WO2014054458A1 - スクリュ圧縮機および圧縮装置 - Google Patents

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WO2014054458A1
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space
oil
bearing
lubricating oil
pressure
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PCT/JP2013/075704
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Inventor
大祐 和田
吉村　省二
智志 手塚
Original Assignee
株式会社神戸製鋼所
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/08—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
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04C2240/00—Components
    • F04C2240/50—Bearings
    • 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
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/008—Hermetic pumps

Definitions

  • the present invention relates to a screw compressor and a compressor.
  • the lubricating oil is separated from the gas discharged by the screw compressor by an oil separator, and the separated lubricating oil is recycled to the screw compressor.
  • the technology to supply is well known.
  • the amount of oil necessary for the shaft seal is considerably larger than the amount of oil necessary for lubricating the bearing, and therefore the lubricant is supplied to the bearing more than necessary. For this reason, the bearing stirs the excessively supplied lubricating oil with the rotation of the rotor shaft and causes energy loss due to fluid resistance.
  • an object of the present invention is to provide a screw compressor in which excessive lubricating oil is not supplied to a bearing.
  • a screw compressor is a screw compressor in which lubricating oil is used, a screw rotor that compresses a gas, a rotor chamber that houses the screw rotor, and a screw rotor of the screw rotor.
  • a bearing space that accommodates a bearing that supports the rotor shaft; a pressure oil space that is provided between the rotor chamber and the bearing space and is supplied with the lubricating oil via an oil supply passage; the pressure oil space; Provided between the bearing spaces, the lubricating oil can be leaked from the pressure oil space, and has an intermediate space communicating with the bearing space, and an intermediate oil discharge passage communicating with the intermediate space.
  • an oil supply passage for supplying the lubricating oil to the bearing space is provided in a portion of the bearing space opposite to the rotor chamber, and the intermediate space is moved from the bearing space to the intermediate space. You may comprise so that lubricating oil can leak.
  • the intermediate oil discharge passage may communicate the intermediate space with a lower pressure space in order to discharge the lubricating oil from the intermediate space.
  • the intermediate space is provided between the bearing space and the pressure oil space such as the space where the hydraulic pressure is applied to the balance piston and the internal space of the shaft seal portion sealed with the lubricating oil, and the lubricating oil is supplied from the intermediate space Since it was made to discharge
  • the low-pressure space may be a confined space of the rotor chamber.
  • the pressure for discharging the lubricating oil from the intermediate space can be set appropriately.
  • the screw compressor according to the present invention may include a partition plate that divides the intermediate space and the bearing space.
  • the screw compressor according to the present invention may have a flow rate limiting means for limiting the flow rate of the lubricating oil in the oil supply passage.
  • the amount of lubricating oil supplied to the bearing can be kept to a minimum, and loss due to stirring of the lubricating oil can be prevented.
  • the compression apparatus includes any one of the screw compressors and an oil separator that separates the lubricating oil from a gas discharged from the screw compressor, and the lubricating oil separated by the oil separator. Is supplied to the pressure oil space as it is, and the lubricating oil separated by the oil separator is cooled and then supplied to the bearing space via the oil supply passage.
  • the screw compressor according to the present invention is provided with a bearing oil drain passage that opens into the bearing space, the lubricant oil is supplied from the intermediate space to the bearing space, and the bearing oil drain passage from the bearing space.
  • the lubricating oil may be discharged via the.
  • the intermediate oil drain passage may communicate the intermediate space with a low pressure space having a pressure lower than a supply pressure of the lubricating oil to the pressure oil space.
  • the low pressure space may be a confined space of the rotor chamber.
  • the screw compressor of the present invention may include a reduced diameter portion that limits the flow rate of the lubricating oil between the intermediate space and the low pressure space.
  • the screw compressor of the present invention may further include a flow rate limiting means for limiting the flow rate of the lubricating oil flowing from the intermediate space into the bearing space.
  • the amount of oil in the bearing space can be limited to an appropriate amount, so that power loss due to stirring of the lubricating oil can be minimized.
  • the flow rate restricting means may include a partition plate that partitions the bearing space and the intermediate space.
  • the bearing oil drain passage may communicate with a confined space of the rotor chamber.
  • a sufficient amount of lubricating oil is supplied for shaft sealing, and all or most of the oil amount is discharged from the intermediate space through the intermediate oil discharge passage. The amount of lubricating oil can be avoided.
  • an intermediate space is provided between the pressure oil space and the bearing space where the lubricating oil leaks from both spaces, and the lubricant oil is supplied to the pressure oil space and the bearing space, respectively.
  • the lubricating oil was discharged through For this reason, lubricating oil having different temperatures can be supplied to the pressure oil space and the bearing space, and the discharge temperature can be increased while keeping the bearing temperature low.
  • FIG. 1 shows a compression apparatus according to a first embodiment of the present invention.
  • the compression device of the present embodiment includes an oil lubricated screw compressor 1, an oil separator 2 that separates lubricating oil from the compressed gas discharged by the screw compressor 1, and a lubricant oil separated by the oil separator 2. And an oil cooler 3 for cooling the part.
  • the screw compressor 1 is a two-stage compressor having a low-stage compression section 4 that compresses gas sucked from the outside and a high-stage compression section 5 that further compresses gas compressed by the low-stage compression section 4.
  • a motor unit 6 that drives the stage compression unit 4 and the high stage compression unit 5 is integrated.
  • the low-stage compression unit 4, the high-stage compression unit 5, and the motor unit 6 have a common casing 7 that is integrally connected.
  • the low-stage compression unit 4 accommodates a pair of male and female screw rotors 9 and 10 in a rotor chamber 8 formed in the casing 7, and gas is supplied from the suction flow path 11 to the rotor chamber 8 by the rotation of the screw rotors 9 and 10. Is sucked in, compressed, and discharged to the connection flow path 12.
  • the high-stage compression unit 5 is configured such that a pair of male and female screw rotors 14 and 15 are accommodated in a rotor chamber 13 formed in the casing 7, and gas is transferred from the connection flow path 12 to the rotor chamber 13 by the rotation of the screw rotors 14 and 15. Is sucked in and compressed, and discharged into the discharge passage 16.
  • the rotor shafts 17 and 18 of the screw rotors 9 and 10 of the low-stage compression unit 4 are supported by bearings 19, 20 and 21, 22 respectively.
  • the rotor shafts 23 and 24 of the screw rotors 14 and 15 of the high-stage compression section 5 are supported by bearings 25, 26 and 27, 28, respectively.
  • the rotor shaft 17 of the screw rotor 9 is integral with the rotor shaft of the motor unit 6, and is integrally connected to the rotor shaft 23 of the screw rotor 14 by a coupling 29.
  • FIG. 2 shows in detail the structure related to holding and lubrication of the bearings 20 and 22 that support the rotor shafts 17 and 18 on the discharge side of the low-stage compression section 4.
  • the casing 7 has a cylindrical inner wall into which the outer rings of the bearings 20 and 22 are fitted, and defines bearing spaces 30 and 31 for housing the bearings 20 and 22.
  • end portions on the rotor chamber 8 side are defined by partition plates 32 and 33, and opposite end portions are defined by end caps 34 and 35.
  • the outer periphery of the partition plates 32 and 33 is in close contact with the casing 7, but a gap through which lubricating oil can pass is formed between the inner periphery and the rotor shaft 17.
  • the rotor shaft 17 of the low-stage compression unit 4 passes through the opening of the end cap 34 and is connected to the rotor shaft 23 of the high-stage compression unit 5 by a coupling 29.
  • the end of the coupling 29 on the low-stage compression portion 4 side is inserted into the opening of the end cap 34.
  • the casing 7 is formed with an oil supply channel 36 that opens to the connection channel 12 near the coupling 29 and an oil supply channel 37 that opens to the end cap 35 portion of the bearing space 31.
  • the oil supply passages 36 and 37 are respectively provided with orifices 38 and 39 that function as flow restricting means by reducing the diameter in the vicinity of the opening.
  • Lubricating oil is supplied to the oil supply passages 36 and 37 from the oil separator 2 through the oil cooler 3 by the discharge pressure of the screw compressor 1 (high-stage compression unit 5) via external piping. (See FIG. 1).
