WO2014041680A1 - 油冷式スクリュー圧縮機システム及び油冷式スクリュー圧縮機 - Google Patents

油冷式スクリュー圧縮機システム及び油冷式スクリュー圧縮機 Download PDF

Info

Publication number
WO2014041680A1
WO2014041680A1 PCT/JP2012/073622 JP2012073622W WO2014041680A1 WO 2014041680 A1 WO2014041680 A1 WO 2014041680A1 JP 2012073622 W JP2012073622 W JP 2012073622W WO 2014041680 A1 WO2014041680 A1 WO 2014041680A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
chamber
seal
screw
bearing
oil
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2012/073622
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
靖明 遠藤
史彦 金子
廣典 山下
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mayekawa Manufacturing Co
Original Assignee
Mayekawa Manufacturing Co
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mayekawa Manufacturing Co filed Critical Mayekawa Manufacturing Co
Priority to DK12884596.3T priority Critical patent/DK2896834T3/en
Priority to EP12884596.3A priority patent/EP2896834B1/en
Priority to US14/428,099 priority patent/US9568001B2/en
Priority to PCT/JP2012/073622 priority patent/WO2014041680A1/ja
Priority to JP2014535323A priority patent/JP6041449B2/ja
Publication of WO2014041680A1 publication Critical patent/WO2014041680A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • 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
    • F04C27/00—Sealing arrangements in rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C27/008—Sealing arrangements in rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids for other than working fluid, i.e. the sealing arrangements are not between working chambers of the machine
    • F04C27/009—Shaft sealings specially adapted for pumps
    • 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
    • F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C18/12—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C18/14—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C18/16—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with helical teeth, e.g. chevron-shaped, screw type
    • 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
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/02—Lubrication; Lubricant separation
    • F04C29/021—Control systems for the circulation of the lubricant
    • 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
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/02—Lubrication; Lubricant separation
    • F04C29/026—Lubricant separation
    • 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
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/12—Arrangements for admission or discharge of the working fluid, e.g. constructional features of the inlet or outlet
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J15/00—Sealings
    • F16J15/002—Sealings comprising at least two sealings in succession
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J15/00—Sealings
    • F16J15/16—Sealings between relatively-moving surfaces
    • F16J15/164—Sealings between relatively-moving surfaces the sealing action depending on movements; pressure difference, temperature or presence of leaking fluid

