. 9 is a development view of the screw rotor showing the transition of the relative position between the opening of the bypass passage and the spiral groove.
  • FIG. 10 is an enlarged view of FIG.
  • FIG. 11 is a developed view of the screw rotor showing the opening of the bypass passage and the gate rotor together
  • (A) is an enlarged view of FIG. 9 (d)
  • (B) is FIG. 9 (e).
  • FIG. FIG. 12 is an enlarged view of FIG.
  • FIG. 13 is a graph showing the relationship between the rotation angle of the screw rotor and the actual bypass area.
  • FIG. 14 is a graph showing the relationship between the rotation angle of the screw rotor and the refrigerant pressure in the fluid chamber.
  • FIG. 15A and 15B are development views of the screw rotor according to the first modification of the embodiment, in which FIG. 15A is a view corresponding to FIG. 7 and FIG. 15B is a view corresponding to FIG.
  • FIG. 16 is a development view of the screw rotor according to the first modification of the embodiment, and shows a state immediately before the fluid chamber is blocked from the bypass passage.
  • FIG. 17 is a development view of the screw rotor according to the second modification of the embodiment, in which (A) is a view corresponding to FIG. 7, and (B) is a view corresponding to FIG. 18 is a development view of the screw rotor according to the second modification of the embodiment, in which (A) is a view corresponding to FIG.
  • FIG. 19 is a development view of the screw rotor in the third modification of the embodiment, in which (A) is a view corresponding to FIG. 7 and (B) is a view corresponding to FIG.
  • FIG. 20 is a development view of the screw rotor according to the third modification of the embodiment, in which (A) is a view corresponding to FIG. 7 and (B) is a view corresponding to FIG.
  • FIG. 21 is a view corresponding to FIG. 7 in a conventional single screw compressor.
  • FIG. 22 is a view corresponding to FIG. 9 in a conventional single screw compressor.
  • the single screw compressor (1) of the present embodiment (hereinafter simply referred to as a screw compressor) is provided in a refrigerant circuit that performs a refrigeration cycle and compresses the refrigerant.
  • the screw compressor (1) is configured as a semi-hermetic type.
  • the compression mechanism (20) and the electric motor that drives the compression mechanism (20) are housed in a metal casing (10).
  • the compression mechanism (20) is connected to the electric motor via the drive shaft (21). In FIG. 1, the electric motor is omitted.
  • a low-pressure gas refrigerant is introduced from the evaporator of the refrigerant circuit and the low-pressure space (S1) for guiding the low-pressure gas to the compression mechanism (20), and the compression mechanism (20)
  • a high-pressure space (S2) into which the discharged high-pressure gas refrigerant flows is partitioned.
  • the compression mechanism (20) meshes with the cylindrical rotor (30) formed in the casing (10), one screw rotor (40) inserted into the cylindrical wall (30), and the screw rotor (40). And two gate rotors (50).
  • the cylindrical wall (30) is formed in a substantially cylindrical shape and is provided so as to cover the outer peripheral surface (49) of the screw rotor (40).
  • the cylindrical wall (30) constitutes a partition wall portion. A part of the cylindrical wall (30) is notched, and the notched part serves as an inhalation opening (36).
  • the drive shaft (21) is inserted through the screw rotor (40).
  • the screw rotor (40) and the drive shaft (21) are connected by a key (22).
  • the drive shaft (21) is arranged coaxially with the screw rotor (40).
  • the tip of the drive shaft (21) is freely rotatable on a bearing holder (60) located on the high pressure side of the compression mechanism (20) (the right side when the axial direction of the drive shaft (21) in FIG. 1 is the left-right direction). It is supported by.
  • the bearing holder (60) supports the drive shaft (21) via a ball bearing (61).
  • the screw rotor (40) is a metal member formed in a substantially columnar shape.
  • the screw rotor (40) is rotatably inserted into the cylindrical wall (30).
  • the screw rotor (40) is formed with a plurality (six in this embodiment) of spiral grooves (41) extending spirally from one end to the other end of the screw rotor (40).
  • Each spiral groove (41) is a concave groove formed in the outer peripheral portion of the screw rotor (40), and forms a fluid chamber (23).
  • Each screw groove (41) of the screw rotor (40) has a left end in FIG. 4 as a start end and a right end in the same figure as a termination. Further, the screw rotor (40) has a left end portion (end portion on the suction side) in FIG. In the screw rotor (40) shown in FIG. 4, the start end of the spiral groove (41) is opened at the left end face formed in a tapered surface, while the end of the spiral groove (41) is not opened at the right end face. .
  • the side wall surface positioned forward in the rotational direction of the screw rotor (40) is the front wall surface (42), and the side wall surface positioned rearward in the rotational direction of the screw rotor (40) is the rear wall surface ( 43).
  • a portion sandwiched between two adjacent spiral grooves (41) constitutes a circumferential seal surface (45).
  • a portion of the peripheral edge that is located in front of the screw rotor (40) in the rotational direction is a front edge (46), and the peripheral edge is behind the rotational direction of the screw rotor (40). The position is the trailing edge (47).
  • the portion adjacent to the terminal end of the spiral groove (41) constitutes the axial seal surface (48).
  • the axial seal surface (48) is a circumferential surface along the end surface of the screw rotor (40).
  • the screw rotor (40) is inserted into the cylindrical wall (30).
  • the circumferential seal surface (45) and the axial seal surface (48) of the screw rotor (40) are in sliding contact with the inner circumferential surface (35) of the cylindrical wall (30).
  • the circumferential seal surface (45) and axial seal surface (48) of the screw rotor (40) and the inner peripheral surface (35) of the cylindrical wall (30) are not in physical contact, A minimum clearance required for smoothly rotating the screw rotor (40) is provided between the two.
  • An oil film made of refrigerating machine oil is formed between the circumferential seal surface (45) and axial seal surface (48) of the screw rotor (40) and the inner peripheral surface (35) of the cylindrical wall (30), This oil film ensures the airtightness of the fluid chamber (23).
  • Each gate rotor (50) is a resin member provided with a plurality of (11 in this embodiment) gates (51) formed in a rectangular plate shape in a radial pattern.
  • Each gate rotor (50) is disposed outside the cylindrical wall (30) so as to be axially symmetric with respect to the rotational axis of the screw rotor (40). That is, in the screw compressor (1) of the present embodiment, the two gate rotors (50) are arranged at equiangular intervals (180 ° intervals in the present embodiment) around the rotation center axis of the screw rotor (40). Yes.
  • the axis of each gate rotor (50) is orthogonal to the axis of the screw rotor (40).
  • Each gate rotor (50) is arranged so that the gate (51) penetrates the cylindrical wall (30) and meshes with the spiral groove (41) of the screw rotor (40).
  • the gate (51) meshed with the spiral groove (41) of the screw rotor (40) is slidably in contact with the front wall surface (42) or the rear wall surface (43) of the spiral groove (41), and the tip portion is spiral. It is in sliding contact with the bottom wall surface (44) of the groove (41).
  • a minimum clearance necessary for smoothly rotating the screw rotor (40) is provided between the gate (51) engaged with the spiral groove (41) and the screw rotor (40).
  • An oil film made of refrigerating machine oil is formed between the gate (51) engaged with the spiral groove (41) and the screw rotor (40), and the air tightness of the fluid chamber (23) is secured by this oil film.
  • the gate rotor (50) is attached to a metal rotor support member (55) (see FIGS. 2 and 3).
  • the rotor support member (55) includes a base portion (56), an arm portion (57), and a shaft portion (58).
  • the base (56) is formed in a slightly thick disk shape.
  • the same number of arms (57) as the gates (51) of the gate rotor (50) are provided and extend radially outward from the outer peripheral surface of the base (56).
  • the shaft portion (58) is formed in a rod shape and is erected on the base portion (56).
  • the central axis of the shaft portion (58) coincides with the central axis of the base portion (56).
  • the gate rotor (50) is attached to a surface of the base portion (56) and the arm portion (57) opposite to the shaft portion (58). Each arm part (57) is in contact with the back surface of the gate (51).
  • the rotor support member (55) to which the gate rotor (50) is attached is accommodated in a gate rotor chamber (90) defined in the casing (10) adjacent to the cylindrical wall (30) (FIG. 2). See).
  • the rotor support member (55) disposed on the right side of the screw rotor (40) in FIG. 2 is installed in such a posture that the gate rotor (50) is on the lower end side.
  • the rotor support member (55) disposed on the left side of the screw rotor (40) in the figure is installed in such a posture that the gate rotor (50) is on the upper end side.
  • each rotor support member (55) is rotatably supported by a bearing housing (91) in the gate rotor chamber (90) via ball bearings (92, 93).
  • Each gate rotor chamber (90) communicates with the low pressure space (S1).
  • the screw compressor (1) is provided with a slide valve (70) for capacity adjustment.
  • the slide valve (70) is provided in the slide valve storage part (31).
  • the slide valve storage portion (31) is a portion in which the cylindrical wall (30) bulges radially outward at two locations in the circumferential direction from the discharge side end (right end in FIG. 1) to the suction side. It is formed in a substantially semi-cylindrical shape extending toward the end (left end in the figure).
  • the slide valve (70) is configured to be slidable in the axial direction of the cylindrical wall (30), and faces the peripheral side surface of the screw rotor (40) while being inserted into the slide valve storage portion (31). The detailed structure of the slide valve (70) will be described later.
  • a communication path (32) is formed outside the cylindrical wall (30).
  • One communication path (32) is formed corresponding to each slide valve storage part (31).
  • the communication passage (32) is a passage extending in the axial direction of the cylindrical wall (30), one end of which opens into the low pressure space (S1), and the other end thereof is an end portion on the suction side of the slide valve storage portion (31). Is open.
  • a portion of the cylindrical wall (30) adjacent to the other end (the right end in FIG. 1) of the communication path (32) forms a seat portion (11) with which the tip surface (P2) of the slide valve (70) abuts. Yes.
  • the surface facing the front end surface (P2) of the slide valve (70) constitutes the seat surface (P1).
  • the seat surface (P1) of this cylindrical wall (30) has a shape corresponding to the tip surface (P2) of the slide valve (70), and the entire surface is in close contact with the tip surface (P2) of the slide valve (70). Can do.
  • the end face (P1) of the slide valve housing (31) And an end face (P2) of the slide valve (70) is formed with an axial gap.
  • This axial gap constitutes a bypass passage (33) for returning the refrigerant from the fluid chamber (23) to the low pressure space (S1) together with the communication passage (32). That is, one end of the bypass passage (33) communicates with the low pressure space (S1), and the other end can be opened to the inner peripheral surface (35) of the cylindrical wall (30).
  • the screw compressor (1) is provided with a slide valve drive mechanism (80) for driving the slide valve (70) (see FIG. 1).
  • the slide valve drive mechanism (80) includes a cylinder (81) fixed to the bearing holder (60), a piston (82) loaded in the cylinder (81), and a piston rod ( 83), the connecting rod (85) connecting the arm (84) and the slide valve (70), and the arm (84) in the right direction of FIG. And a spring (86) that urges the casing (10) in the direction of pulling away.
