WO2014192114A1 - スクリュー圧縮機及び冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2014192114A1
WO2014192114A1 PCT/JP2013/065000 JP2013065000W WO2014192114A1 WO 2014192114 A1 WO2014192114 A1 WO 2014192114A1 JP 2013065000 W JP2013065000 W JP 2013065000W WO 2014192114 A1 WO2014192114 A1 WO 2014192114A1
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discharge
port
screw
slide valve
economizer
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PCT/JP2013/065000
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English (en)
French (fr)
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下地　美保子
利秀 幸田
聡一 白石
和幸 塚本
雅章 上川
直人 上中居
Original Assignee
三菱電機株式会社
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Publication date
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Priority to JP2015519557A priority patent/JP5951125B2/ja
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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
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/48—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members
    • F04C18/50—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members the axes being arranged at an angle of 90 degrees
    • F04C18/52—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members the axes being arranged at an angle of 90 degrees of intermeshing engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/10—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber
    • F04C28/12—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber using sliding valves

Definitions

  • the present invention relates to a screw compressor and a refrigeration cycle apparatus used in a refrigeration cycle for refrigeration and air conditioning.
  • a columnar slide valve that slides in the direction of the rotation axis of the screw rotor on the outer periphery of the screw rotor, one end of which is a fluid suction side and the other end is a discharge side (for example, , Patent Literature 1, Patent Literature 2, Patent Literature 3, and Patent Literature 4).
  • the slide valve changes the discharge start (compression completion) position of the high-pressure gas compressed in the compression chamber, and changes the ratio of the discharge volume to the suction volume by changing the discharge area.
  • the slide stop position of the slide valve is controlled so as to obtain a volume ratio at which high compressor efficiency is obtained with respect to the compression ratio (discharge pressure / suction pressure) corresponding to the operating load. That is, the position of the slide valve is changed depending on whether the operation state is full load operation or partial load operation. Specifically, the slide valve is positioned on the suction side to increase the opening of the discharge port during partial load operation, and is positioned on the discharge side to reduce the opening of the discharge port during full load operation. , The position changes.
  • the discharge port of the screw compressor of patent document 1 is formed by the inner wall surface of the opening part provided in the casing which accommodates a screw rotor, and the discharge side end surface of a slide valve, and has a variable port and a fixed port.
  • the variable port is a port whose area changes when the closed portion by the slide valve is opened by movement of the slide valve or the open portion is closed by movement in the reverse direction.
  • the fixed port is provided between the variable port and an opening in which the gate rotor teeth are inserted in the casing (hereinafter referred to as gate rotor opening), and is always open regardless of the position of the slide valve. Port.
  • a plurality of sub-ports are provided for the purpose of expanding the discharge area during partial load operation.
  • the plurality of sub-ports are formed in a parallelogram shape, and are arranged in parallel on the suction side of the fixed port between the variable port and the gate rotor opening.
  • the fixed port is formed so as to secure a discharge area according to the position of the slide valve during full load operation.
  • the sub port communicates with the compression chamber and the variable port in partial load operation where the slide valve slides to the suction side, and is fixed to the fixed port so that it is closed by the slide valve in full load operation where the slide valve slides to the discharge side.
  • Patent Document 1 by providing the fixed port and the sub port as described above, the compression chambers having different pressures are prevented from communicating with each other, and a sufficiently large discharge area is ensured in the partial load operation state. It is possible to do.
  • a sub port is provided in addition to the variable port and the fixed port for the purpose of securing a discharge area at a partial load.
  • the subport of this Patent Document 2 is provided on the counter-rotating side of the screw rotor with respect to the slide valve, and the compression chamber is set to the discharge side space of the screw rotor during partial load operation of 50% to 75% with respect to the full load. I try to communicate.
  • Patent Document 3 the inclination of the discharge-side end face of the slide valve is matched to the inclination of the screw groove at the discharge start time of the partial load operation, and the efficiency of the partial load operation is given priority over the efficiency of the full load operation.
  • a screw compressor is disclosed.
  • the slide valve is connected to the guide portion via a rod-like connecting portion, and can be slid by being driven by a drive mechanism. Since the connecting portion is disposed across the discharge port, the connection portion blocks the flow path of the discharge fluid. For this reason, it becomes a factor which reduces a flow-path area and increases discharge pressure loss.
  • Patent Document 4 discloses a technique in which the connecting portion is arranged so as to be biased toward the counter-rotating direction side of the variable port so as not to block the discharge flow path as much as possible.
  • Japanese Patent Laying-Open No. 2011-132934 page 11, FIG. 6) JP 2011-32957 A ([0033], FIG. 2) Japanese Patent No. 4735757 (page 12, FIG. 6) Japanese Patent No. 3214100 ([0020], FIG. 3)
  • the coefficient of performance (capacity / power consumption) under rated conditions has been mainly used as an energy saving index of a refrigerator equipped with a screw compressor.
  • an index close to actual driving conditions, for example, a period performance coefficient IPLV (Integrated Part Load Value) determined in the United States has been attracting attention.
  • the operating time at rated conditions throughout the year is very short, and more than 90% of the operating time throughout the year is operated with partial load.
  • the partial load is mostly operated at 75 to 50% of the total load.
  • the refrigerant circulation flow rate and the operation compression ratio are different, and the coefficient of performance also changes.
  • the period performance coefficient has been attracting attention. That is, the period coefficient of performance is an index that emphasizes the coefficient of performance under partial load conditions.
  • the screw compressors described in Patent Document 1 and Patent Document 2 adopt the above-described configuration in order to increase the discharge area under the partial load condition in order to improve the efficiency of the partial load condition. . That is, in addition to the conventional variable port, a sub port communicating with the discharge side space only in the partial load operation is provided.
  • the secondary port since the secondary port is provided so as to communicate with the compression chamber in the middle of compression at full load operation, it becomes a volume part (dead volume) that is wastedly compressed from the suction pressure to the discharge pressure, and causes loss It has become.
  • the screw compressor described in Patent Document 3 has a discharge area at the time of discharge start under the partial load condition. Can be secured sufficiently, and the operation efficiency is improved.
  • the discharge side end face of the slide valve does not follow the inclination of the screw groove at the start of discharge under the full load condition. For this reason, due to the difference in inclination, the discharge area at the start of discharge when adjusting the inclination of the screw groove during partial load operation is smaller than when adjusting the inclination of the screw groove during full load operation. There is a problem that the pressure loss increases and the efficiency decreases.
  • connection part is on a variable port both at the time of full load operation and partial load operation. There is no change. For this reason, the problem that the discharge flow path is blocked by the connecting portion and the discharge pressure loss increases still remains, and improvement of the reduction in operation efficiency by the connecting portion is demanded.
  • the screw compressors of Patent Document 1 to Patent Document 4 have, for example, the opening of the gate rotor at the center of the slide valve so as to ensure a variable port area when performing mechanical displacement control with a pair of slide valves.
  • the mechanical capacity control means that the slide valve is moved to the discharge side and a bypass port (opening that allows the screw groove on the suction side to communicate with the low pressure space) is opened, thereby delaying the compression start timing and controlling the capacity. This is the control to be performed.
  • a partition wall that partitions suction pressure and discharge pressure.
  • the positional relationship between the slide valve and the bulkhead is set so that when the slide valve is moved to the suction side according to the discharge start point in the low compression ratio operation, the discharge-side end face of the slide valve is located closer to the suction side than the bulkhead Has been. For this reason, there is a problem that fluid leaks from the compression chamber to the suction pressure side.
  • the length of the slide valve in the circumferential direction of the screw rotor should be long enough to cover the screw groove at the start of partial load discharge so that the discharge area is sufficiently large.
  • the connecting portion is arranged on the slide valve whose length in the circumferential direction of the screw rotor is longer than the position of Patent Document 4 so that the connecting portion does not block the discharge flow path.
  • the portion may be provided completely away from the discharge port.
  • Patent Documents 1 to 4 disclose various techniques for suppressing an increase in discharge loss in a wide operating range from a high compression ratio to a low compression ratio, but there is room for further improvement. It was.
  • the present invention has been made to solve at least one of the problems as described above, and an object of the present invention is to obtain a screw compressor and a refrigeration cycle apparatus capable of suppressing an increase in discharge loss over a wide operating range.
  • the screw compressor according to the present invention includes a screw rotor having a plurality of screw grooves formed on the outer peripheral surface, one end being a fluid suction side and the other end being a discharge side, and a plurality of teeth meshed with the screw grooves.
  • a sliding valve that is slidably movable in the axial direction, and that slides in the rotational axis direction to change the discharge start timing; and a gate rotor opening that is provided in the casing and opens in the housing portion.
  • a plurality of teeth are inserted into the receiving portion through the gate rotor opening and meshed with the screw groove.
  • a screw compressor that sucks and compresses fluid into a compression chamber that is a space surrounded by the inner wall surface of the housing portion, the screw groove, and the gate rotor by rotating, and discharges the compressed fluid from the discharge port.
  • the discharge port is a variable port that can change the opening area and discharge start timing by moving the slide valve, and a fixed port that is provided between the variable port and the gate rotor so that the opening area does not change even if the slide valve moves
  • the shape of the suction port end surface of the discharge port when the slide valve is disposed on the most suction side is at the boundary between the inclined surface of the variable port and the fixed port and the variable port and extends in the direction of the rotation axis
  • the slide surface and the inclined surface on the fixed port side are formed to have a Z-shape that is connected to each other at an angle. It is formed on the discharge side of the slope.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG. It is a perspective view which shows the discharge port 15 vicinity (accommodating part) of the screw compressor 100 which concerns on Embodiment 1 of this invention. It is explanatory drawing of the discharge port 15 vicinity of the screw compressor 100 which concerns on Embodiment 1 of this invention. It is explanatory drawing which shows the compression principle of the screw compressor 100 which concerns on Embodiment 1 of this invention.
  • FIG. 6 is a view showing another example of the suction side wall surface of the fixed port 17.
  • FIG. 6 is a pressure-specific enthalpy diagram when the high-low differential pressure is small in partial load operation of the refrigeration cycle apparatus 300 according to Embodiment 2 of the present invention. It is explanatory drawing for demonstrating the relationship between the screw rotation angle in the screw compressor 200 which concerns on Embodiment 2 of this invention, and the economizer port 12p.
  • FIG. 7 is an explanatory view of a modified example of the diameter of the economizer port 12p, in which (a) is a development view of the inner wall surface of the accommodating portion 1A and the outer peripheral surface of the screw rotor 4, and (b) shows a dd section of (a).
  • FIG. 1 is a schematic sectional view (plan sectional view) of a screw compressor 100 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG. 1 and 2 and the drawings shown below, the same reference numerals denote the same or corresponding parts, and this is common throughout the entire specification. Furthermore, the forms of the constituent elements appearing in the entire specification are merely examples and are not limited to these descriptions.
  • the screw compressor 100 includes a casing 1, a screw rotor 4, a gate rotor 7, an electric motor 8 that rotationally drives the screw rotor 4, a slide valve 12, and the like.
  • the casing 1 accommodates the screw rotor 4, the gate rotor 7, the electric motor 8, the slide valve 12, and the like.
  • the casing 1 is formed with a discharge port 15 (see FIG. 3 described later) that opens to the accommodating portion 1A. Details of the discharge port 15 will be described later.
  • a housing portion 1A which is a substantially cylindrical space, is formed inside the casing 1, and a substantially cylindrical screw rotor 4 is housed inside the housing portion 1A.
  • the screw rotor 4 has one end on the fluid suction side and the other end on the discharge side.
  • a plurality of screw grooves 10 are spirally formed on the outer peripheral surface of the screw rotor 4.
  • a rotating shaft 9 serving as a driving shaft is provided at the center of the screw rotor 4 so as to rotate integrally.
  • the rotating shaft 9 is rotatably supported by a high pressure side bearing 2 and a low pressure side bearing 3 provided in the casing 1.
  • An electric motor 8 whose frequency is controlled by, for example, an inverter (not shown) is connected to the end of the rotary shaft 9 on the low-pressure side bearing 3 side.
  • a pair of gate rotor support chambers 6 are formed in the casing 1 so as to face each other with the accommodating portion 1A (that is, the screw rotor 4) as a center.
  • Each gate rotor support chamber 6 accommodates a substantially disc-shaped gate rotor 7.
  • the gate rotor 7 is provided in the gate rotor support 5 accommodated in the gate rotor support chamber 6.
  • the gate rotor support 5 is disposed such that a central axis (rotating shaft) 5b thereof is substantially perpendicular to the rotating shaft 9 of the screw rotor 4, and is freely rotatable by a bearing 5a that is disposed to face the central shaft 5b in a spaced manner. It is supported.
  • the gate rotor 7 forms the compression chamber 11 together with the accommodating portion 1A and the screw rotor 4, and a plurality of gate rotor teeth 7a to be engaged with the screw grooves 10 are formed on the outer peripheral portion thereof. More specifically, the casing 1 is formed with a gate rotor opening 1a extending in the direction of the rotating shaft 9 (see FIG. 1). The gate rotor opening 1a is formed so as to extend along the inclination of the screw groove 10 on the back surface, and is connected to the suction wall 1c of the housing portion 1A forming the compression chamber on the back surface.
  • the outer periphery of the gate rotor 7 is inserted into a gate rotor opening 1 a provided in the casing 1. That is, the gate rotor teeth 7 a of the gate rotor 7 are inserted into the accommodating portion 1 ⁇ / b> A through the gate rotor opening 1 a and meshed with the screw groove 10. Thereby, a space surrounded by the gate rotor 7, the inner wall surface of the accommodating portion 1A and the screw rotor 4 (in other words, the gate rotor teeth 7a of the gate rotor 7 and the screw groove 10 partitioned by the accommodating portion 1A) is formed. This space becomes the compression chamber 11.
  • two slide grooves 14 extending in the direction of the rotary shaft 9 of the screw rotor 4 are formed on the inner wall surface of the casing 1, and the slide valve 12 is slidably accommodated in the slide groove 14.
  • the two slide grooves 14 are formed in a substantially cylindrical shape, and a part of the inner peripheral surface communicates with the accommodating portion 1A. These two slide grooves 14 are arranged to be rotated by 180 ° about the rotation shaft 9 of the screw rotor 4.
  • the slide valve 12 provided in the slide groove 14 is formed in a substantially cylindrical shape like the slide groove 14.
  • the slide valve 12 has a shape in which a part of a cylinder is cut out so that the facing surface 1e facing the housing portion 1A has a shape along the outer peripheral wall of the housing portion 1A.
  • the slide valve 12 is connected to a linear motion actuator (not shown) via a connecting portion 12 c, and the slide valve 12 is driven in the slide groove 14 by driving the linear motion actuator. Move in the direction.
  • FIG. 3 is a perspective view showing the vicinity (container) of discharge port 15 of screw compressor 100 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • 3 is a perspective view as seen from the white arrow B side in FIG. 3A shows a state where the slide valve 12 is moved to the discharge side, and
  • FIG. 3B shows a state where the slide valve 12 is moved to the suction side.
  • a guide portion and the like connected to the connecting portion 12 c are not shown.
  • FIG. 4 is an explanatory view of the vicinity of the discharge port 15 of the screw compressor 100 of FIG. 3, and shows a state when the slide valve 12 is located closest to the suction side.