Definitions

  • the present invention relates to an oil cooled screw compressor system and an oil cooled screw compressor.
  • Oil-cooled screw compressors are designed to supply oil to the compressor body for lubrication, cooling and shaft sealing, and are installed in industrial product manufacturing plants, chemical plants or petroleum refining plants, etc. , Used for the compression of various gases.
  • the oil-cooled screw compressor disclosed in Patent Document 1 has a housing, and inside the housing, a screw chamber, seal chambers positioned on both sides of the screw chamber, and a bearing chamber connected to the screw chamber through the seal chamber Is divided.
  • a pair of male and female screw rotors are accommodated in the housing in a state of being arranged parallel to each other.
  • Each screw rotor includes a screw portion and a shaft portion coaxially extending from both ends of the screw portion.
  • the pair of screw portions are disposed in the screw chamber so as to engage with each other, and form a compression chamber for compressing the target gas.
  • the housing is formed with a suction port for sucking in gas from the outside, and a suction passage communicating the suction port and the compression chamber. Further, in the housing, a discharge port for discharging the compressed gas to the outside, and a discharge path communicating the discharge port and the compression chamber are formed.
  • the suction passage is provided in communication with the compression chamber on one end side (suction side) of the compression chamber, and the discharge passage is provided in communication with the compression chamber on the other end side (discharge side) of the compression chamber .
  • the shaft portion of the screw rotor is disposed in the seal chamber and the bearing chamber, and is rotatably supported by a radial bearing, for example, a slide bearing, disposed in the bearing chamber.
  • a radial bearing for example, a slide bearing
  • An external power source and an output shaft of a motor are connected to the shaft portion of the male screw rotor, and when the rotational force is input from the power source, the male screw rotor is rotated.
  • the female screw rotor As the male screw rotor rotates, the female screw rotor also rotates in synchronization, and the male and female screw rotors rotate.
  • a series of steps consisting of suctioning the gas from the suction passage into the compression chamber as the male and female screw rotors rotate, compressing the gas by reducing the volume of the compression chamber, and discharging the gas from the compression chamber to the discharge passage. The process is performed repeatedly.
  • a bearing lubricating fluid is supplied to the bearings of the oil-cooled screw compressor.
  • the housing is formed with a supply port for the bearing lubricating fluid, a discharge port, and a flow path for the bearing lubricating fluid that communicates the supply port and the discharge port with the bearing chamber.
  • a tooth surface lubricating fluid is supplied to the screw portion.
  • the housing is provided with a supply port for the tooth surface lubricating fluid, and a flow path for the tooth surface lubricating fluid that communicates the supply port with the screw chamber.
  • a system for supplying a bearing lubricating fluid to an oil supply type screw compressor and a system for supplying a tooth surface lubricating fluid are separated.
  • a mechanical seal as a shaft seal member is disposed in the seal chamber of the screw compressor so as to surround the shaft portion, and a bearing lubricating fluid is supplied to the mechanical seal.
  • the mechanical seal seals between the bearing chamber and the screw chamber with the aid of the bearing lubricating fluid.
  • Patent Document 1 the bearing lubricating fluid and the tooth surface lubricating fluid are separated by the shaft seal member. According to this configuration, even if the target gas is a corrosive gas, Patent Document 1 hardly contacts the bearing lubricating fluid with the target gas to prevent the deterioration of the bearing lubricating fluid due to the target gas, and the life of the bearing It is stated that shortening can be prevented. In particular, it is described that the use of the bearing lubricating fluid as the seal fluid can reliably prevent the inflow of the target gas into the bearing chamber.
  • Patent Document 1 states that the amount of the target gas flowing into the bearing chamber through the shaft seal member is very small, so that the bearing lubricating fluid is not deteriorated or the bearing is not corroded directly. It is done.
  • Patent Document 2 discloses, as a third embodiment, an oilless screw compressor in which a tooth surface lubricating fluid is not supplied to a screw portion.
  • a shaft seal member comprising a plurality of carbon ring seals and a labyrinth seal is disposed in a seal chamber of the oil-free screw compressor, and a feed gas chamber provided at some midpoint of the shaft seal member is used as a process gas of discharge pressure Instead, an inert gas is provided.
  • the discharge side seal chamber is in communication with the suction port through the suction port return line.
  • the suction port is in communication with the upper portion of the oil supply tank storing the bearing lubricating fluid via the supply process gas communication line. According to this configuration, Patent Document 2 describes that even when compressing a target gas containing a corrosive component, the target gas can be prevented from coming into contact with the bearing, and deterioration of the lubricating oil can be made difficult. ing.
  • the target gas supplied to the screw chamber is in contact with the mechanical seal, and the target gas may be mixed in the bearing lubricating fluid.
  • the target gas contains a corrosive component
  • the corrosive component may be mixed into the bearing lubricating fluid to reach the bearing, and the bearing may be corroded.
  • high-pressure target gas is supplied to the discharge-side shaft seal member formed of a plurality of carbon ring seals, and the supplied target gas flows into the discharge-side bearing chamber. , Reach the bearing. Therefore, when the target gas contains a corrosive component, the discharge side bearing may be corroded. Although the target gas decompressed at the orifice is supplied to the suction-side shaft seal member consisting of a plurality of carbon ring seals, the supplied target gas also flows into the suction-side bearing chamber and is suctioned. Reach the bearing on the side. For this reason, when the target gas contains a corrosive component, the suction side bearing may be corroded.
  • the inert gas is supplied to the flow passage chamber in the middle of the shaft seal member in place of the high-pressure target gas discharged from the oil-free screw compressor.
  • the pressure of the inert gas supplied to the flow chamber is high.
  • the suction port communicates with the upper portion of the oil supply tank through the supply process gas communication line, and the pressure of the oil supplied from the oil supply tank to the bearing is the suction pressure plus the pressure increase by the oil supply pump.
  • the target gas is transferred to the bearing member after the screw compressor is stopped. If it is not supplied, the bearing lubricating fluid will flow from the bearing chamber into the screw chamber through the gap.
  • the inflow of the bearing lubricating fluid into the screw chamber leads to a reduction in the amount of bearing lubricating fluid retained in the bearing lubricating fluid supply system when the bearing lubricating fluid and the tooth surface lubricating fluid are separated. For this reason, it is necessary to replenish the bearing lubricating fluid, which increases the operating cost of the screw compressor.
  • the rotation of the male and female screw rotors is connected not to the engagement of the screw portion but to the shaft portion of the male and female screw rotors. It synchronizes via a pair of synchronized gears.
  • the meshing portion of the screw portion has a gap and is not in contact, the compression efficiency is worse as compared with the oil-cooled screw compressor, and the high power rotation source is used as a power source. A high speed motor is required.
  • the present invention has been made in view of the above-mentioned circumstances, and the object of the present invention is to provide an oil-cooled screw compressor at low cost while surely preventing deterioration of the bearing even if the target gas contains a corrosive component. It is an object of the present invention to provide an oil-cooled screw compressor system capable of operating and an oil-cooled screw compressor used in the system.
  • an oil cooled screw compressor and a tooth surface lubricating fluid supply for supplying a tooth surface lubricating fluid to the oil cooled screw compressor System
  • a bearing lubricating fluid supply system for supplying a bearing lubricating fluid separately from the tooth surface lubricating fluid to the oil cooled screw compressor
  • the oil cooled screw compression for the oil cooled screw compressor
  • a separated gas supply system for supplying a separated gas different from a target gas compressed by the machine, the oil-cooled screw compressor comprising a screw chamber, a seal chamber positioned on both sides of the screw chamber, the seal chamber A bearing chamber in communication with the screw chamber, a tooth surface lubricating fluid passage for supplying the tooth surface lubricating fluid to the screw chamber, and the bearing lubricating fluid in the bearing chamber
  • a bearing lubricating fluid flow path for supplying is internally defined, a screw portion disposed in the screw chamber to form a compression chamber, and coaxially extending from both ends of the
  • a separated gas supply gap is defined between the first seal unit and the second seal unit of the seal device, and the oil-cooled screw compressor During operation, the separation gas is supplied to the separation gas supply gap. Since the supplied separated gas leaks toward the screw chamber through the first seal unit, the first seal unit prevents the target gas from flowing into the bearing chamber during operation of the oil-cooled screw compressor. Contact of the target gas with the bearing lubricating fluid is also prevented. For this reason, even if the target gas contains a corrosive component, the deterioration of the bearing is reliably prevented.
  • the supply pressure of the separated gas supplied to the discharge side seal chamber is returned from the discharge pressure of the target gas discharged from the oil-cooled screw compressor by returning the target gas to the compression chamber through the pressure equalization path. Even if it is not high, the first seal unit reliably prevents the passage of the target gas and the tooth surface lubricating fluid in the direction from the screw chamber to the bearing chamber. For this reason, the supply pressure of the separation gas can be set lower than the discharge pressure, and the consumption amount of the separation gas is suppressed.
  • the target gas that has flowed into the discharge side seal chamber is returned to the compression chamber in a state of a pressure higher than the suction pressure through the pressure equalization path, so that a decrease in the efficiency of the oil-cooled screw compressor is suppressed .
  • the screw compressor is operated at low cost.
  • the housing is a screw casing defining the screw chamber, and the seal casing releasably coupled to the screw casing and defining the seal chamber and the pressure equalizing path. And a bearing casing separably connected to the screw casing via the seal casing and defining the bearing chamber.
  • the seal casing is connected separably to the screw casing, and the bearing casing is connected separably via the seal casing.
  • the first seal unit has a first labyrinth seal
  • the second seal unit sequentially extends from the separated gas supply gap toward the bearing chamber.
  • a second labyrinth seal, a first lip seal, and a second lip seal wherein the first lip seal is disposed to block the flow of fluid in a direction from the screw chamber toward the bearing chamber;
  • the second lip seal is arranged to block the flow of fluid in the direction from the bearing chamber towards the screw chamber.
  • the first lip seal restricts the flow of fluid in the direction from the screw chamber to the bearing chamber, the target can be obtained even if the separated gas is not supplied while the oil-cooled screw compressor is stopped. Gas is prevented from flowing into the bearing chamber, thereby preventing corrosion of the bearing. Furthermore, the second lip seal restricts the flow of fluid in the direction from the bearing chamber to the screw chamber, so that the bearing lubricating fluid may not be supplied with separated gas while the oil-cooled screw compressor is stopped. Is prevented from flowing into the screw chamber, thereby preventing the reduction of the bearing lubricating fluid. Therefore, the oil-cooled screw compressor can be operated at low cost.
  • the oil-cooled screw compressor system further includes a control system that controls a supply pressure of the separated gas supplied to the oil-cooled screw compressor, the control system including the oil-cooled screw compression
  • the supply pressure of the separation gas supplied to the machine is configured to be controlled so that the supply pressure of the separation gas is higher than the suction pressure and lower than the discharge pressure.
  • the supply pressure of the separated gas is controlled to be higher than the suction pressure and lower than the discharge pressure, so the amount of consumption of the separated gas is reduced, and the oil-cooled screw compressor can be operated at low cost. can do.
  • control system is configured such that a return pressure of the bearing lubricating fluid flowing out of the oil-cooled screw compressor is equal to or higher than the suction pressure, and the supply pressure of the separated gas.
  • the supply pressure of the bearing lubricating fluid is configured to be controlled to be lower than that.
  • the return pressure of the bearing lubricating fluid is controlled to be equal to or higher than the suction pressure and lower than the supply pressure of the separation gas, the pressure difference between the separation gas supply gap and the bearing chamber is The flow of the fluid from the bearing chamber to the screw chamber is restricted while keeping the size small and suppressing the consumption of the separated gas. Therefore, the oil-cooled screw compressor can be operated at low cost.
  • the bearing lubricating fluid supply system has a storage tank for storing the bearing lubricating fluid at a storage pressure higher than the suction pressure, and the pressure in the storage tank The same kind of gas as the separated gas is used as a pressurized gas for raising the pressure to the storage pressure.
  • the supply pressure of the bearing lubricating fluid can be made equal to or higher than the suction pressure with a simple configuration.
  • the control system includes a suction pressure sensor for detecting the suction pressure, a control valve capable of adjusting the supply pressure of the separated gas, and a detection result by the suction pressure sensor. And a controller for operating the control valve.
  • the supply pressure of the separation gas can be accurately controlled with a simple configuration.
  • the oil-cooled screw compressor further comprises a volume control device
  • the tooth-surface lubrication fluid supply system is configured to control the volume-control device with respect to the tooth-surface lubrication fluid. It is configured to supply a portion as the working fluid.
  • the seal device is disposed between the first seal unit disposed on the screw chamber side of the seal chamber and the bearing chamber side of the seal chamber, and separated between the first seal unit and the first seal unit.
  • a second seal unit defining a gas supply gap, wherein the seal chamber comprises a discharge side seal chamber positioned on the discharge side of the compression chamber and a suction side seal chamber positioned on the suction side of the compression chamber.
  • a separate gas supply passage for supplying the separated gas to the separated gas supply gap is defined inside the housing.
  • the oil-cooled system has a pressure higher than a suction pressure of the target gas sucked into the oil-cooled screw compressor and a region closer to the screw chamber than the first seal unit in the discharge side seal chamber.
  • a pressure equalizing path configured to communicate with the compression chamber in a lower pressure state than the discharge pressure of the target gas discharged from the screw compressor is defined, and the pressure equalizing path is provided from the screw chamber to the discharge side.
  • An oil cooled screw compressor is provided, characterized in that a check valve is arranged which restricts the flow of fluid in the direction towards the sealing chamber.
  • a separated gas supply gap is defined between the first seal unit and the second seal unit of the seal device, and the operation of the oil-cooled screw compressor At the same time, the separation gas is supplied to the separation gas supply gap. Since the supplied separated gas leaks toward the screw chamber through the first seal unit, the first seal unit prevents the target gas from flowing into the bearing chamber during operation of the oil-cooled screw compressor. Contact of the target gas with the bearing lubricating fluid is also prevented.
  • the supply pressure of the separated gas supplied to the discharge side seal chamber is returned from the discharge pressure of the target gas discharged from the oil-cooled screw compressor by returning the target gas to the compression chamber through the pressure equalization path. Even if it is not high, the first seal unit reliably prevents the passage of the target gas and the tooth surface lubricating fluid in the direction from the screw chamber to the bearing chamber. For this reason, the supply pressure of the separation gas can be set lower than the discharge pressure, and the consumption amount of the separation gas is suppressed.
  • the target gas that has flowed into the discharge side seal chamber is returned to the compression chamber in a state of a pressure higher than the suction pressure through the pressure equalization path, so that a decrease in the efficiency of the oil-cooled screw compressor is suppressed .
  • the oil-cooled screw compressor is operated at low cost.
  • the housing is a screw casing defining the screw chamber, and a seal casing separably connected to the screw casing and defining the seal chamber and the pressure equalizing passage. And a bearing casing releasably connected to the screw casing via the seal casing and defining the bearing chamber.
  • the seal casing is connected separably to the screw casing, and the bearing casing is connected separably via the seal casing, and the same screw casing and bearing as the conventional oil-cooled screw compressor A casing can be used. Therefore, the versatility of the parts of the oil-cooled screw compressor is high, and the price of the oil-cooled screw compressor can be reduced.
  • the first seal unit has a first labyrinth seal
  • the second seal unit is configured to move in a second direction from the separation gas supply gap toward the bearing chamber.
  • a labyrinth seal, a first lip seal, and a second lip seal wherein the first lip seal is disposed to block the flow of fluid in a direction from the screw chamber toward the bearing chamber;
  • a two lip seal is arranged to block the flow of fluid in the direction from the bearing chamber towards the screw chamber.
  • the target can be obtained even if the separated gas is not supplied while the oil-cooled screw compressor is stopped. Gas is prevented from flowing into the bearing chamber, thereby preventing corrosion of the bearing.
  • the second lip seal restricts the flow of fluid in the direction from the bearing chamber to the screw chamber, so that the bearing lubricating fluid may not be supplied with separated gas while the oil-cooled screw compressor is stopped. Is prevented from flowing into the screw chamber, thereby preventing the reduction of the bearing lubricating fluid. Therefore, the oil-cooled screw compressor can be operated at low cost.
  • an oil-cooled screw capable of operating an oil-cooled screw compressor at low cost while reliably preventing deterioration of the bearing even if the target gas contains a corrosive component
  • a compressor system and an oil cooled screw compressor used in the system are provided.
  • FIG. 2 is a schematic cross-sectional view of the oil-cooled screw compressor taken along line II-II in FIG.
  • A is a figure which shows the rough end surface of the suction side seal casing which follows the IIIa-IIIa line in FIG. 2
  • (b) is a suction side bearing which follows the IIIb-IIIb line in FIG.
  • FIG. 3 is a view showing a schematic end face of a casing
  • FIG. 2 (c) is a view showing a schematic end face of a discharge side seal casing along a line IIIc-IIIc in FIG.
  • FIG. 3 is a view showing a schematic end face of the discharge side bearing casing, taken along the line IIId-IIId in FIG.
  • sticker apparatus provided in the discharge side seal chamber of the oil-cooled type screw compressor of FIG.
  • sticker apparatus provided in the suction side sealing chamber of the oil-cooled type screw compressor of FIG.
  • An oil-cooled screw compressor provided with an oil-cooled screw compressor applied to a target gas containing no corrosive component and having a suction-side bearing housing and a discharge-side bearing housing of the oil-cooled screw compressor in FIG.
  • FIG. 1 is a diagram showing a schematic configuration of a system.
  • FIG. 7 is a schematic cross-sectional view of the oil-cooled screw compressor, taken along line VII-VII in FIG. (A) is a figure which shows the rough end surface of the suction side bearing casing which follows the VIIIa-VIIIa line in FIG. 7, (b) is a discharge side bearing which follows the VIIIb-VIIIb line in FIG. It is a figure which shows the rough end surface of a casing.
  • FIG. 2 is a view showing an example in which a supply system of working fluid for a hydraulic cylinder is changed in the system of FIG.
  • FIG. 7 shows another variant of the working fluid supply system for the hydraulic cylinder.
  • FIG. 1 is a view showing a schematic configuration of an oil-cooled screw compressor system according to an embodiment.
  • the oil-cooled screw compressor system includes an oil-cooled screw compressor (hereinafter also referred to as a screw compressor) 10, a tooth surface lubricating fluid supply system 12, a bearing lubricating fluid supply system 14, and a separated gas supply system 16 , And a control system 18.
  • FIG. 1 shows a schematic cross section of the screw compressor 10 along a horizontal plane
  • FIG. 2 shows a schematic cross section of the screw compressor 10 along a vertical plane
  • the screw compressor 10 has a housing 20, and inside the housing 20, a screw chamber 20a, a suction side seal chamber 20b connected to one end of the screw chamber 20a, and a suction side seal chamber 20b
  • a suction side bearing chamber 20c communicating with the screw chamber 20a via the discharge chamber 20a
  • a discharge side seal chamber 20d communicating with the other end of the screw chamber 20a
  • a discharge side bearing chamber 20e communicating with the screw chamber 20a via the discharge side seal chamber 20d. Is divided.
  • the housing 20 has a suction port 20f and a discharge port 20g opened respectively toward the outside, and when the screw compressor 10 is operated, low pressure (suction pressure) gas to be compressed through the suction port 20f (hereinafter referred to as target The gas is sucked and the target gas of high pressure (discharge pressure) compressed through the discharge port 20g is discharged.
  • a suction passage 20h for communicating the suction port 20f with one end (suction end) of the screw chamber 20a is defined in the housing 20, and communicates with the other end (discharge end) side of the screw chamber 20a.
  • the discharge passage 20i is divided.
  • the housing 20 includes a screw casing 22a defining the screw chamber 20a, a suction side seal casing 22b defining the suction side seal chamber 20b, and a suction side bearing casing 22c defining the suction side bearing chamber 20c.
  • the casing 22b and the suction side bearing casing 22c are separably connected in series in this order by bolts.
  • a pair of male screw rotors 24 and a female screw rotor 26 are rotatably accommodated.
  • the male screw rotor 24 and the female screw rotor 26 are arranged such that their rotational axes are parallel to each other.
  • the male screw rotor 24 and the female screw rotor 26 have suction side shaft portions 24b and 26b coaxially and integrally extending from one end (suction side end) of the screw portions 24a and 26a and the screw portions 24a and 26a, It has discharge side axial part 24c, 26c coaxially and integrally extended from the other end (discharge side end) of screw part 24a, 26a.
  • the screw portion 24a of the male screw rotor 24 has a plurality of helical ridges on the outer periphery
  • the screw portion 26a of the female screw rotor 26 has a plurality of helical grooves on the outer periphery.
  • the screw portions 24a and 26a are disposed in the screw chamber 20a in parallel with each other in a mutually meshed state.
  • the discharge side shaft portion 24 c of the male screw rotor 24 penetrates the end wall of the housing 20 in an airtight manner and protrudes to the outside.
  • a hydraulic motor or an electric motor, for example, is connected to the discharge side shaft portion 24c as a power source, and a rotational force is input from the power source to the discharge side shaft portion 24c.
  • the male screw rotor 24 rotates, and the female screw rotor 26 rotates in synchronization by the engagement of the screw portions 24a and 26a.
  • the plurality of ridges and grooves of the screw portions 24a, 26a define a plurality of compression chambers in the screw chamber 20a.
  • a suction passage 20h for connecting the suction port 20f and the compression chamber is formed in the suction side seal casing 22b and the suction side bearing casing 22c.
  • the suction passage 20h has a suction port opened at the end face of the suction side seal casing 22b opposed to the screw casing 22a.
  • FIG. 3B in the end face of the suction side bearing casing 22c opposed to the suction side seal casing 22b, an opening of the same shape as the suction port is formed corresponding to the suction passage 20h. .
  • a discharge passage 20i for connecting the discharge port 20g and the compression chamber is formed inside the discharge side seal casing 22d and the discharge side bearing casing 22c.
  • the discharge passage 20i has a discharge port opened at the end face of the discharge side seal casing 22b opposed to the screw casing 22a.
  • an opening having the same shape as the discharge port is formed corresponding to the discharge path 20i. It is done.
  • the discharge port opened in the discharge side seal casing 22d has an axial communication portion communicating with the compression chamber in the axial direction at the top, but the opening of the end face of the discharge side bearing casing 22e communicates with the axial direction Have no department.