  • the slide valve drive mechanism (80) shown in FIG. 1 the internal pressure of the left space of the piston (82) (the space on the screw rotor (40) side of the piston (82)) is changed to the right space (piston (82) of the piston (82). ) Is higher than the internal pressure of the arm (84) side.
  • the slide valve drive mechanism (80) is configured to adjust the position of the slide valve (70) by adjusting the internal pressure in the right space of the piston (82) (ie, the gas pressure in the right space). ing.
  • the suction pressure of the compression mechanism (20) acts on one of the axial end surfaces of the slide valve (70), and the discharge pressure of the compression mechanism (20) acts on the other. .
  • a force in the direction of pressing the slide valve (70) toward the low pressure space (S1) always acts on the slide valve (70). Therefore, when the internal pressure of the left space and the right space of the piston (82) in the slide valve drive mechanism (80) is changed, the magnitude of the force in the direction of pulling the slide valve (70) back to the high pressure space (S2) side changes. As a result, the position of the slide valve (70) changes.
  • the slide valve (70) includes a valve body portion (71), a guide portion (75), and a connecting portion (77).
  • the valve body part (71), the guide part (75), and the connecting part (77) are formed of one metal member. That is, the valve body part (71), the guide part (75), and the connection part (77) are integrally formed.
  • the valve body (71) is shaped like a solid cylinder that has been scraped off, and the scraped part is placed in the casing (10) with the posture facing the screw rotor (40). ing.
  • the opposing surface (72) facing the screw rotor (40) has an arc surface whose curvature radius is equal to the curvature radius of the inner peripheral surface (35) of the cylindrical wall (30), It extends in the axial direction of the valve body (71).
  • the opposing surface (72) of the valve body (71) is in sliding contact with the screw rotor (40).
  • both end surfaces are inclined surfaces inclined with respect to the axial direction of the valve body part (71).
  • the inclination of the end face of the valve body portion (71) that becomes the inclined surface is substantially coincident with the inclination of the spiral groove (41) of the screw rotor (40).
  • the left end surface of the valve body portion (71) in FIG. 6 constitutes the distal end surface (P2) of the slide valve (70). That is, the front end surface (P2) of the slide valve (70) is inclined so as to follow the extending direction of the spiral groove (41) of the screw rotor (40).
  • the tip surface (P2) is orthogonal to the facing surface (72) of the valve body portion (71).
  • a portion adjacent to the screw rotor (40) in the peripheral portion that is, an edge portion forming a boundary between the front end surface (P2) and the facing surface (72) ) Is the screw side edge (73).
  • the guide part (75) is formed in a columnar shape with a T-shaped cross section.
  • the side surface corresponding to the T-shaped horizontal bar (that is, the side surface facing the front side in FIG. 5) has a radius of curvature of the inner peripheral surface (35) of the cylindrical wall (30). It has an arc surface equal to the radius of curvature and constitutes a sliding surface (76) that is in sliding contact with the outer peripheral surface of the bearing holder (60).
  • the guide portion (75) is positioned so that its sliding surface (76) faces the same side as the opposing surface (72) of the valve body portion (71), It is arranged with a gap in between.
  • the connecting portion (77) is formed in a relatively short column shape, and connects the valve body portion (71) and the guide portion (75).
  • the connecting portion (77) is provided at a position offset to the opposite side of the opposed surface (72) of the valve body portion (71) and the sliding surface (76) of the guide portion (75).
  • the space between the valve body portion (71) and the guide portion (75) and the space on the back side of the guide portion (75) that is, the side opposite to the sliding surface (76)).
  • Form a passage for the discharge gas, and a discharge port (25) is formed between the facing surface (72) of the valve body (71) and the sliding surface (76) of the guide portion (75).
  • the high pressure space (S2) communicates with the fluid chamber (23) through the discharge port (25).
  • the portion adjacent to the screw rotor (40) in the peripheral edge portion is the screw side edge portion (73).
  • This screw side edge (73) is slanted so that the shape developed on the plane is along the front edge (46) and the rear edge (47) of the circumferential seal surface (45) of the screw rotor (40). (Ie, a straight line extending in a direction forming a predetermined angle with respect to the circumferential direction of the screw rotor (40) so as to extend along the extending direction of the spiral groove (41)).
  • this screw side edge part (73) becomes a shape where the whole may overlap with the circumferential direction sealing surface (45) of a screw rotor (40).
  • the seat surface (P1) of the cylindrical wall (30) has a shape corresponding to the front end surface (P2) of the slide valve (70), and the whole is the front end of the slide valve (70). Can adhere to the surface (P2).
  • the sheet surface (P1) of the cylindrical wall (30) is orthogonal to the inner peripheral surface (35) of the cylindrical wall (30).
  • a portion of the peripheral portion adjacent to the screw rotor (40) that is, an edge forming a boundary between the seat surface (P1) and the inner peripheral surface (35)) Part
  • the screw side edge (13) is parallel to the screw side edge (73) of the slide valve (70).
  • the opening (34) of the bypass passage (33) in the inner peripheral surface (35) of the cylindrical wall (30) has a parallelogram shape when it is developed on a plane.
  • the screw rotor (40) rotates as the drive shaft (21) rotates.
  • the gate rotor (50) also rotates, and the compression mechanism (20) repeats the suction stroke, the compression stroke, and the discharge stroke.
  • the description will be given focusing on the fluid chamber (23) with dots in FIG.
  • the fluid chamber (23) with dots is in communication with the low-pressure space (S1).
  • the spiral groove (41) in which the fluid chamber (23) is formed meshes with the gate (51) of the gate rotor (50) located on the lower side of the figure.
  • the gate (51) relatively moves toward the end of the spiral groove (41), and the volume of the fluid chamber (23) increases accordingly.
  • the low-pressure gas refrigerant in the low-pressure space (S1) is sucked into the fluid chamber (23).
  • the capacity of the compression mechanism (20) is synonymous with the operation capacity of the screw compressor (1), and “the amount of refrigerant discharged from the compression mechanism (20) to the high-pressure space (S2) per unit time”. Means.
  • the refrigerant discharged from the fluid chamber (23) to the high-pressure space (S2) first flows into the discharge port (25) formed in the slide valve (70). Thereafter, the refrigerant flows into the high-pressure space (S2) through a passage formed on the back side of the guide portion (75) of the slide valve (70).
  • FIGS. 9 to 12 are development views of the screw rotor (40), and the opening (34) of the bypass passage (33) formed by one gate rotor (50) and the corresponding slide valve (70). ). Further, the opening (34) of the bypass passage (33) shown in FIGS. 9 to 12 has a distance between the tip surface (P2) of the slide valve (70) and the seat surface (P1) of the cylindrical wall (30). This is in the maximum state (that is, the state where the capacity of the compression mechanism (20) is minimum). Further, in FIGS. 9 to 12, the opening (534) of the conventional bypass passage is shown by a broken line. The opening (534) of the conventional bypass passage is also in a state where the capacity of the compression mechanism is minimized.
  • FIG. 9 (a) shows a state immediately before the opening (534) of the conventional bypass passage overlaps the spiral groove (41a).
  • the state shown in FIG. 9B is a state immediately before the opening (34) of the bypass passage (33) of the present embodiment overlaps the spiral groove (41a). is there.
  • the state shown in FIG. 9C is that the fluid chamber (23a) formed by the spiral groove (41a) is separated from the low-pressure space (S1) by the gate (51) that has entered the starting end of the spiral groove (41a). It is the state at the time of partitioning. That is, until just before reaching the state of FIG. 9C, the fluid chamber (23a) formed by the spiral groove (41a) communicates with the low pressure space (S1) at the start end side of the spiral groove (41a). . Therefore, until just before reaching the state of FIG.
  • the refrigerant pressure in the fluid chamber (23a) is maintained at substantially the same value as the refrigerant pressure in the low pressure space (S1). Further, immediately after reaching the state of FIG. 9C, the refrigerant in the fluid chamber (23a) is sent back to the low pressure space (S1) through only the bypass passage (33).
  • FIG. 11 (A) is an enlarged view, but in the state shown in FIG. 9 (d), the rear edge (47a) of the circumferential seal surface (45a) located in front of the spiral groove (41a) slides. This is the state immediately before passing the screw side edge (73) of the valve (70).
  • FIG. 11B is an enlarged view, but in the state shown in FIG.
  • the front edge (46b) of the circumferential seal surface (45b) located behind the spiral groove (41a) is cylindrical. This is the state when the wall (30) begins to cross the screw side edge (13). Between the state shown in FIG. 9D and the state shown in FIG. 9E, the entire opening (34) of the bypass passage (33) continues to overlap the spiral groove (41a), and the actual bypass area. There remains the same value as the area a 0 of the opening of the bypass passage (33) (34).
  • the screw rotor (40) rotates from the state shown in FIG. 9 (e)
  • the actual bypass area gradually decreases and eventually becomes the state shown in FIG. 9 (f).
  • the state shown in FIG. 9 (f) is such that the front edge (46b) of the circumferential seal surface (45b) located behind the spiral groove (41a) is a slide valve (70). ) Just before passing the screw side edge (73).
  • the screw side edge portion (73) of the slide valve (70) entirely overlaps with the circumferential seal surface (45b).
  • the fluid chamber (23a) formed by the spiral groove (41a) is blocked from the bypass passage (33), and the fluid chamber (23a) is placed in the low-pressure space (S1 ) Is a completely closed space.
  • the screw rotor (40) rotates from the state shown in FIG. 9 (f)
  • the volume of the fluid chamber (23a) is reduced by moving the gate (51), and the refrigerant in the fluid chamber (23a) is compressed. Is done.
  • FIG. 13 shows the above-described change in the actual bypass area in a graph.
  • the actual bypass area in the present embodiment gradually expands from the state shown in FIG. 9B, and the maximum value (that is, the bypass passage in the state shown in FIG. 13D). become equal to the area a 0 of the aperture (33) (34)). Thereafter, the actual bypass area is kept at a maximum until the state shown in FIG. 5E, and gradually decreases until the state shown in FIG.
  • the change in the actual bypass area with respect to the opening (534) of the conventional bypass passage is indicated by a broken line.
  • the opening (534) of the conventional bypass passage overlaps with the spiral groove (41a) earlier than the opening (34) of the bypass passage (33) of the present embodiment. start.
  • the actual bypass area related to the opening (534) of the conventional bypass passage starts to expand from a time when the rotation angle of the screw rotor (40) is smaller than in the case of the present embodiment.
  • the actual bypass area relating to the opening (534) of the conventional bypass passage gradually expands with the rotation of the screw rotor (40), but the expansion ratio is more gradual than in the present embodiment.
  • the actual bypass area related to the opening (534) of the conventional bypass passage gradually reaches its maximum value and then gradually decreases, and reaches the state of FIG. 9 (f). It becomes zero at the time.
  • the opening (534) of the conventional bypass passage is always partly removed from the spiral groove (41a), and the whole is spiraled at the same time. There is no overlap with the groove (41a). Therefore, the actual bypass area relative to an aperture of a conventional bypass passage (534), the maximum value is smaller than the area A 0 of the aperture (534).