  • the “most suction side” here means the “most suction side” in the movement range of the slide valve 12 in adjusting the discharge timing, and the entire slide range of the slide valve 12 is defined. Does not necessarily match the “most inhalation side”. In other words, when the movement range of the slide valve 12 and the slide range of the slide valve 12 in adjusting the discharge timing are the same, they coincide, but otherwise, the “most suction side” here is the slide valve 12. In some cases, the position is closer to the discharge side than the “most suction side” of the slide range. In the following description, “most discharge side” has the same meaning.
  • the slide valve 12 is movably accommodated in the slide groove 14 (see FIG. 4) in parallel with the rotation shaft 9 (see FIG. 1), and changes the position of the discharge-side end surface 12 d of the slide valve 12.
  • the discharge start timing is adjusted. That is, the slide valve 12 slides to the suction side to accelerate the discharge start timing when the compression ratio is relatively small during partial load operation, and also when the compression ratio is relatively large during full load operation and partial load operation. In this case, the discharge start timing is delayed by sliding to the discharge side.
  • the discharge port 15 is formed by the inner wall surface of the opening 1B formed in the casing 1 (more specifically, the opening that opens in the housing 1A in the casing 1) and the discharge-side end surface 12d of the slide valve 12. Yes.
  • the discharge port 15 is defined as shown in FIG. That is, the discharge port 15 has a variable port 16 (thick hatched portion in the figure) and a fixed port 17 (thin hatched portion in the figure).
  • the variable port 16 is configured by a region of the discharge port 15 that opens to the same screw rotor central angle range ⁇ 1 as the slide valve 12. In other words, the variable port 16 is configured by a region portion of the discharge port 15 that overlaps with a region in which the facing surface 1e of the slide valve 12 is extended in the slide direction.
  • the variable port 16 varies the discharge start timing according to the position of the discharge side end of the slide valve 12.
  • the variable port 16 has a variable opening area according to the position of the discharge side end of the slide valve 12.
  • the fixed port 17 is a region other than the variable port 16 in the discharge port 15 and is a portion formed between the variable port 16 and the gate rotor 7 (see FIG. 3).
  • the rotation side slide surface of the variable port 16 is defined as 16l
  • the counter rotation side slide surface is defined as 16r.
  • the suction side end surface of the fixed port 17 has a step, and hereinafter, it is defined as an inclined surface 17a and a vertical surface 17b from the variable port 16 side with the step portion as a boundary.
  • a portion including the inclined surface 17a is distinguished as a divided fixed port 17ax
  • a portion including the vertical surface 17b is distinguished as a divided fixed port 17bx.
  • the shape of the suction side end face of the discharge port 15 is substantially Z-shaped. That is, the suction-side end surface of the discharge port 15 includes the vertical surface 17b and is not completely Z-shaped, but the discharge-side end surface 12d of the slide valve 12 (hereinafter sometimes referred to as an inclined surface 12d) and the slide surface 16l
  • the inclined surface 17a is formed to have a Z shape that is connected at an angle to each other, and has a substantially Z shape as a whole.
  • This Z shape is a Z shape in which the inclined surface 17a on the fixed port 17 side is formed on the higher pressure side than the inclined surface 12d on the variable port 16 side in the suction side end surface of the discharge port 15.
  • the divided fixed port 17bx of the fixed ports 17 is provided in the casing 1 so that fluid can be discharged to the end at the end of the discharge stroke.
  • the suction side end face of the divided fixed port 17bx is a vertical face 17b, but the shape and position are not limited thereto.
  • the mounting position of the slide valve 12 will be described.
  • the angle from the end surface on the slide valve 12 side of the gate rotor opening 1a (hereinafter referred to as the gate rotor opening surface) 1aa to the center of the slide valve 12 is defined as ⁇ 3,
  • the mounting position of the slide valve 12 is shown by an angle.
  • the lower limit of ⁇ 3 is set to a value larger than the conventional 30 ° which can increase the discharge area.
  • the upper limit of ⁇ 3 is an angle at which the slide valve 12 does not interfere with the gate rotor support component on the opposite surface. This changes depending on the size of the slide valve 12.
  • the upper limit of ⁇ 3 is 100 °.
  • the formation range of the divided fixed port 17bx is ⁇ 2 in the screw rotor central angle range, for example, about 10 °.
  • FIG. 5 is an explanatory diagram showing the compression principle of the screw compressor 100 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the screw rotor 4 is rotated by a motor 8 (see FIG. 1) via a rotating shaft 9 (see FIG. 1), so that the gate rotor teeth 7 a of the gate rotor 7 pass through the screw groove 10.
  • a motor 8 see FIG. 1
  • a rotating shaft 9 see FIG. 1
  • the suction stroke, the compression stroke, and the discharge stroke are set as one cycle, and this cycle is repeated.
  • each stroke will be described focusing on the compression chamber 11 shown in gray in FIG.
  • FIG. 5A shows the state of the compression chamber 11 during the suction stroke.
  • the lower gate rotor 7 shown in FIG. 5 rotates in the direction of the white arrow as the screw rotor 4 rotates.
  • the upper gate rotor 7 shown in FIG. 5 rotates in the opposite direction to the lower gate rotor 7 as indicated by a hollow arrow.
  • the compression chamber 11 has the largest volume, communicates with the low pressure space of the casing 1 (see FIG. 1), and is filled with low pressure refrigerant gas.
  • the compression chamber 11 communicates with the discharge port 15 as shown in FIG. As a result, the high-pressure refrigerant gas compressed in the compression chamber 11 is discharged from the discharge port 15 to the outside. Then, the same compression is performed again on the back surface of the screw rotor 4.
  • the open screw groove 10 that is not covered by the casing 1 (that is, the inner wall surface of the housing portion 1A) communicates with the gate rotor 7 and the gate rotor support chamber 6 on the opposite side, and becomes a suction pressure atmosphere. Yes.
  • FIGS. 6 to 9 are explanatory diagrams for explaining the relationship between the screw rotation angle and the discharge area in the screw compressor 100 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • 6 and 8 show development views of the inner wall surface of the accommodating portion 1A and the outer peripheral surface of the screw rotor 4.
  • FIG. FIG. 6 shows a state when the slide valve 12 is arranged on the discharge side (an operation state with a relatively large compression ratio)
  • FIG. 8 shows a state when the slide valve 12 is arranged on the suction side (partial load). Operation state with a relatively small compression ratio).
  • the substantial discharge area of the screw compressor 100 is the area of the area where the discharge port 15 and the screw groove 10 face each other, and is indicated by the grid line portions C1 to C3 and the diagonal lines directed diagonally downward to the right in FIGS.
  • the hatched portions D1 to D3 and the horizontal lines E1 to E2 indicate substantial discharge areas (opposite regions between the discharge port 15 and the screw groove 10), respectively.
  • FIGS. 7 and 9 are characteristic diagrams showing the discharge areas corresponding to FIGS. 6 and 8, respectively. 7 and 9, the horizontal axis represents the screw rotation angle, and the vertical axis represents the discharge area.
  • FIGS. 7 and 9 (a) show changes in the variable port area, and (b) show changes in the fixed port area, each represented by an upwardly convex parabola, and the sum of (a) and (b) is This is the discharge port area.
  • FIG. 6A shows the discharge area C1 of the screw rotation angle ⁇ A (1) and the discharge area D1 of the screw rotation angle ⁇ A (4).
  • FIG. 6B shows the discharge area C2 of the screw rotation angle ⁇ A (2) and the discharge area D2 of the screw rotation angle ⁇ A (5).
  • FIG. 6C shows the discharge area C3 of the screw rotation angle ⁇ A (3) and the discharge area D3 of the screw rotation angle ⁇ A (6). That is, in FIG. 6, the screw groove 10 advances in the order of the rotation angle ⁇ A (1) ⁇ ⁇ A (2) ⁇ ⁇ A (3) ⁇ ⁇ A (4) ⁇ ⁇ A (5) ⁇ ⁇ A (6). (Area) changes from C1-> C2-> C3-> D1-> D2-> D3.
  • the inside of the compression chamber 11 reaches the discharge pressure, while the fixed port 17 of the discharge port 15 starts to open (C1).
  • the suction-side end surface (inclined surface 17a) of the fixed port 17 is formed along the inclination of the opposing screw groove 10 so as to ensure the maximum discharge area. That is, if the suction side end face of the fixed port 17 is formed along the inclination of the opposing screw groove 10, when the screw groove 10 moves downward in FIG. The discharge area expands from the entire surface 17a. For this reason, the maximum discharge area can be secured.
  • the inclined surface 17a of the fixed port 17 does not necessarily have to be formed along the inclination of the screw groove 10 facing each other. In short, the opening area of the discharge port 15 at the start of discharge is ensured as large as possible. It is sufficient if it is formed in consideration of the above.
  • the slide valve 12 is moved to the discharge side, and the compressed fluid is discharged mainly from the fixed port 17 side. .
  • FIG. 8A shows a discharge area C1 of the screw rotation angle ⁇ B (1), a discharge area D1 of the screw rotation angle ⁇ B (4), and a discharge area E1 of the screw rotation angle ⁇ B (7).
  • FIG. 8B shows the discharge area C2 of the screw rotation angle ⁇ B (2), the discharge area D2 of the screw rotation angle ⁇ B (5), and the discharge area E2 of the screw rotation angle ⁇ B (8).
  • FIG. 8C shows the discharge area C3 of the screw rotation angle ⁇ B (3) and the discharge area D3 of the screw rotation angle ⁇ B (6). That is, in FIG.
  • the screw groove 10 has a rotation angle ⁇ B (1) ⁇ ⁇ B (2) ⁇ ⁇ B (3) ⁇ ⁇ B (4) ⁇ ⁇ B (5) ⁇ ⁇ B (6) ⁇ ⁇ B (7) ⁇ ⁇ B (8 ) In this order, and the discharge area (opposite region) changes from C1, C2, C3, D1, D2, D3, E1, and E2.
  • the inside of the compression chamber 11 reaches the discharge pressure, while the variable port 16 of the discharge port 15 starts to open (C1).
  • the discharge-side end face 12d of the slide valve 12 is formed along the slope of the opposing screw groove 10 so as to ensure the maximum discharge area. That is, when the discharge-side end face 12d of the slide valve 12 is formed along the inclination of the opposing screw groove 10, when the screw groove 10 moves downward in FIG. The discharge area expands from the entire discharge side end face 12d of the slide valve 12. For this reason, the maximum discharge area can be secured.
  • the discharge-side end face 12d of the slide valve 12 does not necessarily have to be formed along the slope of the opposing screw groove 10, and the point is that the opening area of the discharge port 15 at the start of discharge is as large as possible. It is sufficient if it is formed in consideration of the above.
  • variable port 16 contracts and becomes not ⁇ B * (FIG. 9). Since the discharge area of the fixed port 17 is increased while the variable port 16 is reduced, the discharge area of the discharge port 15 is secured relatively large by a gentle change in ⁇ B (3) to ⁇ B * (FIG. 8).
  • the discharge area of the discharge port 15 follows the same area change as D1-> D2-> D3 in FIG. 7, as shown by D3-> E1-> E2 in FIG.
  • FIG. 10 is an explanatory view of the vicinity of a conventional discharge port 150 to be compared.
  • the discharge port 150 includes a variable port 160 and a substantially rectangular fixed port 170.
  • the position of the slide valve 120 is different from that of the slide valve 12 of the first embodiment.
  • the formation range of the fixed port 170 is ⁇ 2 in the screw rotor central angle range, and is about 10 °, for example, equivalent to ⁇ 2 shown in FIG.
  • FIG. 11 is an explanatory diagram for explaining the relationship between the screw rotation angle and the discharge area when the compression ratio is large and the conventional slide valve 120 of FIG. 10 is arranged on the discharge side.
  • FIG. 12 is a diagram showing a comparison result of the discharge area between the conventional example and the first embodiment in a state where the slide valve is arranged on the discharge side.
  • the compressed fluid is discharged from the variable port 160 from the first half to the second half of the discharge process. Therefore, the connecting portion 120c of the slide valve 120 is always positioned on the discharge port 150, and the discharge flow path is closed.
  • the connecting portion 12c is configured as follows so that the discharge fluid discharged from the discharge port 15 is not blocked and the discharge area at the start of discharge can be secured to the maximum. That is, the slide valve 12 is disposed on the counter-rotation direction side (upward in FIG. 15 described later) with respect to the conventional slide valve 120, and the compressed fluid is mainly used in the state where the slide valve 12 is disposed on the discharge side. The liquid is discharged from the fixed port 17 side.
  • the variable port 16 side of the suction-side end surface of the fixed port 17 is not a vertical surface but an inclined surface 17a. The point that the inclined surface 17a is effective in securing the maximum discharge area at the start of discharge is as described above.
  • the discharge area of the first embodiment is obtained by changing the discharge area from the variable port 16 in addition to the discharge area of the conventional fixed port 17 without changing the discharge start timing. Can be increased. As a result, the discharge area in the first half of the discharge process in which the discharge area is small and the discharge flow rate is high can be increased, so that the discharge loss can be further reduced.
  • FIG. 13 is an explanatory diagram for explaining the relationship between the screw rotation angle and the discharge area when the conventional slide valve 120 of FIG. 10 is disposed on the suction side in the low compression ratio operation.
  • FIG. 13A is an explanatory diagram for explaining a difference in variable port area in the low compression ratio operation due to a difference in slide valve arrangement between the conventional and the first embodiment.
  • FIG. 14 is a diagram showing a comparison result of the discharge area between the conventional example and the first embodiment in a state where the slide valve is arranged on the suction side.
  • FIG. 14A is a diagram illustrating a change in discharge area when the center of the slide valve 12 is provided at 90 ° from the gate rotor opening surface 1aa.
  • FIG. 14B is a diagram showing a comparison result of the discharge area between the case where the center of the slide valve 12 is provided at 90 ° from the gate rotor opening surface 1aa and the conventional case.
  • FIG. 13 The view of FIG. 13 is the same as the view of FIG. That is, in FIG. 13, the screw rotation angle is ⁇ B (1) ⁇ ⁇ B (2) ⁇ ⁇ B (3) ⁇ ⁇ B (4) ⁇ ⁇ B (5) ⁇ ⁇ B (6) ⁇ ⁇ B (7) ⁇ ⁇ B (8). It is shown that the discharge area changes in the order of C1, C2, C3, D1, D2, D3, E1, and E2.
  • the conventional slide valve 120 is arranged on the suction side as compared with the first embodiment. A change in discharge area due to this difference will be described with reference to FIG. 13A.
  • FIG. 13A shows the conventional slide valve 120 and the slide valve 12 of the first embodiment side by side, and compares the difference in discharge area depending on the position of the slide valve.
  • FIG. 13 shows the states from the first half of the ejection process to the middle of the ejection process ( ⁇ B (1) ⁇ ⁇ B (2) ⁇ ⁇ B (4)) in order from (a) ⁇ (b) ⁇ (c).
  • the hatched portion indicates the discharge area when the slide valve 12 is positioned
  • the grid line portion indicates the discharge area when the slide valve 120 is positioned.
  • the facing surface between the opening provided in the casing 1 and the screw groove 10 is a discharge area. Therefore, if the screw grooves 10 on the discharge side and the suction side are formed with the same inclination and without restriction from the suction side to the discharge side as shown by the one-dot chain line in FIG.
  • the discharge area is the same regardless of the position of the slide valve 12.
  • the shape of the screw groove 10 is different between the suction side and the discharge side, and as shown in FIG. 13A (a), the inclination angle ⁇ with respect to the screw axis direction is such that the suction side inclination angle ⁇ s> the discharge side inclination angle ⁇ d. Further, the screw groove 10 is eliminated on the discharge side end face 12d.