  • the compression chamber intermittently communicates with the suction port of the suction passage 20h with the synchronous rotation of the screw portions 24a and 26a, and communicates with the discharge port of the discharge passage 20i at a timing different from that of the suction port.
  • the volume of the compression chamber gradually decreases with the synchronous rotation of the screw portions 24a and 26a immediately after the communication with the suction port is shut off, whereby the target gas is compressed in the compression chamber.
  • tooth surface lubricating fluid passage 30 is formed in the housing 20, which communicates the screw chamber 20a with the outside.
  • slide bearings 32 are respectively disposed in the suction side bearing chamber 20c and the discharge side bearing chamber 20e as radial bearings.
  • an angular ball bearing 34 is disposed in the discharge side bearing chamber 20 e. The angular ball bearing 34 is fitted to the discharge side shaft portion 24c of the male screw rotor 24 and the discharge side shaft portion 26c of the female screw rotor 26, and generates a thrust load (compression reaction force) generated by the compression of the target gas in the compression chamber.
  • a thrust load compression reaction force
  • a bearing lubricating fluid is supplied to the slide bearing 32 and the angular ball bearing 34.
  • a bearing lubricating fluid flow path 36 is formed in the housing 20 for communicating the suction side bearing chamber 20c and the discharge side bearing chamber 20e with the outside.
  • the bearing lubricating fluid is supplied from the suction side discharge chamber 20c and the discharge side bearing chamber 20e to the bearing lubricating fluid flow path 36 for supplying the bearing lubricating fluid to the suction side discharge chamber 20c and the discharge side bearing chamber 20e.
  • a piston (balance piston) 38 is attached to the suction side shaft portion 24 b of the male screw rotor 24.
  • a part of the suction side bearing chamber 20 c is partitioned as a cylinder (balance cylinder), and the balance cylinder accommodates the balance piston 38 slidably in the axial direction of the male screw rotor 24.
  • the thrust load can be reduced by adjusting the pressure in the balance cylinder.
  • the housing 20 is formed with a pressure fluid supply passage 40 communicating the balance cylinder with the outside.
  • the pressure in the balance cylinder is adjustable by the pressure of the pressure fluid supplied through the pressure fluid supply passage 40.
  • the pressure fluid supply passage 40 is provided in the cover member that closes the open end of the suction side bearing casing 22c.
  • the screw compressor 10 is provided with a capacity control device 42.
  • the displacement control device 42 has a displacement control piston 44, and the displacement control piston 44 is accommodated in a cylinder (a displacement control cylinder) partitioned in the housing 20.
  • the displacement control cylinder extends along the screw chamber 20a and communicates with the discharge passage 20i.
  • the end of the displacement control cylinder on the discharge passage 20i side constitutes a radial communication portion communicating with the compression chamber in the radial direction. Therefore, the target gas compressed in the compression chamber can flow into the discharge passage 20i through the radial communication portion of the discharge port and the radial communication portion of the volume control cylinder.
  • the displacement control piston 44 is disposed slidably in the axial direction of the male screw rotor 24 and the female screw rotor 26.
  • the displacement control piston 44 is connected to, for example, a hydraulic cylinder 46 as a drive device, and is reciprocated within the displacement control cylinder by the hydraulic cylinder 46.
  • this displacement control device 42 by controlling the hydraulic cylinder 46 to adjust the position of the displacement control piston 44, the axial length of the compression chamber, in other words, the compression start timing in the compression chamber is adjusted. , The capacity of the screw compressor 10 is adjusted.
  • FIG. 4 schematically shows the configuration of a seal device 50 for the discharge side shaft portions 24c, 26c disposed in the discharge side seal chamber 20d.
  • the seal device 50 includes a first seal unit and a second seal unit.
  • the first seal unit is disposed on the side of the screw chamber 20a
  • the second seal unit is disposed on the side of the discharge bearing chamber 20e.
  • the first seal unit has a first labyrinth seal 52 as a noncontact seal member.
  • the second seal unit has a second labyrinth seal 54 as a noncontact seal member and has a lip seal 56 as a contact seal member.
  • the first labyrinth seal 52, the second labyrinth seal 54, and the lip seal 56 are arranged in this order from the screw chamber 20a side.
  • the first labyrinth seal 52 and the second labyrinth seal 54 are fixed to the inner peripheral surface of the discharge side seal chamber 20d and the rotary members 52a and 54a fixed to the discharge side shaft portions 24c and 26c. It consists of members 52b and 54b.
  • the rotating members 52a and 54a include a sleeve portion fitted to the discharge side shaft portions 24c and 26c, and a plurality of annular protrusions which respectively project radially outward from the sleeve portion and are separated from each other in the axial direction of the sleeve portion. Have.
  • the fixing members 52b and 54b are a sleeve portion fitted to the inner peripheral surface of the discharge side seal chamber 20d, and a plurality of annular members protruding radially inward from the sleeve portion and mutually separated in the axial direction of the sleeve portion. And a protrusion.
  • the rotating members 52a and 54a and the fixing members 52b and 54b are arranged such that the protrusions are engaged with a minute gap.
  • a separation gas supply gap 58 is provided between the first seal unit and the second seal unit. Specifically, the first labyrinth seal 52 and the second labyrinth seal 54 are disposed separately from each other in the axial direction of the discharge side shaft portions 24c and 26c, and the separation gas supply gap 58 is provided between them. There is. A separation gas supply passage 59 for supplying the separation gas to the separation gas supply gap 58 is formed in the housing 20.
  • the lip seal 56 includes a sleeve 56a fitted to the inner peripheral surface of the discharge side seal chamber 20d, and a first wrap 56b and a second wrap 56c protruding radially inward from the sleeve 56a.
  • the first wrap portion 56b is made of an elastic material and has a trumpet shape.
  • the outer peripheral portion of the first wrap portion 56b is held by the sleeve portion 56a, and the inner peripheral portion of the first wrap portion 56b elastically contacts the outer peripheral surface of the discharge side shaft portions 24c and 26c.
  • the first wrap portion 56b has a cross-sectional shape that is curved so as to approach the screw chamber 20a as it approaches the discharge side shaft portions 24c and 26c. Therefore, the first wrap portion 56b is arranged to restrict the flow of fluid in the direction from the screw chamber 20a to the discharge side bearing chamber 20e.
  • the second wrap portion 56c is also made of an elastic material and has a trumpet shape.
  • the outer peripheral portion of the second wrap portion 56c is held by the sleeve portion 56a, and the inner peripheral portion of the second wrap portion 56b elastically contacts the outer peripheral surface of the discharge side shaft portions 24c and 26c.
  • the second wrap portion 56c disposed closer to the discharge bearing chamber 20e than the first wrap portion 56b has a cross-sectional shape that is curved so as to approach the discharge side bearing chamber 20e as it approaches the discharge side shaft portions 24c and 26c. Therefore, the second wrap portion 56c is arranged to restrict the flow of fluid from the discharge side bearing chamber 20e to the screw chamber 20a.
  • the fixing member 52 b of the first labyrinth seal 52 and the fixing member 54 b of the second labyrinth seal 54 are configured by separate members, but may be configured by one member.
  • the rotation member 52a and the rotation member 54a may be configured by one member.
  • the rotating members 52a and 54a may be integrally formed on the outer peripheral surface of the discharge side shaft portions 24c and 26c.
  • one lip seal 56 has the first wrap portion 56 b and the second wrap portion 56 c which are disposed in the opposite direction to each other, and each constitutes a wrap seal.
  • Two lip seals with two wraps may be arranged opposite one another.
  • the housing 20 is formed with a pressure equalizing passage 60 which communicates the discharge side seal chamber 20 d with the screw chamber 20 a.
  • One end of the pressure equalizing path 60 opens in the region of the discharge side seal chamber 20 d closer to the screw chamber 20 a than the first labyrinth seal 52, and the other end opens in the end wall of the screw chamber 20 a.
  • the opening position of the other end of the pressure equalizing path 60 is equal to the compression chamber (the hatched area in FIG. 4) immediately after the communication with the suction path 20h is interrupted.
  • the passage 60 is set to communicate. In the present embodiment, referring also to FIG.
  • the pressure equalizing path 60 is provided only between the discharge side seal chamber 20 d into which the discharge side shaft portion 26 c of the female screw rotor 26 is inserted and the screw chamber 20 a.
  • the two discharge side seal chambers 20 d communicate with each other through the communication passage 61.
  • the check valve 62 is disposed in the pressure equalizing path 60, and the check valve 62 allows the flow of fluid in the direction from the discharge side seal chamber 20d to the screw chamber 20a, and the flow of fluid in the reverse direction Is configured to regulate.
  • the check valve 62 is a normally open type, and is closed only when the pressure in the compression chamber communicating with the pressure equalizing passage 60 is higher than the pressure in the discharge side seal chamber 20 d.
  • FIG. 5 schematically shows the seal device 50 disposed in the suction side seal chamber 20b.
  • the configuration of the seal device 50 disposed in the suction side seal chamber 20b is substantially the same as the configuration of the seal device 50 disposed in the discharge side seal chamber 20d, so the same reference numerals are given to the same components. Omit. However, a pressure equalizing passage and a check valve are not provided between the suction side seal chamber 20b and the screw chamber 20a.
  • the tooth surface lubricating fluid supply system 12 has a gas-liquid separation device 64.
  • the inlet of the gas-liquid separator 64 is connected to the discharge port 20g of the screw compressor 10, for example, via a conduit.
  • the gas-liquid separation device 64 has a separation tank 66, and a filter 68 for separating the target gas and the tooth surface lubricating fluid is disposed above the separation tank 66.
  • a reservoir 70 for temporarily storing the separated tooth surface lubricating fluid is provided, and the inlet of the gas-liquid separator 64 is a separation tank 66 between the reservoir 70 and the filter 68. It communicates with the inside of the
  • a gas outlet for the target gas is provided, and the high-pressure target gas separated from the gas outlet is supplied to the outside.
  • the bottom of the separation tank 66 is provided with a liquid outlet for the tooth surface lubricating fluid, and the liquid outlet is connected to the tooth surface lubricating fluid channel 30 of the screw compressor 10, for example, via a conduit.
  • the pressure in the separation tank 66 is equal to the pressure of the compressed target gas, ie the discharge pressure, and the flank lubricating fluid is supplied to the screw compressor 10 at the discharge pressure.
  • a tooth surface lubricating fluid is used as the working fluid of the drive device of the displacement control device 42.
  • the lower part of the separation tank 66 is connected to the inlet of the switching valve 72 through a conduit, and the outlet of the switching valve 72 is connected to the suction port 20f through a conduit.
  • the switching valve 72 has two switching ports, and the two switching ports are respectively connected to two ports of the hydraulic cylinder 46.
  • the position of the valve body of the switching valve 72 can be externally controlled, and the displacement of the screw compressor 10 can be controlled by controlling the position of the valve body.
  • the bearing lubricating fluid supply system 14 has a storage tank 74 capable of storing the bearing lubricating fluid at a pressure higher than atmospheric pressure.
  • the outlet of the storage tank 74 is connected to the forward portion of the bearing lubricating fluid channel 36, for example, via a conduit.
  • a pump 76 for generating a flow of bearing lubricating fluid in a direction from the storage tank 74 toward the screw compressor 10 and a heat exchanger 78 for cooling the bearing lubricating fluid are interposed. It is disguised.
  • the conduit is branched downstream of the heat exchanger 78 and is also connected to the pressure fluid supply passage 40 of the screw compressor 10. That is, one branched conduit (first conduit) is connected to the forward portion of the bearing lubricating fluid channel 36 and the other conduit (second conduit) is also connected to the pressure fluid supply channel 40.
  • a control valve 80 capable of adjusting the pressure of the bearing lubricating fluid is interposed in the middle of the first conduit.
  • the inlet of the storage tank 74 is in communication with the return path portion of the bearing lubricating fluid channel 36 through, for example, a conduit. Accordingly, the bearing lubricating fluid that has flowed out of the screw compressor 10 flows into the storage tank 74 and is then supplied to the screw compressor 10 again.
  • one outlet of the return path portion of the bearing lubricating fluid channel 36 is provided in each of the suction side seal casing 22 b and the discharge side seal casing 22 d. Then, in order to communicate between the suction side bearing chamber 20c and the discharge side bearing chamber 20e and the outlet of the return path portion of the bearing lubricating fluid flow path 36, the return path portion of the bearing lubricating fluid flow path 36 is the suction side seal casing 22b. It is formed inside the suction side bearing casing 22c, the discharge side seal casing 22d, and the discharge side bearing casing 22e.
  • one inlet of the forward passage portion of the bearing lubricating fluid channel 36 is provided in the discharge side bearing casing 22e. Then, in order to communicate between the suction side bearing chamber 20c and the discharge side bearing chamber 20e and the inlet of the forward path portion of the bearing lubricating fluid flow path 36, the forward path portion of the bearing lubricating fluid flow path 36 It is formed inside the side seal casing 22b, the suction side bearing casing 22c, the discharge side seal casing 22d, and the discharge side bearing casing 22e.
  • the separation gas supply system 16 is configured to supply separation gas to the screw compressor 10 during operation of the screw compressor 10.
  • the separation gas for example, an inert gas such as nitrogen can be used.
  • the separation gas supply system 16 has, for example, a compressor or a high pressure cylinder as the separation gas supply source 82, and can supply the screw compressor 10 with a high pressure separation gas.
  • the separation gas supply source 82 is connected to the separation gas supply passage 59 of the screw compressor 10, for example, via a conduit.
  • a control valve 84 is interposed, and the opening pressure of the control valve 84 can be adjusted to adjust the supply pressure of the separation gas to the separation gas supply passage 59.
  • one separation gas supply passage 59 is provided for one seal device 50, and the separation gas is supplied to each separation gas supply passage 59 via the control valve 84.
  • the separated gas supply source 82 is connected to the storage tank 74, for example, via a conduit.
  • a control valve 86 is interposed in the middle of the conduit, and by adjusting the degree of opening of the control valve 86, the supply pressure of the separated gas to the storage tank 74 can be adjusted. That is, the separation gas is also used as a pressurized gas for raising the pressure of the storage tank 74.
  • the pressure in the storage tank 74 can be adjusted, and thus, the pressure of the bearing lubricating fluid supplied to the screw compressor 10 can be adjusted. it can.
  • the control system 18 comprises a controller 88 and a plurality of sensors.
  • the control device 88 is configured by, for example, a computer including a central processing unit, a memory, an external storage device, an input / output device, and the like.
  • the control system 18 uses, for example, a suction pressure sensor 90a for detecting the suction pressure of the target gas sucked to the suction port 20f as a sensor for providing information for control to the control device 88, and the discharge port 20g.
  • a discharge pressure sensor 90b for detecting the discharge pressure of the discharged target gas
  • a primary pressure sensor 90c for detecting the pressure of the bearing lubricating fluid supplied to the pressure fluid supply passage 40
  • a bearing lubricating fluid passage Secondary pressure sensor 90d for detecting the pressure of the bearing lubricating fluid supplied to the forward path portion of 36 and the pressure (return pressure) of the bearing lubricating fluid flowing out of the return path portion of the bearing lubricating fluid passage 36
  • Pressure sensor 90e for example, a suction pressure sensor 90a for detecting the suction pressure of the target gas sucked to the suction port 20f as a sensor for providing information for control to the control device 88, and the discharge port 20g.
  • a discharge pressure sensor 90b for detecting the
  • the controller 88 integrally controls the operation of the entire screw compressor 10 system based on the external command and the information detected by the sensor.
  • the control device 88 controls the power source to adjust the amount of power supplied to the screw compressor 10, and controls a pump or the like (not shown) to adjust the amount of refrigerant supplied to the heat exchanger. Control the amount of supply of bearing lubricating fluid, and further, control the switching valve 72 to adjust the capacity of the screw compressor 10
  • control device 88 adjusts the opening degree of the control valve 84 to adjust the supply pressure of the separated gas to the separated gas supply path 59, adjusts the opening degree of the control valve 86, and The pressure is adjusted to adjust the supply pressure of the bearing lubricating fluid to the pressure fluid supply path 40. Furthermore, the controller 88 adjusts the opening degree of the control valve 80 to adjust the supply pressure of the bearing lubricating fluid to the forward portion of the bearing lubricating fluid channel 36.
  • the controller 88 controls the supply pressure of the separation gas supplied to the separation gas supply path 59 (separation gas supply pressure) to be higher than the suction pressure detected by the suction pressure sensor 90a. , Adjust the opening degree of the control valve 84.
  • the separation gas supply pressure is higher than the suction pressure by about 0.04 MPa to 0.11 MPa. To do control. In this range, the separation gas supply pressure can be suppressed lower than the discharge pressure.
  • the return pressure of the bearing lubricating fluid flowing out of the screw compressor 10, detected by the return pressure sensor 90e is equal to or higher than the suction pressure detected by the suction pressure sensor 90a.
  • the control device 88 adjusts the opening degree of the control valve 86 and the control valve 80 so as to be lower than the above.
  • the pressure acting on the suction side bearing chamber 20c side and the discharge side bearing chamber 20e side of the second lip portion 56c is a screw than the first labyrinth seal 52 in the suction side seal chamber 20b and the discharge side seal chamber 20d.
  • the controller 88 controls the return pressure to be substantially equal to the pressure in the region on the chamber 20a side. For example, when the suction pressure is in the range of 0.1 MPa to 0.6 MPa, the control device 88 performs control such that the return pressure of the bearing lubricating fluid becomes about 0.01 MPa to 0.7 MPa.
  • the separation gas supply gap 58 is defined between the first seal unit and the second seal unit of the seal device 50, and the separation gas supply gap is set during operation of the screw compressor 10. Separate gas is supplied to 58.
  • the target gas is sucked by the first seal unit 20c and the discharge side bearing chamber 20e by the first seal unit when the screw compressor 10 is operated. And the contact of the target gas with the bearing lubricating fluid is also prevented. For this reason, even if the target gas contains a corrosive component, the deterioration of the bearing is reliably prevented.
  • the target gas that has flowed into the discharge side seal chamber 20d is returned to the compression chamber in a state higher than the suction pressure through the pressure equalizing passage 60, so that the efficiency of the screw compressor 10 is prevented from being reduced. . Thereby, the screw compressor 10 is operated at low cost.
  • the suction side seal casing 22b and the discharge side seal casing 22d are separably connected to the screw casing 22a, and the suction side seal casing 22b and the discharge side
  • the suction side bearing casing 22c and the discharge side bearing casing 22e are connected in a separable manner via the seal casing 22d.
  • the housing 20 by the plurality of divisible casings, between the screw compressor 10 and the oil-cooled screw compressor used to compress the target gas containing no corrosive component,
  • the screw casing 22a and the suction side and discharge side bearing casings 22c and 22d can be made common. Therefore, the versatility of the parts of the screw compressor 10 is high, and the cost of the screw compressor system can be reduced.
  • FIG. 6 shows a schematic configuration of an oil-cooled screw compressor system using the oil-cooled screw compressor 100 used to compress a target gas containing no corrosive component.
  • a surface lubricating fluid and a bearing lubricating fluid are supplied to the screw compressor 100 by one lubricating fluid supply system 102.
  • symbol is attached
  • FIG. 7 shows a schematic cross section of the screw compressor 100 along the line VII-VII in FIG. 1, and referring to FIGS. 6 and 7, the screw compressor 100 is substantially the same as the screw compressor 10.
  • a suction side bearing casing 22c and a discharge side bearing casing 22e are provided.
  • screw compressor 100 differs from screw compressor 10 in that it does not have suction side and discharge side seal casings 22b and 22d. Further, along with this, the lengths of the suction side shaft portions 24b and 26b and the discharge side shaft portions 24c and 26c of the male and female screw rotors 24 and 26 are different between the screw compressor 10 and the screw compressor 100.
  • FIG. 8A and 8B schematically show the end faces of the suction side bearing casing 22c and the discharge side bearing casing 22e used in the screw compressor 100.
  • the discharge port of the discharge passage 20i is opened in the discharge side bearing casing 22e, and the discharge port includes an axial communication portion.
  • the suction side bearing room 20c and the discharge side bearing room 20e from the screw room 20a by the first lip portion 56b (first lip seal) of the lip seal 56 The target gas flows into the suction-side bearing chamber 20c and the discharge-side bearing chamber 20e even if the separated gas is not supplied while the screw compressor 10 is stopped, because the flow of fluid in the direction toward the direction is restricted. Of the sliding bearing 32 and the angular ball bearing 34 are prevented.
  • the second lip portion 56c (second lip seal) of the lip seal 56 restricts the flow of fluid in the direction from the suction side bearing chamber 20c or the discharge side bearing chamber 20e to the screw chamber 20a, so screw compression Even if the separation gas is not supplied while the machine 10 is stopped, the bearing lubricating fluid is prevented from flowing into the screw chamber 20a, thereby preventing the reduction of the bearing lubricating fluid. For this reason, the screw compressor 10 can be operated at low cost.
  • the supply pressure of the separation gas is controlled to be higher than the suction pressure and lower than the discharge pressure, so the consumption amount of the separation gas is reduced, and the screw compressor 10 is reduced. It can drive at cost.
  • the separation gas supply gap 58 and the suction side bearing chamber 20e Since the return pressure of the bearing lubricating fluid is controlled to be equal to or higher than the suction pressure and lower than the supply pressure of the separation gas, the separation gas supply gap 58 and the suction side bearing chamber The pressure difference between 20c and the discharge side bearing chamber 20e is maintained small, and the flow of fluid from the suction side bearing chamber 20c or the discharge side bearing chamber 20e toward the screw chamber 20a is restricted while the consumption of separated gas is suppressed. Be done. For this reason, the screw compressor 10 can be operated at low cost.
  • the supply pressure of the bearing lubricating fluid can be increased with a simple configuration. It can be made more than suction pressure.
  • control device 88 of the control system 18 controls the control valve 84 based on the detection result of the suction pressure sensor 90a, so that the supply pressure of the separated gas can be obtained with a simple configuration. Can be precisely controlled.
  • the volume control device 42 since the tooth surface lubricating fluid is used as the working fluid of the volume control device 42, the volume control device 42 prevents the target gas from mixing in with the bearing lubricating fluid. . Therefore, the corrosion of the slide bearing 32 and the angular contact ball bearing 34 is reliably prevented.
  • a bearing lubricating fluid may be used as the working fluid of the hydraulic cylinder 46.
  • the inlet of the switching valve 72 is connected to the heat exchanger 78 via a conduit, and the outlet of the switching valve 72 is connected to the storage tank 74 via a conduit.
  • a working fluid supply system 104 may be further provided to supply oil different from the tooth surface lubricating fluid and the bearing lubricating fluid to the hydraulic cylinder 46 as the working fluid.
  • the working fluid supply system 104 has a pump 106 and a tank 108, the inlet of the pump 106 is connected to the outlet of the tank 108, and the outlet of the pump 106 is connected to the inlet of the switching valve 72.
  • the inlet of the tank 108 is connected to the outlet of the switching valve 72.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)