  • the maximum value of the actual bypass area is larger than in the conventional case.
  • the actual bypass area is a bypass passage over a predetermined period after the fluid chamber (23a) formed by the spiral groove (41a) is partitioned from the low pressure space (S1) by the gate (51). is held to the same value as the area a 0 of the aperture (33) (34). Therefore, in the present embodiment, the pressure loss when the refrigerant passes through the opening (34) of the bypass passage (33) after the fluid chamber (23a) is partitioned from the low pressure space (S1) by the gate (51), Keep it as low as possible.
  • the actual bypass area at the end of the period in which the opening (34) of the bypass passage (33) overlaps the spiral groove (41a) is the actual bypass area (534) of the conventional bypass passage. It is larger than the bypass area (see FIG. 13). For this reason, the pressure loss when the refrigerant passes through the opening (34) of the bypass passage (33) is suppressed to a low level, and the increase in the internal pressure of the fluid chamber (23a) due to this is suppressed to a low level.
  • the present embodiment it is possible to reduce the power required to push the refrigerant in the fluid chamber (23) to the bypass passage (33), and to the inner peripheral surface (35) of the cylindrical wall (30).
  • the operating efficiency of the screw compressor (1) in a state where the bypass passage (33) is open (that is, a state where the operating capacity of the screw compressor (1) is set to be less than the maximum value) can be improved. .
  • the screw side edge part (73) of a slide valve (70) inclines so that the spiral groove (41) of a screw rotor (40) may be followed, and the whole is simultaneously screw rotor (40 ) Can be overlapped with the circumferential seal surface (45). Therefore, according to the present embodiment, the screw side edge (73) of the slide valve (70) can be surely shaped along the extension direction of the spiral groove (41) of the screw rotor (40), As a result, a sufficient actual bypass area can be secured.
  • the entire opening (34) of the bypass passage (33) in the inner peripheral surface (35) of the cylindrical wall (30) is separated from the low pressure space (S1) by the gate (51). It opens temporarily to the chamber (23) (see FIG. 11). For this reason, the actual bypass area can be maximized during the period in which the refrigerant in the fluid chamber (23) is pushed out to the bypass passage (33) by the gate (51), and the fluid in the fluid chamber (23) is reduced. The power required for pushing out to the bypass passage (33) can be further reduced.
  • the pressure loss when the refrigerant in the fluid chamber (23) flows out to the bypass passage (33) can be suppressed lower than before. For this reason, according to this embodiment, it is possible to suppress an increase in the refrigerant pressure in the fluid chamber (23) due to the pressure loss when the refrigerant in the fluid chamber (23) flows out to the bypass passage (33). , Loss due to over compression can be reduced. This point will be described below with reference to FIG.
  • the change in the refrigerant pressure in the fluid chamber (523) in the conventional screw compressor will be described.
  • the refrigerant pressure in the fluid chamber (523) in the conventional screw compressor is substantially the same as the refrigerant pressure LP in the low-pressure space until the fluid chamber (523) is completely closed by the gate. Kept at the value.
  • the refrigerant pressure in the fluid chamber (523) gradually increases even when the fluid chamber (523) communicates with the bypass passage (533). I will do it.
  • the refrigerant pressure in the fluid chamber (23) at the time when the fluid chamber (23) is completely cut off from the low-pressure space (S1) is lower than that in the related art. For this reason, in this embodiment, the maximum value of the refrigerant
  • the refrigerant pressure in the fluid chamber (23) immediately before the refrigerant in the fluid chamber (23) starts to be discharged to the high-pressure space (S2) can be suppressed to be lower than in the past. it can. Therefore, according to the present embodiment, the power required to rotate the screw rotor (40) to compress the refrigerant in the fluid chamber (23) can be reduced, and so-called overcompression loss can be reduced. it can.
  • the screw side edge (73) of the slide valve (70) has a shape parallel to the front edge (46) of the circumferential seal surface (45) of the screw rotor (40). It may be formed.
  • FIG. 5B in this modification, when the fluid chamber (23a) is blocked from the bypass passage (33), the entire screw side edge (73) of the slide valve (70) is It overlaps with the front edge (46b) of the circumferential seal surface (45b) located behind the fluid chamber (23a).
  • the screw side edge (13) of the cylindrical wall (30) has a shape corresponding to the screw side edge (73) of the slide valve (70). That is, in this modification, not only the screw side edge (73) of the slide valve (70) but also the screw side edge (13) of the cylindrical wall (30) 45) formed in a shape parallel to the front edge (46).
  • the screw side edge (73) of the slide valve (70) is placed in the fluid chamber (23a) until just before the fluid chamber (23a) is blocked from the bypass passage (33).
  • the spiral groove (41a) in the opening (34) of the bypass passage (33) is also in the final stage of the period in which the fluid chamber (23a) communicates with the bypass passage (33).
  • the area of the overlapping portion (that is, the actual bypass area) can be made as large as possible.
  • the pressure loss when the refrigerant in the fluid chamber (23a) flows out to the bypass passage (33) can be reliably reduced, and the fluid in the fluid chamber (23a) is pushed out to the bypass passage (33). It is possible to reliably reduce the power required for the operation.
  • the shape of the screw side edge (73) of the slide valve (70) is the extension direction and the circumferential direction of the screw rotor (40) (that is, the screw rotor ( The angle formed by the rotation direction 40) may be slightly smaller than that shown in FIG. 17 and 18, the screw side edge (13) of the cylindrical wall (30) is parallel to the screw side edge (73) of the slide valve (70).