  • the casing 7 includes a wall 40 that defines an end surface on the discharge side of the rotor chamber 8.
  • the inner diameter of the wall portion 40 is sized so as to form a minimum gap between the rotor shafts 17 and 18 that allows the rotor shafts 17 and 18 to rotate.
  • the wall portion 40 is formed with an oil supply passage 41 that opens toward the rotor shaft 17. Lubricating oil is supplied to the oil supply passage 41 from the oil separator 2 through the external piping by the discharge pressure of the high-stage compression unit 5 without going through the oil cooler 3 (see FIG. 1).
  • the rotor shafts 17 and 18 are formed with grooves that form pressure oil spaces 42 and 43 that receive the lubricating oil supplied from the oil supply passage 41.
  • the pressure oil spaces 42 and 43 communicate with each other through a connection hole 44 provided in the wall portion 40.
  • the lubricating oil supplied to the pressure oil spaces 42 and 43 is formed between the wall 40 and the rotor shafts 17 and 18 so that the compressed gas does not leak from the rotor chamber 8 along the rotor shafts 17 and 18 due to the pressure and viscosity. It functions as a shaft seal oil that seals the gaps between them.
  • the casing 7 forms intermediate spaces 45 and 46 by providing a gap between the wall 40 and the partition plates 32 and 33 and the rotor shafts 17 and 18.
  • the intermediate spaces 45 and 46 communicate with each other through a connection hole 47 provided in the casing 7.
  • an intermediate oil drain passage 48 that opens into the intermediate space 46 is formed in the casing 7.
  • the intermediate oil drainage channel 48 is connected to a confined space in the middle of compression of the low-stage compression unit 4 isolated by the screw rotors 9 and 10 in the rotor chamber 8 via an external pipe (see FIG. 1). ).
  • the bearing space 30 has one end communicating with the connection flow path 12 and the other end communicating with the intermediate space 45.
  • the pressure of the connection channel 12 is the discharge pressure of the low-stage compression unit 4
  • the pressure of the intermediate space 45 is the pressure of the confined space that is lower than the discharge pressure of the low-stage compression unit 4. For this reason, the pressure in the bearing space 30 is lower than the pressure in the connection flow path 12 and higher than the pressure in the intermediate space 45.
  • the lubricating oil injected from the oil supply passage 36 onto the rotor shaft 23 in the connection flow passage 12 passes through the gap between the coupling 29 and the rotor shaft 23 and the rotor shaft 17. After flowing into the bearing 30 and lubricating the bearing 20, it flows out into the intermediate space 45 through the gap between the partition plate 32 and the rotor shaft 17. Further, the lubricating oil leaked from the pressure oil space 42 to the intermediate space 45 due to the pressure difference between the intermediate space 45 and the bearing space 30 cannot flow into the bearing space 30.
  • the lubricating oil that has flowed out of the pressure oil space 42 and the bearing space 30 into the intermediate space 45 is closed in the low-stage compression unit 4 via the connection port 47, the intermediate space 46, and the intermediate oil drainage channel 48. Sucked into space.
  • the lubricating oil supplied to the pressure oil space 42 via the oil supply passage 41 does not flow into the bearing space 30 even if it leaks into the intermediate space 45. Therefore, as in this embodiment, in order to prevent the compressed gas in the rotor chamber 8 from being cooled by the lubricating oil, lubricating oil having a temperature substantially equal to the discharge gas is passed through the oil cooler 3 without passing through the oil cooler 3. Even if it supplies to 41, the temperature rise of the bearing 20 is not caused.
  • the partition plate 32 serves to block the flow of the lubricating oil so that the high-temperature lubricating oil does not flow into the bearing space 30.
  • the diameter of the orifice portion 38 of the oil supply passage 36 is adjusted, the flow rate of the lubricating oil supplied to the bearing space 30 through the gap of the coupling 29 is adjusted, and excessive lubricating oil to the bearing space 30 is adjusted. Can be prevented. As a result, it is possible to prevent loss caused by the stirring of the lubricating oil by the rotation of the rotor shaft 17, that is, unnecessary energy loss due to fluid resistance.
  • the bearing space 31 is supplied with lubricating oil having a pressure equal to the discharge pressure of the high-stage compression unit 5 through the oil supply passage 37, and the lubricating oil that lubricated the bearing 22 is separated from the partition plate 33 and the rotor shaft 18.
  • the intermediate space 45 having a pressure equal to the confined space of the low-stage compression section 4 whose pressure is lower than the discharge pressure of the high-stage compression section 5.
  • the lubricating oil leaked from the pressure oil space 43 to the intermediate space 46 and the lubricating oil that flowed from the pressure oil space 45 to the intermediate space 46 do not flow into the bearing space 31 due to the pressure difference, and the intermediate drain oil.
  • the air is sucked into the confined space of the low-stage compression unit 4 through the flow path 48.
  • the partition plate 33 prevents the lubricating oil in the intermediate space 46 from flowing into the bearing space 31. Therefore, even if high temperature lubricating oil is supplied to the oil supply passage 41, the temperature of the bearing 21 is not increased.
  • the orifice portion 39 restricts the flow rate of the lubricating oil flowing into the bearing space 31 by restricting the flow passage area, so that the loss caused by the bearing 22 agitating the lubricating oil as the rotor shaft 18 rotates is reduced. Generation, that is, generation of useless energy loss due to fluid resistance is prevented.
  • the lubricating oil supplied to the pressure oil spaces 42 and 43 via the oil supply passage 41 does not flow into the bearing spaces 30 and 31. Therefore, as in this embodiment, lubricating oil having a temperature substantially equal to the discharge gas is not supplied to the oil cooler 3 without passing through the oil cooler 3, and the compressed gas in the rotor chamber 8 is not cooled. The temperature of the bearings 20 and 22 is not increased. Therefore, the discharge temperature of the low-stage compression unit 4 can be set high without causing damage due to the temperature rise of the bearings 20 and 22.
  • the lubricating oil supplied to the bearing spaces 30 and 31 via the oil supply passages 36 and 37 is sucked into the low-pressure oil discharge passage 48, it flows into the high pressure oil spaces 42 and 43. do not do.
  • the lubricating oil cooled by the oil cooler 3 is supplied to the oil supply passages 36 and 37, and the lubricating oil introduced into the bearing spaces 30 and 31 is at an optimum temperature for the bearings 20 and 22. Even so, the lubricating oil in the pressure oil spaces 42 and 43 and consequently the compressed gas in the rotor chamber 8 is not cooled.
  • FIG. 3 shows in detail the structure related to holding and lubrication of the bearings 26 and 28 that support the rotor shafts 23 and 24 on the discharge side of the high-stage compression section 5.
  • the casing 7 has a cylindrical inner wall into which the outer rings of the bearings 26 and 28 are fitted, and defines bearing spaces 49 and 50 for housing the bearings 26 and 28.
  • end portions on the rotor chamber 13 side are defined by partition plates 51 and 52, and opposite end portions are sealed by end caps 53 and 54.
  • the outer periphery of the partition plates 51 and 52 is in close contact with the casing 7, but a gap through which lubricating oil can pass is formed between the inner periphery and the rotor shafts 23 and 24.
  • the end caps 53 and 54 are formed with oil supply passages 55 and 56 that open to the bearing spaces 49 and 50.
  • the oil supply passages 55 and 56 are respectively provided with orifices 57 and 58 that function as a flow restriction means by reducing the diameter in the vicinity of the opening.
  • Lubricating oil is supplied to the oil supply passages 55 and 56 from the oil separator 2 through the oil cooler 3 by the discharge pressure of the high-stage compression unit 5 through external piping (see FIG. 1).
  • the casing 7 includes a wall portion 59 that defines an end surface on the discharge side of the rotor chamber 8.
  • the inner diameter of the wall portion 59 is sized so as to form a minimum clearance between the rotor shafts 23 and 24.
  • the wall portion 59 is formed with an oil supply passage 60 that opens toward the rotor shaft 24. Lubricating oil is supplied from the oil separator 2 to the oil supply passage 60 via the external piping by the discharge pressure of the high-stage compression unit 5 without going through the oil cooler 3 (see FIG. 1).