Description

油冷式スクリュー圧縮機システム及び油冷式スクリュー圧縮機
　本発明は、油冷式スクリュー圧縮機システム及び油冷式スクリュー圧縮機に関する。
　油冷式スクリュー圧縮機は、潤滑、冷却及び軸封のために、圧縮機本体に油を供給するように構成されたもので、工業製品の製造工場、化学プラントあるいは石油精製プラント等に設置され、種々のガスの圧縮に使用されている。
　例えば特許文献１が開示する油冷式スクリュー圧縮機はハウジングを有し、ハウジングの内部には、スクリュー室と、スクリュー室の両側に位置するシール室と、シール室を通じてスクリュー室に連なる軸受室とが区画されている。
　ハウジング内には雄雌一対のスクリューロータが互いに平行に配置された状態で収容されている。各スクリューロータは、スクリュー部と、スクリュー部の両端から同軸に延びる軸部とからなる。一対のスクリュー部は、互いに噛み合うようにスクリュー室内に配置され、対象気体を圧縮するための圧縮室を形成する。
　ハウジングには、外部からガスを吸い込む吸入ポートと、吸入ポートと圧縮室とを連通する吸入路が形成されている。また、ハウジングには、圧縮されたガスを外部に吐出するための吐出ポートと、吐出ポートと圧縮室とを連通する吐出路が形成されている。
　吸入路は、圧縮室の一端側（吸入側）にて圧縮室と連通するように設けられ、吐出路は、圧縮室の他端側（吐出側）にて圧縮室と連通するように設けられる。
　スクリューロータの軸部は、シール室及び軸受室に配置され、軸受室に配置されたラジアル軸受、例えばすべり軸受によって、回転可能に支持される。雄のスクリューロータの軸部には、外部に設置された動力源、モータの出力軸が連結され、動力源から回転力が入力されることにより、雄のスクリューロータが回転する。
　雄のスクリューロータの回転に伴い、雌のスクリューロータも同期して回転し、雄雌のスクリューロータが回転する。雄雌のスクリューロータの回転に伴い、吸入路から圧縮室へのガスの吸い込み工程、圧縮室の容積減少によるガスの圧縮工程、及び、圧縮室から吐出路へのガスの吐出工程からなる一連の工程が繰り返し実行される。
　油冷式スクリュー圧縮機の軸受には軸受潤滑流体が供給される。そのために、ハウジングには、軸受潤滑流体の供給ポート、排出ポート、並びに、供給ポート及び排出ポートと軸受室とを連通する軸受潤滑流体用の流路が形成されている。
　また、スクリュー部には歯面潤滑流体が供給される。そのために、ハウジングには、歯面潤滑流体の供給ポート、及び、該供給ポートとスクリュー室とを連通する歯面潤滑流体用の流路が形成されている。
　そして、特許文献１の第１乃至第３実施形態では、給油式のスクリュー圧縮機に対して軸受潤滑流体を供給する系統と歯面潤滑流体を供給する系統とが分かれている。スクリュー圧縮機のシール室には、軸部を囲むように軸封部材としてのメカニカルシールが配置され、メカニカルシールには、軸受潤滑流体が供給されている。メカニカルシールは、軸受潤滑流体の助けをかりて、軸受室とスクリュー室との間をシールしている。
　かくして、特許文献１の第１乃至３実施形態では、軸受潤滑流体と歯面潤滑流体とが軸封部材によって隔離されている。特許文献１には、この構成によれば、対象気体が腐食性ガスであっても、軸受潤滑流体と対象気体の接触を殆どなくして、対象気体による軸受潤滑流体の劣化を防ぎ、軸受の寿命短縮を防止することができると記載されている。特に、軸受潤滑流体をシール流体として利用することで、軸受室への対象気体の流入を確実に防止できると記載されている。
　また、特許文献１の第４実施形態では、複数のカーボンリングシールからなる軸封部材によって、給油式スクリュー圧縮機のスクリュー室と軸受室との間が複数の狭い隙間を介して接続され、軸封部材の途中の送流室に、スクリュー圧縮機から吐出された対象気体の一部が供給される。特許文献１には、この構成によれば、軸封部材を介して軸受室に流入する対象気体は極少量であるので、軸受潤滑流体を劣化させたり、軸受を直接腐食させることはないと記載されている。
　一方、特許文献２は、第３実施形態として、スクリュー部に歯面潤滑流体が供給されない無給油式スクリュー圧縮機を開示している。この無給油式スクリュー圧縮機のシール室には、複数のカーボンリングシール及びラビリンスシールからなる軸封部材が配置され、軸封部材の途中に設けられた送流室に、吐出圧力のプロセスガスに代えて、不活性ガスが供給されている。そして、吐出側のシール室は、吸入口戻しラインを通じて吸入ポートと連通している。一方、吸入ポートは、供給プロセスガス連通ラインを介して、軸受潤滑流体を貯留する給油タンクの上部と連通している。
　特許文献２には、この構成によれば、腐食成分を含む対象気体を圧縮する場合でも、軸受に対象気体が接触することを防止でき、潤滑油の劣化をさせにくくすることができると記載されている。
特許第４４３１１８４号公報 特許第４３６５４４３号公報
　特許文献１の第１乃至第３実施形態の給油式スクリュー圧縮機では、スクリュー室に供給される対象気体がメカニカルシールと接触しており、対象気体が軸受潤滑流体に混入する可能性がある。このため、対象気体が腐食性成分を含んでいる場合、腐食性成分が軸受潤滑流体に混入して軸受に到達し、軸受が腐食してしまうおそれがある。
　特許文献１の第４実施形態のスクリュー圧縮機では、複数のカーボンリングシールからなる吐出側の軸封部材に高圧の対象気体が供給され、供給された対象気体が吐出側の軸受室に流入し、軸受に到達する。このため、対象気体が腐食性成分を含んでいる場合、吐出側の軸受が腐食してしまうおそれがある。また、複数のカーボンリングシールからなる吸入側の軸封部材には、オリフィスで減圧された対象気体が供給されてはいるが、やはり供給された対象気体が吸入側の軸受室に流入し、吸入側の軸受に到達する。このため、対象気体が腐食性成分を含んでいる場合、吸入側の軸受が腐食してしまうおそれがある。
　特許文献２の第３実施形態の無給油式スクリュー圧縮機では、無給油式スクリュー圧縮機から吐出された高圧の対象気体に代えて、不活性ガスが軸封部材の途中の送流室に供給されており、送流室に供給される不活性ガスの圧力が高い。一方、吸入ポートは、供給プロセスガス連通ラインを通じて給油タンクの上部と連通しており、給油タンクから軸受に供給される油の圧力は、吸入圧力に給油ポンプによる昇圧分を加えたものとなっている。
　このため、特許文献２の第３実施形態の無給油式スクリュー圧縮機では、軸封部材に供給される不活性ガスと軸受に供給される軸受潤滑流体との間で圧力差が大きい。この結果、不活性ガスの軸封部材からの漏れ量が多く、不活性ガスの使用量が多量になり、スクリュー圧縮機の運転コストが上昇するという問題がある。
　また、この構成では、高圧の不活性ガスが、吸入口戻しラインを通じて吸入ポートに流入する。高圧の不活性ガスが吸入ポートからスクリュー圧縮機に吸入されることで、スクリュー圧縮機の消費動力が多くなり、運転コストが上昇するという問題もある。
　更に、特許文献１の第４実施形態のスクリュー圧縮機では、軸受部材としてのカーボンリングがロータ軸との間に微小な隙間を形成するので、スクリュー圧縮機の停止後に、対象気体が軸受部材に供給されなくなると、隙間を通じて軸受室からスクリュー室に軸受潤滑流体が流入してしまう。
　軸受潤滑流体のスクリュー室への流入は、軸受潤滑流体と歯面潤滑流体を分けている場合、軸受潤滑流体の供給系統での軸受潤滑流体の保有量の減少を招く。このため、軸受潤滑流体の補充が必要になり、スクリュー圧縮機の運転コストが上昇してしまう。また、軸受潤滑流体のスクリュー室への流入は、歯面潤滑流体の供給系統での流体の保有量の増加を招く。このため、歯面潤滑流体の供給系統での流体の保有量の調整も必要になり、やはりスクリュー圧縮機の運転コストが上昇してしまう。
　一方、特許文献２の無給油式スクリュー圧縮機では、油冷式スクリュー圧縮機と異なり、雄雌のスクリューロータの回転を、スクリュー部の噛み合いによってではなく、雄雌のスクリューロータの軸部に連結された一対の同期歯車を介して同期させている。かかる無給油式スクリュー圧縮機では、スクリュー部の噛み合い部に隙間を持たせて非接触となっているため、油冷式スクリュー圧縮機に比して圧縮効率が悪く、さらに動力源として高回転の高速モータが要求される。
　本発明は、上述した事情に鑑みてなされ、その目的とするところは、対象気体が腐食性成分を含んでいても、軸受の劣化を確実に防止しながら低コストにて油冷式スクリュー圧縮機を運転可能な油冷式スクリュー圧縮機システム、及び、該システムに用いられる油冷式スクリュー圧縮機を提供することにある。
　上述した目的を達成するために、本発明の少なくとも一実施形態によれば、油冷式スクリュー圧縮機と、該油冷式スクリュー圧縮機に歯面潤滑流体を供給するための歯面潤滑流体供給システムと、前記油冷式スクリュー圧縮機に、前記歯面潤滑流体とは別に軸受潤滑流体を供給するための軸受潤滑流体供給システムと、前記油冷式スクリュー圧縮機に、該油冷式スクリュー圧縮機によって圧縮される対象気体とは異なる分離ガスを供給する分離ガス供給システムと、を備え、前記油冷式スクリュー圧縮機は、スクリュー室、該スクリュー室の両側に位置するシール室、該シール室を介して前記スクリュー室に連通する軸受室、前記スクリュー室に前記歯面潤滑流体を供給するための歯面潤滑流体流路、及び、前記軸受室に前記軸受潤滑流体を供給するための軸受潤滑流体流路が内部に規定されたハウジングと、前記スクリュー室に配置されて圧縮室を形成するスクリュー部、並びに、該スクリュー部の両端から同軸に延びて前記シール室及び前記軸受室に配置される軸部をそれぞれ有する、雄雌のスクリューロータと、前記軸受室に配置され、対応する前記軸部を回転可能に支持する複数の軸受と、前記シール室に配置され、対応する前記軸部の周囲をシールするシール装置と、を有し、前記シール装置は、前記シール室の前記スクリュー室側に配置される第１シールユニットと、前記シール室の前記軸受室側に配置され、前記第１シールユニットとの間に分離ガス供給隙間を規定する第２シールユニットとを有し、前記シール室は、前記圧縮室の吐出側に位置する吐出側シール室と、前記圧縮室の吸入側に位置する吸入側シール室とからなり、前記ハウジングの内部には、前記歯面潤滑流体流路及び前記軸受潤滑流体流路とは別に、前記分離ガス供給隙間に前記分離ガスを供給するための分離ガス供給路が規定されるとともに、前記吐出側シール室における前記第１シールユニットよりも前記スクリュー室側の領域と前記油冷式スクリュー圧縮機に吸入される前記対象気体の吸入圧力よりも高圧状態で且つ前記油冷式スクリュー圧縮機から吐出される前記対象気体の吐出圧力よりも低圧状態の前記圧縮室とを連通するように構成された均圧路が規定され、前記均圧路に、前記スクリュー室から前記吐出側シール室へ向かう方向での流体の流れを制限する逆止弁が配置されていることを特徴とする油冷式スクリュー圧縮機システムが提供される。
　本発明の少なくとも一実施形態の油冷式スクリュー圧縮機システムによれば、シール装置の第１シールユニットと第２シールユニットとの間に分離ガス供給隙間が規定され、油冷式スクリュー圧縮機の運転時、分離ガス供給隙間に分離ガスが供給される。供給された分離ガスが、第１シールユニットを通じてスクリュー室に向けて漏れ出すことにより、油冷式スクリュー圧縮機の運転時、第１シールユニットによって対象気体が軸受室に流入することが防止され、対象気体が軸受潤滑流体と接触することも防止される。このため、対象気体が腐食性成分を含んでいても、軸受の劣化が確実に防止される。
　一方、この構成では、圧縮室から高圧の対象気体が吐出側シール室に流入したとしても、流入した対象気体が均圧路を通じて圧縮室に戻される。このため、吐出側シール室において、第１シールユニットよりも油冷式スクリュー室側の領域での対象気体の圧力が低減され、対象気体が第１シールユニットを通過して漏れることが確実に防止される。
　また、この構成では、均圧路を通じて対象気体を圧縮室に戻すことにより、吐出側シール室に供給する分離ガスの供給圧力を、油冷式スクリュー圧縮機から吐出される対象気体の吐出圧力よりも高くせずとも、第１シールユニットによって、スクリュー室から軸受室に向かう方向での対象気体及び歯面潤滑流体の通過が確実に防止される。このため、分離ガスの供給圧力を吐出圧力よりも低く設定することができ、分離ガスの消費量が抑制される。
　更に、この構成では、吐出側シール室に流入した対象気体は、均圧路を通じて、吸入圧力よりも高圧状態の圧縮室に戻されるので、油冷式スクリュー圧縮機の効率の低下が抑制される。これにより、スクリュー圧縮機が低コストにて運転される。
　一実施形態の油冷式スクリュー圧縮機システムでは、前記ハウジングは、前記スクリュー室を規定するスクリューケーシングと、前記スクリューケーシングに分離可能に連結され、前記シール室及び前記均圧路を規定するシールケーシングと、前記シールケーシングを介して前記スクリューケーシングに分離可能に連結され、前記軸受室を規定する軸受ケーシングとからなる。
　この構成では、スクリューケーシングに対し、シールケーシングが分離可能に連結され、更に、シールケーシングを介して分離可能に軸受ケーシングが連結されている。このように、分離可能な複数のケーシングによってハウジングを構成した結果、腐食性成分を含まない対象気体を圧縮するのに用いられる油冷式スクリュー圧縮機との間で、スクリューケーシング及び軸受ケーシングの共通化を図ることができる。このため、油冷式スクリュー圧縮機の部品の汎用性が高く、油冷式スクリュー圧縮機システムの価格を低減することができる。
　一実施形態の油冷式スクリュー圧縮機システムでは、前記第１シールユニットは、第１ラビリンスシールを有し、前記第２シールユニットは、前記分離ガス供給隙間から前記軸受室に向かって順に、第２ラビリンスシール、第１リップシール、及び、第２リップシールを有し、前記第１リップシールは、前記スクリュー室から前記軸受室に向かう方向での流体の流れを阻止するように配置され、前記第２リップシールは、前記軸受室から前記スクリュー室に向かう方向での流体の流れを阻止するように配置されている。
　この構成では、第１リップシールによって、スクリュー室から軸受室に向かう方向での流体の流れが制限されるので、油冷式スクリュー圧縮機の停止中に分離ガスが供給されていなくても、対象気体が軸受室に流入することが防止され、もって軸受の腐食が防止される。
　更に、第２リップシールによって、軸受室からスクリュー室に向かう方向での流体の流れが制限されるので、油冷式スクリュー圧縮機の停止中に分離ガスが供給されていなくても、軸受潤滑流体がスクリュー室に流入することが防止され、もって、軸受潤滑流体の減少が防止される。このため、油冷式スクリュー圧縮機を低コストにて運転することができる。
　一実施形態の油冷式スクリュー圧縮機システムでは、前記油冷式スクリュー圧縮機に供給される前記分離ガスの供給圧力を制御する制御システムを更に備え、前記制御システムは、前記油冷式スクリュー圧縮機に供給される前記分離ガスの供給圧力が前記吸入圧力よりも高く、且つ、前記吐出圧力よりも低くなるように、前記分離ガスの供給圧力を制御するように構成されている。
　この構成では、分離ガスの供給圧力が吸入圧力よりも高く、吐出圧力よりも低くなるように制御されるので、分離ガスの消費量が少なくなり、油冷式スクリュー圧縮機を低コストにて運転することができる。
　一実施形態の油冷式スクリュー圧縮機システムでは、前記制御システムは、前記油冷式スクリュー圧縮機から流出する前記軸受潤滑流体の戻り圧力が前記吸入圧力以上であって、前記分離ガスの供給圧力よりも低くなるように、前記軸受潤滑流体の供給圧力を制御するように構成されている。
　この構成では、前記軸受潤滑流体の戻り圧力が、吸入圧力以上であって前記分離ガスの供給圧力よりも低くなるように制御されるので、分離ガス供給隙間と軸受室との間の圧力差が小さく維持され、分離ガスの消費量が抑制されながら、軸受室からスクリュー室に向かう流体の流れが規制される。このため、油冷式スクリュー圧縮機を低コストにて運転可能である。
　一実施形態の油冷式スクリュー圧縮機システムでは、前記軸受潤滑流体供給システムは、前記吸入圧力よりも高い貯留圧力にて前記軸受潤滑流体を貯留する貯留タンクを有し、前記貯留タンク内の圧力を前記貯留圧力まで高めるための加圧ガスとして、前記分離ガスと同種のガスが用いられる。
　この構成では、分離ガスと同種のガスを加圧ガスとして用いて、貯留タンク内の圧力を高めることによって、簡単な構成にて、軸受潤滑流体の供給圧力を吸入圧力以上にすることができる。
　一実施形態の油冷式スクリュー圧縮機システムでは、前記制御システムは、前記吸入圧力を検出する吸入圧力センサと、前記分離ガスの供給圧力を調整可能な制御弁と、前記吸入圧力センサによる検出結果に応じて、前記制御弁を操作する制御装置とを有する。
　この構成では、簡単な構成にて、分離ガスの供給圧力を的確に制御することができる。
　一実施形態の油冷式スクリュー圧縮機システムでは、前記油冷式スクリュー圧縮機は容量制御装置を更に備え、前記歯面潤滑流体供給システムは、前記容量制御装置に対し、前記歯面潤滑流体の一部を作動流体として供給するように構成されている。
　この構成では、容量制御装置の作動流体として歯面潤滑流体が使用されるので、容量制御装置において、対象気体が軸受潤滑流体に混入することが防止される。このため、軸受の腐食が確実に防止される。
　また、上述した目的を達成するために、本発明の少なくとも一実施形態によれば、スクリュー室、該スクリュー室の両側に位置するシール室、該シール室を介して前記スクリュー室に連通する軸受室、前記スクリュー室に歯面潤滑流体を供給するための歯面潤滑流体流路、及び、前記歯面潤滑流体流路とは別に前記軸受室に軸受潤滑流体を供給するための軸受潤滑流体流路が内部に規定されたハウジングと、前記スクリュー室に配置されるスクリュー部、該スクリュー部の両端から同軸に延び、前記シール室及び前記軸受室に配置される軸部をそれぞれ有する雄雌のスクリューロータと、前記軸受室に配置され、対応する前記軸部を回転可能に支持する複数の軸受と、前記シール室に配置され、対応する前記軸部の周囲をシールするシール装置とを備え、前記シール装置は、前記シール室の前記スクリュー室側に配置される第１シールユニットと、前記シール室の前記軸受室側に配置され、前記第１シールユニットとの間に分離ガス供給隙間を規定する第２シールユニットとを有し、前記シール室は、前記圧縮室の吐出側に位置する吐出側シール室と、前記圧縮室の吸入側に位置する吸入側シール室とからなり、前記ハウジングの内部には、前記歯面潤滑流体流路及び前記軸受潤滑流体流路とは別に、前記分離ガス供給隙間に前記分離ガスを供給するための分離ガス供給路が規定されるとともに、前記吐出側シール室における前記第１シールユニットよりも前記スクリュー室側の領域と前記油冷式スクリュー圧縮機に吸入される前記対象気体の吸入圧力よりも高圧状態で前記油冷式スクリュー圧縮機から吐出される前記対象気体の吐出圧力よりも低圧状態の前記圧縮室とを連通するように構成された均圧路が規定され、前記均圧路に、前記スクリュー室から前記吐出側シール室へ向かう方向での流体の流れを制限する逆止弁が配置されていることを特徴とする油冷式スクリュー圧縮機が提供される。