  • the discharge area changes depending on the mounting position of the slide valve 12.
  • the discharge side end face 12d of the slide valve 12 is located on the discharge side with respect to the discharge side end face 120d of the conventional slide valve 120, as shown in FIGS. 13A and 13B, the first half of the discharge process.
  • the angle of inclination ⁇ of the screw groove 10 is small, and the variable port area can be made larger than before. That is, in FIG. 13A (a) and FIG. 13 (b), when the hatched portion and the grid line portion are compared, the area of the shaded portion is larger.
  • the screw groove 10 on the slide valve 12 side disappears after the discharge process in FIG.
  • variable port area on the slide valve 12 side becomes smaller than the variable port area on the conventional slide valve 120 side.
  • the discharge area can be secured by the divided fixed port 17ax after the middle of the discharge process.
  • the discharge area of the first embodiment is as shown in FIG. 14, and the total discharge area in the discharge process is the same as that of the conventional process, and the discharge area can be made uniform during the discharge process. .
  • FIG. 14B is a diagram showing a comparison result of the discharge area between the case where the center of the slide valve 12 is provided at 90 ° from the gate rotor opening surface 1aa and the conventional case. Since the screw groove 10 is eliminated at the discharge side end face 12d, the variable port area of the slide valve 12 is small as shown in FIG. 14A (a), and the variable port area is eliminated at an early stage. As a result, when the center of the slide valve 12 is provided at 90 ° from the gate rotor opening surface 1aa, as shown in FIG. 14B, the discharge area in the first half of the discharge process is smaller and the total discharge area is smaller than in the prior art. . From the above, in the first embodiment, the center position of the slide valve 12 has an optimum point in the range of 30 ° ⁇ 3 ⁇ 90 °.
  • the shape of the suction side end face of the discharge port 15 will be rearranged again.
  • the divided fixed port of the suction side end face of the slide valve 12 is used. It is effective to set 17ax to the inclined surface 17a instead of the vertical surface.
  • the discharge-side end surface 12d of the slide valve 12 is an inclined surface that follows the inclination of the screw groove 10. It is valid.
  • the shape of the suction side end face of the discharge port 15 is studied together, it is effective that the shape of the suction side end face of the discharge port 15 is substantially Z-shaped in the state where the slide valve 12 is located at the most suction side. It will be.
  • FIG. 15 is a cross-sectional view of the state where the slide valves 12 and 120 are arranged on the suction side in the low compression ratio operation.
  • (A) is conventional,
  • (b) shows the first embodiment.
  • FIGS. 15A and 15B show the case where the screw rotation angle is the same ⁇ B1 (see FIGS. 8 and 13).
  • reference numeral 18 denotes a partition that partitions the suction pressure and the discharge pressure, and the thick dashed line indicates the center of the seal surface.
  • the slide valve 12 is arranged on the counter-rotation direction side (the upper side in FIG. 15) from the installation position of the gate rotor 7 with respect to the conventional slide valve 120. Therefore, in the first embodiment, the portion of the end 10a on the rotation direction side (lower side in FIG. 15) of the compression chamber that overlaps with the slide valve position in the screw rotor circumferential direction (up and down direction in FIG. 15) is conventional in the first embodiment. It is located on the discharge side (left side in FIG. 15). Therefore, the position of the discharge-side end face 12d of the slide valve 12 determined in accordance with the position of the end side 10a at the screw rotation angle ⁇ B1 at the discharge start point is on the discharge side (left side in FIG. 15) than before. Therefore, the discharge-side end surface 12d of the slide valve 12 is closer to the discharge side than the partition wall 18, so that a seal surface is formed and no leakage occurs.
  • the suction side end face shape of the discharge port 15 when the slide valve 12 is disposed on the most suction side is the Z shape, the following effects can be obtained.
  • the discharge-side end face 120d of the slide valve 120 when operating at a low compression ratio is located on the suction side from the partition wall 18, and leakage occurs, resulting in a reduction in efficiency.
  • the slide valve 12 is arranged on the counter-rotation direction side (the upper side in FIG. 15) than the conventional slide valve 120. For this reason, the position of the slide valve 12 when the slide valve 12 is adjusted in accordance with the screw groove 10 at the discharge start point is located on the discharge side from the conventional one. Therefore, there is an effect that the operation range on the low compression ratio side in which the discharge side end face 12d of the slide valve 12 can be operated without exceeding the partition wall 18 dividing the suction pressure and the discharge pressure (no leakage occurs) can be expanded.
  • this Embodiment 1 is an example, and the angle range which provides the slide valve 12 is not restricted to the range shown in FIG.
  • a part of the suction side end surface of the fixed port 17 has the vertical surface 17b.
  • the present invention is not limited to this.
  • the inclined surface 17 c may be inclined as a whole by extending the inclination of the inclined surface 17 a without providing the vertical surface 17 b.
  • the screw compressor of the type provided with the two gate rotors 7 has been described.
  • the present invention is not limited to this, and even in a screw compressor of the type provided with one gate rotor 7, the discharge port 15 is formed in the shape shown in the first embodiment, so that a high loss can be obtained. It can be set as an efficient screw compressor.
  • FIG. The second embodiment relates to a refrigeration cycle apparatus.
  • FIG. 17 is a refrigerant circuit diagram of the refrigeration cycle apparatus 300 according to Embodiment 2 of the present invention.
  • the refrigeration cycle apparatus 300 includes a screw compressor 200 driven by an inverter 101, a condenser 102, a high-pressure unit of an intercooler 103, an expansion valve 104 that is a decompression device, and an evaporator 105 in order by refrigerant piping. It has a connected refrigerant circuit.
  • the refrigeration cycle apparatus 300 further branches from between the intermediate cooler 103 and the expansion valve 104 and is an economizer pipe connected to the screw compressor 100 via the intermediate cooler expansion valve 106 and the low pressure portion of the intermediate cooler 103. 107.
  • the condenser 102 cools and condenses the discharge gas from the screw compressor 200.
  • the expansion valve 104 squeezes and expands the liquid branched from the condenser 102.
  • the evaporator 105 evaporates the refrigerant that has flowed out of the expansion valve 104.
  • the intermediate cooler 103 exchanges heat between the high-pressure side refrigerant between the condenser 102 and the expansion valve 104 and the low-pressure side refrigerant obtained by decompressing part of the high-pressure side refrigerant with the expansion valve 106 for the intermediate cooler, to thereby exchange the high-pressure side refrigerant. Cool down.
  • the refrigeration cycle apparatus 300 further includes a refrigeration cycle including control of the inverter 101, the expansion valve 104 and the intercooler expansion valve 106, control of the position of the slide valve 12 of the screw compressor 200, and driving and stopping of an economizer operation described later.
  • a control device 301 is provided for controlling the entire device.
  • FIG. 18 is an end view of the main part of the screw compressor 200 provided in the refrigeration cycle apparatus 300 according to Embodiment 2 of the present invention.
  • FIG. 19 is a perspective view showing the vicinity (accommodating portion) of discharge port 15 of screw compressor 200 provided in refrigeration cycle apparatus 300 according to Embodiment 2 of the present invention.
  • FIG. 20 is an explanatory view of the vicinity of the discharge port 15 of the screw compressor 200 provided in the refrigeration cycle apparatus 300 according to Embodiment 2 of the present invention.
  • the screw compressor 200 is substantially the same as the screw compressor 100 of the first embodiment, and the following description will focus on the points that the screw compressor 200 is different from the screw compressor 100.
  • the screw compressor 200 is provided with an economizer channel 50 in the casing 1 for guiding the refrigerant gas from the intercooler 103 to the compression chamber 11 (screw groove 10 in the compression process).
  • the economizer channel 50 is provided in the casing 1 so as to communicate the outside of the casing 1 and the slide groove 14.
  • the economizer pipe 107 is connected to the economizer flow path 50 and connects the intermediate cooler 103 and the economizer flow path 50.
  • the screw compressor 200 further has an economizer port 12 p formed in the cylindrical portion of the slide valve 12.
  • the economizer port 12p has an inner peripheral surface that is a slidable contact surface with the screw rotor 4 in the slide valve 12 from an outer peripheral surface that is a slidable contact surface with the slide groove 14 in the slide valve 12, as shown in the right diagram of FIG. It is formed so as to penetrate through.
  • the inside of the open screw groove 10 (see FIG. 19) not covered with the casing 1 (that is, the inner wall surface of the housing portion 1A)
  • the gate rotor support chamber 6 (the gate rotor 7 and the gate rotor support chamber 6 which are not shown in FIG. 19) communicates with the suction pressure atmosphere.
  • a space (including the gate rotor support chamber 6) in the casing 1 that is not covered by the inner wall surface of the accommodating portion 1A and is in the suction pressure atmosphere is defined as a suction pressure chamber 1C.
  • FIG. 21 is an explanatory diagram in the vicinity of an economizer port according to Embodiment 2 of the present invention.
  • An economizer flow path 50 communicating the economizer pipe 107 and the slide groove 14 is provided in the casing 1 as shown in FIG.
  • the economizer flow path 50 has a pipe line 50a connected to the economizer pipe 107 and a long groove 50b connected to the slide groove 14 side.
  • the long groove 50b is configured to extend along the slide surface of the slide valve 12, and the length l of the long groove 50b is set to a length corresponding to the slide valve control position in the operation range in which the economizer operation is performed.
  • the expansion valve 106 for the intermediate cooler is opened to allow the economizer pipe 107 and the screw compressor 100 to communicate with each other, and the economizer gas that has passed through the low pressure portion of the intermediate cooler 103 is supplied to the screw compressor 100. It is the operation
  • the groove width (length in the circumferential direction of the screw rotor) of the long groove 50b is larger than the diameter d of the economizer port 12p as shown in the right figure of FIG.
  • the economizer port diameter d is set to the maximum diameter (not more than the minimum tooth thickness) that does not allow communication between adjacent compression chambers of the screw rotor 4.
  • FIG. 22 is an explanatory diagram of the refrigeration cycle during the economizer operation of the refrigeration cycle apparatus 300 according to Embodiment 2 of the present invention.
  • FIG. 23 is a pressure-specific enthalpy diagram during full load operation of the refrigeration cycle apparatus 300 according to Embodiment 2 of the present invention.
  • the arrows in FIG. 22 indicate the flow of the refrigerant, the solid line is the refrigerant liquid, and the broken line is the refrigerant gas.
  • the refrigerant state at each numerical position in parentheses in FIG. 23 corresponds to the refrigerant state at each corresponding numerical pipe position in FIG.
  • the refrigerant gas (1) having the pressure Ps exiting the evaporator 105 is sucked into the screw compressor 100, compressed to the pressure Pd, and then discharged.
  • the discharged refrigerant gas (5) is supercooled to the state (6) by the condenser 102.
  • the high-pressure supercooled liquid (6) enters the high-pressure part of the intercooler 103 and is further cooled to the state (8).
  • a part of the high-pressure liquid (8) discharged from the intermediate cooler 103 is branched and expanded by the intermediate cooler expansion valve 106 to the intermediate pressure Pm, and again in the state (7), the low-pressure portion of the intermediate cooler 103 is expanded. Flow into.
  • the refrigerant liquid (low-pressure side refrigerant) (7) that has flowed again into the low-pressure part of the intercooler 103 evaporates into a refrigerant gas (7a) by heat exchange with the high-pressure side refrigerant.
  • the refrigerant gas (7a) is injected into the screw groove 10 during compression from the economizer port 12p provided in the slide valve 12 via the economizer pipe 107 and the economizer flow path 50, and mixed with the compressed gas. ((2)-(3)).
  • FIG. 24 is a pressure-specific enthalpy diagram when the differential pressure difference is small in the partial load operation of the refrigeration cycle apparatus 300 according to Embodiment 2 of the present invention.
  • the differential pressure between the intermediate pressure (intermediate cooler outlet) and the compression chamber is small as shown in FIG. 24, and the intermediate pressure ⁇ compression chamber becomes transient during the economizer operation. Operation becomes unstable.
  • the effect of expanding the refrigerating capacity is small, and the power increase due to the economizer gas flowing in the middle of compression becomes larger and the coefficient of performance decreases. Therefore, under the condition where the high / low differential pressure is small, the intermediate cooler expansion valve 106 in FIG. 22 is closed so that the economizer operation is not performed.
  • FIGS. 25 and 26 are explanatory diagrams for explaining the relationship between the screw rotation angle and the economizer port in the screw compressor 200 according to Embodiment 2 of the present invention.
  • FIG. 25 shows a state when the slide valve 12 is arranged on the discharge side (an operation state where the compression ratio is large such as full load operation).
  • FIG. 26 shows a state when the slide valve 12 is disposed on the suction side (an operation state in which the compression ratio is relatively small even in partial load operation).
  • FIGS. 25A to 25C and FIGS. 26A to 26C are development views of the outer peripheral surface of the screw rotor 4.
  • FIGS. 25 (d) and 26 (d) are CC cross-sectional views of FIGS. 25 (a) and 26 (a).
  • FIG. 25 shows that the screw groove 10 has a rotation angle ⁇ A (1) ⁇ ⁇ A (2) ⁇ ⁇ A (3) ⁇ ⁇ A (4) ⁇ ⁇ A (5) ⁇ ⁇ A (6) ⁇ ⁇ A (7) ⁇ ⁇ A (8 ) ⁇ ⁇ A (9) in this order, and the volume of the screw groove 10 is reduced.
  • the screw groove 10 has a rotation angle ⁇ B (1) ⁇ ⁇ B (2) ⁇ ⁇ B (3) ⁇ ⁇ B (4) ⁇ ⁇ B (5) ⁇ ⁇ B (6) ⁇ ⁇ B (7) ⁇ ⁇ B (8 ) ⁇ ⁇ B (9) ⁇ ⁇ B (10) ⁇ ⁇ B (11), and the volume of the screw groove 10 is reduced.
  • the screw grooves B1 and B2 hatched with diagonal lines are the screw grooves 10 in the suction process. That is, the screw grooves B1 and B2 are in positions that are not completely closed by the gate rotor 7 and the inner wall surface of the accommodating portion 1A. Also, the screw grooves A1, A2, A3, and B3 filled in FIGS. 25 and 26 are screw grooves 10 in the compression process. Further, unfilled screw grooves A4 to A9 and B4 to B11 are screw grooves 10 in the discharging process. The substantial discharge area in the discharge process is the area of the area where the discharge port 15 and the screw groove 10 face each other, and is indicated by the grid lines in FIGS.
  • the economizer port 12p starts to communicate with the low-pressure screw groove A1 immediately after completing the suction.
  • the economizer port 12p travels on the screw grooves A2 ⁇ A3 during the compression stroke. While the economizer port 12p travels on the screw grooves A2 ⁇ A3, the economizer gas is injected from the economizer port 12p into the screw groove 10 due to the differential pressure between the intermediate pressure Pm and the screw groove 10.
  • the economizer port 12p is opened in the screw groove 10 that is at a high pressure, the intermediate pressure is increased, and the effect of expanding the capacity by the economizer operation (the degree of supercooling in (8) of FIG. 23) is reduced. Therefore, here, the economizer gas is injected into the screw groove 10 as low as possible.
  • the economizer port 12p communicates with the screw groove 10 at the timing when the suction is almost completed. That is, as shown in FIG. 25A, the economizer port 12p starts to communicate with the screw groove A1 at the start of compression, passes through the screw grooves A2 and A3 during the compression process, and is completely screwed with the screw groove A4. This is repeated.