  • the rotor shaft 24 is formed with a groove that forms a pressure oil space 61 that receives the lubricating oil supplied from the oil supply passage 60.
  • the casing 7 defines an intermediate space 62 around the rotor shaft 24 between the wall portion 59 and the partition plate 52.
  • a balance piston 63 that is slidably fitted to the cylindrical inner wall of the casing 7 is fixed to the rotor shaft 23.
  • the balance piston 63 divides the space between the casing 7 and the rotor shaft 23 into a pressure oil space 64 on the rotor chamber 13 side and an intermediate space 65 on the bearing 26 side.
  • the casing 7 includes a connecting flow channel 66 that connects the pressure oil space 61 around the rotor shaft 24 and the pressure oil space 64 around the rotor shaft 23, and an intermediate space 62 around the rotor shaft 24.
  • a connection hole 67 that connects to the intermediate space 65 around 23 is formed.
  • an intermediate oil drain passage 68 that opens into the intermediate space 62 is formed in the casing 7.
  • the intermediate oil drainage channel 68 is connected to a confined space in the middle of compression of the low-stage compression unit 4 isolated by the screw rotors 14 and 15 in the rotor chamber 13 via an external pipe (see FIG. 1). ).
  • the lubricating oil supplied to the pressure oil spaces 61 and 64 is formed between the wall 59 and the rotor shafts 24 and 23 so that the compressed gas does not leak from the rotor chamber 13 along the rotor shafts 24 and 23 due to the pressure and viscosity. It functions as a shaft seal oil that seals the gaps between them. Further, the lubricating oil supplied to the pressure oil space 64 presses the balance piston 63 toward the bearing 26 (to the discharge side) by the pressure. As a result, the gas compressed in the rotor chamber 13 cancels the force that presses the rotor shaft 23 toward the suction side.
  • Lubricating oil having a pressure equal to the discharge pressure of the high-stage compression unit 5 is supplied to the bearing spaces 49 and 50 through the oil supply passages 55 and 56, and the lubricating oil that has lubricated the bearings 26 and 28 is separated from the partition plate 51. , 52 and the rotor shafts 23, 24 flow into the intermediate space 45 having a pressure equal to the confined space of the low-stage compression unit 4. Further, the lubricating oil leaked from the pressure oil spaces 61 and 64 to the intermediate spaces 62 and 65 does not flow into the bearing spaces 49 and 50 due to the pressure difference.
  • the temperature of the lubricating oil for sealing the rotor chamber 13 can be increased, the discharge temperature of the high-stage compression section 5 can be set high, and the lubrication of the bearings 26 and 28 can be performed. Therefore, the temperature of the lubricating oil can be set to an appropriate temperature lower than the discharge temperature.
  • the intermediate oil discharge channels 48 and 68 are connected to the confined space of the low-stage compression unit 4, but the intermediate oil discharge channels 48 and 68 are the intermediate spaces 45, 46 and 65. , 62 may be connected to another space having such a low pressure that the lubricating oil can be discharged. Further, the intermediate oil discharge passage 48 of the low stage compression unit 4 and the intermediate oil discharge passage 68 of the high stage compression unit 5 may be communicated with different low pressure spaces.
  • FIG. 4 shows a compression apparatus according to the second embodiment of the present invention.
  • the compression device of the second embodiment includes an oil-cooled screw compressor 1, an oil separator 2 that separates lubricating oil from the compressed gas discharged by the screw compressor 1, and an oil separation.
  • the container 2 has an oil cooler 3 that cools a part of the separated lubricating oil.
  • FIG. 5 shows in detail the structure related to holding and lubrication of the bearings 20 and 22 that support the rotor shafts 17 and 18 on the discharge side of the low-stage compression section 4.
  • the casing 7 of the second embodiment is provided with an oil supply passage 36 for supplying lubricating oil to the bearing space 30 via the coupling 29, but the lubricating oil is supplied to the bearing space 31.
  • An oil supply passage for supplying is not provided.
  • Bearing oil drain passages 70 and 71 for communicating the bearing spaces 30 and 31 with the connection passage 12 are formed in the end caps 34 and 35 defining the ends of the bearing spaces 30 and 31.
  • the lubricating oil separated by the oil separator 2 is passed through the oil cooler 3 by the discharge pressure of the high-stage compression unit 5 through the external piping into the oil supply passage 41 formed in the wall 40. (See FIG. 4).
  • the intermediate oil drain passage 48 communicates with a closed space (low pressure space) in the middle of compression of the low-stage compression portion 4 isolated by the screw rotors 9 and 10 in the rotor chamber 8 through an external pipe. It is connected to the return channel 72.
  • the return flow path 72 is provided with a reduced diameter portion 73 having a reduced diameter.
  • the lubricating oil supplied to the pressure oil spaces 42 and 43 leaks into the intermediate spaces 45 and 46 through the gap between the rotor shafts 17 and 18 and the casing 7. Can do.
  • the intermediate spaces 45 and 46 communicate with the confined space of the low-stage compression unit 4 having a pressure lower than the supply pressure of the lubricating oil to the oil supply passage 41 via the intermediate oil discharge passage 48 and the return passage 72. Therefore, most of the lubricating oil leaked into the intermediate spaces 45 and 46 is discharged from the intermediate oil discharge passage 48.
  • the reduced diameter portion 73 is provided in the return flow path 72 to which the intermediate oil discharge flow path 48 is connected, the internal pressure of the intermediate spaces 45 and 46 is the internal pressure of the connection flow path 12 (low-stage compression section). 4), the pressure is only reduced to about the same level. Specifically, since the reduced diameter portion 73 can restrict the flow rate of the lubricating oil flowing into the intermediate spaces 45 and 46, the flow rate flowing through the flow path between the intermediate space 46 and the low pressure space can be limited to a small amount.
  • the intermediate space 45 is filled with lubricating oil in the flow path between the space 46 and the reduced diameter portion 73 (in this embodiment, the flow path including the intermediate oil discharge flow path 48, the external pipe, and the return flow path 72).
  • the partition plates 32 and 33 adjust the sizes of the gaps between the rotor shafts 17 and 18 and the partition plates 32 and 33 by adjusting the inner diameters of the partition plates 32 and 33, and the bearing spaces 30 from the intermediate spaces 45 and 46.
  • 31 functions as a flow rate restricting means for restricting the flow rate of the lubricating oil.
  • FIG. 6 shows in detail the structure related to holding and lubrication of the bearings 26 and 28 that support the rotor shafts 23 and 24 on the discharge side of the high-stage compression section 5.
  • the end caps 53 and 54 of the second embodiment are not provided with oil supply passages 55 and 56 for supplying lubricating oil to the bearing spaces 49 and 50.
  • the casing 7 is formed with a bearing oil drain passage 74 that opens from the side to the bottom of the bearing spaces 49 and 50 through openings provided in the end caps 53 and 54.
  • the bearing oil drain passage 74 is compressed by the high-stage compression section 5 isolated by the screw rotors 14 and 15 in the rotor chamber 13 through a communication passage 75 formed in the casing 7 so as to extend in the axial direction. It is connected to a return channel 76 that communicates with a confined space in the middle.
  • Lubricating oil is supplied from the oil separator 2 through the oil cooler 3 to the oil supply passage 60 formed in the wall 59 by the discharge pressure of the high-stage compression unit 5 through an external pipe (FIG. 4). reference).
  • the intermediate oil drainage channel 68 is connected to the return channel 76 via an external pipe. That is, the intermediate spaces 62 and 65 communicate with the closed space (low pressure space) in the middle of the compression of the high-stage compression unit 5 via the intermediate oil discharge flow path 68 and the return flow path 76.
  • the lubricating oil supplied to the pressure oil spaces 61 and 64 has a pressure between the wall 59 and the rotor shafts 24 and 23 so that compressed gas does not leak from the rotor chamber 13 along the rotor shafts 24 and 23. It functions as a shaft seal oil that seals the gaps between them. Also, the lubricating oil supplied to the pressure oil space 64 presses the balance piston 63 toward the bearing 23 (to the discharge side) by the pressure, and the gas compressed in the rotor chamber 13 causes the rotor shaft 23 to move. The force that pushes toward the suction side is offset.
  • Lubricating oil supplied to the pressure oil space 61 leaks into the intermediate space 63 through a gap between the rotor shaft 24 and the casing 7.
  • the lubricating oil supplied to the pressure oil space 64 leaks into the intermediate space 65 through the gap between the balance piston 63 and the casing 7.
  • Most of the lubricating oil leaked into the intermediate spaces 62 and 65 passes through the intermediate drainage flow path 68 and the return flow path 76, and the high-stage compression is lower than the lubricating oil supply pressure to the pressure oil spaces 61 and 64.
  • the portion 5 is discharged into the confined space of the portion 5, but a part thereof flows into the bearing spaces 49 and 50 through the gap between the rotor shafts 23 and 24 and the partition plates 51 and 52.
  • the partition plates 51 and 52 function as flow restriction means for restricting the flow rate of the lubricating oil flowing from the intermediate spaces 62 and 65 into the bearing spaces 49 and 50.
  • the amount of lubricating oil staying in the bearing spaces 49 and 50 is adjusted to the minimum necessary for the bearings 26 and 28, and the bearings 26 and 28 agitate the lubricating oil as the rotor shafts 23 and 24 rotate. It is possible to prevent power loss from occurring.
  • FIG. 7 shows a modification of FIG.
  • an orifice 77 is disposed in the communication channel 75.
  • the orifice 77 restricts the flow rate of the lubricating oil discharged from the bearing spaces 49 and 50 through the communication flow path 75 and applies a back pressure to the bearing spaces 49 and 50, thereby causing the bearing spaces 49 and 50 to move from the intermediate spaces 62 and 65 to the bearing space. It functions as a second flow rate restricting means for further restricting the flow rate of the lubricating oil flowing into the 49, 50.
  • the orifice 77 disposed in the communication flow path 75 can be designed so that it can be replaced relatively easily as compared with the partition plates 51 and 52 fitted to the rotor shafts 23 and 24. Therefore, the flow rate of the lubricating oil flowing into the bearing spaces 49 and 50 can be easily adjusted by the orifice 77.
  • the low pressure space in which the intermediate spaces 45, 46 and 62, 65 communicate with each other via the intermediate oil discharge passages 48 and 68 is a confined space for the rotor chambers 8 and 13. However, it may communicate with another space having a pressure lower than the supply pressure of the lubricating oil. Similarly, the bearing oil drain passages 70, 71 and 74 may communicate with other spaces having a pressure lower than the supply pressure of the lubricating oil.
  • a reduced diameter portion 73 is provided in the return flow path 72 to appropriately retain the lubricating oil in the intermediate spaces 45 and 46, but the flow path between the intermediate space 46 and the reduced diameter portion 73 (this embodiment)
  • the lubricating oil may be retained in the intermediate spaces 45 and 46 by adjusting the flow passage area of the intermediate oil discharge flow passage 48, the external pipe and the return flow passage 72) itself.
  • the bearing oil drain passage 74 is formed so as to open to the end caps 53 and 54, respectively, but the side surfaces of the end caps 53 and 54 and between the end caps so as to allow the bearing spaces 49 and 50 to communicate with each other.
  • a continuous flow passage may be formed in the casing 7 so as to open only to the lower end cap 54.
  • the orifice 77 may be disposed in the bearing oil drain passage 74 as long as a predetermined back pressure can be applied to the bearing spaces 49 and 50.
  • the present invention is not limited to the two-stage screw compressor as in the above-described embodiment, but can be widely applied to general single-stage or multi-stage screw compressors that are oil-lubricated, and compression apparatuses that use them. Moreover, the screw compressor and compression apparatus of this invention can be utilized as a component of a refrigerator or a heat pump.

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Abstract

　潤滑油が用いられるスクリュ圧縮機１は、気体を圧縮するスクリュロータ９，１０と、スクリュロータ９，１０を収容するロータ室８と、スクリュロータ８，９のロータ軸１７，１８を支持する軸受２０，２２を収容する軸受空間３０，３１と、ロータ室８と軸受空間３０，３１の間に設けられ、注油流路４１を介して潤滑油が供給される圧油空間４２，４３と、圧油空間４２，４３と軸受空間３０，３１の間に設けられ、圧油空間４２，４３から潤滑油が漏出可能であり、軸受空間３０，３１に連通する中間空間４５，４６と、中間空間４５，４６に連通させる中間排油流路４８と、を有する。

Description

スクリュ圧縮機および圧縮装置
　本発明は、スクリュ圧縮装機および圧縮装置に関する。
　例えば、特許文献１～４に記載されているように、スクリュ圧縮機装置において、スクリュ圧縮機が吐出したガスから油分離器で潤滑油を分離し、分離した潤滑油を、スクリュ圧縮機に再供給する技術がよく知られている。
　特に、特許文献１に記載されているように、ロータ室からロータ軸に沿ってガスを漏出させないために、ロータ室と軸受空間との間の軸封部にシールを補助する潤滑油を供給することが多い。この場合、軸封のために供給された潤滑油が軸封部から軸受側に漏出するため、この潤滑油によって軸受を潤滑し、軸受を潤滑した潤滑油を外部に排出するように構成される。
　一般に、軸封部に必要な油量は、軸受を潤滑するために必要な油量よりもかなり多いので、軸受には必要以上に潤滑油が供給される。このため、軸受は、ロータ軸の回転にともなって、過剰に供給された潤滑油を撹拌し、流体抵抗によるエネルギー損失を生じる。
　また、軸受と軸封部との間に、バランスピストンを設けて、潤滑油の圧力により圧縮ガスがロータ軸を吸込側に押圧する力を相殺する場合もある。この場合にも、バランスピストンとケーシングとの間の隙間から軸受側に漏出した潤滑油により、軸受の潤滑が行われるが、やはり、バランスピストンから軸受側に漏出する潤滑油の油量が軸受を潤滑するために必要な油量よりも多いため、潤滑油を撹拌して、エネルギー損失を生じさせる。
　このように、スクリュ圧縮機のロータ軸に、特に、圧力が高い吐出側に、軸封部やバランスピストンのような潤滑油の圧力を作用させる機構を設けると、軸受に過剰な潤滑油が供給されて、軸受における撹拌ロスを生じるという問題があった。
特開平１０－９１７９号公報 特開平１０－１５９７６４号公報 特開２０００－３３７２８２号公報 特開２００５－３３７２４２号公報
　前記問題点に鑑みて、本発明は、軸受に過剰な潤滑油が供給されないスクリュ圧縮機を提供することを課題とする。
　前記課題を解決するために、本発明によるスクリュ圧縮機は、潤滑油が用いられるスクリュ圧縮機であって、気体を圧縮するスクリュロータと、前記スクリュロータを収容するロータ室と、前記スクリュロータのロータ軸を支持する軸受を収容する軸受空間と、前記ロータ室と前記軸受空間の間に設けられ、注油流路を介して前記潤滑油が供給される圧油空間と、前記圧油空間と前記軸受空間の間に設けられ、前記圧油空間から前記潤滑油が漏出可能であり、前記軸受空間に連通する中間空間と、前記中間空間に連通させる中間排油流路と、を有するものとする。
　この構成によれば、軸封のために十分な油量の潤滑油が供給され、その油量の全部あるいは大部分が中間空間から中間排油流路を通って排出される。したがって、軸受に過大な油量の潤滑油が流入することを避けられる。
　また、本発明によるスクリュ圧縮機は、前記軸受空間の前記ロータ室と反対側の部分に、前記軸受空間に前記潤滑油を供給する給油流路が設けられ、前記軸受空間から前記中間空間に前記潤滑油が漏出可能に構成してもよい。この場合、前記中間排油流路は、前記中間空間から前記潤滑油を排出するために、前記中間空間をより低圧の空間に連通させてもよい。
　この構成によれば、潤滑油によってシールする軸封部の内部空間およびバランスピストンに油圧を作用させる空間のような圧油空間と軸受空間との間に中間空間を設け、中間空間から潤滑油を排出するようにしたので、圧油空間および軸受空間に、それぞれ適切な温度の潤滑油を個別に供給できる。これにより、軸受の破損や寿命短縮を招くことなく、吐出温度を高く設定できる。
　また、本発明によるスクリュ圧縮機において、前記低圧の空間は、前記ロータ室の閉じ込み空間であってもよい。
　この構成によれば、中間空間から潤滑油を排出する圧力を適当に設定できる。
　また、本発明によるスクリュ圧縮機は、前記中間空間と前記軸受空間とを区分する仕切板を備えてもよい。
　この構成によれば、圧油空間から中間空間に多量の潤滑油が勢いよく流出する場合にも、中間空間の潤滑油が軸受空間に流入しないように、潤滑油の流れを遮断できる。
　また、本発明によるスクリュ圧縮機は、前記給油流路における前記潤滑油の流量を制限する流量制限手段を有してもよい。
　この構成によれば、軸受に供給される潤滑油の量を最小限に留めて、潤滑油の撹拌による損失を防止することができる。
　また、本発明による圧縮装置は、前記スクリュ圧縮機のいずれかと、前記スクリュ圧縮機が吐出した気体から前記潤滑油を分離する油分離器とを有し、前記油分離器で分離した前記潤滑油をそのまま前記圧油空間に供給し、前記油分離器で分離した前記潤滑油を冷却してから前記給油流路を介して前記軸受空間に供給するものとする。
　この構成によれば、圧油空間の潤滑油が吐出温度であるため、ロータ室内の圧縮ガスを冷却することがない。
　または、本発明によるスクリュ圧縮機は、前記軸受空間に開口する軸受排油流路が設けられ、前記中間空間から前記軸受空間に前記潤滑油が供給され、前記軸受空間から前記軸受排油流路を介して前記潤滑油が排出されるように構成してもよい。この場合、前記中間排油流路は、前記圧油空間に対する前記潤滑油の供給圧力よりも低い圧力を有する低圧空間に前記中間空間を連通させてもよい。
　この構成によれば、圧油空間から中間空間に漏出した潤滑油の一部を中間排油流路を介して低圧空間に排出するので、中間空間から軸受空間に流入する潤滑油の量を少なくすることができる。このため、軸受が過剰な潤滑油を撹拌することによる動力損失の発生を抑制できる。
　また、本発明のスクリュ圧縮機において、前記低圧空間は、前記ロータ室の閉じ込み空間であってもよい。
　この構成によれば、中間空間の潤滑油を圧縮過程の閉じ込み空間に排出するので、圧縮機の容積効率の低下を防ぐことができる。
　また、本発明のスクリュ圧縮機は、前記中間空間と前記低圧空間との間に、前記潤滑油の流量を制限する縮径部を備えてもよい。
　この構成によれば、中間空間の圧力が下がり過ぎず、軸受空間への給油が確保できる。
　また、本発明のスクリュ圧縮機は、前記中間空間から前記軸受空間に流入する前記潤滑油の流量を制限する流量制限手段を備えてもよい。
　この構成によれば、軸受空間の油量を適切な量に制限できるので、潤滑油の撹拌による動力損失を極小化できる。
　また、本発明のスクリュ圧縮機において、前記流量制限手段は、前記軸受空間と前記中間空間との間を区分する仕切板を含んでもよい。
　この構成によれば、中間空間から軸受空間への潤滑油の流入を制限できるので、中間空間からの中間排油流路を介した排油を効果的に促進して、軸受における撹拌ロスを低減できる。
　また、本発明のスクリュ圧縮機において、前記軸受排油流路は、前記ロータ室の閉じ込み空間に連通してもよい。
　この構成によれば、軸受空間の潤滑油を圧縮過程の閉じ込み空間に排出するので、圧縮機の容積効率の低下を防ぐことができる。
　本願発明では、軸封のために十分な油量の潤滑油が供給され、その油量の全部あるいは大部分が中間空間から中間排油流路を通って排出されるため、軸受に過大な油量の潤滑油が流入することを避けられる。
　また、圧油空間と軸受空間との間に両空間から潤滑油が漏出する中間空間を設けて、圧油空間および軸受空間にそれぞれ潤滑油を供給し、圧油空間および軸受空間から中間空間を介して潤滑油を排出するようにした。このため、圧油空間および軸受空間にそれぞれ異なる温度の潤滑油を供給でき、軸受温度を低く抑えながら吐出温度を高くできる。
　また、軸受空間と圧油空間との間に潤滑油を排出するための中間空間を設けたので、軸受空間に流入する潤滑油の油量を少なくして、撹拌ロスを防止することが可能である。
本発明の第１実施形態の圧縮装置の構成図である。 図１のスクリュ圧縮機の高段吐出側の断面図である。 図１のスクリュ圧縮機の低段吐出側の断面図である。 本発明の第２実施形態のスクリュ圧縮機の構成図である。 図４のスクリュ圧縮機の低段吐出側の断面図である。 図４のスクリュ圧縮機の高段吐出側の断面図である。 図４のスクリュ圧縮機の高段吐出側の変形例の断面図である。
　これより、本発明の実施形態について、図面を参照しながら説明する。
（第１実施形態）
　図１は、本発明の第１実施形態の圧縮装置を示す。本実施形態の圧縮装置は、油潤滑式のスクリュ圧縮機１と、スクリュ圧縮機１が吐出した圧縮ガスから潤滑油を分離する油分離器２と、油分離器２が分離した潤滑油の一部を冷却するオイルクーラ３とを有する。
　スクリュ圧縮機１は、外部から吸い込んだガスを圧縮する低段圧縮部４と、低段圧縮部４が圧縮したガスをさらに圧縮する高段圧縮部５とを有する２段圧縮機であり、低段圧縮部４および高段圧縮部５を駆動するモータ部６が一体となっている。低段圧縮部４、高段圧縮部５およびモータ部６は、一体に接続して形成された共通のケーシング７を有する。
　低段圧縮部４は、ケーシング７に形成されたロータ室８に雌雄一対のスクリュロータ９，１０を収容してなり、スクリュロータ９，１０の回転によって、吸込流路１１からロータ室８にガスを吸い込んで圧縮し、接続流路１２に吐出する。高段圧縮部５は、ケーシング７に形成されたロータ室１３に雌雄一対のスクリュロータ１４，１５を収容してなり、スクリュロータ１４，１５の回転よって、接続流路１２からロータ室１３にガスを吸い込んで圧縮し、吐出流路１６に吐出する。
　低段圧縮部４のスクリュロータ９および１０のロータ軸１７，１８は、それぞれ軸受１９，２０および２１，２２によって支持されている。同様に、高段圧縮部５のスクリュロータ１４および１５のロータ軸２３，２４は、それぞれ軸受２５，２６および２７，２８によって支持されている。
　スクリュロータ９のロータ軸１７は、モータ部６の回転子の軸と一体であり、スクリュロータ１４のロータ軸２３とカップリング２９によって一体に接続されている。
　図２に、低段圧縮部４の吐出側においてロータ軸１７，１８を支持する軸受２０，２２の保持および潤滑に係る構造を詳しく示す。ケーシング７は、軸受２０，２２の外輪が嵌合する円筒形の内壁を有し、軸受２０，２２を収容する軸受空間３０，３１を画定する。軸受空間３０，３１は、ロータ室８側の端部が仕切板３２，３３によって画定され、反対側の端部がエンドキャップ３４，３５によって画定されている。
　仕切板３２，３３は、外周がケーシング７に密接しているが、その内周とロータ軸１７との間には、潤滑油が通過できる隙間を形成している。低段圧縮部４のロータ軸１７は、エンドキャップ３４の開口を貫通して、高段圧縮部５のロータ軸２３とカップリング２９により接続されている。カップリング２９の低段圧縮部４側の端部は、エンドキャップ３４の開口の中に挿入されている。
　ケーシング７には、カップリング２９の近傍の接続流路１２に開口する給油流路３６と、軸受空間３１のエンドキャップ３５の部分に開口する給油流路３７とが形成されている。給油流路３６および３７は、それぞれ、開口部近傍を縮径することにより流量制限手段として機能するオリフィス部３８，３９が設けられている。これらの給油流路３６，３７には、外部の配管を介して、スクリュ圧縮機１（高段圧縮部５）の吐出圧力によって油分離器２からオイルクーラ３を介して潤滑油が供給される（図１参照）。
　ケーシング７は、ロータ室８の吐出側の端面を画定する壁部４０を備える。壁部４０の内径は、ロータ軸１７，１８との間にロータ軸１７，１８の回転を許容する最低限度の隙間を形成するような大きさである。この壁部４０には、ロータ軸１７に向かって開口する注油流路４１が形成されている。注油流路４１には、外部の配管を介して、高段圧縮部５の吐出圧力によって油分離器２から潤滑油が、オイルクーラ３を介さずに供給される（図１参照）。
　ロータ軸１７，１８には、注油流路４１から供給される潤滑油を受け入れる圧油空間４２，４３を形成する溝が形成されている。圧油空間４２，４３は、壁部４０に設けた接続孔４４を介して互いに連通している。圧油空間４２，４３に供給された潤滑油は、その圧力および粘性によってロータ室８からロータ軸１７，１８に沿って圧縮ガスが漏出しないように、壁部４０とロータ軸１７，１８との間の隙間を封止する軸封油として機能する。
　また、ケーシング７は、壁部４０と仕切板３２，３３との間において、ロータ軸１７，１８との間に隙間を設けることによって、中間空間４５，４６を形成している。中間空間４５，４６は、ケーシング７に設けた接続孔４７を介して互いに連通している。さらに、ケーシング７には、中間空間４６に開口する中間排油流路４８が形成されている。中間排油流路４８は、外部の配管を介して、ロータ室８内のスクリュロータ９，１０によって隔離された低段圧縮部４の圧縮途中の閉じ込み空間に接続されている（図１参照）。
　以上の低段圧縮部４の吐出側の構成において、軸受空間３０は、一端が接続流路１２に連通し、他端が中間空間４５に連通している。接続流路１２の圧力は、低段圧縮部４の吐出圧力であり、中間空間４５の圧力は、低段圧縮部４の吐出圧力よりも低い閉じ込み空間の圧力である。このため、軸受空間３０の圧力は、接続流路１２の圧力よりも低く、中間空間４５の圧力よりも高くなる。
　このような圧力差により、給油流路３６から接続流路１２内のロータ軸２３上に噴射された潤滑油は、カップリング２９とロータ軸２３およびロータ軸１７との隙間を介して、軸受空間３０に流入し、軸受２０を潤滑した後、仕切板３２とロータ軸１７との隙間を介して中間空間４５に流出する。また、中間空間４５と軸受空間３０との圧力差により、圧油空間４２から中間空間４５に漏出した潤滑油は、軸受空間３０に流入できない。そして、圧油空間４２および軸受空間３０から中間空間４５に流出した潤滑油は、いずれも、接続口４７、中間空間４６および中間排油流路４８を介して、低段圧縮部４の閉じ込み空間に吸引される。
　このため、注油流路４１を介して圧油空間４２に供給された潤滑油は、中間空間４５に漏出しても軸受空間３０には流入しない。したがって、本実施形態のように、潤滑油によってロータ室８内の圧縮ガスが冷却されることを防止するために、オイルクーラ３を介さずに吐出ガスと略等しい温度の潤滑油を注油流路４１に供給しても、軸受２０の温度上昇を招くことがない。
　また、スクリュロータ１７と壁部４０との隙間の大きさ、および、圧油空間４２と中間空間４５との圧力差によっては、圧油空間４２から潤滑油が中間空間４５の内部に勢いよく噴出する可能性がある。しかしながら、仕切板３２は、そのような潤滑油の流れを遮断して、高温の潤滑油が軸受空間３０に流入しないようにする役目を果たす。
　また、給油流路３６のオリフィス部３８の径を調節すれば、カップリング２９の隙間を介して軸受空間３０に供給される潤滑油の流量を調節して、軸受空間３０への過剰な潤滑油の供給を防止できる。これにより、ロータ軸１７の回転によって潤滑油が撹拌されることにより損失を生じること、つまり流体抵抗により無用にエネルギー損失を生じることが防止される。
　また、軸受空間３１には、給油流路３７を介して高段圧縮部５の吐出圧と等しい圧力を有する潤滑油が供給され、軸受２２を潤滑した潤滑油は、仕切板３３とロータ軸１８との隙間を介して、高段圧縮部５の吐出圧よりも圧力が低い低段圧縮部４の閉じ込み空間と等しい圧力を有する中間空間４５に流出する。また、圧油空間４３から中間空間４６に漏出した潤滑油、および、圧油空間４５から中間空間４６に流入した潤滑油は、圧力差のために軸受空間３１には流入せず、中間排油流路４８を介して、低段圧縮部４の閉じ込み空間に吸引される。
　また、仕切板３３は、仕切板３２と同様に、中間空間４６内の潤滑油が軸受空間３１に流入することを防止する。したがって、注油流路４１に高温の潤滑油を供給しても、軸受２１の温度上昇を招くことがない。
　また、オリフィス部３９は、流路面積を制限することによって軸受空間３１に流入する潤滑油の流量を制限するので、ロータ軸１８の回転にともなって軸受２２が潤滑油を撹拌することによる損失の発生、つまり流体抵抗による無用なエネルギー損失の発生を防止する。
　このように、注油流路４１を介して圧油空間４２，４３に供給される潤滑油は、軸受空間３０，３１には流入しない。したがって、本実施形態のように、オイルクーラ３を介さずに吐出ガスと略等しい温度の潤滑油を注油流路４１に供給して、ロータ室８内の圧縮ガスを冷却しないようにしても、軸受２０，２２の温度上昇を招くことがない。よって、軸受２０，２２の温度上昇による破損を招くことなく、低段圧縮部４の吐出温度を高く設定できる。