　本発明の少なくとも一実施形態の油冷式スクリュー圧縮機によれば、シール装置の第１シールユニットと第２シールユニットとの間に分離ガス供給隙間が規定され、油冷式スクリュー圧縮機の運転時、分離ガス供給隙間に分離ガスが供給される。供給された分離ガスが、第１シールユニットを通じてスクリュー室に向けて漏れ出すことにより、油冷式スクリュー圧縮機の運転時、第１シールユニットによって対象気体が軸受室に流入することが防止され、対象気体が軸受潤滑流体と接触することも防止される。
　そして、この構成では、圧縮室から高圧の対象気体が吐出側シール室に流入したとしても、流入した対象気体が均圧路を通じて圧縮室に戻される。このため、吐出側シール室において、第１シールユニットよりもスクリュー室側の領域での対象気体の圧力が低減され、対象気体が第１シールユニットを通過して漏れることが確実に防止される。
　また、この構成では、均圧路を通じて対象気体を圧縮室に戻すことにより、吐出側シール室に供給する分離ガスの供給圧力を、油冷式スクリュー圧縮機から吐出される対象気体の吐出圧力よりも高くせずとも、第１シールユニットによって、スクリュー室から軸受室に向かう方向での対象気体及び歯面潤滑流体の通過が確実に防止される。このため、分離ガスの供給圧力を吐出圧力よりも低く設定することができ、分離ガスの消費量が抑制される。
　更に、この構成では、吐出側シール室に流入した対象気体は、均圧路を通じて、吸入圧力よりも高圧状態の圧縮室に戻されるので、油冷式スクリュー圧縮機の効率の低下が抑制される。これにより、油冷式スクリュー圧縮機が低コストにて運転される。
　一実施形態の油冷式スクリュー圧縮機では、前記ハウジングは、前記スクリュー室を規定するスクリューケーシングと、前記スクリューケーシングに分離可能に連結され、前記シール室及び前記均圧路を規定するシールケーシングと、前記シールケーシングを介して前記スクリューケーシングに分離可能に連結され、前記軸受室を規定する軸受ケーシングとからなる。
　この構成では、スクリューケーシングに対し、シールケーシングが分離可能に連結され、更に、シールケーシングを介して分離可能に軸受ケーシングが連結されており、従来の油冷式スクリュー圧縮機と同じスクリューケーシング及び軸受ケーシングを使用することができる。このため、油冷式スクリュー圧縮機の部品の汎用性が高く、油冷式スクリュー圧縮機の価格を低減することができる。
　一実施形態の油冷式スクリュー圧縮機では、前記第１シールユニットは、第１ラビリンスシールを有し、前記第２シールユニットは、前記分離ガス供給隙間から前記軸受室に向かって順に、第２ラビリンスシール、第１リップシール、及び、第２リップシールを有し、前記第１リップシールは、前記スクリュー室から前記軸受室に向かう方向での流体の流れを阻止するように配置され、前記第２リップシールは、前記軸受室から前記スクリュー室に向かう方向での流体の流れを阻止するように配置されている。
　この構成では、第１リップシールによって、スクリュー室から軸受室に向かう方向での流体の流れが制限されるので、油冷式スクリュー圧縮機の停止中に分離ガスが供給されていなくても、対象気体が軸受室に流入することが防止され、もって軸受の腐食が防止される。
　更に、第２リップシールによって、軸受室からスクリュー室に向かう方向での流体の流れが制限されるので、油冷式スクリュー圧縮機の停止中に分離ガスが供給されていなくても、軸受潤滑流体がスクリュー室に流入することが防止され、もって、軸受潤滑流体の減少が防止される。このため、油冷式スクリュー圧縮機を低コストにて運転することができる。
　本発明の少なくとも一実施形態によれば、対象気体が腐食性成分を含んでいても、軸受の劣化を確実に防止しながら低コストにて油冷式スクリュー圧縮機を運転可能な油冷式スクリュー圧縮機システム、及び、該システムに用いられる油冷式スクリュー圧縮機が提供される。
本発明の一実施形態の油冷式スクリュー圧縮機システムの概略的な構成を、スクリュー圧縮機の概略的な断面とともに示す図である。 図１中のＩＩ－ＩＩ線に沿う油冷式スクリュー圧縮機の概略的な断面を示す図である。 （ａ）は、図２中のＩＩＩａ－ＩＩＩａ線に沿う、吸入側シールケーシングの概略的な端面を示す図であり、（ｂ）は、図２中のＩＩＩｂ－ＩＩＩｂ線に沿う、吸入側軸受ケーシングの概略的な端面を示す図であり、（ｃ）は、図２中のＩＩＩｃ－ＩＩＩｃ線に沿う、吐出側シールケーシングの概略的な端面を示す図であり、（ｄ）は、図２中のＩＩＩｄ－ＩＩＩｄ線に沿う、吐出側軸受ケーシングの概略的な端面を示す図である。 図１の油冷式スクリュー圧縮機の吐出側シール室に設けられたシール装置の概略的な構成を示す図である。 図１の油冷式スクリュー圧縮機の吸入側シール室に設けられたシール装置の概略的な構成を示す図である。 図１中の油冷式スクリュー圧縮機の吸入側軸受ハウジング及び吐出側軸受ハウジングを有する、腐食性成分を含まない対象気体に適用される油冷式スクリュー圧縮機を備えた油冷式スクリュー圧縮機システムの概略的な構成を示す図である。 図６中のＶＩＩ－ＶＩＩ線に沿う油冷式スクリュー圧縮機の概略的な断面を示す図である。 （ａ）は、図７中のＶＩＩＩａ－ＶＩＩＩａ線に沿う、吸入側軸受ケーシングの概略的な端面を示す図であり、（ｂ）は、図７中のＶＩＩＩｂ－ＶＩＩＩｂ線に沿う、吐出側軸受ケーシングの概略的な端面を示す図である。 図１のシステムにおいて、油圧シリンダのための作動流体の供給系統を変更した例を示す図である。 油圧シリンダのための作動流体の供給系統の他の変形例を示す図である。
　以下、本発明の実施形態を図面を参照して詳細に説明する。但し、この実施形態に記載されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対配置などは特に特定的な記載がない限り、この発明の範囲をそれのみに限定する趣旨ではない。
　図１は、一実施形態の油冷式スクリュー圧縮機システムの概略的な構成を示す図である。
　油冷式スクリュー圧縮機システムは、油冷式スクリュー圧縮機（以下、スクリュー圧縮機ともいう）１０と、歯面潤滑流体供給システム１２と、軸受潤滑流体供給システム１４と、分離ガス供給システム１６と、制御システム１８とを備えている。
　図１は、水平面に沿うスクリュー圧縮機１０の概略的な断面を示しており、図２は、鉛直面に沿うスクリュー圧縮機１０の概略的な断面を示している。
　図１及び図２を参照すると、スクリュー圧縮機１０は、ハウジング２０を有し、ハウジング２０の内部には、スクリュー室２０ａ、スクリュー室２０ａの一端に連なる吸入側シール室２０ｂ、吸入側シール室２０ｂを介してスクリュー室２０ａに連通する吸入側軸受室２０ｃ、スクリュー室２０ａの他端に連なる吐出側シール室２０ｄ、及び、吐出側シール室２０ｄを介してスクリュー室２０ａに連通する吐出側軸受室２０ｅが区画されている。
　また、ハウジング２０は、外部に向かってそれぞれ開口した吸入ポート２０ｆ及び吐出ポート２０ｇを有し、スクリュー圧縮機１０の動作時、吸入ポート２０ｆを通じて圧縮対象の低圧（吸入圧力）の気体（以下、対象気体という）を吸い込み、吐出ポート２０ｇを通じて圧縮された高圧（吐出圧力）の対象気体を吐出する。
　更に、ハウジング２０の内部には、吸入ポート２０ｆとスクリュー室２０ａの一端（吸入端）とを連通する吸入路２０ｈが区画され、且つ、スクリュー室２０ａの他端（吐出端）側とを連通する吐出路２０ｉが区画されている。
　なお、本実施形態では、ハウジング２０は、スクリュー室２０ａを規定するスクリューケーシング２２ａ、吸入側シール室２０ｂを規定する吸入側シールケーシング２２ｂ、吸入側軸受室２０ｃを規定する吸入側軸受ケーシング２２ｃ、吐出側シール室２０ｄを規定する吐出側シールケーシング２２ｄ、及び、吐出側軸受室２０ｅを規定する吐出側軸受ケーシング２２ｅからなり、吐出側軸受ケーシング２２ｅ、吐出側シールケーシング２２ｄ、スクリューケーシング２２ａ、吸入側シールケーシング２２ｂ、及び、吸入側軸受ケーシング２２ｃは、この順序にて、ボルトによって相互に分離可能に直列に連結されている。
　ハウジング２０内には、一対の雄スクリューロータ２４及び雌スクリューロータ２６が回転可能に収容されている。雄スクリューロータ２４及び雌スクリューロータ２６は、各々の回転軸が相互に平行な状態で配置されている。
　より詳しくは、雄スクリューロータ２４及び雌スクリューロータ２６は、それぞれスクリュー部２４ａ，２６ａ、スクリュー部２４ａ，２６ａの一端（吸入側端）から同軸且つ一体に延びる吸入側軸部２４ｂ，２６ｂ、及び、スクリュー部２４ａ，２６ａの他端（吐出側端）から同軸且つ一体に延びる吐出側軸部２４ｃ，２６ｃを有する。
　雄スクリューロータ２４のスクリュー部２４ａは外周に複数の螺旋状の突条を有し、雌スクリューロータ２６のスクリュー部２６ａは外周に複数の螺旋状の溝を有する。スクリュー部２４ａ，２６ａは、互いに噛み合った状態で、互いに平行にスクリュー室２０ａ内に配置される。
　雄スクリューロータ２４の吐出側軸部２４ｃは、ハウジング２０の端壁を気密を存して貫通し、外部に突出している。吐出側軸部２４ｃには、動力源として、例えば油圧モータや電動モータが連結され、動力源から吐出側軸部２４ｃに回転力が入力される。吐出側軸部２４ｃに回転力が入力されると、雄スクリューロータ２４が回転し、スクリュー部２４ａ，２６ａの噛み合いによって、雌スクリューロータ２６が同期して回転する。
　スクリュー部２４ａ，２６ａの複数の突条及び溝は、スクリュー室２０ａ内に複数の圧縮室を規定している。吸入側シールケーシング２２ｂ及び吸入側軸受ケーシング２２ｃの内部には、吸入ポート２０ｆと圧縮室を繋ぐための吸入路２０ｈが形成されている。吸入路２０ｈは、図３（ａ）に示したように、スクリューケーシング２２ａと対向する吸入側シールケーシング２２ｂの端面に開口した吸入口を有する。また、図３（ｂ）に示したように、吸入側シールケーシング２２ｂと対向する吸入側軸受ケーシング２２ｃの端面には、吸入路２０ｈに対応して、吸入口と同形の開口が形成されている。
　一方、吐出側シールケーシング２２ｄ及び吐出側軸受ケーシング２２ｃの内部には、吐出ポート２０ｇと圧縮室を繋ぐための吐出路２０ｉが形成されている。吐出路２０ｉは、図３（ｃ）に示したように、スクリューケーシング２２ａと対向する吐出側シールケーシング２２ｂの端面に開口した吐出口を有する。
　また、図３（ｄ）に示したように、吐出側シールケーシング２２ｄと対向する吐出側軸受ケーシング２２ｅの端面には、吐出路２０ｉに対応して、吐出口と部分的に同形の開口が形成されている。具体的には、吐出側シールケーシング２２ｄに開口する吐出口は、軸方向にて圧縮室と連通する軸方向連通部を上部に有するが、吐出側軸受ケーシング２２ｅの端面の開口は、軸方向連通部を有していない。
　圧縮室は、スクリュー部２４ａ，２６ａの同期回転にともない、間欠的に吸入路２０ｈの吸入口と連通する一方、吸入口とは異なるタイミングにて、吐出路２０ｉの吐出口と連通する。
　そして、圧縮室の容積は、吸入口との連通が遮断された直後から、スクリュー部２４ａ，２６ａの同期回転にともない徐々に減少し、これにより対象気体が圧縮室内で圧縮される。圧縮室が吐出口に連通すると、圧縮された対象気体が吐出口を通じて圧縮室から吐出路２０ｉに吐出される。
　再び図１及び図２を参照すると、スクリュー部２４ａ，２６ａには、歯面潤滑流体として、例えば油が供給される。そのために、ハウジング２０の内部には、スクリュー室２０ａと外部とを連通する歯面潤滑流体流路３０が形成されている。
　一方、雄スクリューロータ２４及び雌スクリューロータ２６を回転可能に支持するために、ラジアル軸受として、すべり軸受３２が吸入側軸受室２０ｃ及び吐出側軸受室２０ｅにそれぞれ配置されている。
　また、スラスト軸受として、例えばアンギュラ玉軸受３４が、吐出側軸受室２０ｅに配置されている。アンギュラ玉軸受３４は、雄スクリューロータ２４の吐出側軸部２４ｃ及び雌スクリューロータ２６の吐出側軸部２６ｃに嵌合され、圧縮室での対象気体の圧縮によって生ずるスラスト荷重（圧縮反力）を受け止める。
　すべり軸受３２及びアンギュラ玉軸受３４には、軸受潤滑流体が供給される。そのために、ハウジング２０には、吸入側軸受室２０ｃ及び吐出側軸受室２０ｅと外部とを連通する軸受潤滑流体流路３６が形成されている。
　なお軸受潤滑流体流路３６には、吸入側吐出室２０ｃ及び吐出側軸受室２０ｅに軸受潤滑流体を供給するための往路部分と、吸入側吐出室２０ｃ及び吐出側軸受室２０ｅから軸受潤滑流体を流出させるための復路部分とがある。
　一方、スラスト軸受に作用するスラスト荷重を低減するために、雄スクリューロータ２４の吸入側軸部２４ｂには、ピストン（バランスピストン）３８が取付けられている。吸入側軸受室２０ｃの一部は、シリンダ（バランスシリンダ）として区画され、バランスシリンダは、雄スクリューロータ２４の軸線方向に摺動可能にバランスピストン３８を収容している。バランスシリンダ内の圧力を調節することによって、スラスト荷重を低減可能である。
　そのために、ハウジング２０には、バランスシリンダと外部を連通する圧力流体供給路４０が形成されている。バランスシリンダ内の圧力は、圧力流体供給路４０を通じて供給される圧力流体の圧力によって調節可能である。
　本実施形態では、吸入側軸受ケーシング２２ｃの開口端を閉塞するカバー部材に、圧力流体供給路４０が設けられている。
　また、本実施形態では、スクリュー圧縮機１０は、容量制御装置４２を備えている。容量制御装置４２は、容量制御ピストン４４を有し、容量制御ピストン４４は、ハウジング２０内に区画されたシリンダ（容量制御シリンダ）内に収容されている。容量制御シリンダは、スクリュー室２０ａに沿って延び、吐出路２０ｉに連通している。容量制御シリンダの吐出路２０ｉ側の端部は、圧縮室と径方向に連通する径方向連通部を構成している。従って、圧縮室で圧縮された対象気体は、吐出口の径方向連通部及び容量制御シリンダの径方向連通部を通じて、吐出路２０ｉに流入可能である。
　容量制御ピストン４４は、雄スクリューロータ２４及び雌スクリューロータ２６の軸線方向に摺動可能に配置されている。容量制御ピストン４４は、駆動装置としての、例えば油圧シリンダ４６に連結され、油圧シリンダ４６によって、容量制御シリンダ内を往復動させられる。この容量制御装置４２によれば、油圧シリンダ４６を制御して容量制御ピストン４４の位置を調整することにより、圧縮室の軸方向長さ、換言すれば、圧縮室での圧縮開始時期が調整され、スクリュー圧縮機１０の容量が調整される。
〔シール装置〕
　吸入側シール室２０ｂ及び吐出側シール室２０ｄには、雄スクリューロータ２４及び雌スクリューロータ２６の吸入側軸部２４ｂ，２６ｂ及び吐出側軸部２４ｃ，２６ｃの周囲をシールするシール装置５０がそれぞれ設けられている。
　図４は、吐出側シール室２０ｄに配置された吐出側軸部２４ｃ，２６ｃのためのシール装置５０の構成を概略的に示している。
　シール装置５０は、第１シールユニットと、第２シールユニットとを備える。
　第１シールユニットは、スクリュー室２０ａ側に配置され、第２シールユニットは、吐出軸受室２０ｅ側に配置されている。
　具体的には、第１シールユニットは、非接触型シール部材として、第１ラビリンスシール５２を有する。第２シールユニットは、非接触型シール部材として第２ラビリンスシール５４を有し、且つ、接触型シール部材としてリップシール５６を有する。第１ラビリンスシール５２、第２ラビリンスシール５４及びリップシール５６は、この順序で、スクリュー室２０ａ側から順に配置されている。
　本実施形態では、第１ラビリンスシール５２及び第２ラビリンスシール５４は、吐出側軸部２４ｃ，２６ｃに固定される回転部材５２ａ，５４ａと、吐出側シール室２０ｄの内周面に固定される固定部材５２ｂ，５４ｂとからなる。
　回転部材５２ａ，５４ａは、吐出側軸部２４ｃ，２６ｃに嵌合するスリーブ部と、スリーブ部からそれぞれ径方向外側に向かって突出し、互いにスリーブ部の軸線方向に離間した複数の環状の突起とを有する。
　また、固定部材５２ｂ，５４ｂは、吐出側シール室２０ｄの内周面に嵌合するスリーブ部と、スリーブ部からそれぞれ径方向内側に向かって突出し、互いにスリーブ部の軸線方向に離間した複数の環状の突起とを有する。回転部材５２ａ，５４ａ及び固定部材５２ｂ，５４ｂは、微小な隙間を存して突起が噛み合うように配置される。
　第１シールユニットと第２シールユニットとの間には、分離ガス供給隙間５８が設けられている。具体的には、第１ラビリンスシール５２と第２ラビリンスシール５４は、吐出側軸部２４ｃ，２６ｃの軸線方向に相互に離間して配置され、これらの間に分離ガス供給隙間５８が設けられている。そして、ハウジング２０の内部には、分離ガス供給隙間５８に分離ガスを供給するための分離ガス供給路５９が形成されている。
　リップシール５６は、吐出側シール室２０ｄの内周面に嵌合するスリーブ部５６ａ、並びに、スリーブ部５６ａから径方向内側に向かって突出する第１ラップ部５６ｂ及び第２ラップ部５６ｃからなる。
　より詳しくは、第１ラップ部５６ｂは弾性材料からなり、ラッパ形状を有する。第１ラップ部５６ｂの外周部はスリーブ部５６ａによって保持され、第１ラップ部５６ｂの内周部が吐出側軸部２４ｃ，２６ｃの外周面に弾性的に摺接する。
　第１ラップ部５６ｂは、吐出側軸部２４ｃ，２６ｃに近付くほどスクリュー室２０ａに近付くように湾曲した断面形状を有する。従って、第１ラップ部５６ｂは、スクリュー室２０ａから吐出側軸受室２０ｅに向かう方向での流体の流れを規制するように配置されている。
　一方、第２ラップ部５６ｃも弾性材料からなり、ラッパ形状を有する。第２ラップ部５６ｃの外周部はスリーブ部５６ａによって保持され、第２ラップ部５６ｂの内周部が吐出側軸部２４ｃ，２６ｃの外周面に弾性的に摺接する。
　第１ラップ部５６ｂよりも吐出軸受室２０ｅ側に配置された第２ラップ部５６ｃは、吐出側軸部２４ｃ，２６ｃに近付くほど吐出側軸受室２０ｅに近付くように湾曲した断面形状を有する。従って、第２ラップ部５６ｃは、吐出側軸受室２０ｅからスクリュー室２０ａに向かう流体の流れを規制するように配置されている。
　なお、本実施形態では、第１ラビリンスシール５２の固定部材５２ｂと第２ラビリンスシール５４の固定部材５４ｂが別々の部材によって構成されていたが、一つの部材によって構成されていてもよい。
　同様に、回転部材５２ａと回転部材５４ａが一つの部材によって構成されていてもよい。
　更に、回転部材５２ａ，５４ａは、吐出側軸部２４ｃ，２６ｃの外周面に一体に形成されていてもよい。