  • the angle between the extension direction of the screw side edge portion (73) of the slide valve (70) and the circumferential direction of the screw rotor (40) is smaller than that shown in FIG.
  • the screw side edge portion (73) of the slide valve (70) shown in FIG. 18 is, as shown in FIG. 18 (B), when the spiral groove (41a) is completely blocked from the bypass passage (33). Only a portion thereof overlaps with the circumferential seal surface (45b) located behind the spiral groove (41a).
  • the shape of the screw side edge (73) of the slide valve (70) is the extension direction and the circumferential direction of the screw rotor (40) (that is, the screw rotor ( The angle formed by the rotation direction 40) may be slightly larger than that shown in FIG. 19 and 20, the screw side edge (13) of the cylindrical wall (30) is parallel to the screw side edge (73) of the slide valve (70).
  • the screw side edge portion (73) of the slide valve (70) shown in FIG. 19 is, when the spiral groove (41a) is completely blocked from the bypass passage (33), as shown in FIG. The whole overlaps with the circumferential seal surface (45b) located behind the spiral groove (41a). At this point, the screw side edge (73) of the slide valve (70) has one end overlapped with the rear edge (47b) of the circumferential seal surface (45b) and the other end in front of the circumferential seal surface (45b). Overlaps the edge (46b).
  • the screw side edge portion (73) of the slide valve (70) shown in FIG. 20 has an angle formed between the extending direction and the circumferential direction of the screw rotor (40) larger than that shown in FIG.
  • the screw side edge portion (73) of the slide valve (70) shown in FIG. 20 is, as shown in FIG. 20 (B), when the spiral groove (41a) is completely blocked from the bypass passage (33). Only a portion thereof overlaps with the circumferential seal surface (45b) located behind the spiral groove (41a).
  • the present invention is applied to a single screw compressor.
  • the present invention may be applied to a twin screw compressor (so-called Rishorum compressor).
  • the present invention is useful for a screw compressor including a slide valve for capacity adjustment.

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Abstract

　スクリュー圧縮機のケーシング内では、スクリューロータ（40）の側方にスライドバルブ（70）が配置される。ケーシングには、流体室（23）を低圧空間に連通させるためのバイパス通路（33）が形成される。スライドバルブ（70）がスライドすると、円筒壁（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）の大きさが変化し、スクリュー圧縮機の運転容量が変化する。スライドバルブ（70）において、その先端面（P2）は、スクリューロータ（40）の螺旋溝（41）の伸長方向に沿うように傾斜している。また、スライドバルブ（70）の先端面（P2）と対向する円筒壁（30）のシート面（P1）は、スライドバルブ（70）の先端面（P2）と平行になっている。

Description

スクリュー圧縮機
　本発明は、スクリュー圧縮機の性能向上策に関するものである。
　従来より、冷媒や空気を圧縮する圧縮機として、スクリュー圧縮機が用いられている。例えば、特許文献１や特許文献２には、１つのスクリューロータと２つのゲートロータとを備えたシングルスクリュー圧縮機が開示されている。
　このシングルスクリュー圧縮機について説明する。スクリューロータは、概ね円柱状に形成されており、その外周部に複数条の螺旋溝が刻まれている。ゲートロータは、概ね平板状に形成されており、スクリューロータの側方に配置されている。このゲートロータには、複数の長方形板状のゲートが放射状に設けられている。ゲートロータは、その回転軸がスクリューロータの回転軸と直交する姿勢で設置され、ゲートがスクリューロータの螺旋溝と噛み合わされる。
　このシングルスクリュー圧縮機では、スクリューロータとゲートロータがケーシングに収容されており、スクリューロータの螺旋溝と、ゲートロータのゲートと、ケーシングの内壁面とによって流体室が形成される。スクリューロータを電動機等で回転駆動すると、スクリューロータの回転に伴ってゲートロータが回転する。そして、ゲートロータのゲートが、噛み合った螺旋溝の始端（吸入側の端部）から終端（吐出側の端部）へ向かって相対的に移動し、閉じきり状態となった流体室の容積が次第に縮小する。その結果、流体室内の流体が圧縮される。
　特許文献１や特許文献２に開示されているように、スクリュー圧縮機には、容量調節用のスライドバルブが設けられている。スライドバルブは、スクリューロータの外周に臨む位置に設けられ、スクリューロータの回転軸と平行な方向へスライド自在となっている。一方、スクリュー圧縮機には、圧縮行程中の流体室と吸入側とを連通させるためのバイパス通路が形成されている。スライドバルブが移動すると、スクリューロータが挿入されるシリンダ部の内周面におけるバイパス通路の開口面積が変化し、バイパス通路を通じて低圧空間へ送り返される流体の流量が変化する。その結果、最終的に流体室から圧縮されて吐出される流体の流量が変化し、スクリュー圧縮機から吐出される流体の流量（即ち、スクリュー圧縮機の運転容量）が変化する。
特開２００４－３１６５８６号公報 特開平０６－０４２４７４号公報
　上述したように、従来のスクリュー圧縮機では、スライドバルブを移動させることによってバイパス通路の開口面積を変化させ、流体室からバイパス通路へ流出する流体の流量を変化させることによって、スクリュー圧縮機の運転容量を調節している。ところが、従来のスクリュー圧縮機では、シリンダ部の内周面におけるバイパス通路の開口の形状が適切でなかったため、流体室からバイパス通路へ流体が流出する際の圧力損失が大きくなり、スクリューロータを駆動するのに必要な動力が嵩むおそれがあった。
　このような従来のスクリュー圧縮機の問題点について、図２１及び図２２を参照しながら詳細に説明する。なお、図２１は、スクリューロータ（540）の展開図にゲートロータ（550）とスライドバルブ（570）を重ねて図示したものである。また、図２２は、スクリューロータ（540）の展開図にゲートロータ（550）とバイパス通路（533）の開口部（534）だけを重ねて図示したものである。
　図２１に示すように、スクリューロータ（540）の外周面は、ケーシングのシリンダ部（530）によって覆われている。同図では、スクリューロータ（540）の上側がケーシング内の低圧空間となり、スクリューロータ（540）の下側がケーシング内の高圧空間となっている。また、ゲートロータ（550）のゲートがスクリューロータ（540）の螺旋溝（541）に噛み合わされ、ゲートロータ（550）の側方にスライドバルブ（570）が配置されている。スライドバルブ（570）は、スクリューロータ（540）の回転軸と平行な方向（即ち、スクリューロータ（540）の回転方向と直交する方向）へ往復動自在となっている。
　スライドバルブ（570）の先端面（602）は、スライドバルブ（570）の移動方向と直交する平坦面となっている。また、シリンダ部（530）のうちスライドバルブ（570）の先端面（602）と対向する面であるシート面（601）も、スライドバルブ（570）の移動方向と直交する平坦面となっている。シリンダ部（530）の内周面では、スライドバルブ（570）の先端面（602）とシリンダ部（530）のシート面（601）に挟まれた部分が、バイパス通路（533）の開口部（534）となる。そして、シリンダ部（530）の内周面におけるバイパス通路（533）の開口部（534）は、これを展開してスクリューロータ（540）の展開図に重ねて図示すると、図２２に示すような長辺がスクリューロータ（540）の回転方向と平行な長方形となる。
　図２２は、一方のバイパス通路（533）の開口部（534）と、一方のゲートロータ（550）と、スクリューロータ（540）の螺旋溝（541）との相対的な位置の推移を図示している。ここでは、これら三つの相対的な位置の推移について、同図に太線で示した一つの螺旋溝（541）に着目して説明する。
　図２２(ａ)は、螺旋溝（541）によって形成された流体室（523）にバイパス通路（533）の開口部（534）が連通し始める直前の状態を示している。この状態からスクリューロータ（540）が回転すると、バイパス通路（533）の開口部（534）が流体室（523）に連通し始める。流体室（523）がバイパス通路（533）と連通する期間の初期において、流体室（523）内の流体圧は、低圧空間内の流体圧と概ね等しくなる。その後、同図(ｂ)の状態を経て同図(ｃ)の状態に至ると、螺旋溝（541）により形成された流体室（523）が、ゲートロータ（550）のゲートによって低圧空間から仕切られる。ゲートロータ（550）によって低圧空間から仕切られた流体室（523）は、同図(ｄ)及び同図(ｅ)の状態を経て同図(ｆ)に至る直前までの間に亘って、バイパス通路（533）に連通し続ける。その間は、低圧空間から流体室（523）へ流入した流体の一部がバイパス通路（533）へ押し出されてゆく。そして、同図(ｆ)の状態になると、流体室（523）がバイパス通路（533）から遮断されて閉空間となる。同図(ｆ)の状態からスクリューロータ（540）が更に回転すると、流体室（523）内の流体が圧縮されてゆく。
　上述したように、図２２(ｃ)の状態から同図(ｆ)の状態に至る直前までの期間には、流体室（523）内の流体が、ゲートによってバイパス通路（533）へ押し出されてゆく。従って、この期間中に流体室（523）からバイパス通路（533）へ流体が流入する際の圧力損失が大きいと、ゲートによって流体をバイパス通路（533）へ押し出すために必要な動力が嵩み、運転効率が低下してしまう。
　一方、図２２(ｃ)の状態から同図(ｆ)の状態に至る直前までの期間には、バイパス通路（533）の開口部（534）の一部分だけが螺旋溝（541）と重複しており、螺旋溝（541）により形成された流体室（523）内の流体は、バイパス通路（533）の開口部（534）のうち螺旋溝（541）と重複した部分だけを通ってバイパス通路（533）へ流入する。従って、この期間には、バイパス通路（533）の開口部（534）のうち流体室（523）から流出する流体が通過する部分の面積が不充分となり、流体室（523）からバイパス通路（533）へ流体が流出する際の圧力損失が大きくなってしまう。その結果、従来のスクリュー圧縮機では、ゲートによって流体をバイパス通路（533）へ押し出すために必要な動力が嵩み、スクリュー圧縮機の運転容量を小さい値に設定しているにも拘わらず、スクリューロータ（540）を駆動するための動力を充分に削減できないという問題が生じていた。
　特に、従来のスクリュー圧縮機では、流体室（523）がバイパス通路（533）と連通している期間の終期に、バイパス通路（533）の開口部（534）のうち螺旋溝（541）と重複する部分の面積が急激に減少する。このため、スクリュー圧縮機の運転容量が小さい状態における運転効率の低下が一層深刻化していた。
　本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、運転容量を調節するためのスライドバルブを備えるスクリュー圧縮機において、運転容量を小さい値に設定した場合の運転効率を改善することにある。