　逆に、給油流路３６，３７を介して軸受空間３０，３１に供給される潤滑油は、低圧の排油流路４８に吸引されるので、圧力の高い圧油空間４２，４３には流入しない。このため、本実施形態のように、オイルクーラ３によって冷却した潤滑油を給油流路３６，３７に供給して、軸受空間３０，３１に導入される潤滑油を軸受２０，２２にとって最適な温度としても、圧油空間４２，４３の潤滑油、ひいては、ロータ室８内の圧縮ガスを冷却することがない。
　続いて、図３に、高段圧縮部５の吐出側においてロータ軸２３，２４を支持する軸受２６，２８の保持および潤滑に係る構造を詳しく示す。ケーシング７は、軸受２６，２８の外輪が嵌合する円筒形の内壁を有し、軸受２６，２８を収容する軸受空間４９，５０を画定する。軸受空間４９，５０は、ロータ室１３側の端部が仕切板５１，５２によって画定され、反対側の端部がエンドキャップ５３，５４によって封止されている。仕切板５１，５２は、外周がケーシング７に密接しているが、その内周とロータ軸２３，２４との間には、潤滑油が通過できる隙間を形成している。
　エンドキャップ５３，５４には、軸受空間４９，５０に開口する給油流路５５，５６が形成されている。給油流路５５，５６は、それぞれ、開口部近傍を縮径することにより流量制限手段として機能するオリフィス部５７，５８が設けられている。給油流路５５，５６には、外部の配管を介して、高段圧縮部５の吐出圧力によって油分離器２からオイルクーラ３介して潤滑油が供給される（図１参照）。
　ケーシング７は、ロータ室８の吐出側の端面を画定する壁部５９を備える。壁部５９の内径は、ロータ軸２３，２４との間に最低限度の隙間を形成するような大きさである。この壁部５９には、ロータ軸２４に向かって開口する注油流路６０が形成されている。注油流路６０には、外部の配管を介して、高段圧縮部５の吐出圧力によって油分離器２から潤滑油が、オイルクーラ３を介さずに供給される（図１参照）。
　ロータ軸２４には、注油流路６０から供給される潤滑油を受け入れる圧油空間６１を形成する溝が形成されている。ケーシング７は、壁部５９と仕切板５２との間のロータ軸２４の周囲に中間空間６２を画定している。一方、ロータ軸２３には、ケーシング７の円筒形の内壁に摺動可能に嵌合するバランスピストン６３が固定されている。バランスピストン６３は、ケーシング７とロータ軸２３との間の空間を、ロータ室１３側の圧油空間６４と、軸受２６側の中間空間６５とに区分する。また、ケーシング７には、ロータ軸２４の周囲の圧油空間６１とロータ軸２３周囲の圧油空間６４とを接続する接続流路６６、および、ロータ軸２４の周囲の中間空間６２をロータ軸２３の周囲の中間空間６５に接続する接続孔６７が形成されている。また、ケーシング７には、中間空間６２に開口する中間排油流路６８が形成されている。中間排油流路６８は、外部の配管を介して、ロータ室１３内のスクリュロータ１４，１５によって隔離された低段圧縮部４の圧縮途中の閉じ込み空間に接続されている（図１参照）。
　圧油空間６１，６４に供給された潤滑油は、その圧力および粘性によってロータ室１３からロータ軸２４，２３に沿って圧縮ガスが漏出しないように、壁部５９とロータ軸２４，２３との間の隙間を封止する軸封油として機能する。また、圧油空間６４に供給された潤滑油は、その圧力によって、バランスピストン６３を軸受２６に向かって（吐出側に）押圧する。これにより、ロータ室１３内で圧縮されたガスがロータ軸２３を吸込側に押圧する力を相殺する。
　軸受空間４９，５０には、給油流路５５，５６を介して高段圧縮部５の吐出圧と等しい圧力を有する潤滑油が供給され、軸受２６，２８を潤滑した潤滑油は、仕切板５１，５２とロータ軸２３，２４との隙間を介して、低段圧縮部４の閉じ込み空間と等しい圧力を有する中間空間４５に流出する。また、圧油空間６１，６４から中間空間６２，６５に漏出した潤滑油も、圧力差によって、軸受空間４９，５０には流入しない。このため、低段圧縮部４と同様に、ロータ室１３のシールのための潤滑油の温度を高くして、高段圧縮部５の吐出温度を高く設定できるとともに、軸受２６，２８の潤滑のための潤滑油の温度を吐出温度よりも低い適切な温度に設定できる。
　また、オリフィス部５７，５８は、軸受空間４９，５０に流入する潤滑油の流量を制限するので、ロータ軸２３，２４の回転にともなって軸受２６，２８が潤滑油を撹拌することによる損失の発生、つまり流体抵抗による無用なエネルギー損失の発生を防止する。
　また、仕切板５１，５２は、圧油空間６４，６１から中間空間６５，６２に勢いよく漏出する場合にも、中間空間６５，６２内の潤滑油が、軸受空間４９，５０に流入することを防止する。したがって、注油流路６０に高温の潤滑油を供給しても、軸受２６，２８の温度上昇を招くことがない。
　尚、第１実施形態では、中間排油流路４８および６８が低段圧縮部４の閉じ込み空間に接続されているが、中間排油流路４８および６８は、中間空間４５，４６および６５，６２から潤滑油を排出できるような低い圧力を有する他の空間に接続してもよい。また、低段圧縮部４の中間排油流路４８と、高段圧縮部５の中間排油流路６８とを異なる低圧空間に連通させてもよい。
（第２実施形態）
　図４は、本発明の第２実施形態の圧縮装置を示す。第２実施形態の圧縮装置は、第１実施形態と同様に、油冷式のスクリュ圧縮機１と、スクリュ圧縮機１が吐出した圧縮ガスから潤滑油を分離する油分離器２と、油分離器２が分離した潤滑油の一部を冷却するオイルクーラ３とを有する。なお、以下の説明では、第１実施形態と同一の構成は、同一符号を付して詳細な説明は省略する。
　図５に、低段圧縮部４の吐出側においてロータ軸１７，１８を支持する軸受２０，２２の保持および潤滑に係る構造を詳しく示す。なお、第２実施形態のケーシング７には、カップリング２９を介して軸受空間３０に補助的に潤滑油を供給するための給油流路３６は設けられているが、軸受空間３１に潤滑油を供給するための給油流路は設けていない。
　軸受空間３０，３１の端部を画定したエンドキャップ３４，３５には、軸受空間３０，３１を接続流路１２に連通させる軸受排油流路７０，７１が形成されている。
　また、壁部４０に形成された注油流路４１には、外部の配管を介して、油分離器２で分離された潤滑油が、高段圧縮部５の吐出圧力によって、オイルクーラ３を介して供給される（図４参照）。
　さらに、中間排油流路４８は、外部の配管を介して、ロータ室８内のスクリュロータ９，１０によって隔離された低段圧縮部４の圧縮途中の閉じ込み空間（低圧空間）に連通する戻し流路７２に接続されている。戻し流路７２には、縮径した縮径部７３が設けられている。
　以上の低段圧縮部４の吐出側の構成において、圧油空間４２，４３に供給された潤滑油は、ロータ軸１７，１８とケーシング７との隙間を介して、中間空間４５，４６に漏出し得る。中間空間４５，４６は、中間排油流路４８および戻し流路７２を介して、注油流路４１への潤滑油の供給圧力よりも低い圧力を有する低段圧縮部４の閉じ込み空間に連通しているため、中間空間４５，４６に漏出した潤滑油の多くは、中間排油流路４８から排出される。
　しかしながら、中間排油流路４８が接続された戻し流路７２には、縮径部７３が設けられているので、中間空間４５，４６の内圧は、接続流路１２の内圧（低段圧縮部４の吐出圧力）と略同程度までしか低下しない。詳しくは、縮径部７３により、中間空間４５，４６に流入する潤滑油の流量に対して、中間空間４６と低圧空間との間の流路を流れる流量を少なく制限することができるので、中間空間４６と縮径部７３との間の流路（本実施形態においては、中間排油流路４８と外部の配管と戻し流路７２からなる流路）に潤滑油を充満させて中間空間４５，４６に対して潤滑油を適度に滞留させることができる。このため、圧油空間４２，４３から中間空間４５，４６に漏出した一部の潤滑油は、ロータ軸１７，１８と仕切板３２，３３との間の隙間を通って、軸受空間３０，３１に流入する。
　ここで、仕切板３２，３３は、その内径を調節することによって、ロータ軸１７，１８と仕切板３２，３３との間の隙間の大きさを調整し、中間空間４５，４６から軸受空間３０，３１に流入する潤滑油の流量を制限する流量制限手段として機能する。これにより、軸受空間３０，３１の内部に滞留する潤滑油の量を、軸受２０，２２にとって必要最小限度に調節できる。この結果、ロータ軸１７，１８の回転にともなって、軸受２０，２２が潤滑油を撹拌することによる動力損失の発生を防止できる。
　図６に、高段圧縮部５の吐出側においてロータ軸２３，２４を支持する軸受２６，２８の保持および潤滑に係る構造を詳しく示す。なお、第２実施形態のエンドキャップ５３，５４には、軸受空間４９，５０に潤滑油を供給するための給油流路５５，５６は設けていない。
　ケーシング７には、エンドキャップ５３，５４に設けた開口を通して、軸受空間４９，５０の底部に側方から開口する軸受排油流路７４が形成されている。軸受排油流路７４は、ケーシング７に軸方向に延伸するように形成された連通流路７５を介して、ロータ室１３内のスクリュロータ１４，１５によって隔離された高段圧縮部５の圧縮途中の閉じ込み空間に連通する戻し流路７６に接続されている。
　壁部５９に形成した注油流路６０には、外部の配管を介して、高段圧縮部５の吐出圧力によって、油分離器２からオイルクーラ３を介して潤滑油が供給される（図４参照）。
　中間排油流路６８は、外部の配管を介して戻し流路７６に接続されている。つまり、中間空間６２，６５は、中間排油流路６８および戻し流路７６を介して、高段圧縮部５の圧縮途中の閉じ込み空間（低圧空間）に連通している。
　圧油空間６１，６４に供給された潤滑油は、ロータ室１３からロータ軸２４，２３に沿って圧縮ガスが漏出しないように、その圧力および粘性によって壁部５９とロータ軸２４，２３との間の隙間を封止する軸封油として機能する。また、圧油空間６４に供給された潤滑油は、その圧力によって、バランスピストン６３を軸受２３に向かって（吐出側に）押圧して、ロータ室１３内で圧縮されたガスがロータ軸２３を吸込側に押圧する力を相殺する。
　圧油空間６１に供給された潤滑油は、ロータ軸２４とケーシング７との隙間を通って中間空間６３に漏出する。また、圧油空間６４に供給された潤滑油は、バランスピストン６３とケーシング７との隙間を通って中間空間６５に漏出する。中間空間６２，６５に漏出した潤滑油は、その多くが、中間排油流路６８および戻し流路７６を通って、圧油空間６１，６４に対する潤滑油の給油圧力よりも低圧の高段圧縮部５の閉じ込み空間に排出されるが、その一部分は、ロータ軸２３，２４と仕切板５１，５２との間の隙間を通って、軸受空間４９，５０に流入する。
　ここでも、仕切板５１，５２は、中間空間６２，６５から軸受空間４９，５０に流入する潤滑油の流量を制限する流量制限手段として機能する。これにより、軸受空間４９，５０の内部に滞留する潤滑油の量を、軸受２６，２８にとって必要最小限度に調整し、軸受２６，２８がロータ軸２３，２４の回転にともなって潤滑油を撹拌することによる動力損失の発生を防止できる。
　さらに、図７に、図６の変形例を示す。この変形例では、連通流路７５に、オリフィス７７が配設されている。このオリフィス７７は、連通流路７５を介して軸受空間４９，５０から排出される潤滑油の流量を制限し、軸受空間４９，５０に背圧を与えることによって、中間空間６２，６５から軸受空間４９，５０に流入する潤滑油の流量をさらに制限する第２の流量制限手段として機能する。連通流路７５に配設されるオリフィス７７は、ロータ軸２３，２４に嵌装される仕切板５１，５２と比べて、比較的容易に交換できるように設計し得る。したがって、オリフィス７７によって、軸受空間４９，５０に流入する潤滑油の流量をより簡単に調整できる。
　以上の第２実施形態において、中間空間４５，４６および６２，６５のそれぞれが中間排油流路４８および６８のそれぞれを介して連通する低圧空間は、ロータ室８および１３の閉じ込み空間であるが、潤滑油の供給圧力よりも低い圧力を有する他の空間に連通させてもよい。また、軸受排油流路７０，７１および７４も、同様に、潤滑油の供給圧力よりも低い圧力を有する他の空間に連通してもよい。また、戻し流路７２に縮径部７３を設けて中間空間４５，４６に対して潤滑油を適度に滞留させているが、中間空間４６と縮径部７３との間の流路（本実施形態においては、中間排油流路４８と外部の配管と戻し流路７２からなる流路）自体の流路面積を調整して中間空間４５，４６に対して潤滑油を適度に滞留させてもよい。軸受排油流路７４は、エンドキャップ５３，５４にそれぞれ開口するように形成しているが、両軸受空間４９，５０を連通させるように、両エンドキャップ５３，５４の側面および両エンドキャップ間のケーシング７に連続する流通流路を形成して、下側にあるエンドキャップ５４のみに開口するように形成してもよい。また、オリフィス７７は、軸受空間４９，５０に所定の背圧を与えることができれば軸受排油流路７４に配設してもよい。
　本発明は、上記実施形態のような２段スクリュ圧縮機に限られず、油潤滑される単段または多段のスクリュ圧縮機全般、および、それらを用いた圧縮装置全般に広く適用可能である。また、本発明のスクリュ圧縮機および圧縮装置は、冷凍機やヒートポンプの構成要素として利用できる。
　　１…スクリュ圧縮機
　　２…油分離器
　　３…オイルクーラ
　　４…低段圧縮部
　　５…高段圧縮部
　　７…ケーシング
　　８…ロータ室
　　９，１０…スクリュロータ
　　１２…接続流路
　　１３…ロータ室
　　１４，１５…スクリュロータ
　　１７，１８…ロータ軸
　　２０，２２，２６，２８…軸受
　　３０，３１…軸受空間
　　３２，３３…仕切板（流量制限手段）
　　３６，３７…給油流路
　　３８，３９…オリフィス部（流量制限手段）
　　４１…注油流路
　　４２，４３…圧油空間
　　４５，４６…中間空間
　　４８…中間排油流路
　　４９，５０…軸受空間
　　５１，５２…仕切板（流量制限手段）
　　５５，５６…給油流路
　　５７，５８…オリフィス部（流量制限手段）
　　６０…注油流路
　　６１，６４…圧油空間
　　６２，６５…中間空間
　　６３…バランスピストン
　　６８…中間排油流路
　　７０，７１…軸受排油流路
　　７２…戻し流路
　　７３…縮径部
　　７４…軸受排油流路
　　７５…連通流路
　　７６…戻し流路
　　７７…オリフィス（流量制限手段）

Claims (14)

  1. 　潤滑油が用いられるスクリュ圧縮機であって、
    　気体を圧縮するスクリュロータと、
    　前記スクリュロータを収容するロータ室と、
    　前記スクリュロータのロータ軸を支持する軸受を収容する軸受空間と、
    　前記ロータ室と前記軸受空間の間に設けられ、注油流路を介して前記潤滑油が供給される圧油空間と、
    　前記圧油空間と前記軸受空間の間に設けられ、前記圧油空間から前記潤滑油が漏出可能であり、前記軸受空間に連通する中間空間と、
    　前記中間空間に連通させる中間排油流路と、
    　を有することを特徴とするスクリュ圧縮機。
  2. 　前記軸受空間の前記ロータ室と反対側の部分に、前記軸受空間に前記潤滑油を供給する給油流路が設けられ、前記軸受空間から前記中間空間に前記潤滑油が漏出可能に構成されていることを特徴とする請求項１に記載のスクリュ圧縮機。
  3. 　前記中間排油流路は、前記中間空間から前記潤滑油を排出するために、前記中間空間をより低圧の空間に連通されることを特徴とする請求項２に記載のスクリュ圧縮機。
  4. 　前記低圧の空間は、前記ロータ室の閉じ込み空間であることを特徴とする請求項３に記載のスクリュ圧縮機。
  5. 　前記中間空間と前記軸受空間とを区分する仕切板を備えることを特徴とする請求項２から４のいずれかに記載のスクリュ圧縮機。
  6. 　前記給油流路における前記潤滑油の流量を制限する流量制限手段を有することを特徴とする請求項２から４のいずれかに記載のスクリュ圧縮機。
  7. 　請求項２に記載のスクリュ圧縮機と、前記スクリュ圧縮機が吐出した気体から前記潤滑油を分離する油分離器とを有し、
    　前記油分離器で分離した前記潤滑油をそのまま前記圧油空間に供給し、前記油分離器で分離した前記潤滑油を冷却してから前記給油流路を介して前記軸受空間に供給することを特徴とする圧縮装置。
  8. 　前記軸受空間に開口する軸受排油流路が設けられ、前記中間空間から前記軸受空間に前記潤滑油が供給され、前記軸受空間から前記軸受排油流路を介して前記潤滑油が排出されるように構成されていることを特徴とする請求項１に記載のスクリュ圧縮機。
  9. 　前記中間排油流路は、前記圧油空間に対する前記潤滑油の供給圧力よりも低い圧力を有する低圧空間に前記中間空間を連通させることを特徴とする請求項８に記載のスクリュ圧縮機。
  10. 　前記低圧空間は、前記ロータ室の閉じ込み空間であることを特徴とする請求項９に記載のスクリュ圧縮機。
  11. 　前記中間空間と前記低圧空間との間に、前記潤滑油の流量を制限する縮径部を備えることを特徴とする請求項９に記載のスクリュ圧縮機。
  12. 　前記中間空間から前記軸受空間に流入する前記潤滑油の流量を制限する流量制限手段を備えることを特徴とする請求項８から１１のいずれかに記載のスクリュ圧縮機。
  13. 　前記流量制限手段は、前記軸受空間と前記中間空間との間を区分する仕切板を含むことを特徴とする請求項１２に記載のスクリュ圧縮機。
  14. 　前記軸受排油流路は、前記ロータ室の閉じ込み空間に連通することを特徴とする請求項８から１１のいずれかに記載のスクリュ圧縮機。
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