　また、本実施形態では、１つのリップシール５６が、相互に反対向きに配置された第１ラップ部５６ｂ及び第２ラップ部５６ｃを有し、それぞれがラップシールを構成していたが、それぞれ１つのラップ部を有する２つのリップシールを相互に反対向きに配置してもよい。
　ハウジング２０には、吐出側シール室２０ｄとスクリュー室２０ａを連通する均圧路６０が形成されている。均圧路６０の一端は、第１ラビリンスシール５２よりもスクリュー室２０ａ側の吐出側シール室２０ｄの領域に開口し、他端は、スクリュー室２０ａの端壁に開口している。図３（ｃ）も併せて参照すると、均圧路６０の他端の開口位置は、吸入路２０ｈとの連通が遮断された直後の圧縮室（図４中ハッチングを付した領域）と均圧路６０が連通するように設定されている。
　なお、本実施形態では、図１も併せて参照すると、均圧路６０は、雌スクリューロータ２６の吐出側軸部２６ｃが挿通された吐出側シール室２０ｄとスクリュー室２０ａとの間にのみ設けられ、２つの吐出側シール室２０ｄの間は連通路６１を介して連通している。
　そして、均圧路６０には逆止弁６２が配置され、逆止弁６２は、吐出側シール室２０ｄからスクリュー室２０ａに向かう方向での流体の流れを許容し、逆方向での流体の流れを規制するように構成されている。
　本実施形態では、逆止弁６２は、常時開のタイプであり、均圧路６０と連通する圧縮室の圧力が吐出側シール室２０ｄの圧力よりも高くなったときだけ閉じる。
　図５は、吸入側シール室２０ｂに配置されたシール装置５０を概略的に示している。
　吸入側シール室２０ｂに配置されたシール装置５０の構成は、吐出側シール室２０ｄに配置されたシール装置５０の構成と略同一であるので、同一の構成については同一の符号を付して説明を省略する。
　ただし、吸入側シール室２０ｂとスクリュー室２０ａとの間には、均圧路及び逆止弁は設けられていない。
〔歯面潤滑流体供給システム〕
　再び図１を参照すると、歯面潤滑流体供給システム１２は、気液分離装置６４を有する。気液分離装置６４の入口は、例えば導管を通じて、スクリュー圧縮機１０の吐出ポート２０ｇに接続されている。気液分離装置６４は分離タンク６６を有し、分離タンク６６の上部には、対象気体と歯面潤滑流体とを分離するフィルタ６８が配置されている。分離タンク６６の下部には、分離された歯面潤滑流体を一時的に貯留する貯留部７０が設けられ、気液分離装置６４の入口は、貯留部７０とフィルタ６８の間にて分離タンク６６の内部に連通している。
　フィルタ６８よりも上方の分離タンク６６の頂部に、対象気体のガス出口が設けられ、ガス出口から分離された高圧の対象気体が外部へと供給される。
　一方、分離タンク６６の底部に、歯面潤滑流体のための液出口が設けられ、液出口は、例えば導管を通じて、スクリュー圧縮機１０の歯面潤滑流体流路３０に接続されている。スクリュー圧縮機１０の運転中、分離タンク６６内の圧力は、圧縮された対象気体の圧力、即ち吐出圧力に等しくなり、歯面潤滑流体は、吐出圧力にてスクリュー圧縮機１０に供給される。
　なお、本実施形態では、容量制御装置４２の駆動装置の作動流体として、歯面潤滑流体が用いられる。そのために、分離タンク６６の下部は、導管を通じて切替弁７２の入口に接続され、切替弁７２の出口は、導管を通じて吸入ポート２０ｆに接続されている。また、切替弁７２は、２つの切替ポートを有し、２つの切替ポートは、油圧シリンダ４６の２つのポートにそれぞれ接続されている。切替弁７２の弁体の位置は、外部から制御可能であり、弁体の位置を制御することによって、スクリュー圧縮機１０の容量を制御可能である。
〔軸受潤滑流体供給システム〕
　軸受潤滑流体供給システム１４は、大気圧よりも高圧にて軸受潤滑流体を貯留可能な貯留タンク７４を有する。貯留タンク７４の出口は、例えば導管を通じて、軸受潤滑流体流路３６の往路部分に接続されている。なお、導管の途中には、貯留タンク７４からスクリュー圧縮機１０に向かう方向での軸受潤滑流体の流れを生成するためのポンプ７６、及び、軸受潤滑流体を冷却するための熱交換器７８が介装されている。
　本実施形態では、導管は、熱交換器７８よりも下流にて分岐され、スクリュー圧縮機１０の圧力流体供給路４０にも接続されている。つまり、分岐された一方の導管（第１導管）が軸受潤滑流体流路３６の往路部分に接続され、他方の導管（第２導管）が圧力流体供給路４０にも接続されている。そして、軸受潤滑流体の圧力を調節可能な制御弁８０が、第１導管の途中に介装されている。
　一方、貯留タンク７４の入口は、例えば導管を通じて、軸受潤滑流体流路３６の復路部分と連通している。従って、スクリュー圧縮機１０から流出した軸受潤滑流体は、貯留タンク７４に流入し、それから再びスクリュー圧縮機１０に供給される。
　なお、本実施形態では、軸受潤滑流体流路３６の復路部分の出口は、吸入側シールケーシング２２ｂ及び吐出側シールケーシング２２ｄに１つずつ設けられている。そして、吸入側軸受室２０ｃ及び吐出側軸受室２０ｅと軸受潤滑流体流路３６の復路部分の出口との間を連通するために、軸受潤滑流体流路３６の復路部分は、吸入側シールケーシング２２ｂ、吸入側軸受ケーシング２２ｃ、吐出側シールケーシング２２ｄ及び吐出側軸受ケーシング２２ｅの内部に形成されている。
　一方、本実施形態では、軸受潤滑流体流路３６の往路部分の入口は、吐出側軸受ケーシング２２ｅに１つ設けられている。そして、吸入側軸受室２０ｃ及び吐出側軸受室２０ｅと軸受潤滑流体流路３６の往路部分の入口との間を連通するために、軸受潤滑流体流路３６の往路部分は、スクリューケーシング２２ａ、吸入側シールケーシング２２ｂ、吸入側軸受ケーシング２２ｃ、吐出側シールケーシング２２ｄ及び吐出側軸受ケーシング２２ｅの内部に形成されている。
〔分離ガス供給システム〕
　分離ガス供給システム１６は、スクリュー圧縮機１０の運転中、スクリュー圧縮機１０に分離ガスを供給するように構成されている。分離ガスとしては、例えば、窒素等の不活性ガスを用いることができる。
　分離ガス供給システム１６は、分離ガス供給源８２として、例えば、圧縮機や高圧ボンベを有し、スクリュー圧縮機１０に高圧の分離ガスを供給可能である。分離ガス供給源８２は、例えば導管を通じて、スクリュー圧縮機１０の分離ガス供給路５９に接続されている。導管の途中には、例えば、制御弁８４が介装され、制御弁８４の開度を調整することによって、分離ガス供給路５９への分離ガスの供給圧力を調整することができる。
　なお、本実施形態では、１つのシール装置５０に対して１つの分離ガス供給路５９が設けられ、各分離ガス供給路５９に、制御弁８４を介して分離ガスが供給される。
　また、本実施形態では、分離ガス供給源８２は、例えば導管を通じて、貯留タンク７４に接続されている。導管の途中には、制御弁８６が介装され、制御弁８６の開度を調整することによって、貯留タンク７４への分離ガスの供給圧力を調整することができる。つまり、分離ガスが、貯留タンク７４の圧力を上昇させるための加圧ガスとしても用いられている。
　そして、貯留タンク７４への分離ガスの供給圧力を調整することによって、貯留タンク７４内の圧力を調整することができ、ひいては、スクリュー圧縮機１０に供給する軸受潤滑流体の圧力を調整することができる。
〔制御システム〕
　制御システム１８は、制御装置８８と複数のセンサとからなる。制御装置８８は、例えば、中央演算処理装置、メモリ、外部記憶装置、及び、入出力装置等からなるコンピュータによって構成される。
　制御システム１８は、制御装置８８に制御のための情報を提供するセンサとして、例えば、吸入ポート２０ｆへと吸入される対象気体の吸入圧力を検知するための吸入圧力センサ９０ａと、吐出ポート２０ｇから吐出された対象気体の吐出圧力を検知するための吐出圧力センサ９０ｂと、圧力流体供給路４０に供給される軸受潤滑流体の圧力を検知するための１次圧力センサ９０ｃと、軸受潤滑流体流路３６の往路部分に供給される軸受潤滑流体の圧力を検知するための２次圧力センサ９０ｄと、軸受潤滑流体流路３６の復路部分から流出する軸受潤滑流体の圧力（戻り圧力）を検知するための戻り圧力センサ９０ｅを有する。
　制御装置８８は、外部からの命令、及び、センサによって検知された情報に基づいて、スクリュー圧縮機１０システム全体の動作を統合制御する。
　例えば、制御装置８８は、動力源を制御してスクリュー圧縮機１０への動力の供給量を調整し、図示しないポンプ等を制御して熱交換器への冷媒の供給量を調整し、ポンプ７６を制御して軸受潤滑流体の供給量を調整し、更に、切替弁７２を制御してスクリュー圧縮機１０の容量を調整する
　また、制御装置８８は、制御弁８４の開度を調整して、分離ガス供給路５９への分離ガスの供給圧力を調整し、制御弁８６の開度を調整して、貯留タンク７４内の圧力を調整し、もって、圧力流体供給路４０への軸受潤滑流体の供給圧力を調整する。更に、制御装置８８は、制御弁８０の開度を調整し、軸受潤滑流体流路３６の往路部分への軸受潤滑流体の供給圧力を調整する。
　ここで本実施形態では、分離ガス供給路５９に供給される分離ガスの供給圧力（分離ガス供給圧力）が、吸入圧力センサ９０ａによって検知される吸入圧力よりも高くなるように、制御装置８８は、制御弁８４の開度を調整する。
　具体的には、制御装置８８は、例えば、吸入圧力が０．１ＭＰａ～０．６ＭＰａの範囲内にあるときに、分離ガス供給圧力が、吸入圧力よりも０．０４ＭＰａ～０．１１ＭＰａ程度高くなるように制御を行う。
　なお、この範囲内であれば、分離ガス供給圧力は吐出圧力よりも低く抑えられる。
　また、本実施形態では、戻り圧力センサ９０ｅによって検知される、スクリュー圧縮機１０から流出する軸受潤滑流体の戻り圧力が、吸入圧力センサ９０ａによって検知される吸入圧力以上であって、分離ガス供給圧力よりも低くなるように、制御装置８８は、制御弁８６、及び、制御弁８０の開度調整を行う。
　本実施形態では、第２リップ部５６ｃの吸入側軸受室２０ｃ側や吐出側軸受室２０ｅ側に作用する圧力が、吸入側シール室２０ｂや吐出側シール室２０ｄにおける第１ラビリンスシール５２よりもスクリュー室２０ａ側の領域の圧力と略等しくなるように、制御装置８８は戻り圧力を制御する。例えば、制御装置８８は、吸入圧力が０．１ＭＰａ～０．６ＭＰａの範囲内にあるときに、軸受潤滑流体の戻り圧力が、０．０１ＭＰａ～０．７ＭＰａ程度になるように制御を行う。
　上述した一実施形態のスクリュー圧縮機システムでは、シール装置５０の第１シールユニットと第２シールユニットとの間に分離ガス供給隙間５８が規定され、スクリュー圧縮機１０の運転時、分離ガス供給隙間５８に分離ガスが供給される。供給された分離ガスが、第１シールユニットを通じてスクリュー室２０ａに向けて漏れ出すことにより、スクリュー圧縮機１０の運転時、第１シールユニットによって対象気体が吸入側軸受室２０ｃや吐出側軸受室２０ｅに流入することが防止され、対象気体が軸受潤滑流体と接触することも防止される。このため、対象気体が腐食性成分を含んでいても、軸受の劣化が確実に防止される。
　一方、この構成では、圧縮室から高圧の対象気体が吐出側シール室２０ｄに流入したとしても、流入した対象気体が均圧路６０を通じて圧縮室に戻される。このため、吐出側シール室２０ｄにおいて、第１シールユニットよりもスクリュー室２０ａ側の領域での対象気体の圧力が低減され、対象気体が第１シールユニットを通過して漏れることが確実に防止される。
　また、この構成では、均圧路６０を通じて対象気体を圧縮室に戻すことにより、吐出側シール室２０ｄに供給する分離ガスの供給圧力を、スクリュー圧縮機１０から吐出される対象気体の吐出圧力よりも高くせずとも、第１シールユニットによって、スクリュー室２０ａから吸入側軸受室２０ｃや吐出側軸受室２０ｅに向かう方向での対象気体及び歯面潤滑流体の通過が確実に防止される。このため、分離ガスの供給圧力を吐出圧力よりも低く設定することができ、分離ガスの消費量が抑制される。
　更に、この構成では、吐出側シール室２０ｄに流入した対象気体は、均圧路６０を通じて、吸入圧力よりも高圧状態の圧縮室に戻されるので、スクリュー圧縮機１０の効率の低下が抑制される。これにより、スクリュー圧縮機１０が低コストにて運転される。
　一実施形態のスクリュー圧縮機システムに用いられたスクリュー圧縮機１０では、スクリューケーシング２２ａに対し、吸入側シールケーシング２２ｂ及び吐出側シールケーシング２２ｄが分離可能に連結され、吸入側シールケーシング２２ｂ及び吐出側シールケーシング２２ｄを介して分離可能に吸入側軸受ケーシング２２ｃ及び吐出側軸受ケーシング２２ｅが連結されている。
　このように、分割可能な複数のケーシングによってハウジング２０を構成した結果、スクリュー圧縮機１０と、腐食性成分を含まない対象気体を圧縮するのに用いられる油冷式スクリュー圧縮機との間で、スクリューケーシング２２ａ、並びに、吸入側及び吐出側軸受ケーシング２２ｃ，２２ｄの共通化を図ることができる。このため、スクリュー圧縮機１０の部品の汎用性が高く、スクリュー圧縮機システムの価格を低減することができる。
　ここで、図６は、腐食性成分を含まない対象気体を圧縮するのに用いられる油冷式スクリュー圧縮機１００を用いた油冷式スクリュー圧縮機システムの概略的な構成を示している。この油冷式スクリュー圧縮機システムでは、一つの潤滑流体供給システム１０２によって、歯面潤滑流体及び軸受潤滑流体がスクリュー圧縮機１００に供給される。なお、図１の油冷式スクリュー圧縮機システムと同一又は類似の構成については、同一の符号を付して説明を省略する。
　図７は、図１中のＶＩＩ－ＶＩＩ線に沿うスクリュー圧縮機１００の概略的な断面を示しており、図６及び図７を参照すると、スクリュー圧縮機１００は、スクリュー圧縮機１０と略同じ吸入側軸受ケーシング２２ｃ及び吐出側軸受ケーシング２２ｅを有している。
　一方、スクリュー圧縮機１００は、吸入側及び吐出側シールケーシング２２ｂ，２２ｄを有していない点において、スクリュー圧縮機１０と異なっている。また、これに伴い、スクリュー圧縮機１０とスクリュー圧縮機１００とでは、雄雌のスクリューロータ２４，２６の吸入側軸部２４ｂ，２６ｂ及び吐出側軸部２４ｃ，２６ｃの長さが異なっている。
　そして、図８（ａ），（ｂ）は、スクリュー圧縮機１００に用いられた吸入側軸受ケーシング２２ｃ及び吐出側軸受ケーシング２２ｅの端面を概略的に示している。図８（ｂ）に示したように、吐出側軸受ケーシング２２ｅには、吐出路２０ｉの吐出口が開口しており、吐出口は、軸方向連通部を含んでいる。
　一実施形態のスクリュー圧縮機システムに用いられたスクリュー圧縮機１０では、リップシール５６の第１リップ部５６ｂ（第１リップシール）によって、スクリュー室２０ａから吸入側軸受室２０ｃや吐出側軸受室２０ｅに向かう方向での流体の流れが制限されるので、スクリュー圧縮機１０の停止中に分離ガスが供給されていなくても、対象気体が吸入側軸受室２０ｃや吐出側軸受室２０ｅに流入することが防止され、もって、すべり軸受３２やアンギュラ玉軸受３４の腐食が防止される。
　更に、リップシール５６の第２リップ部５６ｃ（第２リップシール）によって、吸入側軸受室２０ｃや吐出側軸受室２０ｅからスクリュー室２０ａに向かう方向での流体の流れが制限されるので、スクリュー圧縮機１０の停止中に分離ガスが供給されていなくても、軸受潤滑流体がスクリュー室２０ａに流入することが防止され、もって、軸受潤滑流体の減少が防止される。このため、スクリュー圧縮機１０を低コストにて運転することができる。
　また更に、逆止弁６２として常時開タイプのものを用いることによって、吐出側シール室２０ｄの異常な圧力上昇を確実に防止することができる。
　一実施形態のスクリュー圧縮機システムでは、分離ガスの供給圧力が吸入圧力よりも高く、吐出圧力よりも低くなるように制御されるので、分離ガスの消費量が少なくなり、スクリュー圧縮機１０を低コストにて運転することができる。
　一実施形態のスクリュー圧縮機システムでは、軸受潤滑流体の戻り圧力が、吸入圧力以上であって分離ガスの供給圧力よりも低くなるように制御されるので、分離ガス供給隙間５８と吸入側軸受室２０ｃや吐出側軸受室２０ｅとの間の圧力差が小さく維持され、分離ガスの消費量が抑制されながら、吸入側軸受室２０ｃや吐出側軸受室２０ｅからスクリュー室２０ａに向かう流体の流れが規制される。このため、スクリュー圧縮機１０を低コストにて運転可能である。
　一実施形態のスクリュー圧縮機システムによれば、分離ガスと同種のガスを加圧ガスとして用いて、貯留タンク７４内の圧力を高めることによって、簡単な構成にて、軸受潤滑流体の供給圧力を吸入圧力以上にすることができる。
　一実施形態のスクリュー圧縮機システムによれば、制御システム１８の制御装置８８が吸入圧力センサ９０ａの検知結果に基づいて制御弁８４を制御することで、簡単な構成にて、分離ガスの供給圧力を的確に制御することができる。
　一実施形態のスクリュー圧縮機システムによれば、容量制御装置４２の作動流体として歯面潤滑流体が使用されるので、容量制御装置４２において、対象気体が軸受潤滑流体に混入することが防止される。このため、すべり軸受３２やアンギュラ玉軸受３４の腐食が確実に防止される。
　最後に本発明は上述した一実施形態に限定されることはなく、上述した一実施形態に変更を加えた形態も含む。
　例えば、図９に示したように、油圧シリンダ４６の作動流体として、軸受潤滑流体を用いてもよい。この場合、切替弁７２の入口は、導管を介して熱交換器７８に接続され、切替弁７２の出口は、導管を介して貯留タンク７４に接続される。
　あるいは図１０に示したように、歯面潤滑流体及び軸受潤滑流体とは異なる油を作動流体として油圧シリンダ４６に供給するための作動流体供給系統１０４を更に設けてもよい。作動流体供給系統１０４は、ポンプ１０６とタンク１０８を有し、ポンプ１０６の入口はタンク１０８の出口に接続され、ポンプ１０６の出口は切替弁７２の入口に接続される。そして、タンク１０８の入口は切替弁７２の出口に接続される。
　１０　　油冷式スクリュー圧縮機
　１２　　歯面潤滑流体供給システム
　１４　　軸受潤滑流体供給システム
　１６　　分離ガス供給システム
　１８　　制御システム
　２０　　ハウジング
　２０ａ　スクリュー室
　２０ｂ　吸入側シール室（シール室）
　２０ｃ　吸入側軸受室（軸受室）
　２０ｄ　吐出側シール室（シール室）
　２０ｅ　吐出側軸受室（軸受室）
　２４　　雄スクリューロータ
　２６　　雌スクリューロータ
　２４ａ，２６ａ　スクリュー部
　２４ｂ，２６ｂ　吸入側軸部
　２４ｃ，２６ｃ　吐出側軸部
　３０　　歯面潤滑流体流路
　５０　　シール装置
　５２　　第１ラビリンスシール
　５４　　第２ラビリンスシール
　５６　　リップシール（第１リップシール，第２リップシール）
　５８　　分離ガス供給隙間
　５９　　分離ガス供給路
　６０　　均圧路
　６２　　逆止弁
　６４　　気液分離装置
　７４　　貯留タンク
　８０，８４，８６　制御弁
　８８　　制御装置
　９０ａ　吸入圧力センサ
　９０ｂ　吐出圧力センサ
　９０ｃ　１次圧力センサ
　９０ｄ　２次圧力センサ
　９０ｅ　戻り圧力センサ