　第１の発明は、流体室（23）を形成する複数の螺旋溝（41）が形成されたスクリューロータ（40）と、上記スクリューロータ（40）が挿入されるシリンダ部（30）を有するケーシング（10）と、上記ケーシング（10）内に形成されて圧縮前の低圧流体が流入する低圧空間（S1）と、上記シリンダ部（30）の内周面（35）に開口して上記流体室（23）を上記低圧空間（S1）に連通させるバイパス通路（33）と、上記スクリューロータ（40）の軸方向へスライドすることによって上記シリンダ部（30）の内周面（35）における上記バイパス通路（33）の開口面積を変化させるスライドバルブ（70）とを備えるスクリュー圧縮機を対象とする。そして、上記スライドバルブ（70）では、上記バイパス通路（33）に臨む先端面（P2）が上記螺旋溝（41）の伸長方向に沿うように傾斜しているものである。
　第１の発明のスクリュー圧縮機（1）では、ケーシング（10）のシリンダ部（30）にスクリューロータ（40）が挿入される。スクリューロータ（40）が回転すると、螺旋溝（41）によって形成された流体室（23）へ流体が吸入されて圧縮される。このスクリュー圧縮機（1）において、スライドバルブ（70）をスライドさせると、シリンダ部（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口面積が変化し、流体室（23）からバイパス通路（33）を通って低圧空間（S1）へ流出する流体の流量が変化する。つまり、スライドバルブ（70）をスライドさせると、単位時間当たりにスクリュー圧縮機（1）から吐出される流体の量（即ち、スクリュー圧縮機（1）の運転容量）が変化する。
　第１の発明のスライドバルブ（70）では、バイパス通路（33）に臨む端面が先端面（P2）となっており、この先端面（P2）がスクリューロータ（40）に形成された螺旋溝（41）の伸長方向に沿うように傾斜している。このため、シリンダ部（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）が、スクリューロータ（40）に形成された螺旋溝（41）の伸長方向に沿うように傾斜した形状となる。その結果、このバイパス通路（33）の開口部（34）のうち螺旋溝（41）と重複する部分の面積が拡大し、流体室（23）内の流体がバイパス通路（33）へ流入する際の圧力損失が低減される。
　第２の発明は、上記第１の発明において、上記スクリューロータ（40）の外周面（49）のうち隣接する二つの螺旋溝（41）に挟まれた部分が、上記シリンダ部（30）の内周面（35）と摺接して隣接する二つの螺旋溝（41）の間をシールする周方向シール面（45）となり、上記周方向シール面（45）の周縁のうち上記スクリューロータ（40）の回転方向の前方に位置する部分が、該周方向シール面（45）の前縁（46）となり、上記スライドバルブ（70）の先端面（P2）の周縁部のうち上記スクリューロータ（40）に隣接する部分がスクリュー側縁部（73）となり、上記スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）が、上記スクリューロータ（40）の周方向シール面（45）の前縁（46）と平行になっているものである。
　第２の発明において、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、スクリューロータ（40）の周方向シール面（45）の前縁（46）と平行な形状になっている。従って、スクリューロータ（40）の回転中において、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）がスクリューロータ（40）の周方向シール面（45）の前縁（46）と交差することはなく、流体室（23）がバイパス通路（33）から遮断される瞬間に、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）の全体がスクリューロータ（40）の周方向シール面（45）の前縁（46）と重なり合う。つまり、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、流体室（23）がバイパス通路（33）から遮断される直前まで、その全体が流体室（23）に露出している。
　第３の発明は、上記第１の発明において、上記スクリューロータ（40）の外周面（49）のうち隣接する二つの螺旋溝（41）に挟まれた部分が、上記シリンダ部（30）の内周面（35）と摺接して隣接する二つの螺旋溝（41）の間をシールする周方向シール面（45）となり、上記スライドバルブ（70）の先端面（P2）の周縁部のうち上記スクリューロータ（40）に隣接する部分がスクリュー側縁部（73）となっており、上記スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、その全体が同時に上記周方向シール面（45）と重複可能な形状になっているものである。
　第３の発明において、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、スクリューロータ（40）の螺旋溝（41）に沿うように傾斜することによって、その全体が同時にスクリューロータ（40）の周方向シール面（45）と重複可能になっている。つまり、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、流体室（23）がバイパス通路（33）から遮断された時点において、その全体が周方向シール面（45）と重複した状態となる。
　第４の発明は、上記第１～第３の何れか一つの発明において、上記スクリューロータ（40）の螺旋溝（41）と噛み合わされる複数のゲート（51）が放射状に形成されたゲートロータ（50）を備える一方、上記シリンダ部（30）の内周面（35）における上記バイパス通路（33）の開口部（34）の全体が、上記ゲート（51）によって上記低圧空間（S1）から仕切られた流体室（23）に対して、上記スクリューロータ（40）が所定の角度だけ回転する間に亘って開口するものである。
　第４の発明では、スクリューロータ（40）の螺旋溝（41）にゲートロータ（50）のゲート（51）が噛み合わされる。この発明では、スライドバルブ（70）の先端面（P2）がスクリューロータ（40）の螺旋溝（41）に沿うように傾斜することによって、シリンダ部（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）の全体が、ゲート（51）によって低圧空間（S1）から仕切られた流体室（23）に対し、所定の期間に亘って開口する。この期間において、流体室（23）内の流体は、シリンダ部（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）の全体を通ってバイパス通路（33）へ流出してゆく。
　本発明では、スライドバルブ（70）の先端面（P2）がスクリューロータ（40）に形成された螺旋溝（41）の伸長方向に沿うように傾斜しているため、シリンダ部（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）も、スクリューロータ（40）に形成された螺旋溝（41）の伸長方向に沿うように傾斜した形状となる。このため、シリンダ部（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）のうち螺旋溝（41）と重複する部分の面積を拡大させることができ、流体室（23）内の流体がバイパス通路（33）へ流出する際の圧力損失を低減することができる。従って、本発明によれば、流体室（23）内の流体をバイパス通路（33）へ押し出すために必要な動力を削減することができ、シリンダ部（30）の内周面（35）にバイパス通路（33）が開口している状態（即ち、スクリュー圧縮機（1）の運転容量が最大値未満に設定されている状態）におけるスクリュー圧縮機（1）の運転効率を向上させることができる。
　上記第２の発明では、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）が、スクリューロータ（40）の周方向シール面（45）の前縁（46）と平行な形状になっている。そのため、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、流体室（23）がバイパス通路（33）から遮断される直前まで、その全体が流体室（23）に露出することになる。従って、この発明によれば、シリンダ部（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）のうち螺旋溝（41）と重複する部分の面積を、流体室（23）がバイパス通路（33）から遮断される直前まで可能な限り大きくすることができ、流体室（23）内の流体をバイパス通路（33）へ押し出すために必要な動力を確実に削減することができる。
　上記第３の発明において、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、スクリューロータ（40）の螺旋溝（41）に沿うように傾斜することによって、その全体が同時にスクリューロータ（40）の周方向シール面（45）と重複可能になっている。従って、この発明によれば、シリンダ部（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）のうち螺旋溝（41）と重複する部分の面積を、充分に確保することができる。
　上記第４の発明では、シリンダ部（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）の全体が、ゲート（51）によって低圧空間（S1）から仕切られた流体室（23）に対して一時的に開口する。このため、流体室（23）内の流体がゲート（51）によってバイパス通路（33）へ押し出されてゆく期間中に、シリンダ部（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）のうち螺旋溝（41）と重複する部分の面積を最大にすることができ、流体室（23）内の流体をバイパス通路（33）へ押し出すために必要な動力を一層確実に削減することができる。
図１は、シングルスクリュー圧縮機の要部の構成を示す縦断面図である。 図２は、図１のＡ－Ａ断面を示す横断面図である。 図３は、シングルスクリュー圧縮機の要部を抜き出して示す斜視図である。 図４は、スクリューロータの斜視図である。 図５は、スライドバルブの斜視図である。 図６は、スライドバルブの正面図である。 図７は、円筒部とスライドバルブとゲートロータを併せて図示したスクリューロータの展開図である。 図８は、シングルスクリュー圧縮機の圧縮機構の動作を示す平面図であり、（Ａ）は吸入行程を示し、（Ｂ）は圧縮行程を示し、（Ｃ）は吐出行程示す。 図９は、バイパス通路の開口部と螺旋溝の相対位置の推移を示すスクリューロータの展開図である。 図１０は、図９(ｂ)の拡大図である。 図１１は、バイパス通路の開口部とゲートロータを併せて図示したスクリューロータの展開図であって、(Ａ)は図９(ｄ)の拡大図であり、(Ｂ)は図９（ｅ）の拡大図である。 図１２は、図９(ｆ)の拡大図である。 図１３は、スクリューロータの回転角度と実バイパス面積の関係を示すグラフである。 図１４は、スクリューロータの回転角度と流体室内の冷媒圧力の関係を示すグラフである。 図１５は、実施形態の変形例１におけるスクリューロータの展開図であって、(Ａ)は図７相当図であり、(Ｂ)は図１２相当図である。 図１６は、実施形態の変形例１におけるスクリューロータの展開図であって、流体室がバイパス通路から遮断される直前の状態を示すものである。 図１７は、実施形態の変形例２におけるスクリューロータの展開図であって、(Ａ)は図７相当図であり、(Ｂ)は図１２相当図である。 図１８は、実施形態の変形例２におけるスクリューロータの展開図であって、(Ａ)は図７相当図であり、(Ｂ)は図１２相当図である。 図１９は、実施形態の変形例３におけるスクリューロータの展開図であって、(Ａ)は図７相当図であり、(Ｂ)は図１２相当図である。 図２０は、実施形態の変形例３におけるスクリューロータの展開図であって、(Ａ)は図７相当図であり、(Ｂ)は図１２相当図である。 図２１は、従来のシングルスクリュー圧縮機における図７相当図である。 図２２は、従来のシングルスクリュー圧縮機における図９相当図である。
　以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。本実施形態のシングルスクリュー圧縮機（1）（以下、単にスクリュー圧縮機と言う。）は、冷凍サイクルを行う冷媒回路に設けられて冷媒を圧縮するためのものである。
　図１，図２に示すように、スクリュー圧縮機（1）は、半密閉型に構成されている。このスクリュー圧縮機（1）では、圧縮機構（20）とそれを駆動する電動機とが金属製のケーシング（10）に収容されている。圧縮機構（20）は、駆動軸（21）を介して電動機と連結されている。図１において、電動機は省略されている。また、ケーシング（10）内には、冷媒回路の蒸発器から低圧のガス冷媒が導入されると共に該低圧ガスを圧縮機構（20）へ案内する低圧空間（S1）と、圧縮機構（20）から吐出された高圧のガス冷媒が流入する高圧空間（S2）とが区画形成されている。
　圧縮機構（20）は、ケーシング（10）内に形成された円筒壁（30）と、該円筒壁（30）に挿入された１つのスクリューロータ（40）と、該スクリューロータ（40）に噛み合う２つのゲートロータ（50）とを備えている。
　円筒壁（30）は、概ね円筒状に形成され、スクリューロータ（40）の外周面（49）を覆うように設けられている。この円筒壁（30）は、仕切り壁部を構成している。円筒壁（30）は、その一部分が切り欠かれており、この切り欠かれた部分が吸入用開口（36）となっている。
　スクリューロータ（40）には、駆動軸（21）が挿通されている。スクリューロータ（40）と駆動軸（21）は、キー（22）によって連結されている。駆動軸（21）は、スクリューロータ（40）と同軸上に配置されている。駆動軸（21）の先端部は、圧縮機構（20）の高圧側（図１における駆動軸（21）の軸方向を左右方向とした場合の右側）に位置する軸受ホルダ（60）に回転自在に支持されている。この軸受ホルダ（60）は、玉軸受（61）を介して駆動軸（21）を支持している。