  • the economizer operation is performed by connecting the economizer flow path 50 provided in the casing 1 and the economizer port 12p under the condition that the differential pressure is relatively large even in the partial load operation and the economizer effect is obtained. .
  • the slide valve 12 is moved from the full load operation to the suction side or is positioned at the same slide position as the full load operation.
  • the economizer port 12p is always in communication with the suction pressure chamber 1C. Therefore, when the differential pressure is small in the partial load operation, the operation is performed in a state where the economizer port 12p is not involved in the screw groove 10 from the suction process to the discharge process.
  • the economizer port becomes a volume portion (dead volume) where it is compressed wastefully from the suction pressure to the discharge pressure. Therefore, a re-expansion loss occurs when the economizer port passes over the screw groove while the economizer operation is stopped.
  • the economizer port 12p is not involved at all in the operation of stopping the economizer operation, it is possible to prevent the performance degradation due to the re-expansion loss. Further, the partial load operation has a small capacity, and the influence of leakage between adjacent compression chambers becomes remarkable. However, in the configuration of the second embodiment, the economizer port 12p is completely involved when the economizer operation is stopped. By eliminating, leakage between the screw grooves 10 due to passing through the economizer port 12p can be eliminated.
  • the economizer flow path 50 and the economizer port 12p are prevented from communicating with each other.
  • the economizer flow path 50 and the economizer port 12p are prevented from communicating with each other.
  • FIG. 26A when the slide valve is on the suction side, if the economizer pipe 107 is closed by the intermediate cooler expansion valve 106 or the like, the economizer gas leaks to the suction side, and the compression chamber of the suction gas 11 is not hindered. For this reason, the economizer flow path 50 and the economizer port 12p may be communicated with each other from the viewpoint of common parts and the like.
  • FIG. 27 is an explanatory view of a modified example of the diameter of the economizer port 12p.
  • (A) is a developed view of the inner wall surface of the accommodating portion 1A and the outer peripheral surface of the screw rotor 4, and (b) is a dd section of (a). Show.
  • the economizer port 12p has a diameter that does not allow communication between adjacent compression chambers.
  • the economizer port 12p may be larger than the land width (width of the groove between adjacent screw grooves) as shown in FIG. 27 (a). There is a similar effect.
  • the second embodiment can obtain the same effects as those of the first embodiment and the following effects. That is, in the second embodiment, the position of the economizer port 12p provided on the slide valve 12 is the position where the economizer port 12p communicates with the economizer flow path 50 when the slide valve 12 is at the most discharge side. When the slide valve 12 is on the most suction side, the economizer port 12p is in a position where it communicates with the suction pressure chamber 1C. With this configuration, in a full load operation where the economizer effect is large and the pressure difference is large, the coefficient of performance can be improved by the economizer operation.
  • 1 casing 1A housing, 1B opening, 1C suction pressure chamber, 1a gate rotor opening, 1aa gate rotor opening surface, 1c suction wall, 1e facing surface, 2 high pressure side bearing, 3 low pressure side bearing, 4 screw rotor 5, gate rotor support, 5a bearing, 5b central axis, 6 gate rotor support chamber, 7 gate rotor, 7a gate rotor teeth, 8 electric motor, 9 rotary shaft, 10 screw groove, 10a end, 11 compression chamber, 12 slide valve , 12c connecting part, 12d inclined surface on the variable port side (discharge end face), 12p economizer port, 14 slide groove, 15 discharge port, 16 variable port, 16l slide surface (rotation side slide surface), 16r anti-rotation side slide Surface, 17 fixed port, 17a fixed port side Slope, 17ax split fixed port, 17b vertical surface, 17bx split fixed port, 17c inclined surface, 18 bulkhead, 50 economizer flow path, 50a conduit, 50b long groove, 100 screw compressor, 101

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract

　スライドバルブ１２の移動によって開口面積と吐出開始のタイミングとを変更できる可変ポート１６と、スライドバルブ１２が移動しても開口面積が変化しない固定ポート１７を設け、スライドバルブ１２が最も吸入側に位置するときの吐出ポート開口部の吸入側端面形状が、可変ポート１６側の傾斜面１２ｄと、固定ポート１７と可変ポート１６との境界であるスライド面１６ｌと、固定ポート１７側の傾斜面１７ａと、を互いに角度を持って接続した略Ｚ形状で形成するようにした。

Description

スクリュー圧縮機及び冷凍サイクル装置
　本発明は、冷凍・空調用途等の冷凍サイクル内で用いられるスクリュー圧縮機及び冷凍サイクル装置に関するものである。
　この種のスクリュー圧縮機として、一端が流体の吸入側となり他端が吐出側となるスクリューロータの外周に、スクリューロータの回転軸方向へスライド移動する柱状のスライドバルブを設けたものがある（例えば、特許文献１、特許文献２、特許文献３、特許文献４参照）。スライドバルブは、圧縮室で圧縮された高圧ガスの吐出開始（圧縮完了）位置を変更するものであり、吐出面積を変化させて吸入容積に対する吐出容積の比率を変更するものである。
　特許文献１では、運転負荷に応じた圧縮比（吐出圧力／吸入圧力）に対して、高い圧縮機効率が得られる容積比になるようにスライドバルブのスライド停止位置を制御している。つまり、運転状態が全負荷運転なのか部分負荷運転なのかに応じてスライドバルブの位置を変化させている。具体的には、スライドバルブは、部分負荷運転時は吸入側に位置して吐出ポートの開度を大きくし、全負荷運転時は吐出側に位置して吐出ポートの開度を小さくするように、位置が変化する。
　特許文献１のスクリュー圧縮機の吐出ポートは、スクリューロータを収容するケーシングに設けた開口部の内壁面とスライドバルブの吐出側端面とで形成されており、可変ポートと固定ポートとを有している。可変ポートは、スライドバルブの移動によりスライドバルブによる閉塞部分が開放されるか又は逆方向の移動によって開放部分が閉塞されることにより面積変化するポートである。固定ポートは、可変ポートと、ケーシングにおいてゲートロータ歯が挿入される開口部（以下、ゲートロータ用開口部と称する）との間に設けられ、スライドバルブの位置によらず常に開放された状態のポートである。
　特許文献１に記載の従来のスクリュー圧縮機では、固定ポート及び可変ポートに加えて更に、部分負荷運転時の吐出面積拡大を目的として複数の副ポートを設けている。複数の副ポートは、平行四辺形形状に形成され、可変ポートとゲートロータ用開口部との間において固定ポートの吸入側に並設されている。
　ここで、固定ポートは、全負荷運転時のスライドバルブの位置に合わせて吐出面積が確保できるように形成される。また、副ポートはスライドバルブが吸入側にスライドする部分負荷運転で圧縮室及び可変ポートに連通し、スライドバルブが吐出側へスライドする全負荷運転ではスライドバルブによって閉塞されるように、固定ポートとは切り離して形成されている。
　特許文献１では、以上のように固定ポートと副ポートとを設けることにより、圧力の異なる圧縮室同士が連通することを防止すると共に、部分負荷の運転状態において十分な大きさの吐出面積を確保することを可能としている。
　また、特許文献２に記載の従来のスクリュー圧縮機においても、部分負荷での吐出面積を確保することを目的として、可変ポート及び固定ポートの他に副ポートを設ける点が開示されている。この特許文献２の副ポートは、スライドバルブよりもスクリューロータの反回転側に設けられ、全負荷に対して５０％から７５％の部分負荷運転のときに圧縮室をスクリューロータの吐出側空間に連通させるようにしている。
　また、特許文献３には、スライドバルブの吐出側端面の傾斜を部分負荷運転の吐出開始時点のスクリュー溝の傾斜に合わせ、全負荷運転の効率よりも部分負荷運転の効率を優先するようにしたスクリュー圧縮機が開示されている。
　また、特許文献１～３においてスライドバルブは、棒状の連結部を介してガイド部に連結され、ガイド部が駆動機構によって駆動されることでスライド移動できるようになっている。この連結部は、吐出ポート上を横切って配置されることから、吐出流体の流路を閉塞する。このため、流路面積を縮小させ、吐出圧損を増大させる要因となっている。
　そこで、特許文献４には、できるだけ吐出流路を遮らないように、連結部を可変ポートの反回転方向側へ偏らせて配置するようにした技術が開示されている。
特開２０１１－１３２８３４号公報（第１１頁、図６） 特開２０１１－３２９５７号公報（［００３３］、図２） 特許第４７３５７５７号公報（第１２頁、図６） 特許第３２１４１００号公報（［００２０］、図３）
　スクリュー圧縮機が搭載される冷凍機の省エネルギーの指標として、従来は定格条件（全負荷条件：１００％負荷）での成績係数（能力／消費電力）を用いることが主流であった。しかし、最近では実運転条件に近い指標、例えば米国で定められている期間成績係数ＩＰＬＶ（Ｉｎｔｅｇｒａｔｅｄ　Ｐａｒｔ　Ｌｏａｄ　Ｖａｌｕｅ）が注目されてきている。
　一般的な冷凍機では、年間を通じて定格条件で運転される時間は非常に短く、年間を通した運転時間のうち９割以上が部分負荷で運転されている。そして、部分負荷は、全負荷のうち特に７５～５０％負荷での運転がその大半を占める。全負荷運転と部分負荷運転では、冷媒循環流量、運転圧縮比が異なり、成績係数も変化する。このような実運転の状況を考慮し、期間成績係数が注目されてきたのである。つまり、期間成績係数は部分負荷条件での成績係数を重視した指標となっている。
　上記の背景から、特許文献１及び特許文献２に記載のスクリュー圧縮機は、部分負荷条件の効率を向上する目的で部分負荷条件での吐出面積を大きくするため、上記の構成を採用している。すなわち、従来の可変ポートに加え、部分負荷運転でのみ吐出側空間に連通する副ポートを設けている。
　しかしながら、副ポートは、全負荷運転で圧縮途中の圧縮室と連通するように設けられているため、吸入圧から吐出圧まで無駄に圧縮される容積部（デッドボリューム）となり、損失を発生させる要因となってしまっている。
　また、特許文献３に記載のスクリュー圧縮機は、スライドバルブの吐出側端面が部分負荷の吐出開始時点のスクリュー溝の傾斜に沿って形成されているため、部分負荷条件では吐出開始時点の吐出面積を十分に確保でき、運転効率が上がって効果的である。しかし、全負荷条件では、スライドバルブの吐出側端面が全負荷条件での吐出開始時点のスクリュー溝の傾斜に沿わなくなる。このため、その傾斜の違いが起因して部分負荷運転時にスクリュー溝の傾斜を合わせた場合の吐出開始時の吐出面積が、全負荷運転時にスクリュー溝の傾斜を合わせた時よりも小さくなり、吐出圧損が増大して効率が低下してしまう問題がある。
　また、特許文献４のスクリュー圧縮機は、吐出流路をなるべく遮らないように連結部の位置を工夫しているものの、全負荷運転時及び部分負荷運転時、共に、連結部が可変ポート上にあることに変わりはない。このため、連結部によって吐出流路が遮られ、吐出圧損が増大する問題は依然として残されており、連結部による運転効率低下の改善が求められている。
　また、特許文献１から特許文献４のスクリュー圧縮機は、１対のスライドバルブで機械式容量制御を行う場合に可変ポート面積を確保できるように、例えば、スライドバルブの中心をゲートロータの開口面から３０°前後としている。なお、機械式容量制御とは、スライドバルブを吐出側に移動させてバイパス口（吸入側にあるスクリュー溝を低圧空間と連通させる開口）を開くことで、圧縮開始のタイミングを遅らせて容量制御を行う制御である。この角度位置に設けられたスライドバルブの外周面の外方には、吸入圧と吐出圧とを仕切る隔壁がある。スライドバルブを低圧縮比運転での吐出開始点に合わせて吸入側に移動させたとき、スライドバルブの吐出側端面が隔壁より吸入側に位置するように、スライドバルブと隔壁との位置関係が設定されている。このため、圧縮室から吸入圧側への流体漏れが発生する問題がある。
　特許文献１、２、４の課題を解決するには、例えば以下を満足する構成とする方法が考えられる。すなわち、まず、スライドバルブのスクリューロータ周方向の長さを、部分負荷の吐出開始時点のスクリュー溝を覆う程度に長くして吐出面積を十分大きくとればよい。そして、連結部が吐出流路を遮らないよう、スクリューロータ周方向の長さを長くしたスライドバルブに、特許文献４の位置よりも更に反回転方向側へ偏らせて連結部を配置し、連結部が吐出ポートから完全に離して設ければよい。しかしながら、これらの２つを満足したとしても、特許文献３と同じ課題は残されている。
　また、特許文献１、２、４の課題を解決するために、上述のようにスライドバルブのスクリューロータ周方向の長さを長くした場合、スライドバルブの外周面とその外周面の外方に設けた隔壁とのシール部分のシール線長さが長くなり、漏れ損失が増大する問題が新たに生じる。更には、スライドバルブの外周面の外側に設けられているゲートロータ支持部品とスライドバルブとが干渉してしまう問題も生じる。
　このように、特許文献１～４の技術では、高圧縮比から低圧縮比まで広い運転範囲で吐出損失の増大を抑制するための技術が各種開示されているものの、更なる改善の余地があった。
　本発明は、上述のような問題の少なくとも一つを解決するためになされたものであり、広い運転範囲で吐出損失の増大を抑制できるスクリュー圧縮機及び冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。
　本発明に係るスクリュー圧縮機は、複数条のスクリュー溝が外周面に形成され、一端が流体の吸入側となり他端が吐出側となるスクリューロータと、スクリュー溝に噛み合わされる複数の歯が外周部に形成されたゲートロータと、スクリューロータが収容される収容部及び吐出ポートを有するケーシングと、ケーシングの内壁面に形成され、スクリューロータの回転軸方向に延びるスライド溝と、スライド溝内に回転軸方向にスライド移動自在に収容され、回転軸方向にスライドして吐出開始タイミングを変化させるスライドバルブと、ケーシングに設けられ、収容部に開口するゲートロータ用開口部とを有し、ゲートロータの複数の歯がゲートロータ用開口部を介して収容部に挿入されてスクリュー溝と噛み合わされ、スクリューロータが回転することにより、収容部の内壁面、スクリュー溝及びゲートロータで囲まれた空間である圧縮室に流体を吸入して圧縮し、圧縮した流体を吐出ポートから吐出するスクリュー圧縮機であって、吐出ポートは、スライドバルブの移動によって開口面積と吐出開始のタイミングとを変更できる可変ポートと、可変ポートとゲートロータとの間に設けられ、スライドバルブが移動しても開口面積が変化しない固定ポートとを有し、スライドバルブが最も吸入側に配置されるときの吐出ポートの吸入側端面形状が、可変ポート側の傾斜面と、固定ポートと可変ポートとの境界にあって回転軸方向に延びるスライド面と、固定ポート側の傾斜面と、を互いに角度を持って接続したＺ形状を有して形成され、固定ポート側の傾斜面が可変ポート側の傾斜面よりも吐出側に形成されている。
　本発明によれば、広い運転範囲で吐出損失の増大を抑制できるスクリュー圧縮機を得ることができる。
本発明の実施の形態１に係るスクリュー圧縮機１００の概略断面図（平面断面図）である。 図１のＡ－Ａ断面図である。 本発明の実施の形態１に係るスクリュー圧縮機１００の吐出ポート１５近傍（収容部）を示す斜視図である。 本発明の実施の形態１に係るスクリュー圧縮機１００の吐出ポート１５近傍の説明図である。 本発明の実施の形態１に係るスクリュー圧縮機１００の圧縮原理を示す説明図である。 本発明の実施の形態１に係るスクリュー圧縮機１００のスライドバルブ１２が吐出側に配置された状態でのスクリュー回転角と吐出面積との関係を説明するための説明図である。 図６の状態でのスクリュー回転角と吐出面積変化の関係を示すグラフである。 本発明の実施の形態１に係るスクリュー圧縮機１００のスライドバルブ１２が吸入側に配置された状態でのスクリュー回転角と吐出面積との関係を説明するための説明図である。 図８の状態でのスクリュー回転角と吐出面積変化の関係を示すグラフである。 比較の対象となる従来の吐出ポート１５０近傍の説明図である。 高圧縮比運転で、図１０の従来のスライドバルブ１２０が吐出側に配置された状態でのスクリュー回転角と吐出面積との関係を説明するための説明図である。 スライドバルブが吐出側に配置された状態での従来と本実施の形態との吐出面積の比較結果を示す図である。 低圧縮比運転で、図１０の従来のスライドバルブ１２０が吸入側に配置された状態でのスクリュー回転角と吐出面積との関係を説明するための説明図である。 従来と本実施の形態１とのスライドバルブ配置の違いによる、低圧縮比運転での可変ポート面積の違いを説明するための説明図である。 スライドバルブが吸入側に配置された状態での従来と本実施の形態との吐出面積の比較結果を示す図である。 スライドバルブ１２の中心をゲートロータ開口面から９０°に配置したときの吐出面積変化の関係を示す図である。 スライドバルブ１２の中心をゲートロータ開口面１ａａから９０°に設けた場合と従来との吐出面積の比較結果を示す図である。 低圧縮比運転で、スライドバルブ１２、１２０が吸入側に配置された状態の横断面図である。 固定ポート１７の吸入側壁面の他の例を示す図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置３００の冷媒回路図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置３００に備えられたスクリュー圧縮機２００の要部端面図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置３００に備えられたスクリュー圧縮機２００の吐出ポート１５近傍（収容部）を示す斜視図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置３００に備えられたスクリュー圧縮機２００の吐出ポート１５近傍の説明図である。 本発明の実施の形態２に係るエコノマイザーポート近傍の説明図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置３００のエコノマイザー運転時の冷凍サイクル説明図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置３００の全負荷運転時の圧力－比エンタルピ線図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置３００の部分負荷運転で高低差圧が小さいときの圧力－比エンタルピ線図である。 本発明の実施の形態２に係るスクリュー圧縮機２００におけるスクリュー回転角とエコノマイザーポート１２ｐとの関係を説明するための説明図である。 本発明の実施の形態２に係るスクリュー圧縮機２００におけるスクリュー回転角とエコノマイザーポート１２ｐとの関係を説明するための説明図である。 本発明の実施の形態２に係るスクリュー圧縮機２００におけるエコノマイザーポート１２ｐとエコノマイザー流路５０との位置関係の変形例の説明図である。 エコノマイザーポート１２ｐの径の変形例の説明図で、（ａ）は収容部１Ａ内壁面及びスクリューロータ４外周面の展開図、（ｂ）は（ａ）のｄ－ｄ断面を示している。
実施の形態１．
　以下、本発明の実施の形態１に係るスクリュー圧縮機１００について説明する。
　図１は、本発明の実施の形態１に係るスクリュー圧縮機１００の概略断面図（平面断面図）である。また、図２は、図１のＡ－Ａ断面図である。なお、図１、図２及び以下に示す図において、同一の符号を付したものは同一又はこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。更に、明細書全文に表れている構成要素の形態は、あくまで例示であってこれらの記載に限定されるものではない。
　スクリュー圧縮機１００は、ケーシング１、スクリューロータ４、ゲートロータ７、スクリューロータ４を回転駆動させる電動機８及びスライドバルブ１２等を備えている。ケーシング１は、スクリューロータ４と、ゲートロータ７と、電動機８と、スライドバルブ１２等とを収容するものである。ケーシング１には、収容部１Ａに開口する吐出ポート１５（後述の図３参照）が形成されている。なお、吐出ポート１５の詳細については後述する。
　ケーシング１の内部には略円柱状の空間である収容部１Ａが形成され、収容部１Ａ内部に略円柱形状のスクリューロータ４が収容されている。スクリューロータ４は、一端が流体の吸入側となり他端が吐出側となる。このスクリューロータ４の外周面には、複数条のスクリュー溝１０が螺旋状に形成されている。また、スクリューロータ４の中心には、駆動軸となる回転軸９が回転一体に設けられている。回転軸９は、ケーシング１に設けられた高圧側軸受２及び低圧側軸受３によって回転自在に支持されている。また、回転軸９の低圧側軸受３側の端部には、例えばインバータ（図示省略）で周波数制御される電動機８が接続されている。
　ケーシング１には、収容部１Ａ（つまり、スクリューロータ４）を中心として対向するように、一対のゲートロータサポート室６が形成されている。各ゲートロータサポート室６には、略円板形状のゲートロータ７が収容されている。ゲートロータ７は、ゲートロータサポート室６に収容されたゲートロータサポート５に設けられている。
　ゲートロータサポート５は、その中心軸（回転軸）５ｂがスクリューロータ４の回転軸９と略垂直となるように配置され、中心軸５ｂ方向に離間して対向配置された軸受５ａによって回転自在に支持されている。
　図２において収容部１Ａの左側に形成されたゲートロータサポート室６と、収容部１Ａの右側に形成されたゲートロータサポート室６とのそれぞれに収容されているゲートロータ７及びゲートロータサポート５は、スクリューロータ４の回転軸９を中心にして１８０°回転させた配置となっている。
　ゲートロータ７は、収容部１Ａ及びスクリューロータ４と共に圧縮室１１を形成するものであり、その外周部には、スクリュー溝１０に噛み合わされる複数のゲートロータ歯７ａが形成されている。より詳しくは、ケーシング１には、ゲートロータ用開口部１ａが、回転軸９（図１参照）方向に延びるように形成されている。また、ゲートロータ用開口部１ａは、背面のスクリュー溝１０の傾斜に沿って延長されて形成され、背面の圧縮室を形成する収容部１Ａの吸入壁１ｃと繋がって形成されている。
　そして、ゲートロータ７の外周部は、ケーシング１に設けたゲートロータ用開口部１ａに挿入されている。つまり、ゲートロータ７のゲートロータ歯７ａは、ゲートロータ用開口部１ａを介して収容部１Ａ内に挿入され、スクリュー溝１０に噛み合わされている。これにより、ゲートロータ７、収容部１Ａの内壁面及びスクリューロータ４で囲まれた空間（換言すると、ゲートロータ７のゲートロータ歯７ａ及び収容部１Ａで仕切られたスクリュー溝１０）が形成され、この空間が圧縮室１１となる。
　また、ケーシング１の内壁面には、スクリューロータ４の回転軸９方向に延びる２つのスライド溝１４が形成されており、このスライド溝１４内にスライドバルブ１２がスライド移動自在に収容されている。詳しくは、２つのスライド溝１４は略円柱形状に形成され、内周面の一部が収容部１Ａと連通している。そして、これら２つのスライド溝１４は、スクリューロータ４の回転軸９を中心にして１８０°回転させた配置となっている。
　スライド溝１４に設けられているスライドバルブ１２は、スライド溝１４と同様に、略円柱形状に形成されている。そして、スライドバルブ１２は、収容部１Ａと対向する対向面１ｅが収容部１Ａの外周壁に沿った形状となるように円柱の一部を切り欠いた形状となっている。スライドバルブ１２には直動アクチュエータ（図示せず）に連結部１２ｃを介して接続されており、直動アクチュエータを駆動させることにより、スライド溝１４内をスライドバルブ１２がスクリューロータ４の回転軸９方向に移動する。
（吐出ポート１５近傍の詳細構成）
　次に、本実施の形態１に係るスクリュー圧縮機１００の吐出ポート１５近傍の詳細構成について説明する。
　図３は、本発明の実施の形態１に係るスクリュー圧縮機１００の吐出ポート１５近傍（収容部）を示す斜視図である。なお、図３は、図２の白抜き矢印Ｂ側から見た斜視図である。また、図３（ａ）はスライドバルブ１２が吐出側に移動している状態を示し、図３（ｂ）はスライドバルブ１２が吸入側に移動している状態を示している。また、図３では、吐出ポート１５近傍をわかりやすく示すため、連結部１２ｃに連結されるガイド部等の図示は省略している。
　図４は、図３のスクリュー圧縮機１００の吐出ポート１５近傍の説明図で、スライドバルブ１２が最も吸入側に位置するときの状態を示している。なお、ここでいう「最も吸入側」とは、吐出タイミングを調整する上でのスライドバルブ１２の移動範囲における「最も吸入側」を意味しているものであって、スライドバルブ１２のスライド範囲全体における「最も吸入側」とは必ずしも一致するわけではない。つまり、吐出タイミングを調整する上でのスライドバルブ１２の移動範囲と、スライドバルブ１２のスライド範囲とが同じ場合は一致するが、そうでない場合、ここでいう「最も吸入側」が、スライドバルブ１２のスライド範囲の「最も吸入側」よりも吐出側の位置となることもある。以下の説明における「最も吐出側」についても同様の意味である。
　図３に示すように、スライドバルブ１２は回転軸９（図１参照）と平行にスライド溝１４（図４参照）に移動可能に収容され、スライドバルブ１２の吐出側端面１２ｄの位置を変更することにより吐出開始のタイミングを調整する。すなわち、スライドバルブ１２は、部分負荷運転で比較的圧縮比が小さい場合には吸入側にスライドして吐出開始タイミングを早めると共に、全負荷運転の場合及び部分負荷運転で比較的圧縮比が大きい場合には吐出側にスライドして吐出開始タイミングを遅くする。
　つまり、吐出ポート１５は、ケーシング１に形成された開口部１Ｂ（より詳しくは、ケーシング１において収容部１Ａに開口する開口部）の内壁面とスライドバルブ１２の吐出側端面１２ｄとで形成されている。
　ここで、以降の説明にあたり、図４に示すように吐出ポート１５を定義する。つまり、吐出ポート１５は、可変ポート１６（図中太斜線部）と固定ポート１７（図中細斜線部）とを有する。
　可変ポート１６は、吐出ポート１５のうち、スライドバルブ１２と同じスクリューロータ中心角範囲φ１に開口する領域で構成される。換言すれば、可変ポート１６は、吐出ポート１５のうち、スライドバルブ１２の対向面１ｅをスライド方向に延長した領域と重なる領域部分で構成される。また、可変ポート１６は、スライドバルブ１２の吐出側端部の位置に応じて吐出開始のタイミングを可変する。また、可変ポート１６は、スライドバルブ１２の吐出側端部の位置に応じて自身の開口面積が可変とされるようになっている。
　固定ポート１７は、吐出ポート１５のうち、可変ポート１６以外の領域であり、可変ポート１６とゲートロータ７（図３参照）との間に形成された部分である。
　ここで、可変ポート１６の回転側スライド面を１６ｌ、反回転側スライド面を１６ｒと定義する。また、固定ポート１７の吸入側端面は段差を有しており、以下では、段差部分を境として可変ポート１６側から傾斜面１７ａ、垂直面１７ｂと定義する。また、以下では、固定ポート１７を段差部分で周方向に２つに分割した部分のうち、傾斜面１７ａを含む部分を分割固定ポート１７ａｘ、垂直面１７ｂを含む部分を分割固定ポート１７ｂｘとして区別する場合がある。
　図４の左図に示すようにスライドバルブ１２が最も吸入側に位置する状態では、吐出ポート１５の吸入側端面の形状が略Ｚ形状となっている。すなわち、吐出ポート１５の吸入側端面は、垂直面１７ｂを含むことから完全なＺ形状ではないものの、スライドバルブ１２の吐出側端面１２ｄ（以下、傾斜面１２ｄという場合がある）とスライド面１６ｌと傾斜面１７ａとが互いに角度を持って接続されたＺ形状を有するように形成されており、全体として略Ｚ形状となっている。このＺ形状は、吐出ポート１５の吸入側端面のうち、固定ポート１７側の傾斜面１７ａが可変ポート１６側の傾斜面１２ｄよりも高圧側に形成されたＺ形状である。
　なお、固定ポート１７のうち分割固定ポート１７ｂｘは、吐出行程終盤で最後まで流体を吐出できるようにケーシング１に設けられている。具体的には、ここでは分割固定ポート１７ｂｘの吸入側端面が垂直面１７ｂとなっているが、形状や位置はこれに限らない。
　次に、スライドバルブ１２の取り付け位置を説明する。ここでは、図４に示すように、ゲートロータ用開口部１ａのスライドバルブ１２側の端面（以下、ゲートロータ開口面という）１ａａからスライドバルブ１２の中心までの角度をφ３と定義し、φ３の角度でスライドバルブ１２の取り付け位置を示す。φ３の下限は、吐出面積を大きくできる従来の３０°より大きい値とする。φ３の上限はスライドバルブ１２が、反対面のゲートロータ支持部品と干渉しない角度である。これは、スライドバルブ１２の大きさによって変化し、例えばスライドバルブ１２の大きさが従来並（スクリューロータ４の中心角φ１で幅４０°前後）の場合は、φ３の上限が１００°となる。なお、分割固定ポート１７ｂｘ部分の形成範囲は、スクリューロータ中心角範囲でφ２であり、例えば１０゜程度である。
（動作説明）
　続いて上記のように構成されたスクリュー圧縮機１００の動作について説明する。
　図５は、本発明の実施の形態１に係るスクリュー圧縮機１００の圧縮原理を示す説明図である。
　図５に示すように、スクリューロータ４が電動機８（図１参照）により回転軸９（図１参照）を介して回転させられることで、ゲートロータ７のゲートロータ歯７ａがスクリュー溝１０内を相対的に移動する。これにより、圧縮室１１内では、吸入行程、圧縮行程及び吐出行程を一サイクルとして、このサイクルを繰り返すようになっている。ここでは、図５においてグレーで示した圧縮室１１に着目して各行程について説明する。
　図５（ａ）は吸入行程における圧縮室１１の状態を示している。スクリューロータ４が電動機８により駆動されて実線矢印の方向に回転すると、図５に示す下側のゲートロータ７はスクリューロータ４の回転に伴い、白抜き矢印の方向に回転する。また、図５に示す上側のゲートロータ７は、白抜き矢印で示すように、下側のゲートロータ７とは反対方向に回転する。吸入行程では、圧縮室１１は最も拡大した容積を有し、ケーシング１（図１参照）の低圧空間と連通しており、低圧の冷媒ガスが満たされている。
　更にスクリューロータ４が回転すると、その回転に連動して２つのゲートロータ７のゲートロータ歯７ａが順次吐出ポート１５の方へ回転移動する。これにより図５（ｂ）のように圧縮室１１の容積（体積）が縮小する。なお、図５（ｂ）においてスライドバルブ１２の図示を省略しているが、図５（ｂ）では可変ポート１６はスライドバルブ１２によってほとんど閉じられており、図５（ａ）よりも圧縮室１１の容積が縮小して、圧縮室１１内の冷媒ガスを圧縮している。
　引き続きスクリューロータ４が回転すると、図５（ｃ）に示すように、圧縮室１１が吐出ポート１５に連通する。これにより、圧縮室１１内で圧縮された高圧の冷媒ガスが吐出ポート１５より外部へ吐出される。そして、再びスクリューロータ４の背面で同様の圧縮が行われる。なお、ケーシング１（つまり、収容部１Ａの内壁面）に覆われていない開放されたスクリュー溝１０内は、反対側のゲートロータ７及びゲートロータサポート室６と連通し、吸入圧力雰囲気となっている。
　次に、吐出面積の変化について、図６～図９を用いて詳細に説明する。図６～図９は、本発明の実施の形態１に係るスクリュー圧縮機１００におけるスクリュー回転角と吐出面積との関係を説明するための説明図である。図６と図８は、収容部１Ａ内壁面及びスクリューロータ４外周面の展開図を示している。図６は、スライドバルブ１２が吐出側に配置される時の状態（比較的圧縮比の大きい運転状態）を示し、図８は、スライドバルブ１２が吸入側に配置される時の状態（部分負荷運転でも比較的圧縮比の小さい運転状態）を示す。
　なお、スクリュー圧縮機１００の実質的な吐出面積は、吐出ポート１５とスクリュー溝１０との対向領域面積であり、図６、図８において格子線部Ｃ１～Ｃ３と、右斜め下向きの斜線で示す斜線部Ｄ１～Ｄ３及び横線で示すＥ１～Ｅ２は、それぞれ実質的な吐出面積（吐出ポート１５とスクリュー溝１０との対向領域）を示している。
　図７、図９は、それぞれ図６と図８に対応した吐出面積を示す特性図である。図７、図９において横軸はスクリュー回転角、縦軸は吐出面積である。図７、図９の（ａ）は可変ポート面積の変化、（ｂ）は固定ポート面積の変化を示しており、それぞれ上に凸の放物線で表され、（ａ）と（ｂ）の合計が吐出ポート面積となる。
（高圧縮比運転の場合）
　以下、図６、図７を参照して、高圧縮比運転の場合、つまり全負荷運転の場合及び部分負荷運転で比較的圧縮比が大きい場合の吐出面積の変化を説明する。高圧縮比運転では、スライドバルブ１２を吐出側へ移動した状態で運転を行う。
　図６（ａ）は、スクリュー回転角θＡ（１）の吐出面積Ｃ１と、スクリュー回転角θＡ（４）の吐出面積Ｄ１とを示している。図６（ｂ）は、スクリュー回転角θＡ（２）の吐出面積Ｃ２と、スクリュー回転角θＡ（５）の吐出面積Ｄ２を示している。また、図６（ｃ）は、スクリュー回転角θＡ（３）の吐出面積Ｃ３と、スクリュー回転角θＡ（６）の吐出面積Ｄ３を示している。すなわち、図６にはスクリュー溝１０が回転角θＡ（１）→θＡ（２） →θＡ（３） →θＡ（４）→θＡ（５）→θＡ（６）の順に進行し、吐出面積（対向領域）がＣ１→Ｃ２→Ｃ３→Ｄ１→Ｄ２→Ｄ３と変化する様子を示している。
　つまり、スクリュー回転角がθＡ（１）に達する付近（図６（ａ））で圧縮室１１内が吐出圧力に達する一方、吐出ポート１５の固定ポート１７が開口し始める（Ｃ１）。このときの固定ポート１７の吸入側端面（傾斜面１７ａ）は、最大の吐出面積を確保できるように、対向するスクリュー溝１０の傾斜に沿って形成されている。つまり、固定ポート１７の吸入側端面が、対向するスクリュー溝１０の傾斜に沿って形成されていると、スクリューロータ４の回転に伴って図６ではスクリュー溝１０が下方向に移動した際、傾斜面１７ａの全体から吐出面積が広がっていくことになる。このため、最大の吐出面積を確保できるのである。
　なお、固定ポート１７の傾斜面１７ａは、必ずしも、対向するスクリュー溝１０の傾斜に沿って形成されていなくてもよく、要は、吐出開始時の吐出ポート１５の開口面積をできるだけ大きく確保することを考慮して形成されていればよい。
　そして、θＡ（２）（図６（ｂ））では固定ポート１７の吐出面積が増大していくと共に、可変ポート１６が開口し始める（Ｃ２）。その後、可変ポート１６の吐出面積は縮小し、図７に示すようにθＡ*で消滅するが、固定ポート１７の吐出面積はθＡ*付近で最大に達する。このように、吐出面積が小さく吐出流速が大きくなる吐出過程前半に可変ポート１６の吐出面積が追加されるので、吐出損失の増大を抑制できる。
　そして、θＡ*付近以降は、図７に示すように固定ポート１７の吐出面積は減少に転じ始め、スクリューロータ４の回転がθＡ（３） →θＡ（４）→θＡ（５）→θＡ（６）と進むにつれて吐出面積は減少していく。
　このように全負荷運転の場合及び部分負荷運転で比較的圧縮比が大きい場合には、スライドバルブ１２を吐出側に移動させ、圧縮した流体を主に固定ポート１７側から吐出するようにしている。
（低圧縮比運転の場合）
　以下、図８及び図９を参照して、低圧縮比運転の場合、つまり部分負荷運転で比較的圧縮比の小さい場合の吐出面積の変化を説明する。
　図８（ａ）は、スクリュー回転角θＢ（１）の吐出面積Ｃ１と、スクリュー回転角θＢ（４）の吐出面積Ｄ１と、スクリュー回転角θＢ（７）の吐出面積Ｅ１とを示している。図８（ｂ）は、スクリュー回転角θＢ（２）の吐出面積Ｃ２と、スクリュー回転角θＢ（５）の吐出面積Ｄ２と、スクリュー回転角θＢ（８）の吐出面積Ｅ２とを示している。また、図８（ｃ）は、スクリュー回転角θＢ（３）の吐出面積Ｃ３と、スクリュー回転角θＢ（６）の吐出面積Ｄ３を示している。すなわち、図８にはスクリュー溝１０が回転角θＢ（１）→θＢ（２） →θＢ（３） →θＢ（４）→θＢ（５）→θＢ（６） →θＢ（７）→θＢ（８）の順に進行し、吐出面積（対向領域）がＣ１→Ｃ２→Ｃ３→Ｄ１→Ｄ２→Ｄ３→Ｅ１→Ｅ２と変化する様子を示している。
　つまり、スクリュー回転角がθＢ（１）に達する付近（図８（ａ））で圧縮室１１内が吐出圧力に達する一方、吐出ポート１５の可変ポート１６が開口し始める（Ｃ１）。このときのスライドバルブ１２の吐出側端面１２ｄは、最大の吐出面積を確保できるように対向するスクリュー溝１０の傾斜に沿って形成されている。つまり、スライドバルブ１２の吐出側端面１２ｄが、対向するスクリュー溝１０の傾斜に沿って形成されていると、スクリューロータ４の回転に伴って図８ではスクリュー溝１０が下方向に移動した際、スライドバルブ１２の吐出側端面１２ｄの全体から吐出面積が広がっていくことになる。このため、最大の吐出面積を確保できるのである。
　なお、スライドバルブ１２の吐出側端面１２ｄは、必ずしも、対向するスクリュー溝１０の傾斜に沿って形成していなくともよく、要は、吐出開始時の吐出ポート１５の開口面積をできるだけ大きく確保することを考慮して形成されていればよい。
　そして、θＢ（２）（図８（ｂ））では可変ポート１６の吐出面積が増大していき（Ｃ２）、更にθＢ（３）（図８（ｃ）、図９）になると、固定ポート１７の吐出面積Ｃ３’が加わる（Ｃ３）。
　その後、θＢ（４）→θＢ（５）とスクリューロータ４の回転が進むにつれ可変ポート１６は縮小し、θＢ*（図９）でなくなる。可変ポート１６が縮小する一方で、固定ポート１７の吐出面積は増大するので、吐出ポート１５の吐出面積は、θＢ（３） ～θＢ*ではゆるやかな変化で比較的大きく確保された状態（図８参照）が続く。そして、θＢ（３）以降、吐出ポート１５の吐出面積は、図８のＤ３→Ｅ１→Ｅ２に示すように、図７のＤ１→Ｄ２→Ｄ３と同様の面積変化をたどる。
　このように部分負荷運転でも比較的圧縮比が小さい場合には、スライドバルブ１２を吸入側に移動させ、可変ポート１６と固定ポート１７の両方から圧縮した流体を吐出するようにしている。
　ここで、従来と本実施の形態１との吐出ポート形状の違いについて説明する。図１０は、比較の対象となる従来の吐出ポート１５０近傍の説明図である。
　吐出ポート１５０は、可変ポート１６０と、略矩形状の固定ポート１７０とから構成されている。また、スライドバルブ１２０は、本実施の形態１のスライドバルブ１２と位置が異なり、この例ではスライドバルブ１２０の角度幅は、φ１＝４０°で、スライドバルブ１２０の中心をゲートロータ開口面１ａａからφ３=３０°の位置に設けている。また、固定ポート１７０の形成範囲は、スクリューロータ中心角範囲でφ２であり、図４に示したφ２と同等の例えば１０゜程度である。
　以下では、動作の詳細な説明は省略し、本発明と異なる従来動作のみ説明する。
（高圧縮比運転の場合）
　図１１は、圧縮比が大きく、図１０の従来のスライドバルブ１２０が吐出側に配置された状態でのスクリュー回転角と吐出面積との関係を説明するための説明図である。図１２は、スライドバルブが吐出側に配置された状態での従来と本実施の形態１との吐出面積の比較結果を示す図である。
　図１１の見方は、図６の見方と同様である。すなわち、図１１には、スクリュー回転角がθＡ（１）→θＡ（２）→θＡ（３）→θＡ（４）→θＡ（５）→θＡ（６）の順に、吐出面積がＣ１→Ｃ２→Ｃ３→Ｄ１→Ｄ２→Ｄ３のように変化することが示されている。
　従来構成において高圧縮比運転の場合では、図１１に示すように、吐出過程前半から後半に渡って可変ポート１６０から圧縮した流体が吐出される。そのため、スライドバルブ１２０の連結部１２０ｃが、常に吐出ポート１５０上に位置することになり、吐出流路が閉塞される。
　これに対し、本実施の形態１では連結部１２ｃが、吐出ポート１５から吐出される吐出流体を遮らず、且つ吐出開始時の吐出面積を最大限に確保できるよう以下の構成としている。すなわち、スライドバルブ１２を、従来のスライドバルブ１２０よりも反回転方向側（後述の図１５では上方側）へ配置すると共に、スライドバルブ１２が吐出側に配置された状態において、圧縮した流体が主に固定ポート１７側から吐出されるようにしている。そして、固定ポート１７の吸入側端面のうち可変ポート１６側を、垂直面ではなく傾斜面１７ａとしている。なお、吐出開始時の吐出面積を最大限に確保する上で傾斜面１７ａが有効な点については、上述の通りである。
　このように構成したことにより、図６から明らかなように、吐出ポート１５内の吐出流路が連結部１２ｃによってほとんど閉塞されることがない。よって、吐出圧損を低減できる効果がある。
　更に、図１２から明らかなように、本実施の形態１の吐出面積は、吐出開始のタイミングを変更することなく、従来の固定ポート１７の吐出面積に加えて、可変ポート１６からの吐出面積を増やすことができる。これにより、吐出面積が小さく吐出流速が大きくなる吐出過程前半の吐出面積を増やせるため、吐出損失を更に低減できる効果がある。
（低圧縮比運転の場合）
　図１３は、低圧縮比運転で、図１０の従来のスライドバルブ１２０が吸入側に配置された状態でのスクリュー回転角と吐出面積との関係を説明するための説明図である。図１３Ａは、従来と本実施の形態１とのスライドバルブ配置の違いによる、低圧縮比運転での可変ポート面積の違いを説明するための説明図である。図１４は、スライドバルブが吸入側に配置された状態での従来と本実施の形態１との吐出面積の比較結果を示す図である。図１４Ａは、スライドバルブ１２の中心をゲートロータ開口面１ａａから９０°に設けた場合の吐出面積の変化を示す図である。図１４Ｂは、スライドバルブ１２の中心をゲートロータ開口面１ａａから９０°に設けた場合と従来との吐出面積の比較結果を示す図である。
　図１３の見方は、図６の見方と同様である。すなわち、図１３には、スクリュー回転角がθＢ（１）→θＢ（２） →θＢ（３） →θＢ（４）→θＢ（５）→θＢ（６） →θＢ（７）→θＢ（８）の順に、吐出面積がＣ１→Ｃ２→Ｃ３→Ｄ１→Ｄ２→Ｄ３→Ｅ１→Ｅ２のように変化することが示されている。
　従来構成において低圧縮比運転では、図１３に示すように、従来のスライドバルブ１２０が本実施の形態１に比べてより吸入側に配置される。この違いによる吐出面積変化について図１３Ａを用いて説明する。
　図１３Ａは、従来のスライドバルブ１２０と本実施の形態１のスライドバルブ１２とを並べて示し、スライドバルブの位置の違いよる吐出面積の違いを比較した図である。図１３には、吐出過程前半から吐出過程途中（θＢ（１）→θＢ（２）→θＢ（４））までの状態を（ａ）→（ｂ）→（ｃ）に順に示している。また、図１３Ａにおいて斜線部はスライドバルブ１２の位置とした場合の吐出面積、格子線部はスライドバルブ１２０の位置とした場合の吐出面積である。
　スクリュー圧縮機では、ケーシング１に設けた開口部とスクリュー溝１０との対向面が吐出面積となる。そのため、図１３Ａ（ｂ）の一点鎖線に示すように吐出側と吸入側のスクリュー溝１０がまったく同じ傾斜で吸入側から吐出側に向かって制限なく形成されているとすれば、可変ポート１６の吐出面積はスライドバルブ１２がどの位置にあっても同じになる。しかし、スクリュー溝１０の形状は吸入側と吐出側で異なり、図１３Ａ（ａ）に示すようにスクリュー軸方向に対する傾斜角Φは吸入側傾斜角Φs＞吐出側傾斜角Φｄとなっている。更に、吐出側端面１２ｄではスクリュー溝１０がなくなる。
　すなわち、スライドバルブ１２の取付位置によって吐出面積変化に違いが生じる。スライドバルブ１２の吐出側端面１２ｄが従来のスライドバルブ１２０の吐出側端面１２０ｄよりも吐出側に配位置する本実施の形態１では、図１３Ａ（ａ）、（ｂ）に示すように吐出過程前半は、スクリュー溝１０の傾斜角Φが小さく、可変ポート面積を従来より大きく取れる。すなわち、図１３Ａ（ａ）、（ｂ）において斜線部と格子線部とを比較すると、斜線部の面積の方が大きくなっている。しかし、図１３Ａ（ｃ）の吐出過程途中以降はスライドバルブ１２側のスクリュー溝１０がなくなるため、スライドバルブ１２側の可変ポート面積は従来のスライドバルブ１２０側の可変ポート面積より小さくなる。しかし、本実施の形態１では、分割固定ポート１７ａｘを設けているので、吐出過程途中以降は分割固定ポート１７ａｘで吐出面積を確保できるようになっている。
　結果的に、本実施の形態１の吐出面積は、図１４に示すようになり、従来と吐出過程の総吐出面積は同等で、吐出行程中の吐出面積の均一化が図れる構成となっている。
　なお、スライドバルブ１２をゲートロータ開口面１ａａ（図４参照）から離しすぎると、吐出面積が縮小してしまう。この点について、スライドバルブ１２を図１３Ａに示した位置から更にゲートロータ開口面１ａａから離し、スライドバルブ１２の中心をゲートロータ開口面１ａａから９０°に設けた場合と比較して以下に説明する。
　図１４Ｂは、スライドバルブ１２の中心をゲートロータ開口面１ａａから９０°に設けた場合と従来との吐出面積の比較結果を示す図である。
　吐出側端面１２ｄでスクリュー溝１０がなくなるため、図１４Ａ（ａ）に示すようにスライドバルブ１２の可変ポート面積が小さく、早い段階で可変ポート面積がなくなってしまう。その結果、スライドバルブ１２の中心をゲートロータ開口面１ａａから９０°に設けた場合は、図１４Ｂに示すように従来に比べて、吐出過程前半の吐出面積が小さく、更に総吐出面積も小さくなる。
　以上から、本実施の形態１において、スライドバルブ１２の中心位置は、３０°＜φ３＜９０°の範囲に最適点がある。
　ここで、吐出ポート１５の吸入側端面形状について改めて整理する。連結部１２ｃによる流路閉塞の改善及び吐出過程前半の吐出面積の増大化を図るにあたり、上述したように高圧縮比で運転される場合には、スライドバルブ１２の吸入側端面のうち分割固定ポート１７ａｘを、垂直面ではなく傾斜面１７ａとすることが有効である。また、低圧縮比で運転される場合には、つまりスライドバルブ１２が最も吸入側に位置する状態では、スライドバルブ１２の吐出側端面１２ｄを、スクリュー溝１０の傾斜に沿う傾斜面とすることが有効である。よって、これらをまとめて吐出ポート１５の吸入側端面形状を検討すると、スライドバルブ１２が最も吸入側に位置する状態において、吐出ポート１５の吸入側端面の形状が略Ｚ形状とすることが有効であるということになる。
　次に、スライドバルブ１２の外周面に設けた隔壁部分での流体漏れの改善について説明する。
　図１５は、低圧縮比運転で、スライドバルブ１２、１２０が吸入側に配置された状態の横断面図である。（ａ）は従来、（ｂ）は本実施の形態１を示す。また、図１５（ａ）、（ｂ）は、スクリュー回転角が互いに同じθＢ１（図８及び図１３参照）の場合を示している。
　図１５において、１８は吸入圧と吐出圧とを区画する隔壁で、太一点鎖線はシール面の中心を示す。
　図１５（ａ）に示すように従来は、圧縮比が小さいときの吐出開始のタイミングにあわせて吸入側にスライドバルブ１２０の軸方向位置を調整すると、スライドバルブ１２０の吐出側端面１２０ｄが隔壁１８を越えて吸入圧側に位置してしまう。これにより、シール面が形成されず、白抜き矢印で示すように圧縮室から吸入圧側への流体漏れが発生する。
　一方、本実施の形態１では、スライドバルブ１２が、従来のスライドバルブ１２０よりもゲートロータ７の設置位置から反回転方向側（図１５では上方側）へ配置される。このため、圧縮室の回転方向側（図１５の下側）の端辺１０ａのうち、スクリューロータ周方向（図１５の上下方向）におけるスライドバルブ位置と重なる部分が、本実施の形態１では従来よりも吐出側（図１５の左側）に位置する。よって、吐出開始点におけるスクリュー回転角θＢ１での端辺１０ａ位置に合わせて決められるスライドバルブ１２の吐出側端面１２ｄの位置が、従来よりも吐出側（図１５において左側）となる。よって、スライドバルブ１２の吐出側端面１２ｄが隔壁１８よりも吐出側にくるので、シール面が形成され、漏れが発生しない。
　以上説明したように、本実施の形態１によれば、スライドバルブ１２が最も吸入側に配置されるときの吐出ポート１５の吸入側端面形状をＺ形状としたので、以下の効果が得られる。
　すなわち、高圧縮比で運転される場合には、連結部１２ｃで遮られない吐出流路を形成することができ、吐出圧損を低減できる効果がある。
　また、低圧縮比で運転される場合には、吐出面積の小さい吐出過程前半において可変ポート面積を大きく取れることに加えて、途中から固定ポート面積が加わり、吐出面積変化の均一化が図れる。このため、（効果的に）吐出面積を拡大でき、また、吐出過程後半は連結部１２ｃで遮られない吐出流路が形成され、吐出圧損を低減できる効果がある。
　また、従来構造では、図１５に示したように、低圧縮比で運転される場合のスライドバルブ１２０の吐出側端面１２０ｄが隔壁１８より吸入側に位置し、漏れが発生して効率低下を招く問題がある。しかし、本実施の形態１では、スライドバルブ１２を従来のスライドバルブ１２０よりも反回転方向側（図１５では上方側）へ配置した。このため、吐出開始点のスクリュー溝１０に合わせてスライドバルブ１２を調整した時のスライドバルブ１２の位置が従来よりも吐出側に位置する。よって、スライドバルブ１２の吐出側端面１２ｄが吸入圧と吐出圧とを区画する隔壁１８を越えずに（漏れが発生しない）運転できる低圧縮比側の運転範囲が拡大できる効果がある。
　以上の結果、高圧縮比から低圧縮比まで広い運転範囲で吐出圧損を低減でき、ひいては、年間を通じて高効率な運転を可能とするスクリュー圧縮機１００を得ることができる。
　また、スライドバルブ１２をスクリューロータ４の周方向に長くすることなく、上記効果を得ることが可能であるため、スライドバルブ１２を周方向に長くした場合に生じる、漏れ損失の増大、ゲートロータ支持部品とスライドバルブ１２との干渉といった不都合が生じない。
　なお、本実施の形態１は一例であり、スライドバルブ１２を設ける角度範囲は図４等に示した範囲に限られない。
　また、本実施の形態１では、固定ポート１７の吸入側端面の一部が垂直面１７ｂを有する形状としたが、これに限られたものではない。他に例えば、図１６に示すように垂直面１７ｂを持たせず、傾斜面１７ａの傾斜をそのまま延長させて全体として傾斜する傾斜面１７ｃとしてもよい。
　また、以上の実施の形態１では、２つのゲートロータ７を設けたタイプのスクリュー圧縮機について説明した。しかし、これに限らず、１つのゲートロータ７を設けたタイプのスクリュー圧縮機であっても、吐出ポート１５を上記実施の形態１で示した形状とすることにより、総合的に損失の小さい高効率なスクリュー圧縮機とすることができる。
　以上の結果、高圧縮比から低圧縮比まで広い運転範囲で吐出損失の増大を抑制できるスクリュー圧縮機１００を得ることができる。
実施の形態２．
　本実施の形態２は、冷凍サイクル装置に関する。
　図１７は、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置３００の冷媒回路図である。
　冷凍サイクル装置３００は、インバータ１０１で駆動されるスクリュー圧縮機２００と、凝縮器１０２と、中間冷却器１０３の高圧部と、減圧装置である膨張弁１０４と、蒸発器１０５とを順に冷媒配管で接続した冷媒回路を備えている。冷凍サイクル装置３００は更に、中間冷却器１０３と膨張弁１０４との間から分岐し、中間冷却器用膨張弁１０６及び中間冷却器１０３の低圧部を介してスクリュー圧縮機１００に接続されたエコノマイザー配管１０７を有している。
凝縮器１０２は、スクリュー圧縮機２００からの吐出ガスを冷却、凝縮させる。膨張弁１０４は、凝縮器１０２の分岐した液を絞り膨張させる。蒸発器１０５は、膨張弁１０４を流出した冷媒を蒸発させる。中間冷却器１０３は、凝縮器１０２と膨張弁１０４との間の高圧側冷媒と、高圧側冷媒の一部を中間冷却器用膨張弁１０６で減圧した低圧側冷媒とを熱交換させて高圧側冷媒を冷却する。
　冷凍サイクル装置３００には更に、インバータ１０１、膨張弁１０４、中間冷却器用膨張弁１０６の制御、スクリュー圧縮機２００のスライドバルブ１２の位置の制御、後述のエコノマイザー運転の駆動及び停止等、冷凍サイクル装置全体を制御する制御装置３０１を備えている。
　図１８は、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置３００に備えられたスクリュー圧縮機２００の要部端面図である。図１９は、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置３００に備えられたスクリュー圧縮機２００の吐出ポート１５近傍（収容部）を示す斜視図である。図２０は、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置３００に備えられたスクリュー圧縮機２００の吐出ポート１５近傍の説明図である。
　スクリュー圧縮機２００は、実施の形態１のスクリュー圧縮機１００と略同様であり、以下、スクリュー圧縮機２００がスクリュー圧縮機１００と異なる点を中心に説明する。スクリュー圧縮機２００は、中間冷却器１０３からの冷媒ガスを圧縮室１１（圧縮過程にあるスクリュー溝１０）に導くためのエコノマイザー流路５０をケーシング１に備えている。エコノマイザー流路５０は、ケーシング１の外部とスライド溝１４とを連通するようにケーシング１に設けられている。
　エコノマイザー配管１０７は、エコノマイザー流路５０に接続され、中間冷却器１０３とエコノマイザー流路５０とを連結する。また、スクリュー圧縮機２００は更に、スライドバルブ１２の円柱部にエコノマイザーポート１２ｐが形成されている。エコノマイザーポート１２ｐは、図２０右図に示すように、スライドバルブ１２においてスライド溝１４との摺接面である外周面から、スライドバルブ１２においてスクリューロータ４との摺接面である内周面に貫通するように形成されている。
なお、実施の形態１でも説明したように、ケーシング１（つまり、収容部１Ａの内壁面）に覆われていない開放されたスクリュー溝１０（図１９参照）内は、反対側のゲートロータ７及びゲートロータサポート室６（図１９には示されていない方のゲートロータ７及びゲートロータサポート室６）と連通し、吸入圧力雰囲気となっている。以降、収容部１Ａの内壁面によって覆われておらず、吸入圧力雰囲気となっているケーシング１内の空間（ゲートロータサポート室６も含む）を吸入圧室１Ｃと定義する。
（エコノマイザーポート１２ｐ近傍の詳細構成）
　次に、本実施の形態２に係るエコノマイザーポート１２ｐ近傍の詳細構成について説明する。
図２１は、本発明の実施の形態２に係るエコノマイザーポート近傍の説明図である。
　エコノマイザー配管１０７とスライド溝１４とを連通するエコノマイザー流路５０は、図２１に示すようにケーシング１に設けられている。エコノマイザー流路５０は、エコノマイザー配管１０７に接続する管路５０ａとスライド溝１４側に接続する長溝５０ｂとを有する。長溝５０ｂはスライドバルブ１２のスライド面に沿って延びるように構成され、長溝５０ｂの長さｌは、エコノマイザー運転を行う運転範囲のスライドバルブ制御位置に対応した長さとしている。
　なお、エコノマイザー運転とは、中間冷却器用膨張弁１０６を開いてエコノマイザー配管１０７とスクリュー圧縮機１００とを連通させ、中間冷却器１０３の低圧部を通過後のエコノマイザーガスをスクリュー圧縮機１００の圧縮室１１にインジェクションする運転である。また、長溝５０ｂの溝幅（スクリューロータ周方向の長さ）は、図２１の右図に示すようにエコノマイザーポート１２ｐの径ｄより大きくしている。エコノマイザーポート径ｄは、スクリューロータ４の隣り合う圧縮室を連通しない最大径（最小歯厚以下）としている。
（動作説明）
次に、本実施の形態２の動作について説明する。
　まず、全負荷運転での冷媒回路の動作を説明する。
　図２２は、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置３００のエコノマイザー運転時の冷凍サイクル説明図である。図２３は、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置３００の全負荷運転時の圧力－比エンタルピ線図である。図２２中の矢印は冷媒の流れを示し、実線は冷媒液、破線は冷媒ガスである。図２３中の（）内の各数字の位置の冷媒状態は、図２２のそれぞれ対応する数字の配管位置の冷媒状態に対応している。
図２２、図２３において、蒸発器１０５を出た圧力Ｐｓの冷媒ガス（１）はスクリュー圧縮機１００に吸い込まれ、圧力Ｐｄまで圧縮された後、吐出される。吐出された冷媒ガス（５）は、凝縮器１０２で（６）の状態まで過冷却される。高圧の過冷却液（６）は、中間冷却器１０３の高圧部に入り、更に冷却されて（８）の状態となる。中間冷却器１０３から出た高圧液（８）は、その一部が分岐され、中間冷却器用膨張弁１０６で中間圧力Ｐｍまで絞り膨張され、（７）の状態で再び中間冷却器１０３の低圧部に流れ込む。
　凝縮器１０２を出て直接、中間冷却器１０３の高圧部に流入した高圧液（高圧側冷媒）（６）は、中間冷却器用膨張弁１０６を経て再び中間冷却器１０３の低圧部に流入した冷媒液（低圧側冷媒）との熱交換により、過冷却状態が（８）の状態まで大きくなる。すなわち、この過冷却の増加によって、蒸発器１０５の冷凍効果は増えることになる。
　一方、中間冷却器１０３の低圧部に再び流入した冷媒液（低圧側冷媒）（７）は、高圧側冷媒との熱交換により蒸発して冷媒ガス（７ａ）となる。そして、この冷媒ガス（７ａ）は、エコノマイザー配管１０７及びエコノマイザー流路５０を経由して、スライドバルブ１２に設けたエコノマイザーポート１２ｐから圧縮中のスクリュー溝１０にインジェクションされ、圧縮ガスと混合する（（２）－（３））。
　このとき、スクリュー圧縮機２００へのガス流入量や流入するタイミングによって、圧縮動力が変化する。したがって、できるだけ圧縮動力を増さずに、冷凍能力を大きくすることが成績係数を高くするポイントとなり、最適な中間圧力Ｐｍが存在する。
　次に、部分負荷運転で高低差圧が小さいときの冷媒回路の動作を説明する。
　図２４は、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置３００の部分負荷運転で高低差圧が小さいときの圧力－比エンタルピ線図である。
　部分負荷運転で高低差圧が小さいときは、図２４に示すように中間圧（中間冷却器出口）と圧縮室間の差圧が小さく、エコノマイザー運転時に過渡的に中間圧＜圧縮室となって動作が不安定となる。その上、冷凍能力の拡大効果が小さく、エコノマイザーガスが圧縮途中に流入することによる動力増加の方が大きくなって成績係数が低下する。そのため、高低差圧が小さい条件では、図２２の中間冷却器用膨張弁１０６を閉止し、エコノマイザー運転を行わないようにしている。
　次に、エコノマイザーポート１２ｐとスクリュー溝１０との位置関係を図２５と図２６を用いて説明する。
　図２５と図２６は、本発明の実施の形態２に係るスクリュー圧縮機２００におけるスクリュー回転角とエコノマイザーポートとの関係を説明するための説明図である。図２５は、スライドバルブ１２が吐出側に配置される時の状態（全負荷運転など圧縮比が大きい運転状態）を示している。図２６は、スライドバルブ１２が吸入側に配置される時の状態（部分負荷運転でも比較的圧縮比の小さい運転状態）を示している。また、図２５（ａ）～（ｃ）と図２６（ａ）～（ｃ）は、スクリューロータ４外周面の展開図を示している。図２５（ｄ）と図２６（ｄ）は、図２５（ａ）と図２６（ａ）のＣ－Ｃ断面図である。
　図２５のＡ１～Ａ９及び図２６のＢ１～Ｂ１１は、それぞれスクリュー回転角θＡ（１）～θＡ（９）、θＢ（１）～θＢ（１１）のスクリュー溝１０を示している。すなわち、図２５は、スクリュー溝１０が回転角θＡ（１）→θＡ（２）→θＡ（３）→θＡ（４）→θＡ（５）→θＡ（６）→θＡ（７）→θＡ（８）→θＡ（９）の順に進行し、スクリュー溝１０の容積が縮小する様子を示している。そして、図２６は、スクリュー溝１０が回転角θＢ（１）→θＢ（２）→θＢ（３）→θＢ（４）→θＢ（５）→θＢ（６）→θＢ（７）→θＢ（８）→θＢ（９）→θＢ（１０）→θＢ（１１）の順に進行し、スクリュー溝１０の容積が縮小する様子を示している。
図２６において斜線でハッチングしたスクリュー溝Ｂ１、Ｂ２は、吸入過程のスクリュー溝１０である。つまり、スクリュー溝Ｂ１、Ｂ２は、ゲートロータ７と収容部１Ａの内壁面とで完全に閉じ込まれている状態ではない位置にある。また、図２５と図２６において塗りつぶされたスクリュー溝Ａ１、Ａ２、Ａ３、Ｂ３は圧縮過程にあるスクリュー溝１０である。また、塗りつぶされていないスクリュー溝Ａ４～Ａ９、Ｂ４～Ｂ１１は、吐出過程にあるスクリュー溝１０である。吐出過程での実質的な吐出面積は、吐出ポート１５とスクリュー溝１０との対向領域面積であり、図２５、図２６の格子線部で示している。
（全負荷運転時の場合）
　図２５を用いて、全負荷運転時のエコノマイザーポート１２ｐとスクリュー溝１０との位置関係を説明する。
　全負荷運転ではエコノマイザー運転を行う。エコノマイザー運転では、スライドバルブ１２は図２５（ｄ）に示すように吐出側に移動し、図２５（ａ）～（ｃ）に示すように可変ポート１６を完全に閉塞する位置に配置される。また、ケーシング１に設けられたエコノマイザー流路５０とエコノマイザーポート１２ｐとは連通した状態になっている。
　図２５（ａ）に示すようにエコノマイザーポート１２ｐは、吸入を完了した直後の低圧のスクリュー溝Ａ１に連通し始める。そして、エコノマイザーポート１２ｐは、圧縮行程中のスクリュー溝Ａ２→Ａ３上を進行する。エコノマイザーポート１２ｐがスクリュー溝Ａ２→Ａ３上を進行する間、中間圧力Ｐｍとスクリュー溝１０との差圧により、エコノマイザーガスがエコノマイザーポート１２ｐからスクリュー溝１０にインジェクションされる。高圧となるスクリュー溝１０にエコノマイザーポート１２ｐを開口させると中間圧が上昇し、エコノマイザー運転による能力拡大効果（図２３の（８）の過冷却度）が小さくなる。よって、ここでは、できるだけ低圧のスクリュー溝１０にエコノマイザーガスをインジェクションするようにしている。
また吸入過程のスクリュー溝１０に多量の冷媒ガスがインジェクションされると冷媒循環量が減少し、冷凍能力を低下させる要因となる。このため、吸入をほぼ完了するタイミングでエコノマイザーポート１２ｐがスクリュー溝１０に連通するようにしている。すなわち、エコノマイザーポート１２ｐは、図２５（ａ）に示すように圧縮開始時のスクリュー溝Ａ１から連通し始め、圧縮過程中のスクリュー溝Ａ２、Ａ３を通過し、スクリュー溝Ａ４で完全にスクリュー溝に開口しなくなり、これが繰り返される。
　なお、部分負荷運転でも比較的高低差圧が大きく、エコノマイザー効果が得られる条件では、ケーシング１に設けられたエコノマイザー流路５０とエコノマイザーポート１２ｐとを連通させて、エコノマイザー運転を行う。部分負荷運転でのエコノマイザー運転では、スライドバルブ１２を全負荷運転より吸入側へ移動させるか、全負荷運転と同じスライド位置に位置させる。
（部分負荷運転で高低差圧が小さい場合）
　次に図２６を用いて、部分負荷運転で高低差圧が小さいときのエコノマイザーポート１２ｐとスクリュー溝１０との位置関係を説明する。
　部分負荷運転で高低差圧が小さいときはエコノマイザー運転を停止する。エコノマイザー運転を停止する場合、スライドバルブ１２は、図２６（ｄ）に示すように吸入側に移動し、エコノマイザーポート１２ｐを、図１９（ｂ）に示すように収容部１Ａの内壁面のない部分（吸入圧室１Ｃ）に配置させる。この状態では、ケーシング１に設けられたエコノマイザー流路５０とエコノマイザーポート１２ｐとは連通しない状態になっている。また、エコノマイザー運転を停止中、エコノマイザーポート１２ｐは、常に吸入圧室１Ｃに連通した状態になっている。したがって、部分負荷運転で高低差圧が小さいときは、吸入過程から吐出過程までエコノマイザーポート１２ｐがスクリュー溝１０に関与しない状態で運転が行われる。
　ところで、エコノマイザー運転に対応可能な従来のスクリュー圧縮機として、エコノマイザー配管と圧縮室とを、ケーシングの外周面側に設けた通路と、スライドバルブ内に設けた流路と、ケーシングの内周面側に設けたエコノマイザーポートとを介して連通させる構成のスクリュー圧縮機がある（例えば、特開平４－１３６６３号公報）。この技術では、エコノマイザー運転を停止し、スライドバルブを移動させてスライドバルブ内の流路を圧縮室から切り離したとしても、ケーシングに設けられているエコノマイザーポートが圧縮室に連通したままとなる。このため、エコノマイザーポートが吸入圧から吐出圧まで無駄に圧縮される容積部（デッドボリューム）となる。よって、エコノマイザー運転を停止した状態でエコノマイザーポートがスクリュー溝上を通過するときに再膨張損失が発生してしまう。
しかし、本実施の形態２の構成では、エコノマイザー運転を停止する運転においてエコノマイザーポート１２ｐがまったく関与しなくなるので、再膨張損失による性能低下を防止できる。また、部分負荷運転は容量が小さく、隣り合う圧縮室間の漏れの影響が顕著となるが、本実施の形態２の構成では、エコノマイザー運転を停止した場合にエコノマイザーポート１２ｐがまったく関与しなくなることで、エコノマイザーポート１２ｐを経由することによるスクリュー溝１０間の漏れをなくすことができる。
　なお、実施の形態２では、エコノマイザー運転を行わない場合、エコノマイザー流路５０とエコノマイザーポート１２ｐとが連通しないようにした。しかし、図２６Ａ（スライドバルブが吸入側にある場合）に示すように、中間冷却器用膨張弁１０６などでエコノマイザー配管１０７を閉止すれば、吸入側へエコノマイザーガスが漏れて吸入ガスの圧縮室１１への流入を阻害することがない。このため、部品共通化などの観点から、エコノマイザー流路５０とエコノマイザーポート１２ｐとが連通するようにしてもよく、この場合も同様の効果がある。
　図２７は、エコノマイザーポート１２ｐの径の変形例の説明図で、（ａ）は収容部１Ａ内壁面及びスクリューロータ４外周面の展開図、（ｂ）は（ａ）のｄ－ｄ断面を示している。
本実施の形態２では、エコノマイザーポート１２ｐは隣り合う圧縮室を連通しない径となっている。しかし、エコノマイザー運転でのみエコノマイザーポート１２ｐを使用する場合、インジェクションされる冷媒の流れが、図２７（ｂ）の白抜き矢印に示すような流れであれば、隣り合う圧縮室間の漏れはない。よって、使用範囲によってはエコノマイザーポート１２ｐを図２７（ａ）に示すようにランド幅（隣り合うスクリュー溝の間の溝山の幅）より大きくしてもよく、この場合も実施の形態２と同様の効果がある。
　ここで、スクリューロータ４のランド幅は、スライドバルブ１２の位置がゲートロータ７から離れるほど大きくなる。そのため、エコノマイザーポート径をランド幅よりも小さくする設計では、スライドバルブ１２の取付位置を、従来のφ３＝３０°より大きく、スライドバルブ１２が反対側のゲートロータ７の支持部品と干渉しない１００°程度の範囲に設けておく方が、エコノマイザーポート径を大きく取れ、安定した流量制御を行える効果がある。
　以上説明したように、本実施の形態２は、実施の形態１と同様の効果が得られると共に、以下の効果が得られる。すなわち、本実施の形態２では、スライドバルブ１２に設けたエコノマイザーポート１２ｐの位置を、スライドバルブ１２が最も吐出側にある時には、エコノマイザーポート１２ｐがエコノマイザー流路５０に連通する位置とし、スライドバルブ１２が最も吸入側にある時には、エコノマイザーポート１２ｐが吸入圧室１Ｃに連通する位置とした。この構成により、エコノマイザー効果の大きい、高低差圧が大きい全負荷運転などでは、エコノマイザー運転による成績係数の向上が図れる。一方、エコノマイザー運転によって成績係数の向上が見込めない低差圧の部分負荷運転では、エコノマイザー運転を停止し、更に、エコノマイザーポート１２ｐによる再膨張損失や漏れ損失が発生しない高い成績係数を得ることができる。
　以上の結果、高圧縮比から低圧縮比まで広い運転範囲で高い成績係数にできる、年間を通じて高効率な運転を可能とするスクリュー圧縮機２００及び冷凍サイクル装置３００を得ることができる。
　１　ケーシング、１Ａ　収容部、１Ｂ　開口部、１Ｃ　吸入圧室、１ａ　ゲートロータ用開口部、１ａａ　ゲートロータ開口面、１ｃ　吸入壁、１ｅ　対向面、２　高圧側軸受、３　低圧側軸受、４　スクリューロータ、５　ゲートロータサポート、５ａ　軸受、５ｂ　中心軸、６　ゲートロータサポート室、７　ゲートロータ、７ａ　ゲートロータ歯、８　電動機、９　回転軸、１０　スクリュー溝、１０ａ　端辺、１１　圧縮室、１２　スライドバルブ、１２ｃ　連結部、１２ｄ　可変ポート側の傾斜面（吐出側端面）、１２ｐ　エコノマイザーポート、１４　スライド溝、１５　吐出ポート、１６　可変ポート、１６ｌ　スライド面（回転側スライド面）、１６ｒ　反回転側スライド面、１７　固定ポート、１７ａ　固定ポート側の傾斜面、１７ａｘ　分割固定ポート、１７ｂ　垂直面、１７ｂｘ　分割固定ポート、１７ｃ　傾斜面、１８　隔壁、５０　エコノマイザー流路、５０ａ　管路、５０ｂ　長溝、１００　スクリュー圧縮機、１０１　インバータ、１０２　凝縮器、１０３　中間冷却器、１０４　　膨張弁、１０５　蒸発器、１０６　中間冷却器用膨張弁、１０７　エコノマイザー配管、１２０　スライドバルブ、１２０ｃ　連結部、１２０ｄ　吐出側端面、１５０　吐出ポート、１６０　可変ポート、１７０　固定ポート、２００　スクリュー圧縮機、３００　冷凍サイクル装置、３０１　制御装置。

Claims (7)

  1. 　複数条のスクリュー溝が外周面に形成され、一端が流体の吸入側となり他端が吐出側となるスクリューロータと、
    　前記スクリュー溝に噛み合わされる複数の歯が外周部に形成されたゲートロータと、
    　前記スクリューロータが収容される収容部及び吐出ポートを有するケーシングと、
    　前記ケーシングの内壁面に形成され、前記スクリューロータの回転軸方向に延びるスライド溝と、
    　前記スライド溝内に前記回転軸方向にスライド移動自在に収容され、前記回転軸方向にスライドして吐出開始タイミングを変化させるスライドバルブと、
    　前記ケーシングに設けられ、前記収容部に開口するゲートロータ用開口部とを有し、
    　前記ゲートロータの前記複数の歯が前記ゲートロータ用開口部を介して前記収容部に挿入されて前記スクリュー溝と噛み合わされ、前記スクリューロータが回転することにより、前記収容部の内壁面、前記スクリュー溝及び前記ゲートロータで囲まれた空間である圧縮室に流体を吸入して圧縮し、圧縮した流体を吐出ポートから吐出するスクリュー圧縮機であって、
    　前記吐出ポートは、
    　前記スライドバルブの移動によって開口面積と吐出開始のタイミングとを変更できる可変ポートと、
    　前記可変ポートと前記ゲートロータとの間に設けられ、前記スライドバルブが移動しても開口面積が変化しない固定ポートとを有し、
    　前記スライドバルブが最も吸入側に配置されるときの前記吐出ポートの吸入側端面形状が、前記可変ポート側の傾斜面と、前記固定ポートと前記可変ポートとの境界にあって回転軸方向に延びるスライド面と、前記固定ポート側の傾斜面と、を互いに角度を持って接続したＺ形状を有して形成され、前記固定ポート側の傾斜面が前記可変ポート側の傾斜面よりも吐出側に形成されていることを特徴とするスクリュー圧縮機。
  2. 　前記吐出ポートの吸入側端面を形成する前記可変ポート側の傾斜面と前記固定ポート側の傾斜面との少なくとも一方が、対向するスクリュー溝の傾斜に沿って形成されていることを特徴とする請求項１記載のスクリュー圧縮機。
  3. 　前記ケーシング内に設けられ、吸入圧力雰囲気となっている吸入圧室と、
    　前記ケーシング内に形成され、前記ケーシングの外部と前記スライド溝とを連通するエコノマイザー流路と、
    　前記スライドバルブに形成され、前記スライドバルブの位置に応じて、前記圧縮室に前記エコノマイザー流路を連通させるエコノマイザーポートとを備え、
    　前記スライドバルブは、吐出側から吸入側に移動するに連れ、吐出開始のタイミングを早めるものであり、
    　前記エコノマイザーポートは、前記スライドバルブが最も吸入側に移動した状態にあるときに前記吸入圧室に連通する位置に設けられていることを特徴とする請求項１又は請求項２記載のスクリュー圧縮機。
  4. 　前記エコノマイザーポートは、前記スライドバルブが最も吐出側に移動した状態にあるときに前記圧縮室及び前記エコノマイザー流路に連通する位置に設けられていることを特徴とする請求項３記載のスクリュー圧縮機。
  5. 　前記ゲートロータと前記スライドバルブとの組を一対備え、一対の前記スライドバルブのそれぞれの中心位置が、それぞれ同じ組の前記ゲートロータに対応する前記ゲートロータ用開口部における前記スライドバルブ側の端面から、スクリューロータ中心角度で、３０°より大きく１００°より小さい範囲に設けられていることを特徴とする請求項１～請求項４の何れか一項に記載のスクリュー圧縮機。
  6. 　駆動軸を介して前記スクリューロータと接続され、前記スクリューロータを回転させる電動機を備え、
    　前記電動機は、インバータで駆動される電動機であることを特徴とする請求項１～請求項５の何れか一項に記載のスクリュー圧縮機。
  7. 　請求項３～請求項６の何れか一項に記載のスクリュー圧縮機、凝縮器、中間冷却器の高圧部、減圧装置及び蒸発器を順に冷媒配管で接続した冷媒回路と、
    　前記中間冷却器と前記減圧装置との間から分岐し、中間冷却器用膨張弁及び前記中間冷却器の低圧部を介して前記スクリュー圧縮機の前記エコノマイザー流路に接続されたエコノマイザー配管とを備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
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