Claims (11)

  1. 　油冷式スクリュー圧縮機と、該油冷式スクリュー圧縮機に歯面潤滑流体を供給するための歯面潤滑流体供給システムと、前記油冷式スクリュー圧縮機に、前記歯面潤滑流体とは別に軸受潤滑流体を供給するための軸受潤滑流体供給システムと、前記油冷式スクリュー圧縮機に、該油冷式スクリュー圧縮機によって圧縮される対象気体とは異なる分離ガスを供給する分離ガス供給システムと、を備え、
    　前記油冷式スクリュー圧縮機は、
    　スクリュー室、該スクリュー室の両側に位置するシール室、該シール室を介して前記スクリュー室に連通する軸受室、前記スクリュー室に前記歯面潤滑流体を供給するための歯面潤滑流体流路、及び、前記軸受室に前記軸受潤滑流体を供給するための軸受潤滑流体流路が内部に規定されたハウジングと、
    　前記スクリュー室に配置されて圧縮室を形成するスクリュー部、並びに、該スクリュー部の両端から同軸に延びて前記シール室及び前記軸受室に配置される軸部をそれぞれ有する、雄雌のスクリューロータと、
    　前記軸受室に配置され、対応する前記軸部を回転可能に支持する複数の軸受と、
    　前記シール室に配置され、対応する前記軸部の周囲をシールするシール装置と、を有し、
    　前記シール装置は、
    　前記シール室の前記スクリュー室側に配置される第１シールユニットと、
    　前記シール室の前記軸受室側に配置され、前記第１シールユニットとの間に分離ガス供給隙間を規定する第２シールユニットとを有し、
    　前記シール室は、前記圧縮室の吐出側に位置する吐出側シール室と、前記圧縮室の吸入側に位置する吸入側シール室とからなり、
    　前記ハウジングの内部には、
    　前記歯面潤滑流体流路及び前記軸受潤滑流体流路とは別に、前記分離ガス供給隙間に前記分離ガスを供給するための分離ガス供給路が規定されるとともに、前記吐出側シール室における前記第１シールユニットよりも前記スクリュー室側の領域と前記油冷式スクリュー圧縮機に吸入される前記対象気体の吸入圧力よりも高圧状態で且つ前記油冷式スクリュー圧縮機から吐出される前記対象気体の吐出圧力よりも低圧状態の前記圧縮室とを連通するように構成された均圧路が規定され、
    　前記均圧路に、前記吐出側シール室から前記スクリュー室へ向かう方向での流体の流れを制限する逆止弁が配置されている
    ことを特徴とする油冷式スクリュー圧縮機システム。
  2. 　前記ハウジングは、
    　前記スクリュー室を規定するスクリューケーシングと、
    　前記スクリューケーシングに分離可能に連結され、前記シール室及び前記均圧路を規定するシールケーシングと、
    　前記シールケーシングを介して前記スクリューケーシングに分離可能に連結され、前記軸受室を規定する軸受ケーシングと
    からなることを特徴とする請求項１に記載の油冷式スクリュー圧縮機システム。
  3. 　前記第１シールユニットは、第１ラビリンスシールを有し、
    　前記第２シールユニットは、前記分離ガス供給隙間から前記軸受室に向かって順に、第２ラビリンスシール、第１リップシール、及び、第２リップシールを有し、
    　前記第１リップシールは、前記スクリュー室から前記軸受室に向かう方向での流体の流れを阻止するように配置され、
    　前記第２リップシールは、前記軸受室から前記スクリュー室に向かう方向での流体の流れを阻止するように配置されている
    ことを特徴とする請求項２に記載の油冷式スクリュー圧縮機システム。
  4. 　前記油冷式スクリュー圧縮機に供給される前記分離ガスの供給圧力を制御する制御システムを更に備え、
    　前記制御システムは、前記油冷式スクリュー圧縮機に供給される前記分離ガスの供給圧力が前記吸入圧力よりも高く、且つ、前記吐出圧力よりも低くなるように、前記分離ガスの供給圧力を制御するように構成されている
    ことを特徴とする請求項１に記載の油冷式スクリュー圧縮機システム。
  5. 　前記制御システムは、前記油冷式スクリュー圧縮機から流出する前記軸受潤滑流体の戻り圧力が前記吸入圧力以上であって、前記分離ガスの供給圧力よりも低くなるように、前記軸受潤滑流体の供給圧力を制御するように構成されていることを特徴とする請求項４に記載の油冷式スクリュー圧縮機システム。
  6. 　前記軸受潤滑流体供給システムは、前記吸入圧力よりも高い貯留圧力にて前記軸受潤滑流体を貯留する貯留タンクを有し、
    　前記貯留タンク内の圧力を前記貯留圧力まで高めるための加圧ガスとして、前記分離ガスと同種のガスが用いられる
    ことを特徴とする請求項５に記載の油冷式スクリュー圧縮機システム。
  7. 　前記制御システムは、
    　前記吸入圧力を検出する吸入圧力センサと、
    　前記分離ガスの供給圧力を調整可能な制御弁と、
    　前記吸入圧力センサによる検出結果に応じて、前記制御弁を操作する制御装置と
    を有することを特徴とする請求項４に記載の油冷式スクリュー圧縮機システム。
  8. 　前記油冷式スクリュー圧縮機は容量制御装置を更に備え、
    　前記歯面潤滑流体供給システムは、前記容量制御装置に対し、前記歯面潤滑流体の一部を作動流体として供給するように構成されている
    ことを特徴とする請求項１に記載の油冷式スクリュー圧縮機システム。
  9. 　スクリュー室、該スクリュー室の両側に位置するシール室、該シール室を介して前記スクリュー室に連通する軸受室、前記スクリュー室に歯面潤滑流体を供給するための歯面潤滑流体流路、及び、前記歯面潤滑流体流路とは別に前記軸受室に軸受潤滑流体を供給するための軸受潤滑流体流路が内部に規定されたハウジングと、
    　前記スクリュー室に配置されるスクリュー部、該スクリュー部の両端から同軸に延び、前記シール室及び前記軸受室に配置される軸部をそれぞれ有する雄雌のスクリューロータと、
    　前記軸受室に配置され、対応する前記軸部を回転可能に支持する複数の軸受と、
    　前記シール室に配置され、対応する前記軸部の周囲をシールするシール装置とを備え、
    　前記シール装置は、
    　前記シール室の前記スクリュー室側に配置される第１シールユニットと、
    　前記シール室の前記軸受室側に配置され、前記第１シールユニットとの間に分離ガス供給隙間を規定する第２シールユニットとを有し、
    　前記シール室は、前記圧縮室の吐出側に位置する吐出側シール室と、前記圧縮室の吸入側に位置する吸入側シール室とからなり、
    　前記ハウジングの内部には、
    　前記歯面潤滑流体流路及び前記軸受潤滑流体流路とは別に、前記分離ガス供給隙間に前記分離ガスを供給するための分離ガス供給路が規定されるとともに、前記吐出側シール室における前記第１シールユニットよりも前記スクリュー室側の領域と前記油冷式スクリュー圧縮機に吸入される前記対象気体の吸入圧力よりも高圧状態で前記油冷式スクリュー圧縮機から吐出される前記対象気体の吐出圧力よりも低圧状態の前記圧縮室とを連通するように構成された均圧路が規定され、
    　前記均圧路に、前記スクリュー室から前記吐出側シール室へ向かう方向での流体の流れを制限する逆止弁が配置されている
    ことを特徴とする油冷式スクリュー圧縮機。
  10. 　前記ハウジングは、
    　前記スクリュー室を規定するスクリューケーシングと、
    　前記スクリューケーシングに分離可能に連結され、前記シール室及び前記均圧路を規定するシールケーシングと、
    　前記シールケーシングを介して前記スクリューケーシングに分離可能に連結され、前記軸受室を規定する軸受ケーシングと
    からなることを特徴とする請求項９に記載の油冷式スクリュー圧縮機。
  11. 　前記第１シールユニットは、第１ラビリンスシールを有し、
    　前記第２シールユニットは、前記分離ガス供給隙間から前記軸受室に向かって順に、第２ラビリンスシール、第１リップシール、及び、第２リップシールを有し、
    　前記第１リップシールは、前記スクリュー室から前記軸受室に向かう方向での流体の流れを阻止するように配置され、
    　前記第２リップシールは、前記軸受室から前記スクリュー室に向かう方向での流体の流れを阻止するように配置されている
    ことを特徴とする請求項１０に記載の油冷式スクリュー圧縮機。
     