　図３，図４に示すように、スクリューロータ（40）は、概ね円柱状に形成された金属製の部材である。スクリューロータ（40）は、円筒壁（30）に回転可能に挿入されている。スクリューロータ（40）には、スクリューロータ（40）の一端から他端へ向かって螺旋状に延びる螺旋溝（41）が複数（本実施形態では、６本）形成されている。各螺旋溝（41）は、スクリューロータ（40）の外周部に形成された凹溝であって、流体室（23）を形成する。
　スクリューロータ（40）の各螺旋溝（41）は、図４における左端が始端となり、同図における右端が終端となっている。また、スクリューロータ（40）は、同図における左端部（吸入側の端部）がテーパー状に形成されている。図４に示すスクリューロータ（40）では、テーパー面状に形成されたその左端面に螺旋溝（41）の始端が開口する一方、その右端面に螺旋溝（41）の終端は開口していない。各螺旋溝（41）では、スクリューロータ（40）の回転方向の前方に位置する側壁面が前方壁面（42）となり、スクリューロータ（40）の回転方向の後方に位置する側壁面が後方壁面（43）となっている。
　スクリューロータ（40）の外周面（49）では、隣り合う二つの螺旋溝（41）に挟まれた部分が周方向シール面（45）を構成している。周方向シール面（45）では、その周縁のうちスクリューロータ（40）の回転方向の前方に位置する部分が前縁（46）となり、その周縁のうちスクリューロータ（40）の回転方向の後方に位置する部分が後縁（47）となっている。また、スクリューロータ（40）の外周面（49）では、螺旋溝（41）の終端に隣接する部分が軸方向シール面（48）を構成している。この軸方向シール面（48）は、スクリューロータ（40）の端面に沿った円周面となっている。
　上述したように、スクリューロータ（40）は、円筒壁（30）に挿入されている。そして、スクリューロータ（40）の周方向シール面（45）及び軸方向シール面（48）は、円筒壁（30）の内周面（35）と摺接する。
　なお、スクリューロータ（40）の周方向シール面（45）及び軸方向シール面（48）と円筒壁（30）の内周面（35）とは、物理的に接触している訳ではなく、両者の間にはスクリューロータ（40）をスムーズに回転させるために必要な最小限のクリアランスが設けられている。そして、スクリューロータ（40）の周方向シール面（45）及び軸方向シール面（48）と円筒壁（30）の内周面（35）との間には冷凍機油からなる油膜が形成され、この油膜によって流体室（23）の気密性が確保される。
　各ゲートロータ（50）は、長方形板状に形成された複数（本実施形態では、１１枚）のゲート（51）が放射状に設けられた樹脂製の部材である。各ゲートロータ（50）は、円筒壁（30）の外側に、スクリューロータ（40）の回転軸に対して軸対称となるように配置されている。つまり、本実施形態のスクリュー圧縮機（1）では、二つのゲートロータ（50）が、スクリューロータ（40）の回転中心軸周りに等角度間隔（本実施形態では１８０°間隔）で配置されている。各ゲートロータ（50）の軸心は、スクリューロータ（40）の軸心と直交している。各ゲートロータ（50）は、ゲート（51）が円筒壁（30）を貫通してスクリューロータ（40）の螺旋溝（41）に噛み合うように配置されている。
　スクリューロータ（40）の螺旋溝（41）に噛み合ったゲート（51）は、その両側部が螺旋溝（41）の前方壁面（42）又は後方壁面（43）と摺接し、その先端部が螺旋溝（41）の底壁面（44）と摺接する。なお、螺旋溝（41）に噛み合ったゲート（51）とスクリューロータ（40）との間には、スクリューロータ（40）をスムーズに回転させるために必要な最小限のクリアランスが設けられている。螺旋溝（41）に噛み合ったゲート（51）とスクリューロータ（40）との間には冷凍機油からなる油膜が形成され、この油膜によって流体室（23）の気密性が確保される。
　ゲートロータ（50）は、金属製のロータ支持部材（55）に取り付けられている（図２，３を参照）。ロータ支持部材（55）は、基部（56）とアーム部（57）と軸部（58）とを備えている。基部（56）は、やや肉厚の円板状に形成されている。アーム部（57）は、ゲートロータ（50）のゲート（51）と同数だけ設けられており、基部（56）の外周面から外側へ向かって放射状に延びている。軸部（58）は、棒状に形成されて基部（56）に立設されている。軸部（58）の中心軸は、基部（56）の中心軸と一致している。ゲートロータ（50）は、基部（56）及びアーム部（57）における軸部（58）とは反対側の面に取り付けられている。各アーム部（57）は、ゲート（51）の裏面に当接している。
　ゲートロータ（50）が取り付けられたロータ支持部材（55）は、円筒壁（30）に隣接してケーシング（10）内に区画形成されたゲートロータ室（90）に収容されている（図２を参照）。図２におけるスクリューロータ（40）の右側に配置されたロータ支持部材（55）は、ゲートロータ（50）が下端側となる姿勢で設置されている。一方、同図におけるスクリューロータ（40）の左側に配置されたロータ支持部材（55）は、ゲートロータ（50）が上端側となる姿勢で設置されている。各ロータ支持部材（55）の軸部（58）は、ゲートロータ室（90）内の軸受ハウジング（91）に玉軸受（92,93）を介して回転自在に支持されている。なお、各ゲートロータ室（90）は、低圧空間（S1）に連通している。
　スクリュー圧縮機（1）には、容量調節用のスライドバルブ（70）が設けられている。このスライドバルブ（70）は、スライドバルブ収納部（31）内に設けられている。スライドバルブ収納部（31）は、円筒壁（30）がその周方向の２カ所において径方向外側に膨出した部分であって、吐出側の端部（図１における右端部）から吸入側の端部（同図における左端部）へ向かって延びる概ね半円筒形状に形成されている。スライドバルブ（70）は、円筒壁（30）の軸心方向にスライド可能に構成されており、スライドバルブ収納部（31）へ挿入された状態でスクリューロータ（40）の周側面と対面する。スライドバルブ（70）の詳細な構造は後述する。
　ケーシング（10）内には、円筒壁（30）の外側に連通路（32）が形成されている。連通路（32）は、各スライドバルブ収納部（31）に対応して１つずつ形成されている。連通路（32）は、円筒壁（30）の軸方向へ延びる通路であって、その一端が低圧空間（S1）に開口し、その他端がスライドバルブ収納部（31）の吸入側の端部に開口している。円筒壁（30）のうち連通路（32）の他端（図１における右端）に隣接する部分は、スライドバルブ（70）の先端面（P2）が当接するシート部（11）を構成している。また、シート部（11）では、スライドバルブ（70）の先端面（P2）と向かい合う面がシート面（P1）を構成している。この円筒壁（30）のシート面（P1）は、スライドバルブ（70）の先端面（P2）に対応した形状となっており、その全体がスライドバルブ（70）の先端面（P2）と密着し得る。
　スライドバルブ（70）が高圧空間（S2）寄り（図１における駆動軸（21）の軸方向を左右方向とした場合の右側寄り）へ移動すると、スライドバルブ収納部（31）の端面（P1）とスライドバルブ（70）の端面（P2）との間に軸方向隙間が形成される。この軸方向隙間は、流体室（23）から低圧空間（S1）へ冷媒を戻すためのバイパス通路（33）を、連通路（32）と共に構成している。つまり、バイパス通路（33）は、その一端が低圧空間（S1）に連通し、その他端が円筒壁（30）の内周面（35）に開口可能となっている。スライドバルブ収納部（31）の端面（P1）とスライドバルブ（70）の端面（P2）とが互いに離れた状態では、両者の間に形成された開口が、円筒壁（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）となる。そして、スライドバルブ（70）が移動すると、バイパス通路（33）の開口部（34）の面積が変化し、圧縮機構（20）の容量が変化する。
　上記スクリュー圧縮機（1）には、スライドバルブ（70）を駆動するためのスライドバルブ駆動機構（80）が設けられている（図１を参照）。このスライドバルブ駆動機構（80）は、軸受ホルダ（60）に固定されたシリンダ（81）と、該シリンダ（81）内に装填されたピストン（82）と、該ピストン（82）のピストンロッド（83）に連結されたアーム（84）と、該アーム（84）とスライドバルブ（70）とを連結する連結ロッド（85）と、アーム（84）を図１の右方向（アーム（84）をケーシング（10）から引き離す方向）に付勢するスプリング（86）とを備えている。
　図１に示すスライドバルブ駆動機構（80）では、ピストン（82）の左側空間（ピストン（82）のスクリューロータ（40）側の空間）の内圧が、ピストン（82）の右側空間（ピストン（82）のアーム（84）側の空間）の内圧よりも高くなっている。そして、スライドバルブ駆動機構（80）は、ピストン（82）の右側空間の内圧（即ち、右側空間内のガス圧）を調節することによって、スライドバルブ（70）の位置を調整するように構成されている。
　スクリュー圧縮機（1）の運転中において、スライドバルブ（70）では、その軸方向の端面の一方に圧縮機構（20）の吸入圧が、他方に圧縮機構（20）の吐出圧がそれぞれ作用する。このため、スクリュー圧縮機（1）の運転中において、スライドバルブ（70）には、常にスライドバルブ（70）を低圧空間（S1）側へ押す方向の力が作用する。従って、スライドバルブ駆動機構（80）におけるピストン（82）の左側空間及び右側空間の内圧を変更すると、スライドバルブ（70）を高圧空間（S2）側へ引き戻す方向の力の大きさが変化し、その結果、スライドバルブ（70）の位置が変化する。
　スライドバルブ（70）の詳細な構造と、円筒壁（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）の詳細な形状について、図５～図７を適宜参照しながら説明する。
　図５，図６に示すように、スライドバルブ（70）は、弁体部（71）と、ガイド部（75）と、連結部（77）とによって構成されている。このスライドバルブ（70）において、弁体部（71）とガイド部（75）と連結部（77）とは、１つの金属製の部材で構成されている。つまり、弁体部（71）とガイド部（75）と連結部（77）とは、一体に形成されている。
　弁体部（71）は、中実の円柱の一部を削ぎ落としたような形状となっており、削ぎ落とされた部分がスクリューロータ（40）を向く姿勢でケーシング（10）内に設置されている。弁体部（71）において、スクリューロータ（40）と向かい合う対向面（72）は、その曲率半径が円筒壁（30）の内周面（35）の曲率半径と等しい円弧面となっており、弁体部（71）の軸方向へ延びている。この弁体部（71）の対向面（72）は、スクリューロータ（40）と摺接する。
　弁体部（71）では、両方の端面が弁体部（71）の軸方向に対して傾斜した傾斜面となっている。この傾斜面となった弁体部（71）の端面の傾きは、スクリューロータ（40）の螺旋溝（41）の傾きと概ね一致している。図６における弁体部（71）の左端面は、スライドバルブ（70）の先端面（P2）を構成している。つまり、スライドバルブ（70）の先端面（P2）は、スクリューロータ（40）の螺旋溝（41）の伸長方向に沿うように傾斜している。この先端面（P2）は、弁体部（71）の対向面（72）と直交している。また、スライドバルブ（70）の先端面（P2）では、その周縁部のうちスクリューロータ（40）に隣接する部分（即ち、先端面（P2）と対向面（72）の境界を形成する縁部）が、スクリュー側縁部（73）となっている。
　ガイド部（75）は、断面がＴ字形の柱状に形成されている。このガイド部（75）において、Ｔ字形の横棒に対応する側面（即ち、図５において手前側を向いている側面）は、その曲率半径が円筒壁（30）の内周面（35）の曲率半径と等しい円弧面となっており、軸受ホルダ（60）の外周面と摺接する摺動面（76）を構成している。スライドバルブ（70）において、ガイド部（75）は、その摺動面（76）が弁体部（71）の対向面（72）と同じ側を向く姿勢で、弁体部（71）との間に間隔をおいて配置されている。
　連結部（77）は、比較的短い柱状に形成され、弁体部（71）とガイド部（75）を連結している。この連結部（77）は、弁体部（71）の対向面（72）やガイド部（75）の摺動面（76）とは反対側にオフセットした位置に設けられている。そして、スライドバルブ（70）では、弁体部（71）とガイド部（75）の間の空間とガイド部（75）の背面側（即ち、摺動面（76）とは反対側）の空間とが吐出ガスの通路を形成し、弁体部（71）の対向面（72）とガイド部（75）の摺動面（76）との間が吐出口（25）となっている。高圧空間（S2）は、この吐出口（25）を介して流体室（23）に連通する。
　図７に示すように、スライドバルブ（70）の先端面（P2）が円筒壁（30）のシート面（P1）から離れた状態では、円筒壁（30）の内周面（35）にバイパス通路（33）が開口する。つまり、円筒壁（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）は、スライドバルブ（70）の先端面（P2）と円筒壁（30）のシート面（P1）に挟まれている。
　上述したように、スライドバルブ（70）の先端面（P2）では、その周縁部のうちスクリューロータ（40）に隣接する部分がスクリュー側縁部（73）となっている。このスクリュー側縁部（73）は、それを平面上に展開した形状が、スクリューロータ（40）の周方向シール面（45）の前縁（46）及び後縁（47）に沿うように傾斜した直線（即ち、螺旋溝（41）の伸長方向へ沿うように、スクリューロータ（40）の周方向に対して所定の角度をなす方向へ延びる直線）となっている。また、このスクリュー側縁部（73）は、その全体がスクリューロータ（40）の周方向シール面（45）と重複し得るような形状となっている。
　また、上述したように、円筒壁（30）のシート面（P1）は、スライドバルブ（70）の先端面（P2）に対応した形状となっており、その全体がスライドバルブ（70）の先端面（P2）と密着し得る。具体的に、円筒壁（30）のシート面（P1）は、円筒壁（30）の内周面（35）と直交している。また、円筒壁（30）のシート面（P1）では、その周縁部のうちスクリューロータ（40）に隣接する部分（即ち、シート面（P1）と内周面（35）の境界を形成する縁部）が、スクリュー側縁部（13）となっている。このスクリュー側縁部（13）は、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）と平行になっている。つまり、円筒壁（30）のスクリュー側縁部（13）とスライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）とを平面上に展開すると、両者は互いに平行な直線となる。従って、円筒壁（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）は、それを平面上に展開した形状が平行四辺形となる。
　　－運転動作－
　先ず、スクリュー圧縮機（1）の全体的な運転動作について、図８を参照しながら説明する。
　スクリュー圧縮機（1）において電動機を起動すると、駆動軸（21）が回転するのに伴ってスクリューロータ（40）が回転する。このスクリューロータ（40）の回転に伴ってゲートロータ（50）も回転し、圧縮機構（20）が吸入行程、圧縮行程および吐出行程を繰り返す。ここでは、図８においてドットを付した流体室（23）に着目して説明する。
　図８(Ａ)において、ドットを付した流体室（23）は、低圧空間（S1）に連通している。また、この流体室（23）が形成されている螺旋溝（41）は、同図の下側に位置するゲートロータ（50）のゲート（51）と噛み合わされている。スクリューロータ（40）が回転すると、このゲート（51）が螺旋溝（41）の終端へ向かって相対的に移動し、それに伴って流体室（23）の容積が拡大する。その結果、低圧空間（S1）の低圧ガス冷媒が流体室（23）へ吸い込まれる。
　スクリューロータ（40）が更に回転すると、図８(Ｂ)の状態となる。同図において、ドットを付した流体室（23）は、閉じきり状態となっている。つまり、この流体室（23）が形成されている螺旋溝（41）は、同図の上側に位置するゲートロータ（50）のゲート（51）と噛み合わされ、このゲート（51）と円筒壁（30）によって低圧空間（S1）から仕切られている。そして、スクリューロータ（40）の回転に伴ってゲート（51）が螺旋溝（41）の終端へ向かって移動すると、流体室（23）の容積が次第に縮小する。その結果、流体室（23）内のガス冷媒が圧縮される。
　スクリューロータ（40）が更に回転すると、図８(Ｃ)の状態となる。同図において、ドットを付した流体室（23）は、吐出口（25）を介して高圧空間（S2）と連通した状態となっている。そして、スクリューロータ（40）の回転に伴ってゲート（51）が螺旋溝（41）の終端へ向かって移動すると、圧縮された冷媒ガスが流体室（23）から高圧空間（S2）へ押し出されてゆく。
　次に、スライドバルブ（70）を用いた圧縮機構（20）の容量調節について、図１を参照しながら説明する。なお、圧縮機構（20）の容量は、スクリュー圧縮機（1）の運転容量と同義であって、“単位時間当たりに圧縮機構（20）から高圧空間（S2）へ吐出される冷媒の量”を意味する。
　スライドバルブ（70）が図１の左側へ最も押し込まれた状態では、スライドバルブ（70）の先端面（P2）がシート部（11）のシート面（P1）に押し付けられ、圧縮機構（20）の容量が最大となる。つまり、この状態では、バイパス通路（33）がスライドバルブ（70）の弁体部（71）によって完全に塞がれ、低圧空間（S1）から流体室（23）へ吸入された冷媒ガスの全てが高圧空間（S2）へ吐出される。
　一方、スライドバルブ（70）が図１の右側へ退き、スライドバルブ（70）の先端面（P2）がシート面（P1）から離れると、円筒壁（30）の内周面（35）にバイパス通路（33）が開口する。この状態において、低圧空間（S1）から流体室（23）へ吸入された冷媒ガスは、その一部が圧縮行程途中の流体室（23）からバイパス通路（33）を通って低圧空間（S1）へ戻り、残りが最後まで圧縮されて高圧空間（S2）へ吐出される。そして、スライドバルブ（70）の先端面（P2）とスライドバルブ収納部（31）のシート面（P1）との間隔が広がると、それにつれてバイパス通路（33）を通って低圧空間（S1）へ戻る冷媒の量が増大し、高圧空間（S2）へ吐出される冷媒の量が減少する（つまり、圧縮機構（20）の容量が減少する）。
　なお、流体室（23）から高圧空間（S2）へ吐出される冷媒は、先ずスライドバルブ（70）に形成された吐出口（25）へ流入する。その後、この冷媒は、スライドバルブ（70）のガイド部（75）の背面側に形成された通路を通って高圧空間（S2）へ流入する。
　　－実バイパス面積の変化－
　上述したように、スライドバルブ（70）の先端面（P2）が円筒壁（30）のシート面（P1）から離れた状態では、円筒壁（30）の内周面（35）にバイパス通路（33）の開口部（34）が現れる。一方、スクリューロータ（40）の回転中には、スクリューロータ（40）の螺旋溝（41）がスクリューロータ（40）の周方向へ移動してゆく。そして、流体室（23）内の冷媒は、バイパス通路（33）の開口部（34）のうち螺旋溝（41）とオーバーラップしている部分を通ってバイパス通路（33）へ流出してゆく。
　ここでは、スクリューロータ（40）に形成された一つの螺旋溝（41a）に着目し、バイパス通路（33）の開口部（34）のうち螺旋溝（41a）とオーバーラップする部分の面積（以下では、「実バイパス面積」という）の変化について、図９～図１３を適宜参照しながら説明する。
　なお、図９～図１２は、スクリューロータ（40）の展開図に、一方のゲートロータ（50）と、それに対応するスライドバルブ（70）によって形成されたバイパス通路（33）の開口部（34）とを図示したものである。また、図９～図１２に図示されたバイパス通路（33）の開口部（34）は、スライドバルブ（70）の先端面（P2）と円筒壁（30）のシート面（P1）の距離が最大となった状態（即ち、圧縮機構（20）の容量が最小となった状態）におけるものである。更に、図９～図１２では、従来のバイパス通路の開口部（534）が破線で図示されている。この従来のバイパス通路の開口部（534）も、圧縮機構の容量が最小となった状態におけるものである。
　図９(ａ)は、従来のバイパス通路の開口部（534）が螺旋溝（41a）と重複する直前の状態を示している。この状態からスクリューロータ（40）が回転すると、図９(ｂ)に示す状態となる。図１０にも拡大して図示するが、この図９(ｂ)に示す状態は、本実施形態のバイパス通路（33）の開口部（34）が螺旋溝（41a）と重複する直前の状態である。
　この図９(ｂ)に示す状態からスクリューロータ（40）が回転すると、螺旋溝（41a）の前方に位置する周方向シール面（45a）の後縁（47a）が円筒壁（30）のスクリュー側縁部（13）を過ぎり、バイパス通路（33）の開口部（34）の一部分が螺旋溝（41a）と重複する。その結果、螺旋溝（41a）により形成された流体室（23a）がバイパス通路（33）と連通し、この流体室（23a）からバイパス通路（33）へ冷媒が流出し始める。そして、実バイパス面積は、後述する図９(ｄ)に示す状態に至るまでの間に次第に拡大してゆく。
　図９(ｂ)の状態からスクリューロータ（40）が回転すると、図９(ｃ)に示す状態となる。この図９(ｃ)に示す状態は、螺旋溝（41a）によって形成される流体室（23a）が、この螺旋溝（41a）の始端へ進入してきたゲート（51）によって低圧空間（S1）から仕切られた時点の状態である。つまり、図９(ｃ)の状態に至る直前までにおいて、螺旋溝（41a）によって形成される流体室（23a）は、螺旋溝（41a）の始端側において低圧空間（S1）と連通している。従って、図９(ｃ)の状態に至る直前までにおいて、流体室（23a）内の冷媒圧力は、低圧空間（S1）内の冷媒圧力とほぼ同じ値に保たれる。また、図９(ｃ)の状態に至った直後からは、流体室（23a）内の冷媒がバイパス通路（33）だけを通って低圧空間（S1）へ送り返される。
　図９(ｃ)の状態からスクリューロータ（40）が回転すると、図９(ｄ)に示す状態となる。図１１(Ａ)にも拡大して図示するが、この図９(ｄ)に示す状態は、螺旋溝（41a）の前方に位置する周方向シール面（45a）の後縁（47a）がスライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）を過ぎる直前の状態である。図９(ｄ)の状態からスクリューロータ（40）が回転すると、図９(ｅ)に示す状態となる。図１１(Ｂ)にも拡大して図示するが、この図９(ｅ)に示す状態は、螺旋溝（41a）の後方に位置する周方向シール面（45b）の前縁（46b）が円筒壁（30）のスクリュー側縁部（13）と交差し始めた時点の状態である。図９(ｄ)の状態から図９(ｅ)に示す状態に至るまでの間は、バイパス通路（33）の開口部（34）の全体が螺旋溝（41a）と重複し続け、実バイパス面積がバイパス通路（33）の開口部（34）の面積Ａ０と同じ値に保たれる。
　図９(ｅ)の状態からスクリューロータ（40）が回転すると、実バイパス面積が次第に縮小してゆき、やがて図９(ｆ)に示す状態となる。図１２にも拡大して図示するが、この図９(ｆ)に示す状態は、螺旋溝（41a）の後方に位置する周方向シール面（45b）の前縁（46b）がスライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）を過ぎる直前の状態である。この図９(ｆ)に示す状態において、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、その全体が周方向シール面（45b）と重複している。
　この図９(ｆ)に示す状態となった時点では、螺旋溝（41a）によって形成される流体室（23a）がバイパス通路（33）から遮断され、この流体室（23a）が低圧空間（S1）から完全に遮断された閉空間となる。そして、図９(ｆ)に示す状態からスクリューロータ（40）が回転すると、ゲート（51）が移動することによって流体室（23a）の容積が縮小し、流体室（23a）内の冷媒が圧縮される。
　上述した実バイパス面積の変化をグラフに示すと、図１３に示すようになる。この図１３に実線で示すように、本実施形態における実バイパス面積は、図９(ｂ)に示す状態から次第に拡大してゆき、同図(ｄ)に示す状態において最大値（即ち、バイパス通路（33）の開口部（34）の面積Ａ０と同じ値）となる。その後、実バイパス面積は、同図(ｅ)に示す状態になるまでの間に亘って最大に保たれ、同図(ｆ)の状態に至るまでの間に次第に縮小してゆく。
　なお、図１３には、従来のバイパス通路の開口部（534）に関する実バイパス面積の変化が破線で示されている。図９(ａ)に示すように、従来のバイパス通路の開口部（534）は、本実施形態のバイパス通路（33）の開口部（34）よりも早い時期に螺旋溝（41a）と重複し始める。このため、従来のバイパス通路の開口部（534）に関する実バイパス面積は、本実施形態の場合よりもスクリューロータ（40）の回転角度が小さい時期から拡大し始める。
　その後、従来のバイパス通路の開口部（534）に関する実バイパス面積は、スクリューロータ（40）の回転に伴って次第に拡大してゆくが、その拡大割合は本実施形態の場合よりも緩やかである。そして、スクリューロータ（40）が更に回転すると、従来のバイパス通路の開口部（534）に関する実バイパス面積は、やがて最大値に達してから次第に縮小し始め、図９(ｆ)の状態に達した時点でゼロになる。
　また、図９(ｃ)及び同図(ｄ)から明らかなように、従来のバイパス通路の開口部（534）は、常にその一部分が螺旋溝（41a）から外れており、その全体が同時に螺旋溝（41a）と重複することはない。このため、従来のバイパス通路の開口部（534）に関する実バイパス面積は、その最大値が開口部（534）の面積Ａ０よりも小さくなる。
　このように、本実施形態では、従来に比べて実バイパス面積の最大値が大きくなる。特に、本実施形態では、螺旋溝（41a）によって形成される流体室（23a）がゲート（51）によって低圧空間（S1）から仕切られた後の所定期間に亘って、実バイパス面積がバイパス通路（33）の開口部（34）の面積Ａ０と同じ値に保持される。従って、本実施形態では、流体室（23a）がゲート（51）によって低圧空間（S1）から仕切られた後に冷媒がバイパス通路（33）の開口部（34）を通過する際の圧力損失が、可能な限り低く抑えられる。
　また、本実施形態では、バイパス通路（33）の開口部（34）が螺旋溝（41a）と重複している期間の終盤における実バイパス面積が、従来のバイパス通路の開口部（534）に関する実バイパス面積に比べて大きくなっている（図１３を参照）。このため、冷媒がバイパス通路（33）の開口部（34）を通過する際の圧力損失が低く抑えられ、それに起因する流体室（23a）の内圧の上昇が低く抑えられる。
　　－実施形態の効果－
　本実施形態では、スライドバルブ（70）の先端面（P2）がスクリューロータ（40）に形成された螺旋溝（41）の伸長方向に沿うように傾斜しているため、円筒壁（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）も、スクリューロータ（40）に形成された螺旋溝（41）の伸長方向に沿うように傾斜した形状となる。このため、円筒壁（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）のうち螺旋溝（41）と重複する部分の面積（即ち、実バイパス面積）を拡大させることができ、流体室（23）内の冷媒がバイパス通路（33）へ流出する際の圧力損失を低減することができる。従って、本実施形態によれば、流体室（23）内の冷媒をバイパス通路（33）へ押し出すために必要な動力を削減することができ、円筒壁（30）の内周面（35）にバイパス通路（33）が開口している状態（即ち、スクリュー圧縮機（1）の運転容量が最大値未満に設定されている状態）におけるスクリュー圧縮機（1）の運転効率を向上させることができる。
　また、本実施形態において、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、スクリューロータ（40）の螺旋溝（41）に沿うように傾斜することによって、その全体が同時にスクリューロータ（40）の周方向シール面（45）と重複可能になっている。従って、本実施形態によれば、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）を、確実にスクリューロータ（40）の螺旋溝（41）の伸長方向に沿った形状にすることができ、その結果、実バイパス面積を充分に確保することができる。
　また、本実施形態では、円筒壁（30）の内周面（35）におけるバイパス通路（33）の開口部（34）の全体が、ゲート（51）によって低圧空間（S1）から仕切られた流体室（23）に対して一時的に開口する（図１１を参照）。このため、流体室（23）内の冷媒がゲート（51）によってバイパス通路（33）へ押し出されてゆく期間中に実バイパス面積を最大にすることができ、流体室（23）内の流体をバイパス通路（33）へ押し出すために必要な動力を一層確実に削減することができる。
　上述したように、本実施形態では、流体室（23）内の冷媒がバイパス通路（33）へ流出する際の圧力損失を従来よりも低く抑えることができる。このため、本実施形態によれば、流体室（23）内の冷媒がバイパス通路（33）へ流出する際の圧力損失に起因する流体室（23）内の冷媒圧力の上昇を抑えることができ、過圧縮による損失を削減することができる。以下では、この点について、図１４を参照しながら説明する。
　先ず、従来のスクリュー圧縮機における流体室（523）内の冷媒圧力の変化について説明する。図１４に破線で示すように、従来のスクリュー圧縮機における流体室（523）内の冷媒圧力は、この流体室（523）がゲートによって閉じきられるまでは低圧空間内の冷媒圧力ＬＰとほぼ同じ値に保たれる。一方、流体室（523）がゲートによって閉じきられた後は、流体室（523）がバイパス通路（533）に連通している状態においても、流体室（523）内の冷媒圧力は徐々に上昇してゆく。これは、流体室（523）内の冷媒がバイパス通路（533）へ流出する際に圧力損失が生じるため、流体室（523）内の冷媒圧力が低圧空間内の冷媒圧力ＬＰより高くならないと、流体室（523）からバイパス通路（533）へ冷媒が流出してゆかないからである。その後、流体室（523）がバイパス通路（533）から遮断されて閉空間になると、流体室（523）内の冷媒圧力は、急速に上昇してゆき、一旦高圧空間の冷媒圧力ＨＰよりも高い値になる。流体室（523）内の冷媒は、その後に高圧空間へ流出し始め、流体室（523）内の冷媒圧力が高圧空間の冷媒圧力ＨＰに近付いてゆく。
　次に、本実施形態のスクリュー圧縮機（1）における流体室（23）内の冷媒圧力の変化について説明する。図９(ａ)及び(ｂ)に示すように、本実施形態の流体室（23）にバイパス通路（33）が連通し始める時期は、従来の流体室（523）にバイパス通路（533）が連通し始める時期よりも遅い。このため、本実施形態の流体室（23）内の冷媒圧力は、図１４に実線で示すように、最初のうちは従来よりも高くなる。ところが、図１３に示すように、本実施形態では、実バイパス面積が従来よりも急激に拡大する。このため、流体室（23）内の冷媒圧力は、従来よりも緩やかに上昇してゆき、流体室（23）がバイパス通路（33）から遮断された時点では、従来よりも低くなる。つまり、本実施形態では、流体室（23）が低圧空間（S1）から完全に遮断された時点における流体室（23）内の冷媒圧力が、従来に比べて低くなる。このため、本実施形態では、流体室（23）内の冷媒圧力の最高値が従来に比べて低くなる。
　このように、本実施形態によれば、流体室（23）内の冷媒が高圧空間（S2）へ吐出され始める直前における流体室（23）内の冷媒圧力を、従来に比べて低く抑えることができる。従って、本実施形態によれば、スクリューロータ（40）を回転させて流体室（23）内の冷媒を圧縮するのに必要な動力を削減することができ、いわゆる過圧縮損失を低減することができる。
　　－実施形態の変形例１－
　図１５に示すように、本実施形態において、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、スクリューロータ（40）の周方向シール面（45）の前縁（46）と平行な形状に形成されていてもよい。同図(Ｂ)に示すように、本変形例において、流体室（23a）がバイパス通路（33）から遮断された時点では、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）の全体が、流体室（23a）の後方に位置する周方向シール面（45b）の前縁（46b）と重なり合う。
　本変形例において、円筒壁（30）のスクリュー側縁部（13）は、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）に対応した形状となっている。つまり、本変形例では、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）だけでなく、円筒壁（30）のスクリュー側縁部（13）も、スクリューロータ（40）の周方向シール面（45）の前縁（46）と平行な形状に形成される。
　図１６に示すように、本変形例において、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、流体室（23a）がバイパス通路（33）から遮断される直前まで流体室（23a）に露出し続ける。従って、本変形例によれば、流体室（23a）がバイパス通路（33）と連通している期間の終盤においても、バイパス通路（33）の開口部（34）のうち螺旋溝（41a）と重複する部分の面積（即ち、実バイパス面積）を可能な限り大きな値にすることができる。その結果、流体室（23a）内の冷媒がバイパス通路（33）へ流出する際の圧力損失を確実に低減することができ、流体室（23a）内の流体をバイパス通路（33）へ押し出すために必要な動力を確実に削減することができる。
　　－実施形態の変形例２－
　図１７，図１８に示すように、本実施形態において、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）の形状は、その伸長方向とスクリューロータ（40）の周方向（即ち、スクリューロータ（40）の回転方向）のなす角度が図７に示す場合よりも若干小さくなる形状であってもよい。図１７及び図１８の何れに示すものにおいても、円筒壁（30）のスクリュー側縁部（13）は、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）と平行になっている。
　図１７に示すスライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、同図(Ｂ)に示すように、螺旋溝（41a）がバイパス通路（33）から完全に遮断された時点において、その全体が螺旋溝（41a）の後方に位置する周方向シール面（45b）と重複する。この時点において、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、その一端が周方向シール面（45b）の前縁（46b）と重なり、その他端が周方向シール面（45b）の後縁（47b）と重なる。
　図１８に示すスライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、その伸長方向とスクリューロータ（40）の周方向のなす角度が、図１７に示すものよりも更に小さくなっている。この図１８に示すスライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、同図(Ｂ)に示すように、螺旋溝（41a）がバイパス通路（33）から完全に遮断された時点において、その一部分だけが螺旋溝（41a）の後方に位置する周方向シール面（45b）と重複する。
　　－実施形態の変形例３－
　図１９，図２０に示すように、本実施形態において、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）の形状は、その伸長方向とスクリューロータ（40）の周方向（即ち、スクリューロータ（40）の回転方向）のなす角度が図７に示す場合よりも若干大きくなる形状であってもよい。図１９及び図２０の何れに示すものにおいても、円筒壁（30）のスクリュー側縁部（13）は、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）と平行になっている。
　図１９に示すスライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、同図(Ｂ)に示すように、螺旋溝（41a）がバイパス通路（33）から完全に遮断された時点において、その全体が螺旋溝（41a）の後方に位置する周方向シール面（45b）と重複する。この時点において、スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、その一端が周方向シール面（45b）の後縁（47b）と重なり、その他端が周方向シール面（45b）の前縁（46b）と重なる。
　図２０に示すスライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、その伸長方向とスクリューロータ（40）の周方向のなす角度が、図１９に示すものよりも更に大きくなっている。この図２０に示すスライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、同図(Ｂ)に示すように、螺旋溝（41a）がバイパス通路（33）から完全に遮断された時点において、その一部分だけが螺旋溝（41a）の後方に位置する周方向シール面（45b）と重複する。
　　－実施形態の変形例４－
　上記実施形態は、シングルスクリュー圧縮機に本発明を適用したものであるが、ツインスクリュー圧縮機（いわゆるリショルム圧縮機）に本発明を適用してもよい。
　なお、以上の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。
　以上説明したように、本発明は、容量調節用のスライドバルブを備えるスクリュー圧縮機について有用である。
　 1　　シングルスクリュー圧縮機（スクリュー圧縮機）
　10　　ケーシング
　23　　流体室
　30　　円筒壁（シリンダ部）
　33　　バイパス通路
　34　　開口部
　35　　内周面
　40　　スクリューロータ
　41　　螺旋溝
　45　　周方向シール面
　46　　前縁
　50　　ゲートロータ
　51　　ゲート
　70　　スライドバルブ
　73　　スクリュー側縁部
　P2　　先端面
　S1　　低圧空間

Claims (4)

  1. 　流体室（23）を形成する複数の螺旋溝（41）が形成されたスクリューロータ（40）と、
    　上記スクリューロータ（40）が挿入されるシリンダ部（30）を有するケーシング（10）と、
    　上記ケーシング（10）内に形成されて圧縮前の低圧流体が流入する低圧空間（S1）と、
    　上記シリンダ部（30）の内周面（35）に開口して上記流体室（23）を上記低圧空間（S1）に連通させるバイパス通路（33）と、
    　上記スクリューロータ（40）の軸方向へスライドすることによって上記シリンダ部（30）の内周面（35）における上記バイパス通路（33）の開口面積を変化させるスライドバルブ（70）とを備えるスクリュー圧縮機であって、
    　上記スライドバルブ（70）では、上記バイパス通路（33）に臨む先端面（P2）が上記螺旋溝（41）の伸長方向に沿うように傾斜している
    ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
  2. 　請求項１において、
    　上記スクリューロータ（40）の外周面（49）のうち隣接する二つの螺旋溝（41）に挟まれた部分が、上記シリンダ部（30）の内周面（35）と摺接して隣接する二つの螺旋溝（41）の間をシールする周方向シール面（45）となり、
    　上記周方向シール面（45）の周縁のうち上記スクリューロータ（40）の回転方向の前方に位置する部分が、該周方向シール面（45）の前縁（46）となり、
    　上記スライドバルブ（70）の先端面（P2）の周縁部のうち上記スクリューロータ（40）に隣接する部分がスクリュー側縁部（73）となり、
    　上記スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）が、上記スクリューロータ（40）の周方向シール面（45）の前縁（46）と平行になっている
    ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
  3. 　請求項１において、
    　上記スクリューロータ（40）の外周面（49）のうち隣接する二つの螺旋溝（41）に挟まれた部分が、上記シリンダ部（30）の内周面（35）と摺接して隣接する二つの螺旋溝（41）の間をシールする周方向シール面（45）となり、
    　上記スライドバルブ（70）の先端面（P2）の周縁部のうち上記スクリューロータ（40）に隣接する部分がスクリュー側縁部（73）となっており、
    　上記スライドバルブ（70）のスクリュー側縁部（73）は、その全体が同時に上記周方向シール面（45）と重複可能な形状になっている
    ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
  4. 　請求項１，２又は３において、
    　上記スクリューロータ（40）の螺旋溝（41）と噛み合わされる複数のゲート（51）が放射状に形成されたゲートロータ（50）を備える一方、
    　上記シリンダ部（30）の内周面（35）における上記バイパス通路（33）の開口部（34）の全体が、上記ゲート（51）によって上記低圧空間（S1）から仕切られた流体室（23）に対して、上記スクリューロータ（40）が所定の角度だけ回転する間に亘って開口する
    ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
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