PCT/JP2012/073622 2012-09-14 2012-09-14 油冷式スクリュー圧縮機システム及び油冷式スクリュー圧縮機 Ceased WO2014041680A1 (ja)

Priority Applications (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DK12884596.3T DK2896834T3 (en) 2012-09-14 2012-09-14 OIL COOLED SCREW COMPRESSOR SYSTEM AND OIL COOLED SCREW COMPRESSOR
EP12884596.3A EP2896834B1 (en) 2012-09-14 2012-09-14 Oil-cooled screw compressor system and oil-cooled screw compressor
US14/428,099 US9568001B2 (en) 2012-09-14 2012-09-14 Oil-cooled screw compressor system and oil-cooled screw compressor
PCT/JP2012/073622 WO2014041680A1 (ja) 2012-09-14 2012-09-14 油冷式スクリュー圧縮機システム及び油冷式スクリュー圧縮機
JP2014535323A JP6041449B2 (ja) 2012-09-14 2012-09-14 油冷式スクリュー圧縮機システム及び油冷式スクリュー圧縮機

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2012/073622 WO2014041680A1 (ja) 2012-09-14 2012-09-14 油冷式スクリュー圧縮機システム及び油冷式スクリュー圧縮機

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2014041680A1 true WO2014041680A1 (ja) 2014-03-20

Family

ID=50277833

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2012/073622 Ceased WO2014041680A1 (ja) 2012-09-14 2012-09-14 油冷式スクリュー圧縮機システム及び油冷式スクリュー圧縮機

Country Status (5)

Country Link
US (1) US9568001B2 (ja)
EP (1) EP2896834B1 (ja)
JP (1) JP6041449B2 (ja)
DK (1) DK2896834T3 (ja)
WO (1) WO2014041680A1 (ja)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN106257056A (zh) * 2015-06-16 2016-12-28 曼柴油机和涡轮机欧洲股份公司 螺杆机器及用于操作其的方法
JP2017137794A (ja) * 2016-02-02 2017-08-10 株式会社神戸製鋼所 圧縮機
EP3249226A4 (en) * 2015-02-12 2017-11-29 Mayekawa Mfg. Co., Ltd. Oil-flooded screw compressor system and method for modifying same
JP2019044737A (ja) * 2017-09-06 2019-03-22 株式会社神戸製鋼所 圧縮装置

Families Citing this family (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2013049438A2 (en) 2011-09-30 2013-04-04 Eaton Corporation Supercharger assembly with independent superchargers and motor/generator
WO2013049439A2 (en) * 2011-09-30 2013-04-04 Eaton Corporation Supercharger assembly with two rotor sets
US9534531B2 (en) 2011-09-30 2017-01-03 Eaton Corporation Supercharger assembly for regeneration of throttling losses and method of control
JP2015514624A (ja) 2012-03-29 2015-05-21 イートン コーポレーションＥａｔｏｎ Ｃｏｒｐｏｒａｔｉｏｎ 可変速度式ハイブリッド電気スーパーチャージャーアセンブリを用いた電気エネルギの生成
CN105209731A (zh) 2013-03-12 2015-12-30 伊顿公司 用于高效车辆操作的可变速混合电子增压器组件的适配充电状态的调节和控制
JP6686144B2 (ja) * 2015-12-11 2020-04-22 アトラス コプコ エアーパワー, ナームローゼ フェンノートシャップATLAS COPCO AIRPOWER, naamloze vennootschap 圧縮機の液体噴射を調整する方法、液体噴射式圧縮機及び液体噴射式圧縮機要素
CA3006624C (en) 2015-12-11 2020-07-21 Atlas Copco Airpower, Naamloze Vennootschap Method for controlling the liquid injection of a compressor device or expander device, a liquid-injected compressor device or expander device and a liquid-injected compressor element or expander element
BE1023714B1 (nl) * 2015-12-11 2017-06-26 Atlas Copco Airpower Naamloze Vennootschap Werkwijze voor het regelen van de vloeistofinjectie van een compressor- of expanderinrichting, een vloeistofgeïnjecteerde compressor- of expanderinrichting en een vloeistofgeïnjecteerd compressor- of expanderelement
BE1023673B1 (nl) * 2015-12-11 2017-06-12 Atlas Copco Airpower Naamloze Vennootschap Werkwijze voor het regelen van de vloeistofinjectie van een compressorinrichting, een vloeistofgeïnjecteerde compressorinrichting en een vloeistofgeïnjecteerd compressorelement
WO2018165455A1 (en) 2017-03-09 2018-09-13 Johnson Controls Technology Company Back to back bearing sealing systems
CN108757453A (zh) * 2018-08-23 2018-11-06 中山市捷科能机电科技有限公司 一种喷水双螺杆压缩机
CN108843569A (zh) * 2018-08-23 2018-11-20 中山市捷科能机电科技有限公司 喷水双螺杆压缩机
JP2020076450A (ja) * 2018-11-07 2020-05-21 本田技研工業株式会社 シール構造
CN109595169B (zh) * 2019-01-14 2019-12-13 冰轮环境技术股份有限公司 无油螺杆压缩机密封机构及控制方法
US11867180B2 (en) 2019-03-22 2024-01-09 Copeland Industrial Lp Seal assembly for high pressure single screw compressor
US11448220B2 (en) * 2019-09-27 2022-09-20 Ingersoll-Rand Industrial U.S., Inc. Airend having a lubricant flow valve and controller
DE102021116925A1 (de) * 2021-06-30 2023-01-05 Kaeser Kompressoren Se Trockenverdichtender Verdichter und Verfahren zur Ölabscheidung für einen trockenverdichtenden Verdichter
CN114704462A (zh) * 2022-05-18 2022-07-05 肖和均 一种双润滑油路工作的螺杆压缩机组
CN115507025B (zh) * 2022-10-18 2024-02-27 西安交通大学 一种高转子轴向均温性双螺杆压缩机
CN115929635B (zh) * 2022-11-29 2024-03-15 广东标顶技术股份有限公司 一种风源系统的螺杆空气压缩组件

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH10501862A (ja) * 1994-06-21 1998-02-17 スベンスカ ロツタア マスキナア アクチボラグ 液体循環システムを備えた回転式容積圧縮機
JP4365443B1 (ja) 2008-07-29 2009-11-18 株式会社神戸製鋼所 無給油式スクリュ圧縮機
JP4431184B2 (ja) 2008-06-13 2010-03-10 株式会社神戸製鋼所 スクリュ圧縮装置
JP2012149631A (ja) * 2010-12-27 2012-08-09 Kobe Steel Ltd 水噴射式スクリュ流体機械

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB1484994A (en) 1973-09-03 1977-09-08 Svenska Rotor Maskiner Ab Shaft seal system for screw compressors
DE2948992A1 (de) * 1979-12-05 1981-06-11 Karl Prof.Dr.-Ing. 3000 Hannover Bammert Rotorverdichter, insbesondere schraubenrotorverdichter, mit schmiermittelzufuhr zu und schmiermitteldrainage von den lagern
US5228298A (en) * 1992-04-16 1993-07-20 Praxair Technology, Inc. Cryogenic rectification system with helical dry screw expander
BE1010915A3 (nl) * 1997-02-12 1999-03-02 Atlas Copco Airpower Nv Inrichting voor het afdichten van een rotoras en schroefcompressor voorzien van dergelijke inrichting.
SE510066C2 (sv) * 1997-08-25 1999-04-12 Svenska Rotor Maskiner Ab Oljefri skruvrotormaskin vilkens lager smörjes med en vattenhaltig vätska
FR2920207B1 (fr) * 2007-08-23 2009-10-09 Alcatel Lucent Sas Pompe a vide de type seche comportant un dispositif d'etancheite aux fluides lubrifiants et elements centrifugeur equipant un tel dispositif

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH10501862A (ja) * 1994-06-21 1998-02-17 スベンスカ ロツタア マスキナア アクチボラグ 液体循環システムを備えた回転式容積圧縮機
JP4431184B2 (ja) 2008-06-13 2010-03-10 株式会社神戸製鋼所 スクリュ圧縮装置
JP4365443B1 (ja) 2008-07-29 2009-11-18 株式会社神戸製鋼所 無給油式スクリュ圧縮機
JP2012149631A (ja) * 2010-12-27 2012-08-09 Kobe Steel Ltd 水噴射式スクリュ流体機械

Cited By (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP3249226A4 (en) * 2015-02-12 2017-11-29 Mayekawa Mfg. Co., Ltd. Oil-flooded screw compressor system and method for modifying same
AU2015382226B2 (en) * 2015-02-12 2019-03-28 Mayekawa Mfg. Co., Ltd. Oil-cooled screw compressor system and method for modifying same
US10662947B2 (en) 2015-02-12 2020-05-26 Mayekawa Mfg. Co., Ltd. Oil-flooded screw compressor system and method for modifying the same
CN106257056A (zh) * 2015-06-16 2016-12-28 曼柴油机和涡轮机欧洲股份公司 螺杆机器及用于操作其的方法
JP2017008934A (ja) * 2015-06-16 2017-01-12 マン・ディーゼル・アンド・ターボ・エスイー スクリュー機械及びスクリュー機械の運転方法
GB2541278A (en) * 2015-06-16 2017-02-15 Man Diesel & Turbo Se Screw machine and method for operating the same
US10060435B2 (en) 2015-06-16 2018-08-28 Man Energy Solutions Se Screw machine and method for operating the same
GB2541278B (en) * 2015-06-16 2019-11-13 Man Energy Solutions Se Screw machine and method for operating the same
JP2017137794A (ja) * 2016-02-02 2017-08-10 株式会社神戸製鋼所 圧縮機
JP2019044737A (ja) * 2017-09-06 2019-03-22 株式会社神戸製鋼所 圧縮装置

Also Published As

Publication number Publication date
JPWO2014041680A1 (ja) 2016-08-12
EP2896834B1 (en) 2017-10-25
EP2896834A4 (en) 2016-08-17
EP2896834A1 (en) 2015-07-22
DK2896834T3 (en) 2017-12-04
US20150260187A1 (en) 2015-09-17
US9568001B2 (en) 2017-02-14
JP6041449B2 (ja) 2016-12-07

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP6041449B2 (ja) 油冷式スクリュー圧縮機システム及び油冷式スクリュー圧縮機
US7815423B2 (en) Compressor with fluid injection system
CN103189650B (zh) 涡旋式压缩机
CN102678546B (zh) 涡旋压缩机
CN107208634A (zh) 涡旋式压缩机
CN101297117A (zh) 涡旋压缩机
US10330098B2 (en) Scroll compressor with controlled pressing force
EP3073117B1 (en) Scroll compressor
US20200003211A1 (en) Screw compressor
JP2013139714A (ja) スクロール圧縮機
CN101258327A (zh) 具有流体喷射系统的压缩机
JP5278228B2 (ja) スクロール圧縮機
JP2012241680A (ja) スクロール圧縮機
JP5180698B2 (ja) スクロール型流体機械
JP4604968B2 (ja) スクロール圧縮機
JP4062443B2 (ja) スクリュー圧縮装置
JP2005163745A (ja) スクロール圧縮機
JP6599099B2 (ja) スクロール流体機械
JP2005171952A (ja) スクロール圧縮機
JP2006226246A (ja) スクロール圧縮機
JP2015183585A (ja) スクロール型圧縮機
JP2024091916A (ja) スクロール圧縮機
JP2005163573A (ja) スクロール圧縮機
JP2005146902A (ja) スクロール圧縮機
JP2006291763A (ja) スクロール圧縮機

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 12884596

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2014535323

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

REEP Request for entry into the european phase

Ref document number: 2012884596

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 14428099

Country of ref document: US

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE