WO2016147467A1 - スクリュー圧縮機 - Google Patents

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WO2016147467A1
WO2016147467A1 PCT/JP2015/080346 JP2015080346W WO2016147467A1 WO 2016147467 A1 WO2016147467 A1 WO 2016147467A1 JP 2015080346 W JP2015080346 W JP 2015080346W WO 2016147467 A1 WO2016147467 A1 WO 2016147467A1
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WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
movable member
discharge port
rotor
screw compressor
slide valve
Prior art date
Application number
PCT/JP2015/080346
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
武田　文夫
土屋　豪
英介 加藤
龍一郎 米本
浦新　昌幸
Original Assignee
ジョンソンコントロールズ ヒタチ エア コンディショニング テクノロジー（ホンコン）リミテッド
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by ジョンソンコントロールズ ヒタチ エア コンディショニング テクノロジー（ホンコン）リミテッド filed Critical ジョンソンコントロールズ ヒタチ エア コンディショニング テクノロジー（ホンコン）リミテッド
Publication of WO2016147467A1 publication Critical patent/WO2016147467A1/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

Definitions

  • the present invention relates to a screw compressor, and is particularly suitable for a constant speed type screw compressor for refrigeration, in which load control is performed by a slide valve (capacity control valve) that changes a suction flow rate.
  • the high-speed, high-reliability screw compressors for fixed-speed refrigeration are used for relatively medium- to large-capacity chiller units in the food refrigeration market, etc. It is done.
  • capacity control with respect to load is indispensable, and recently, an inverter screw compressor that changes the number of revolutions of the compressor according to the load has also been released.
  • a slide valve is provided in a main casing of the compressor, and the slide valve is provided at an engagement line portion on a compression chamber side of a screw rotor.
  • a suction port is formed on the suction side of the slide valve, and a radial discharge port is formed on the discharge side, and the slide valve is configured to be axially slidable.
  • a D casing (discharge casing) is attached to the discharge side of the main casing, and the D casing is provided to cover the discharge end face of the screw rotor.
  • An axial discharge port is formed in the D casing.
  • the compression start timing for compressing the refrigerant in the screw rotor groove is determined by the suction port position of the slide valve. Further, the discharge start timing of the compressed refrigerant is determined by the radial discharge port provided in the slide valve and the discharge port on the side opening earlier among the axial discharge ports provided in the D casing Discharge is started from the discharge port on the opening side.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Application Laid-Open No. 2008-75618.
  • the design volume ratio (at rated load) determined from the design pressure ratio ⁇ i (discharge pressure / suction pressure) at rated load (load ratio 100%) at the opening timing of the axial discharge port provided in D casing of) V i "rotor groove volume at the compression start time of the rotor groove volume / discharge" in volume ratio, for example, set to 2.7, when the minimum load is for example load factor of 25%, the slide valve discharge direction
  • the radial discharge port which slides with and moves with the slide, is maintained in the open position maintaining the design volume ratio V i 2.7, while the axial discharge port provided in the D casing is compressed Since communication with the axial end (discharge side end) of the rotor groove before the start (communication with the suction port side) is started, there arises a problem that the compression operation is not performed. .
  • the opening timing of the axial discharge port provided in the D casing is set so that the design volume ratio V i is 4.0 or more so as not to cause communication with the suction port side. ing.
  • the rated load (100% load factor) setting such that the opening timing of the design volume ratio V i of the axial discharge ports are 4.0 or more, than the design capacity ratio V i to those which 2.7 Problem of reduced efficiency at rated load.
  • An object of the present invention is to provide a slide valve capable of capacity control from a rated load to a minimum load, capable of reducing the minimum load capable of compression operation, and achieving high efficiency at the rated load. It is about getting a machine.
  • the screw compressor accommodates a screw rotor, and can axially reciprocate in a casing having a suction port and an axial discharge port and an engagement portion on the compression chamber side of the screw rotor.
  • a slide valve that controls the capacity by changing the load factor by adjusting the compression start timing, and forms a part of the axial discharge port and moving a part of the axial discharge port to compress the compressed gas.
  • the movable member is characterized in that the movable member is configured to be able to change the time when the ink is discharged.
  • the present invention it is possible to control the capacity from the rated load to the minimum load by the slide valve, to make the minimum load capable of compression operation smaller, and to obtain high efficiency at the rated load. There is an effect that the machine can be obtained.
  • FIG. 10 is an end view of a D casing provided with an axial discharge port with a design volume ratio V i of 2.7, and also shows a rotor tooth shape at the discharge timing with respect to the axial discharge port.
  • FIG. 7 is an end view of the D-casing provided with a movable axial discharge port according to the first embodiment, showing the movable member moved to a position where the volume ratio V i is 5.0.
  • FIG. 7 is an end view of the D-casing having the movable axial discharge port in the first embodiment, showing the movable member moved to a position where the volume ratio V i is 2.7.
  • Embodiment 1 The entire configuration of a screw compressor according to a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
  • FIG. 1 is a horizontal sectional view of a screw compressor
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the screw compressor shown in FIG.
  • the screw compressor of the present embodiment is a constant speed type for refrigeration.
  • 1 is a male rotor constituting a screw rotor of a screw compressor
  • 2 is a female rotor
  • the male rotor 1 and the female rotor 2 are accommodated in the main casing 3 in a mutually meshed state.
  • the D casing (discharge casing) 4 is connected to the discharge side of the main casing 3
  • the motor casing 5 is connected to the suction side.
  • the main casing 3, the D casing 4 and the motor casing 5 may be collectively referred to as a casing.
  • a motor 6 for driving the male rotor 1 is installed in the motor casing 5. Further, the motor casing 5 is provided with a suction port 5a for suctioning refrigerant gas of a refrigeration cycle (not shown) and a gas strainer 7 provided at a portion of the suction port 5a.
  • 8 is a suction port provided on the main casing 3;
  • 9 is a male rotor discharge side bearing provided on the D casing and supporting a discharge side shaft portion of the male rotor 1;
  • 10 is provided on the main casing 3;
  • a male rotor suction side bearing for supporting the suction side shaft portion of the male rotor 1, a female rotor discharge side bearing 11 for supporting the discharge side shaft portion of the female rotor 2 provided on the D casing, and 12 a main casing 3 is a female rotor suction side bearing that supports the suction side shaft portion of the female rotor 2.
  • the male rotor 1 and the female rotor 2 are rotatably supported by the bearings 9-12.
  • the suction side shaft portion of the male rotor 1 is directly connected to the motor 6, and the rotation of the motor 6 causes the male rotor 1 to rotate, and the refrigerant in the rotor groove is compressed by following the engaged female rotor. It is configured.
  • Reference numeral 13 denotes a slide valve (capacity control valve) configured to perform load control by changing the suction flow rate.
  • This slide valve 13 is an engagement line portion on the compression chamber side of the screw rotors 1 and 2 in the main casing 3 It is provided on the (the meshing portion between the male rotor 1 and the female rotor 2) side so as to be capable of reciprocating.
  • a suction port (slide valve suction port) 14 is formed on the suction side of the slide valve 13, and a radial discharge port (slide valve discharge port) 15 is formed on the discharge side.
  • the D casing 4 is provided to cover the discharge side end face of the screw rotor, and an axial discharge port 16 is formed in the D casing 4, and the D discharge is discharged from the axial discharge port 16 or the radial discharge port 15.
  • the compressed refrigerant gas is sent from the discharge port 4 a formed in the D casing 4 to the refrigeration cycle.
  • a slide valve rod 17 has one end connected to the slide valve 13 and the other end of the rod 17 is connected to a slide valve piston 18.
  • the piston 18 is configured to reciprocate in a slide valve cylinder 19 attached to the D casing 4.
  • the slide valve spring 20 is provided in the slide valve cylinder 19 and applies a force in a direction to move the slide valve 13 to the discharge side to the slide valve piston 18.
  • the refrigerant gas flowing into the suction port 8 is filled into the rotor groove of the male rotor 1 and the female rotor 2 facing the suction port 8 through the slide valve suction port 14 provided on the suction port 8 and the slide valve 13 Be done. At this time, the refrigerant gas is filled in the rotor groove together with the oil which has flowed into the suction port 8 after the bearings are lubricated.
  • the volume of the rotor groove formed by the meshing of the male and female rotors 1 and 2 decreases as the refrigerant gas filled in the rotor groove decreases The gas is compressed.
  • the compressed refrigerant gas is discharged together with the oil in the radial direction from the radial discharge port 15 of the slide valve 13 and in the axial direction from the axial discharge port 16 provided in the D casing 4.
  • the slide valve suction port 14 and the slide valve discharge port (radial discharge port) 15 provided in the slide valve 13 are constant, the slide valve 13 slides in the axial direction. Depending on the axial position, the time when the rotor groove starts compression and the time when discharge starts vary. On the other hand, since the conventional axial discharge port 16 provided in the D casing 4 is fixed at a fixed position and shape, it does not depend on the position of the slide valve 13 according to the rotation of the screw rotor. It was always configured to open at a fixed position (time).
  • FIG. 3 is an end view of the D casing provided with an axial discharge port having a design volume ratio V i of 5.0, and also shows a rotor tooth shape at the discharge timing with respect to the axial discharge port. It is an end elevation of D casing provided with an axial discharge port which volume ratio Vi sets to 2.7, and is a figure also showing a rotor tooth profile which is in discharge time to the axial discharge port.
  • the shape of the axial discharge port provided in the D casing 4 and the opening timing will be described with reference to these drawings.
  • FIG. 3 shows an axial discharge port with a design volume ratio V i of 5.0. That is, it shows the shape of the axial discharge port where the volume ratio V i at a load factor of 100% (rated load) is 5.0, and the volume ratio is 5.0 when operated at the rated load. It is set to open when it becomes. Further, in FIG. 3, as a reference, the tooth profile of the screw rotor when the axial discharge port is at the opening timing is also indicated by a one-dot chain line.
  • the axial discharge port 16 provided in the D casing 4 is composed of a male rotor side axial discharge port 16a and a female rotor side axial discharge port 16b.
  • the basic male rotor side axial discharge port 16a has a tip circle (tooth tip diameter) 21 and a tooth bottom circle (tooth root diameter) 22 of the male rotor 1 (in the figure, a somewhat large diameter in consideration of leakage) , And a male rotor formed in a reverse tooth flank shape 23 and connected between the tip circle 21 and the reverse tooth flank shape 23 and between the reverse face tooth flank 23 and the tooth bottom circle 22 in an arc. It is configured.
  • the female rotor axial discharge port 16b is formed by a tip circle (tooth tip diameter) 24 and a root circle (tooth root diameter) 25 of the female rotor 2, and an advancing surface tooth profile 26, and the tip circle 24 and the advancing Between the face tooth profile 26 and between the advancing face tooth profile 26 and the root circle 25 are also connected by arcs. Further, the shape of the meshing portion of the axial discharge port 16 is such that it is adjacent between the tip apex circle 21 ′ and 24 ′ of each of the male rotor 1 and the female rotor 2 and the tip apex circle 21 ′ and 24 ′. The portions between the root circles 22 and 25 are also connected by arcs.
  • the opening timing of the axial discharge port 16 is determined by the circumferential positions of the backward surface tooth profile 23 of the male rotor 1 and the forward surface tooth profile 26 of the female rotor 2. That is, the volume ratio V i of the groove volume formed by the male rotor 1, the female rotor 2, the main casing 3 and the D casing 4 at the time of suction (at the start of confinement) is 5.0
  • the toothed position of each rotor 1 and 2 at the time of the groove volume which becomes is set as the opening position of the axial discharge port 16. Therefore, when the opening timing of the axial discharge port 16 changes, the circumferential positions of the reverse surface tooth profile 23 of the male rotor 1 and the forward surface profile 26 of the female rotor 2 also change.
  • FIG. 4 shows an axial discharge port with a design volume ratio V i of 2.7. That is, the figure shows the shape of the axial discharge port where the volume ratio V i at a load factor of 100% (rated load) is 2.7, and the volume ratio is 2.7 when operated at the rated load. It is set to open when it becomes. Further, also in FIG. 4, as a reference, the tooth profile of the screw rotor when the axial discharge port is at the opening timing is also indicated by a one-dot chain line.
  • the male rotor side axial discharge port 16a and the female rotor side axial discharge port 16b are male tooth 23 as compared with the case of FIG.
  • the female rotor forward face tooth profile 26 is positioned to open earlier with respect to the rotation of the rotor.
  • the design volume ratio V i shown in FIG. 4 it is found the design volume ratio V i shown in FIG. 4 to set the axial discharge port at a position of 2.7, preferable from the viewpoint of performance.
  • the slide valve 13 is slid to the discharge side at this position, for example, when the load factor is 25%, screw rotor groove ( Since the compression start timing for compressing the refrigerant in the rotor groove is delayed, the axial end (discharge side end) of the rotor groove before the start of compression is communicated with the axial discharge port 16. That is, since the suction port 8 and the axial discharge port 16 communicate with each other through the rotor groove, they can not be compressed.
  • the design volume ratio V i becomes 5.0 as shown in FIG.
  • the axial discharge port 16 was formed.
  • the opening timing of the axial discharge ports the design volume ratio V i is set to be 5.0, as compared to the design capacity ratio V i to those which 2.7, (100% load factor) rated load The efficiency at the time decreases.
  • portions of the male rotor reverse surface tooth profile 23 and the female rotor forward surface profile tooth 26 for determining the opening timing of the axial discharge port 16 are respectively It comprises a movable member. That is, a plate-like male rotor-side movable member 29 having a male rotor backward-facing surface 23 at its end (tip portion) and a plate-like female rotor-side movable having a female rotor advancing surface tooth 26 at its end (tip portion)
  • the member 30 is provided on the discharge side end face portion of the D casing 4.
  • a plate-shaped male rotor side having the male rotor rear surface tooth profile 23 and the female rotor advancing surface tooth profile 26 forming the axial discharge port 16 at the end thereof.
  • a movable axial discharge port is formed by the movable member 29 and a plate-like female rotor side movable member 30 having a female rotor advancing surface tooth form 26 at its end.
  • the male rotor side movable member 29 and the female rotor side movable member 30 are respectively provided on the male rotor side movable member guide groove 27 and the female rotor side movable member guide groove 28 provided on the discharge side end surface portion of the D casing 4.
  • the movable member guide grooves 27 and 28 housed in a straight line are slidably arranged in a tangential direction of the rotor.
  • the axial discharge port 16 as a movable axial discharge port formed using the movable members 29 and 30, when operating at a rated load (load ratio 100%), As shown in FIG. 6, the movable members 29 and 30 are moved such that the axial discharge port 16 has a design volume ratio V i equal to or less than 2.7 (a value obtained from the design pressure ratio).
  • the design volume ratio V i is, for example, 5.0 (the design volume ratio V L becomes larger than the design volume ratio V i
  • the movable members 29 and 30 are moved so as to be the axial discharge port 16 to be.
  • the axial discharge port can be prevented from communicating with the suction port through the rotor tooth groove even during operation at the minimum load.
  • the load factor (the position of the slide valve 13) should be set so that the design volume ratio V i has an appropriate value in the range of 2.7 to 5.0, for example. Accordingly, the movable members 29 and 30 may be moved to appropriate positions. That is, it is preferable to move the movable member so that the design volume ratio becomes larger as the load factor becomes smaller according to the load factor by the control of the slide valve.
  • the radial discharge port 15 (see FIG. 2) provided in the slide valve 13 is provided at a position which opens when the volume ratio V i becomes 2.7, and the radial discharge port 15 is Regardless of the load factor (slide valve position), it always opens when the volume ratio V i reaches 2.7. Therefore, in accordance with the opening timing of the radial discharge port 15, it is preferable to control the movement of the movable members 29, 30 so that the axial discharge port 16 is simultaneously opened as much as possible.
  • the axial end of the rotor groove before the start of compression (the load factor is 25%, for example)
  • the discharge side end portion can be prevented from communicating with the axial discharge port 16. That is, by moving the movable member such that the axial discharge port does not communicate with the suction port through the rotor tooth groove, it is possible to compress even at the minimum load.
  • the rated load as designed volume ratio V i is the axial discharge port 16 which opens at 2.7, by moving the movable member 29 and 30, the design volume ratio V i at rated load 5 Compared with the case where the axial discharge port which becomes .0 is used, the effect which can improve the efficiency at the time of rated load is acquired.
  • the male rotor side movable member 29 and the female rotor side movable member 30 are connected to the movable member piston 32 accommodated in the movable member cylinder 33 via the movable member rod 31 respectively. Further, a spring 34 is provided in the movable member cylinder 33 for urging the piston 32 in a direction to advance the opening timing of the axial discharge port 16, and further, a direction to delay the opening timing of the axial discharge port 16.
  • the hydraulic inflow passage 38 for supplying the hydraulic pressure in the cylinder 33 is provided.
  • oil pressure discharge paths 35, 36 for discharging the oil pressure in the cylinder 33 are provided, and by discharging the oil pressure in the cylinder 33 from the oil pressure discharge path 35 or 36, the reaction force of the spring 34 is provided.
  • the movable members 29 and 30 can be controlled so that the opening timing of the axial discharge port 16 can be advanced.
  • Reference numeral 37 denotes a fixed housing for fixing the movable member cylinder 33.
  • FIG. 7 is a longitudinal cross-sectional view of the vicinity of the female rotor side movable member in the female rotor portion shown in FIGS. 5 and 6, and the seal structure in the portion of the female rotor side movable member 30 will be described using FIG. .
  • reference numeral 28 denotes a movable member guide groove provided on the side of the female rotor 2 of the D casing 4
  • reference numeral 30 denotes a female rotor side movable member which is inserted into the movable member guide groove 28 and slidably accommodated. Since there is a gap between the movable member guide groove 28 and the female rotor side movable member 30, in order to prevent the refrigerant gas compressed from the discharge port side to the suction port side from leaking through this gap,
  • seal grooves 39 are provided on the upper and lower surfaces of the movable member guide groove 28, and a seal material 40 is provided in the seal grooves 39.
  • the seal groove 39 is provided along the longitudinal direction of the female rotor movable member 30, and its cross-sectional shape may be a rectangular shape as shown in FIG.
  • the cross-sectional shape of the sealing material provided in 39 may be circular as shown in FIG. 7 or a sealing material having an arbitrary cross-sectional shape such as a rectangular shape.
  • FIG. 8 is a load characteristic diagram for explaining the relationship between the load factor and the efficiency in the screw compressor.
  • Curve a shown by a solid line shows a characteristic curve of the screw compressor using an axial discharge port design volume ratio V i shown in FIG. 3 becomes 5.0.
  • the efficiency when operating such a screw compressor with a load factor of 25% was A point, and the efficiency when operating with a rated load (load factor 100%) was B point.
  • Curve b shown by broken line indicates the characteristic curve of the screw compressor using an axial discharge port design volume ratio V i shown in FIG. 4 is 2.7.
  • the efficiency at the time of operating such a screw compressor at the rated load (load ratio 100%) is C point, and the efficiency is improved as compared with the case of the curve a (point B).
  • the efficiency when operating at a load factor of 25% is significantly reduced to point D. This is because, as described above, communication occurs between the axial end of the rotor groove and the axial discharge port 16 before the start of compression.
  • a curve c indicated by a dotted line shows a characteristic curve of the screw compressor of the present embodiment provided with the movable axial discharge port described above.
  • the said movable member 29, 30 is moved, and controls so designed volume ratio V i is the axial discharge port to which 2.7 It is possible to operate at the efficiency of point C, and it is possible to perform high efficiency operation with improved efficiency compared to the case of the curve a (point B).
  • the movable members 29 and 30 are moved to control the axial discharge port with a design volume ratio V i of 5.0, thereby improving efficiency. It is possible to improve to E.
  • the dotted line c representing this embodiment shows that the design volume ratio V i at the rated load is an appropriate value in the range of 2.7 to 5.0 when the load factor is less than 100% and the minimum load is operated.
  • the movable members 29 and 30 are moved to appropriate positions according to the load factor (slide valve position). That is, it is a characteristic curve showing the efficiency when the movement of the movable members 29 and 30 is controlled so that the axial discharge port 16 also opens substantially simultaneously with the opening timing of the radial discharge port 15.
  • a screw compressor equipped with a slide valve is often controlled stepwise to have a volume of, for example, 100%, 75%, 50%, 25%.
  • the axial discharge port 16 can be opened substantially simultaneously with the opening timing of the radial discharge port 15.
  • control is simplified, and the efficiency along the curve b can be obtained on the high load side (for example, 75 to 100% load factor), and on the low load side (for example, 75% or less) The efficiency along the curve a can be obtained.
  • FIG. 9 shows a hydraulic system diagram for driving the slide valve and the movable member of the movable axial discharge port.
  • 13 is a slide valve described above
  • 29 and 30 are movable members constituting the movable axial discharge port described above
  • 29 is a male rotor side movable member
  • 30 is a female rotor side movable member.
  • driving of the slide valve 13 and the two movable members 29 and 30 is interlocked and simultaneously performed using one hydraulic system.
  • the slide valve 13 and the movable members 29 and 30 are respectively driven by a cylinder, a piston reciprocating in the cylinder, and a hydraulic mechanism provided with a spring provided in the cylinder, and each cylinder
  • a hydraulic pressure inflow path having a solenoid valve and a plurality of hydraulic pressure discharge paths having a solenoid valve are respectively connected.
  • the piston is moved in a direction to compress the spring by supplying an oil pressure in each of the cylinders, and the piston is slid in the opposite direction by the spring force of the spring by releasing the oil pressure in the cylinder. It has composition. Therefore, the slide valve and the movable member can be positioned at a plurality of predetermined positions by controlling the opening and closing of the respective solenoid valves.
  • this configuration will be described in detail with reference to FIG.
  • the pressure oil container 41 is a pressure oil container to which the gas pressure of the refrigerant gas on the discharge side of the screw compressor is applied, and the oil in the pressure oil container 41 passes through an oil strainer 42 provided in the pressure oil container 41.
  • the pressure is supplied to the hydraulic pressure supply pipe 43 by a pressure difference between the pressure on the suction port 8 (see FIG. 2) side and the pressure on the suction port 8 side (see FIG. 2).
  • the hydraulic pressure supply pipe 43 is branched into three hydraulic pressure inflow paths 38 via the solenoid valves 44 and 45, and the solenoid valves 44 and 45 are opened and closed to move the slide valve cylinder 19 and the male rotor side movable member 29.
  • the hydraulic pressure is applied to the inside of the member cylinder 33 and the movable member cylinder 33 of the female rotor side movable member 30, or the action of the hydraulic pressure is released.
  • the slide valve 13 slides the slide valve piston 18 and the slide valve in a direction to compress the slide valve spring 20 provided in the cylinder 19 (direction to increase the capacity). It is moved through the rod 17. Further, by making the solenoid valve 45 is opened, the male rotor side movable member 29 and the female rotor side movable member 30 is movable in a direction (direction of the design volume ratio V i increases) to compress the movable member spring 34 It is moved via the member piston 32 and the movable member rod 31.
  • the slide valve cylinder 19 is provided with two hydraulic pressure discharge passages 50, 51, and the hydraulic pressure discharge passages 50, 51 are provided with solenoid valves 46, 47 respectively.
  • the solenoid valve 46 By opening the solenoid valve 46, the oil in the cylinder 19 is discharged to the suction port 8 side, and the piston 18 moves to the position of the hydraulic pressure discharge path 50 by the spring force of the spring 20.
  • the position of the slide valve 13 at this time is, for example, a position of 50% load factor.
  • the solenoid valve 47 the piston 18 is moved to the position of the hydraulic pressure discharge path 51 by the spring force of the spring 20.
  • the position of the slide valve 13 at this time is, for example, a position with a load factor of 25%.
  • both of the solenoid valves 46 and 47 are closed, the piston 18 is moved in the direction of most compressing the spring 20, and the load factor is 100%.
  • Two hydraulic pressure discharge passages 35, 36 are provided in the cylinders 33 of the movable members 29, 30, respectively, and solenoid valves 48, 49 are also provided in the hydraulic pressure discharge passages 35, 36, respectively.
  • solenoid valve 48 By opening the solenoid valve 48, the oil in the cylinder 33 is discharged to the suction port 8 side, and the piston 32 moves to the position of the hydraulic pressure discharge path 35 by the spring force of the spring 34.
  • the position of the movable members 29 and 30 at this time is between 2.7 and 5.0 with an appropriate design volume ratio V.sub.i (e.g. V.sub.i of 4.0, etc.) corresponding to the intermediate load (e.g. 50% load factor).
  • the positions of the movable members 29 and 30 at this time are positions where an appropriate design volume ratio V i (for example, V i is 2.7) corresponding to the rated load (load ratio 100%). Furthermore, when both of the solenoid valves 48 and 49 are closed, the piston 32 is moved in the direction to most compress the spring 34 and an appropriate design volume ratio V i corresponding to the minimum load (for example, 25% load factor) The position is (for example, V i 5.0).
  • the hydraulic pressure of the slide valve cylinder 19 is released by closing the solenoid valve 44 and opening the solenoid valve 47, and the slide force is applied by the spring force of the slide valve spring 20. Slide the valve 13 to the discharge side. Further, the electromagnetic valve 45 opens, by the solenoid valve 48 and 49 is closed, said inside movable member cylinder 33 takes hydraulic, large direction (design volume ratio V i to delay the opening timing of the axial discharge port consisting direction) by sliding the movable member 29, 30 can be the axial discharge port design volume ratio corresponding to the load factor of 25% (e.g., V i 5.0).
  • the solenoid valve 44 when operating at a load factor of 100%, the solenoid valve 44 is opened and the solenoid valves 46 and 47 are closed to supply hydraulic pressure to the slide valve cylinder 19 to compress the slide valve spring 20.
  • the slide valve 13 is slid to the suction side.
  • the electromagnetic valve 45 closed, by the solenoid valve 49 is opened, by opening the hydraulic pressure in the movable member cylinder 33, the movable member 29, 30 is a direction to advance the opening timing (design volume ratio V i is
  • the axial discharge port can be made to slide in the decreasing direction and to have a design volume ratio (for example, V i 2.7) corresponding to a load factor of 100%.
  • the position of the slide valve 13 is, for example, 100%, 75%, 50%, 25% load factor, and correspondingly the positions of the movable members 29, 30 are also four stages.
  • the design volume ratio V i of the movable axial discharge port is, for example, 2.7, 3.7, 4.0 (or 5) corresponding to the load factor of 100%, 75%, 50%, 25%, respectively. .0) and 5.0.
  • the load factor 25 when operating at a load factor of 25%, the load factor 25 is moved by moving the movable members 29 and 30 to form an axial discharge port with a design volume ratio V i of 4.0 to 5.0. It is also possible to operate at a low load of% or less. In addition, when operating at the rated load (load ratio 100%), the movable members 29, 30 are moved to make the axial discharge port with the design volume ratio V i of 2.7, thereby achieving high efficiency. An operable screw compressor can be obtained.
  • the present invention is not limited to the embodiments described above, but includes various modifications.
  • the screw compressor for freezing which compresses a refrigerant gas was explained in the above-mentioned example, the present invention is not limited to the screw compressor for freezing, The screw which compresses other gas such as air The same applies to a compressor.
  • the above-described embodiments are described in detail to explain the present invention in an easy-to-understand manner, and are not necessarily limited to those having all the configurations described.

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Abstract

　スライドバルブにより定格負荷から最小負荷まで容量制御が可能で、圧縮動作が可能な最小負荷をより小さくでき、しかも定格負荷時において高い効率を得る。このため、スクリュー圧縮機は、スクリューロータを収納すると共に、吸入ポートとアキシャル吐出ポートを有するケーシングと、前記スクリューロータの圧縮室側の噛み合い部に軸方向に往復動自在に設けられ、圧縮開始時期を調整することにより負荷率を変えて容量制御を行うスライドバルブと、前記アキシャル吐出ポートの一部を形成すると共にこのアキシャル吐出ポートの一部を移動させることにより圧縮ガスが吐出される時期を変更可能に構成している可動部材を備えている。

Description

スクリュー圧縮機
　本発明はスクリュー圧縮機に関し、特に、吸込流量を変化させるスライドバルブ（容量制御弁）により負荷制御を行うようにした一定速型の冷凍用スクリュー圧縮機に好適なものである。
　一定速型の冷凍用（冷蔵用や空調用も含む）のスクリュー圧縮機は高性能で信頼性も高いことから、食品の冷凍冷蔵市場等において、比較的中容量から大容量のチラーユニットに用いられている。前記チラーユニットでは負荷に対する容量制御が不可欠であり、最近では負荷に応じて圧縮機の回転数を変化させるインバータスクリュー圧縮機も発売されている。
　しかし、スライドバルブによる負荷制御を行う一定速型のスクリュー圧縮機は、安価なことから需要が多い。一定速型のスクリュー圧縮機においては、圧縮機のメインケーシング内にスライドバルブを備え、該スライドバルブはスクリューロータにおける圧縮室側の噛み合い交線部に設けられている。このスライドバルブは、その吸入側に吸入ポートが形成され、吐出側にはラジアル吐出ポートが形成されていて、軸方向にスライド可能に構成されている。
　また、前記メインケーシングの吐出側にはＤケーシング（吐出ケーシング）が取り付けられており、このＤケーシングは前記スクリューロータの吐出端面を覆うように設けられている。該Ｄケーシングにはアキシャル吐出ポートが形成されている。
　前記スクリューロータ溝内の冷媒を圧縮する圧縮開始時期は、前記スライドバルブの前記吸入ポート位置によって決められる。また、圧縮された冷媒の吐出開始時期は、前記スライドバルブに設けられた前記ラジアル吐出ポートと、前記Ｄケーシングに設けられた前記アキシャル吐出ポートのうち、早く開口する側の吐出ポートで決まり、早く開口する側の吐出ポートから吐出を開始する。
  なお、従来のスクリュー圧縮機の例としては特許文献１（特開２００８-７５６１８号公報）に記載のものなどがある。
特開２００８-７５６１８号公報
　上記従来のものでは、Ｄケーシングに設けたアキシャル吐出ポートの開口時期を、定格負荷（負荷率１００％）における設計圧力比πi（吐出圧力/吸入圧力）から求められる設計容積比（定格負荷時の容積比で「圧縮開始時のロータ溝容積/吐出時のロータ溝容積」）Ｖiを、例えば２．７に設定すると、最小負荷が例えば負荷率２５％のときには、前記スライドバルブが吐出方向にスライドされ、このスライドと共に移動する前記ラジアル吐出ポートは、前記設計容積比Ｖi２．７を維持する開口位置に維持されるが、前記Ｄケーシングに設けられている前記アキシャル吐出ポートが、圧縮開始前にあるロータ溝のアキシャル端部（吐出側端部）と連通（吸入ポート側と連通）を開始してしまうため、圧縮動作が行われないという問題が生じる。
　そこで、従来のものでは、前記Ｄケーシングに設けたアキシャル吐出ポートの開口時期を、前記吸入ポート側と連通を生じないように、前記設計容積比Ｖｉが４．０以上になるように設定している。しかし、定格負荷（負荷率１００％）において、アキシャル吐出ポートの開口時期を設計容積比Ｖｉが４．０以上になるように設定すると、設計容積比Ｖiを２．７としているものに比べて定格負荷時の効率が低下するという課題があった。
　本発明の目的は、スライドバルブにより定格負荷から最小負荷まで容量制御が可能で、圧縮動作が可能な最小負荷をより小さくすることができ、しかも定格負荷時において高い効率を得ることのできるスクリュー圧縮機を得ることにある。
　上記目的を達成するため、本発明のスクリュー圧縮機は、スクリューロータを収納すると共に、吸入ポートとアキシャル吐出ポートを有するケーシングと、前記スクリューロータの圧縮室側の噛み合い部に軸方向に往復動自在に設けられ、圧縮開始時期を調整することにより負荷率を変えて容量制御を行うスライドバルブと、前記アキシャル吐出ポートの一部を形成すると共にこのアキシャル吐出ポートの一部を移動させることにより圧縮ガスが吐出される時期を変更可能に構成している可動部材を備えていることを特徴とする。
　本発明によれば、スライドバルブにより定格負荷から最小負荷まで容量制御が可能で、圧縮動作が可能な最小負荷をより小さくすることができ、しかも定格負荷時において高い効率を得ることのできるスクリュー圧縮機が得られる効果がある。
本発明のスクリュー圧縮機の実施例１を示す水平断面図。 図１に示すスクリュー圧縮機の縦断面図。 設計容積比Ｖiが５．０となるアキシャル吐出ポートを備えたＤケーシングの端面図で、そのアキシャル吐出ポートに対して吐出時期にあるロータ歯形も併せて示す図。 設計容積比Ｖiが２．７となるアキシャル吐出ポートを備えたＤケーシングの端面図で、そのアキシャル吐出ポートに対して吐出時期にあるロータ歯形も併せて示す図。 実施例１における可動アキシャル吐出ポートを備えたＤケーシングの端面図で、容積比Ｖiが５．０となる位置に可動部材を移動させた状態を示す図。 実施例１における可動アキシャル吐出ポートを備えたＤケーシングの端面図で、容積比Ｖiが２．７となる位置に可動部材を移動させた状態を示す図。 図５、図６に示す雌ロータ部分における雌ロータ側可動部材付近の縦断面図。 スクリュー圧縮機における負荷率と効率との関係を説明する負荷特性図。 スライドバルブと、可動アキシャル吐出ポートの可動部材を駆動するための油圧系統図。
　以下、本発明のスクリュー圧縮機の具体的実施例を図面に基づいて説明する。各図において、同一符号を付した部分は同一或いは相当する部分を示している。
　本発明のスクリュー圧縮機の実施例１の全体構成を図１及び図２により説明する。図１はスクリュー圧縮機の水平断面図、図２は図１に示すスクリュー圧縮機の縦断面図である。本実施例のスクリュー圧縮機は、一定速型で冷凍用のものである。
　これらの図において、１はスクリュー圧縮機のスクリューロータを構成する雄ロータ、２は雌ロータで、これら雄ロータ１と雌ロータ２はメインケーシング３内で互いに噛み合った状態で収納されている。また、このメインケーシング３の吐出側にはＤケーシング（吐出ケーシング）４が接続され、吸入側にはモータケーシング５が接続されている。これらメインケーシング３、Ｄケーシング４及びモータケーシング５を総称してケーシングと呼ぶこともある。
　前記モータケーシング５内には、前記雄ロータ１を駆動するためのモータ６が設置されている。また、このモータケーシング５には、冷凍サイクル（図示せず）の冷媒ガスを吸入するための吸入口５ａ及びこの吸入口５ａの部分に備えられたガスストレーナ７を備えている。
　８は前記メインケーシング３に設けられた吸入ポート、９は前記Ｄケーシングに設けられ、前記雄ロータ１の吐出側軸部を支持する雄ロータ吐出側軸受、１０は前記メインケーシング３に設けられ、前記雄ロータ１の吸入側軸部を支持する雄ロータ吸入側軸受、１１は前記Ｄケーシングに設けられ、前記雌ロータ２の吐出側軸部を支持する雌ロータ吐出側軸受、１２は前記メインケーシング３に設けられ、前記雌ロータ２の吸入側軸部を支持する雌ロータ吸入側軸受である。前記雄ロータ１と雌ロータ２は前記各軸受９～１２により回転自在に支持されている。
　前記雄ロータ１の吸入側軸部は前記モータ６に直結されており、前記モータ６の回転により前記雄ロータ１が回転し、噛み合う雌ロータの従動によりロータ溝内の冷媒は圧縮されるように構成されている。
　１３は吸込み流量を変化させて負荷制御を行うようにしたスライドバルブ（容量制御弁）で、このスライドバルブ１３は、前記メインケーシング３内のスクリューロータ１，２における圧縮室側の噛み合い交線部（雄ロータ１と雌ロータ２との噛み合い部）側に往復動自在に設けられている。このスライドバルブ１３には、その吸入側に吸入ポート（スライドバルブ吸入ポート）１４が形成され、吐出側にはラジアル吐出ポート（スライドバルブ吐出ポート）１５が形成されている。
　前記Ｄケーシング４は前記スクリューロータの吐出側端面を覆うように設けられており、このＤケーシング４にはアキシャル吐出ポート１６が形成され、このアキシャル吐出ポート１６や前記ラジアル吐出ポート１５から吐出された圧縮冷媒ガスは、前記Ｄケーシング４に形成された吐出口４ａから冷凍サイクルに送られる。
　１７は前記スライドバルブ１３に一端が接続されたスライドバルブロッドで、このロッド１７の他端はスライドバルブピストン１８に接続されている。このピストン１８は前記Ｄケーシング４に取り付けたスライドバルブシリンダ１９内を往復動するように構成されている。スライドバルブバネ２０は前記スライドバルブシリンダ１９内に設けられ、前記スライドバルブ１３を吐出側に移動させる方向の力を前記スライドバルブピストン１８に付与している。
　次に、冷媒の流れを説明する。前記モータハウジング５の端部に設けられている前記吸入口５ａ及び前記ガスストレーナ７を介して吸入された冷凍サイクルの冷媒ガスは、前記モータ６におけるモータケーシングとステータ及びステータとロータとのすき間を通過して、前記メインケーシング３内の前記吸入ポート（吸込室）８へ流入する。また、この吸入された冷媒ガスが前記モータ６を通過することにより、その冷媒ガスによって前記モータ６は冷却される。
　前記吸入ポート８に流入した冷媒ガスは、この吸入ポート８に面した前記雄ロータ１と雌ロータ２のロータ溝内へ、前記吸入ポート８及びスライドバルブ１３に設けたスライドバルブ吸入ポート１４を通して充填される。この時、前記各軸受を潤滑後に吸入ポート８に流入した油と共に、前記冷媒ガスは前記ロータ溝に充填される。
　前記ロータ溝内に充填された冷媒ガスは、前記雄ロータ１及び雌ロータ２の回転に伴い、これら雄雌ロータ１，２の噛み合いによって形成される前記ロータ溝の容積が減少することで、冷媒ガスは圧縮される。
　圧縮された冷媒ガスは前記油と共に、前記スライドバルブ１３の前記ラジアル吐出ポート１５からはラジアル方向に、前記Ｄケーシング４に設けた前記アキシャル吐出ポート１６からはアキシャル方向に吐出される。
　前記スライドバルブ１３に設けられている前記スライドバルブ吸入ポート１４と前記スライドバルブ吐出ポート（ラジアル吐出ポート）１５の形状は一定であるが、スライドバルブ１３が軸方向にスライドするため、前記スライドバルブ１３の軸方向位置により、前記ロータ溝が圧縮を開始する時期と吐出を開始する時期は変動する。それに対して、前記Ｄケーシング４に設けられている従来のアキシャル吐出ポート１６は、一定の位置及び形状に固定されているため、前記スライドバルブ１３の位置に関係なく、スクリューロータの回転に応じて常に一定の位置（時期）で開口するように構成されていた。
　次に、図３と図４を用いて、従来のアキシャル吐出ポート１６の構成を説明する。図３は設計容積比Ｖiが５．０となるアキシャル吐出ポートを備えたＤケーシングの端面図で、そのアキシャル吐出ポートに対して吐出時期にあるロータ歯形も併せて示す図、図４は設計容積比Ｖiが２．７となるアキシャル吐出ポートを備えたＤケーシングの端面図で、そのアキシャル吐出ポートに対して吐出時期にあるロータ歯形も併せて示す図である。これらの図を用いて、前記Ｄケーシング４に設けたアキシャル吐出ポートの形状と、開口時期について説明する。
　図３は、設計容積比Ｖiが５．０となるアキシャル吐出ポートを示している。即ち、負荷率１００％（定格負荷）のときの容積比Ｖｉが５．０となるアキシャル吐出ポートの形状を示しており、定格負荷で運転しているときに、容積比が５．０となったときに開口するように設定されているものである。また、図３には、参考として、前記アキシャル吐出ポートが開口時期にあるときのスクリューロータの歯形も一点鎖線で示している。
  Ｄケーシング４に設けている前記アキシャル吐出ポート１６は、雄ロータ側アキシャル吐出ポート１６ａと雌ロータ側アキシャル吐出ポート１６ｂにより構成されている。
　基本的な前記雄ロータ側アキシャル吐出ポート１６ａは、雄ロータ１の歯先円（歯先径）２１と歯底円（歯底径）２２（図では漏洩を考慮して多少大きい径としている）、及び雄ロータ後進面歯形２３で形成され、前記歯先円２１と前記後進面歯形２３との間、前記後進面歯形２３と前記歯底円２２との間はそれぞれ円弧で接続された形状に構成されている。
　前記雌ロータアキシャル吐出ポート１６ｂは、雌ロータ２の歯先円（歯先径）２４と歯底円（歯底径）２５、及び前進面歯形２６で形成され、前記歯先円２４と前記前進面歯形２６との間、前記前進面歯形２６と前記歯底円２５との間もそれぞれ円弧で接続された形状に構成されている。また、このアキシャル吐出ポート１６の噛み合い部における形状は、雄ロータ１と雌ロータ２の各々の歯先円２１´，２４´、及びこれらの歯先円２１´，２４´との間、隣接する歯底円２２，２５部分との間も円弧で接続されている。
　前記アキシャル吐出ポート１６の開口時期は、前記雄ロータ１の後進面歯形２３と前記雌ロータ２の前進面歯形２６の周方向の位置によって決まる。即ち、前記雄ロータ１、前記雌ロータ２、前記メインケーシング３及び前記Ｄケーシング４で形成される溝容積における吸入時（閉じ込み開始時）の溝容積に対し、容積比Ｖｉが５．０となる前記溝容積のときの各ロータ１，２の歯形位置を、前記アキシャル吐出ポート１６の開口位置としている。　
　従って、前記アキシャル吐出ポート１６の開口時期が変わると、雄ロータ１の後進面歯形２３と、雌ロータ２の前進面歯形２６の周方向の位置も変わる。
　図４は、設計容積比Ｖiが２．７となるアキシャル吐出ポートを示している。即ち、負荷率１００％（定格負荷）のときの容積比Ｖｉが２．７となるアキシャル吐出ポートの形状を示しており、定格負荷で運転しているときに、容積比が２．７となったときに開口するように設定されているものである。また、図４にも、参考として、前記アキシャル吐出ポートが開口時期にあるときのスクリューロータの歯形も一点鎖線で示している。
　図４に示す設計容積比Ｖiが２．７となるアキシャル吐出ポートでは、雄ロータ側アキシャル吐出ポート１６ａと雌ロータ側アキシャル吐出ポート１６ｂは、図３の場合に比べ、雄ロータ後進面歯形２３と雌ロータ前進面歯形２６が、ロータの回転に対して、より早い時期に開口する位置となっている。
　定格負荷（負荷率１００％）の場合には、図４に示す設計容積比Ｖｉが２．７の位置にアキシャル吐出ポートを設定する方が、性能の面から好ましい。しかし、設計容積比Ｖｉが２．７となる位置にアキシャル吐出ポートを設定すると、この位置ではスライドバルブ１３を吐出側へスライドして、例えば負荷率を２５％にした時には、スクリューロータ溝（ロータ溝）内の冷媒を圧縮する圧縮開始時期が遅くなるため、圧縮開始前のロータ溝のアキシャル端部（吐出側端部）が前記アキシャル吐出ポート１６と連通してしまう。即ち、前記ロータ溝を介して吸入ポート８側とアキシャル吐出ポート１６が連通するため、圧縮することができなくなる。
　このため、従来のスクリュー圧縮機では、負荷率２５％の位置にスライドバルブ１３を移動させても圧縮を可能とするため、図３に示すように、設計容積比Ｖiが５．０となるようにアキシャル吐出ポート１６を形成していた。しかし、アキシャル吐出ポートの開口時期を、設計容積比Ｖｉが５．０になるように設定すると、設計容積比Ｖiを２．７としているものに比べて、定格負荷（負荷率１００％）時における効率が低下する。
　本実施例では、この課題を解決するため、図５及び図６に示すように、アキシャル吐出ポート１６の開口時期を決定する雄ロータ後進面歯形２３と雌ロータ前進面歯形２６の部分を、それぞれ可動部材で構成している。即ち、雄ロータ後進面歯形２３を端部（先端部分）に有する板状の雄ロータ側可動部材２９と、雌ロータ前進面歯形２６を端部（先端部分）に有する板状の雌ロータ側可動部材３０を、Ｄケーシング４の吐出側端面部分に設けている。
　即ち、本実施例は、アキシャル吐出ポート１６を形成している雄ロータ後進面歯形２３と雌ロータ前進面歯形２６の部分を、雄ロータ後進面歯形２３を端部に有する板状の雄ロータ側可動部材２９と、雌ロータ前進面歯形２６を端部に有する板状の雌ロータ側可動部材３０で形成した可動アキシャル吐出ポートに構成している。
　また、前記雄ロータ側可動部材２９及び雌ロータ側可動部材３０は、それぞれ前記Ｄケーシング４の吐出側端面部分に設けた雄ロータ側の可動部材ガイド溝２７と雌ロータ側の可動部材ガイド溝２８に収容され、直線状に形成された前記可動部材ガイド溝２７，２８に沿って、ロータの接線方向にスライド可能に構成されている。
　本実施例は、上記のように、前記アキシャル吐出ポート１６を前記可動部材２９，３０を用いて形成した可動アキシャル吐出ポートに構成することにより、定格負荷（負荷率１００％）での運転時には、図６に示すように、設計容積比Ｖｉが２．７（設計圧力比から求められる値）以下となるアキシャル吐出ポート１６となるように、前記可動部材２９，３０を移動させる。
　また、最小負荷（例えば負荷率２５％）での運転時には、図５に示すように、設計容積比Ｖｉが、例えば５．０（前記設計容積比Ｖｉよりも大きくなる設計容積比ＶＬ）となるアキシャル吐出ポート１６となるように、前記可動部材２９，３０を移動させる。これにより、前記最小負荷での運転時においても、前記アキシャル吐出ポートがロータ歯溝を通じて吸入ポートと連通するのを防止できる。
　なお、負荷率１００％未満で最小負荷以上の時には、設計容積比Ｖｉが、例えば２．７～５．０の範囲で適切な値になるように、負荷率（スライドバルブ１３の位置）に応じて前記可動部材２９，３０を適切な位置に移動させると良い。即ち、前記スライドバルブの制御による負荷率に応じて、前記負荷率が小さくなるほど、設計容積比が大きくなるように前記可動部材を移動させるようにすると良い。
　また、前記スライドバルブ１３に設けられている前記ラジアル吐出ポート１５（図２参照）は、容積比Ｖｉが２．７となった時に開口する位置に設けられており、前記ラジアル吐出ポート１５は負荷率（スライドバルブ位置）に関係なく、常に容積比Ｖｉが２．７となった時に開口する。従って、前記ラジアル吐出ポート１５の開口時期に合わせて、前記アキシャル吐出ポート１６もできるだけ同時に開口するように前記可動部材２９，３０の移動を制御することが好ましい。
　このように、負荷率（スライドバルブ位置）に応じて前記可動部材２９，３０を移動させることにより、最小負荷（例えば負荷率２５％）のときでも、圧縮開始前のロータ溝のアキシャル端部（吐出側端部）が前記アキシャル吐出ポート１６と連通するのを防止することができる。即ち、アキシャル吐出ポートがロータ歯溝を通じて吸入ポートと連通しない設計容積比となるように前記可動部材を移動させることにより、最小負荷時にも圧縮することが可能となる。
　また、定格負荷時には、設計容積比Ｖｉが２．７で開口するアキシャル吐出ポート１６になるように、前記可動部材２９，３０を移動することにより、定格負荷での設計容積比Ｖiが５．０となるアキシャル吐出ポートを用いた場合に比較し、定格負荷時の効率を向上できる効果が得られる。
　前記雄ロータ側可動部材２９と前記雌ロータ側可動部材３０は、それぞれ、可動部材ロッド３１を介して可動部材シリンダ３３内に収納された可動部材ピストン３２と接続されている。また、前記可動部材シリンダ３３内には、前記アキシャル吐出ポート１６の開口時期を早める方向に前記ピストン３２を付勢するバネ３４が設けられ、更に、前記アキシャル吐出ポート１６の開口時期を遅くする方向に前記ピストン３２を作動させるために、前記シリンダ３３内に油圧を供給するための油圧流入路３８を設けている。
　また、前記シリンダ３３内の油圧を排出するための油圧排出路３５，３６が設けられており、前記油圧排出路３５または３６からシリンダ３３内の油圧を排出することにより、前記バネ３４の反力により前記可動部材２９，３０を、アキシャル吐出ポート１６の開口時期が早くなるように制御することができるようになっている。前記油圧排出路３６から油圧を排出する方が前記油圧排出路３５から油圧を排出する場合よりも前記アキシャル吐出ポート１６の開口時期を早くすることができる。なお、３７は前記可動部材シリンダ３３を固定するための固定ハウジングである。
　図７は上記図５及び図６に示す雌ロータ部分における雌ロータ側可動部材付近の縦断面図であり、この図７を用いて、前記雌ロータ側可動部材３０の部分におけるシール構造について説明する。
　図７において、２８はＤケーシング４の雌ロータ２側に設けた可動部材ガイド溝、３０はこの可動部材ガイド溝２８に挿入されてスライド可能に収納されている雌ロータ側可動部材である。前記可動部材ガイド溝２８と前記雌ロータ側可動部材３０との間には隙間があるので、この隙間を通して、吐出ポート側から吸入ポート側へ圧縮された冷媒ガスが漏洩するのを防止するため、本実施例では、前記可動部材ガイド溝２８の上下側の面にそれぞれシール溝３９を設け、このシール溝３９内にはそれぞれシール材４０を設けている。
　なお、前記シール溝３９は前記雌ロータ可動部材３０の長手方向に沿って設けられ、その断面形状は、図７に示すように矩形にしたり、或いは半円形など任意の形状で良く、前記シール溝３９内に設けるシール材の断面形状も、図７に示すように円形のものを用いたり、或いは矩形など任意の断面形状のシール材を用いて良い。
  また、前述した雄ロータ側可動部材２９側についても、上述した雌ロータ側可動部材３０と同様の構成となっているので、雄ロータ側可動部材２９側についての説明は省略する。
　図８はスクリュー圧縮機における負荷率と効率との関係を説明する負荷特性図である。この図８を用いて、本実施例の効果を説明する。
  実線で示す曲線ａは、図３に示す設計容積比Ｖiが５．０となるアキシャル吐出ポートを使用したスクリュー圧縮機の特性曲線を示している。このようなスクリュー圧縮機を負荷率２５％で運転した場合の効率はＡ点、定格負荷（負荷率１００％）で運転した場合の効率はＢ点であった。
　破線で示す曲線ｂは、図４に示す設計容積比Ｖiが２．７となるアキシャル吐出ポートを使用したスクリュー圧縮機の特性曲線を示している。このようなスクリュー圧縮機を定格負荷（負荷率１００％）で運転した場合の効率はＣ点で、前記曲線ａの場合（Ｂ点）に比べて効率が向上している。しかし、負荷率２５％で運転した場合の効率はＤ点と大幅に低下している。これは、前述したように、圧縮開始前のロータ溝のアキシャル端部とアキシャル吐出ポート１６との連通が起こるためである。
　点線で示す曲線ｃは、前述した可動アキシャル吐出ポートを備える本実施例のスクリュー圧縮機の特性曲線を示している。本実施例においては、定格負荷（１００％負荷）での運転時には、前記可動部材２９，３０を移動させて、設計容積比Ｖiが２．７となるアキシャル吐出ポートとなるように制御するので、点Ｃの効率で運転でき、上記曲線ａの場合（Ｂ点）に比較し、効率を向上した高効率運転が可能となる。また、負荷率２５％での運転の場合には、前記可動部材２９，３０を移動させて、設計容積比Ｖiが５．０のアキシャル吐出ポートとなるように制御することで、効率を点Ｅまで向上させることが可能となる。
　なお、本実施例を示す点線ｃは、負荷率１００％未満で最小負荷以上の運転時には、定格負荷での設計容積比Ｖｉが、２．７～５．０の範囲で適切な値になるように、負荷率（スライドバルブ位置）に応じて前記可動部材２９，３０を適切な位置に移動させた場合の例である。即ち、前記ラジアル吐出ポート１５の開口時期に合わせて、前記アキシャル吐出ポート１６もほぼ同時に開口するように前記可動部材２９，３０の移動を制御した場合の効率を示す特性曲線である。
　一般的に、スライドバルブを備えたスクリュー圧縮機は、容量が例えば、１００％、７５％、５０％、２５％と段階的に制御されることが多いので、スライドバルブ１３の移動に合わせて、前記可動部材２９，３０を移動させることで、前記ラジアル吐出ポート１５の開口時期に合わせて、前記アキシャル吐出ポート１６もほぼ同時に開口するように構成することができる。
　また、上記曲線ａとｂが交差する付近、即ち負荷率が７５～８５％までは、設計容積比Ｖiが２．６～２．９となるアキシャル吐出ポートとなるように前記可動部材２９，３０を制御し、前記負荷率よりも小さい負荷率の範囲では、設計容積比Ｖiが４．０～５．０となるアキシャル吐出ポートとなるように前記可動部材２９，３０を２段階で制御するようにしても良い。このように制御する場合、制御が簡単になり、効率においても、高負荷側（例えば負荷率７５～１００％）では曲線ｂに沿った効率が得られ、低負荷側（例えば７５％以下）では曲線ａに沿った効率を得ることができる。
　図９は、スライドバルブと、可動アキシャル吐出ポートの可動部材を駆動するための油圧系統図を示す。　
　図９において、１３は上述したスライドバルブ、２９及び３０は上述した可動アキシャル吐出ポートを構成する可動部材で、２９は雄ロータ側可動部材、３０は雌ロータ側可動部材である。本実施例では、一つの油圧系統を用いて、前記スライドバルブ１３と前記２つの可動部材２９，３０の駆動を連動させて同時に行なえるようにしている。
　即ち、前記スライドバルブ１３及び前記可動部材２９，３０は、それぞれシリンダと、このシリンダ内を往復動するピストンと前記シリンダ内に設けられたバネを備える油圧機構により駆動され、前記各シリンダには、電磁弁を有する油圧流入路と、電磁弁を有する複数の油圧排出路がそれぞれ接続されている。前記各シリンダ内に油圧を供給することにより前記バネを圧縮する方向へ前記ピストンを移動させ、また前記シリンダ内の油圧を開放することにより、前記バネのバネ力で前記ピストンを逆方向へスライドさせる構成としている。従って、前記各電磁弁の開閉を制御することにより、前記スライドバルブ及び前記可動部材を複数の所定位置に位置決めすることができる。以下、この構成を図９により詳細に説明する。
　４１は、スクリュー圧縮機の吐出側の冷媒ガスのガス圧がかかった耐圧油容器であり、この耐圧油容器４１内の油は、該耐圧油容器４１内に設けられた油ストレーナ４２を介して、吸入ポート８（図２参照）側の圧力との差圧により、油圧供給配管４３へ供給される。この油圧供給配管４３は電磁弁４４，４５を介して３系統の油圧流入路３８に分岐し、これら電磁弁４４，４５を開閉することで、スライドバルブシリンダ１９、雄ロータ側可動部材２９の可動部材シリンダ３３及び雌ロータ側可動部材３０の可動部材シリンダ３３内に油圧を作用させたり、油圧の作用を解除する。
　即ち、前記電磁弁４４を開とすることにより、前記スライドバルブ１３は、前記シリンダ１９内に設けたスライドバルブバネ２０を圧縮する方向（容量を大きくする方向）に、スライドバルブピストン１８及びスライドバルブロッド１７を介して移動される。また、前記電磁弁４５を開とすることにより、前記雄ロータ側可動部材２９及び雌ロータ側可動部材３０は、可動部材バネ３４を圧縮する方向（設計容積比Ｖiが大きくなる方向）に可動部材ピストン３２及び可動部材ロッド３１を介して移動される。
　前記スライドバルブシリンダ１９には２つの油圧排出路５０，５１が設けられており、これらの油圧排出路５０，５１にはそれぞれ電磁弁４６，４７が設けられている。前記電磁弁４６を開とすることで、シリンダ１９内の油は前記吸入ポート８側に排出され、前記ピストン１８は、前記バネ２０のバネ力で前記油圧排出路５０の位置まで移動する。この時のスライドバルブ１３の位置は例えば負荷率５０％の位置とする。また、前記電磁弁４７を開とすることで前記ピストン１８は、前記バネ２０のバネ力で前記油圧排出路５１の位置まで移動する。この時のスライドバルブ１３の位置は例えば負荷率２５％の位置とする。更に、前記電磁弁４６，４７の両方を閉とした場合は、前記ピストン１８がバネ２０を最も圧縮する方向に移動され負荷率は１００％となる。
　前記可動部材２９，３０のそれぞれのシリンダ３３にも２つの油圧排出路３５，３６が設けられており、これらの油圧排出路３５，３６にもそれぞれ電磁弁４８，４９が設けられている。前記電磁弁４８を開とすることで、シリンダ３３内の油は前記吸入ポート８側に排出され、前記ピストン３２は、前記バネ３４のバネ力で前記油圧排出路３５の位置まで移動する。この時の可動部材２９，３０の位置は、中間負荷（例えば負荷率５０％）に対応した適切な設計容積比Ｖｉ（例えばＶｉが４．０など、２．７～５．０の間の値）になる位置とする。また、前記電磁弁４９を開とすることで前記ピストン３２は、前記バネ３４のバネ力で前記油圧排出路３６の位置まで移動する。この時の可動部材２９，３０の位置は、定格負荷（負荷率１００％）に対応した適切な設計容積比Ｖｉ（例えばＶｉが２．７）になる位置とする。更に、前記電磁弁４８，４９の両方を閉とした場合は、前記ピストン３２がバネ３４を最も圧縮する方向に移動され最小負荷（例えば負荷率２５％）に対応した適切な設計容積比Ｖｉ（例えばＶｉ５．０）になる位置とする。
　従って、負荷率２５％で運転する時は、電磁弁４４を閉、電磁弁４７を開とすることにより、前記スライドバルブシリンダ１９の油圧を開放し、前記スライドバルブバネ２０のバネ力で前記スライドバルブ１３を吐出側へスライドさせる。また、電磁弁４５を開、電磁弁４８，４９を閉とすることにより、前記可動部材シリンダ３３内には油圧が掛かり、前記アキシャル吐出ポートの開口時期を遅らせる方向（設計容積比Ｖｉが大きくなる方向）に前記可動部材２９，３０をスライドさせ、負荷率２５％に対応した設計容積比（例えばＶｉ５．０）のアキシャル吐出ポートにすることができる。
　負荷率１００％で運転する時は、逆に、電磁弁４４を開、電磁弁４６，４７を閉とすることにより、前記スライドバルブシリンダ１９に油圧を供給し、前記スライドバルブバネ２０を圧縮させて前記スライドバルブ１３を吸入側へスライドさせる。また、電磁弁４５を閉、電磁弁４９を開とすることにより、前記可動部材シリンダ３３内の油圧を開放して、前記可動部材２９，３０が開口時期を早める方向（設計容積比Ｖｉが小さくなる方向）へスライドさせ、負荷率１００％に対応した設計容積比（例えばＶｉ２．７）のアキシャル吐出ポートにすることができる。
　なお、図９に示す例では、前記スライドバルブ１３の位置及び前記可動部材２９，３０の位置を３段階（負荷率１００％、５０％、２５％）で制御する例について説明したが、２段階或いは４段階以上に制御することも同様に可能である。
　例えば、４段階で制御する場合は、スライドバルブ１３の位置を、例えば、負荷率１００％、７５％、５０％、２５％とし、これに対応して前記可動部材２９，３０の位置も４段階とし、前記負荷率１００％、７５％、５０％、２５％に対応させて、可動アキシャル吐出ポートの設計容積比Ｖｉを、例えば、それぞれ２．７、３．７、４．０（または５．０）、５．０とする。
　以上説明した本発明の実施例によれば、スライドバルブ１３により定格負荷から最小負荷まで容量制御するものにおいて、圧縮動作が可能な最小負荷をより小さくすることが可能となり、しかも定格負荷時においては高い効率で運転することのできるスクリュー圧縮機を得ることができる効果がある。
　例えば、負荷率２５％で運転する場合には、前記可動部材２９，３０を移動させて、設計容積比Ｖiが４．０～５．０となるアキシャル吐出ポートとすることにより、負荷率２５％、或いはそれ以下の低負荷で運転することも可能となる。また、定格負荷(負荷率１００％)で運転する場合には、前記可動部材２９，３０を移動させて、設計容積比Ｖiが２．７となるアキシャル吐出ポートとすることにより、高効率で運転可能なスクリュー圧縮機を得ることができる。
　なお、本発明は上述した実施例に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記実施例では冷媒ガスを圧縮する冷凍用スクリュー圧縮機である場合について説明したが、本発明は、冷凍用スクリュー圧縮機に限定されるものではなく、空気など他のガスを圧縮するスクリュー圧縮機に対しても同様に適用できるものである。　
　また、上記した実施例は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。
１：雄ロータ、２：雌ロータ、３～５：ケーシング（３：メインケーシング、４：Ｄケーシング、５：モータケーシング）、４ａ：吐出口、５ａ：吸入口、６：モータ、７：ガスストレーナ、８：吸入ポート、９：雄ロータ吐出側軸受、１０：雄ロータ吸入側軸受、１１：雌ロータ吐出側軸受、１２：雌ロータ吸入側軸受、１３：スライドバルブ、１４：吸入ポート（スライドバルブ吸入ポート）、１５：吐出ポート（スライドバルブ吐出ポート）、１６：アキシャル吐出ポート（可動アキシャル吸入ポート）、１６ａ：雄ロータ側アキシャル吐出ポート、１６ｂ：雌ロータ側アキシャル吐出ポート、１７：スライドバルブロッド、１８：スライドバルブピストン、１９：スライドバルブシリンダ、２０：スライドバルブバネ、２１、２１´：雄ロータ歯先円（歯先径）、２２：雄ロータ歯底円、２３：雄ロータ後進面歯形、２４、２４´：雌ロータ歯先円（歯先径）、２５：雌ロータ歯底円、２６：雌ロータ前進面歯形、２７，２８：可動部材ガイド溝、２９：雄ロータ側可動部材、３０：雌ロータ側可動部材、３１：可動部材ロッド、３２：可動部材ピストン、３３：可動部材シリンダ、３４：可動部材バネ、３５，３６：油圧排出路、３７：固定ハウジング、３８：油圧流入路、３９：シール溝、４０：シール材、４１：耐圧油容器、４２：油ストレーナ、４３：油圧供給配管、４４～４９：電磁弁、５０，５１：油圧排出路。

Claims (9)

  1. 　スクリューロータを収納すると共に、吸入ポートとアキシャル吐出ポートを有するケーシングと、
    　前記スクリューロータの圧縮室側の噛み合い部に軸方向に往復動自在に設けられ、圧縮開始時期を調整することにより負荷率を変えて容量制御を行うスライドバルブと、
    　前記アキシャル吐出ポートの一部を形成すると共にこのアキシャル吐出ポートの一部を移動させることにより圧縮ガスが吐出される時期を変更可能に構成している可動部材を備えている
    　ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
  2. 　請求項１に記載のスクリュー圧縮機において、前記スライドバルブは定格負荷から最小負荷の間で容量制御するように移動され、前記定格負荷での運転時には、設計圧力比から求まる設計容積比以下となるアキシャル吐出ポートとなるように前記可動部材を移動させ、前記最小負荷での運転時には、前記アキシャル吐出ポートがロータ歯溝を通じて吸入ポートと連通しない設計容積比となるように前記可動部材を移動させることを特徴とするスクリュー圧縮機。
  3. 　請求項２に記載のスクリュー圧縮機において、前記スライドバルブの制御による負荷率に応じて、前記負荷率が小さくなるほど、設計容積比が大きくなるように前記可動部材を移動させることを特徴とするスクリュー圧縮機。
  4. 　請求項１に記載のスクリュー圧縮機において、前記スライドバルブにはラジアル吐出ポートが設けられており、このラジアル吐出ポートの開口時期に合わせて、前記アキシャル吐出ポートもほぼ同時に開口するように前記可動部材の移動を制御することを特徴とするスクリュー圧縮機。
  5. 　請求項１に記載のスクリュー圧縮機において、負荷率が７５～８５％までは、設計容積比が２．６～２．９となるアキシャル吐出ポートとなるように前記可動部材を制御し、前記負荷率よりも小さい負荷率の範囲では、設計容積比が４．０～５．０となるアキシャル吐出ポートとなるように前記可動部材を２段階で制御することを特徴とするスクリュー圧縮機。
  6. 　請求項１に記載のスクリュー圧縮機において、前記可動部材は、前記アキシャル吐出ポートを形成している先端部分が雄ロータの後進面歯形に沿った形状に構成されている雄ロータ側可動部材と、前記アキシャル吐出ポートを形成している先端部分が雌ロータの前進面歯形に沿った形状に構成されている雌ロータ側可動部材で構成され、前記両可動部材はロータ軸の接線方向に移動される構成としていることを特徴とするスクリュー圧縮機。
  7. 　請求項６に記載のスクリュー圧縮機において、前記ケーシングは、スクリューロータを収容するメインケーシングと、前記スクリューロータの吐出側端面を覆うように前記メインケーシングに取り付けられたＤケーシングを備え、
    　前記雄ロータ側可動部材及び雌ロータ側可動部材は、前記Ｄケーシングの吐出側端面部分に設けた雄ロータ側の可動部材ガイド溝と雌ロータ側の可動部材ガイド溝に収容され、各可動部材ガイド溝に沿って、ロータ軸の接線方向にスライド可能に構成されていることを特徴とするスクリュー圧縮機。
  8. 　請求項７に記載のスクリュー圧縮機において、前記可動部材ガイド溝の上下側の面には前記可動部材の長手方向に沿ってそれぞれシール溝を設け、このシール溝内にはそれぞれシール材を設け、前記可動部材と前記可動部材ガイド溝との隙間をシールすることを特徴とするスクリュー圧縮機。
  9. 　請求項１に記載のスクリュー圧縮機において、前記スライドバルブ及び前記可動部材は、一つの油圧系統を用いて、連動させて制御されるように構成し、
    　前記スライドバルブ及び前記可動部材は、それぞれシリンダと、このシリンダ内を往復動するピストンと前記シリンダ内設けられたバネを備える油圧機構により駆動され、
    　前記各シリンダには、電磁弁を有する油圧流入路と、電磁弁を有する複数の油圧排出路がそれぞれ接続され、
    　シリンダ内に油圧を供給することにより前記バネを圧縮する方向へ前記ピストンを移動させ、前記シリンダ内の油圧を開放することにより、前記バネのバネ力で前記ピストンを逆方向へスライドさせる構成とし、前記各電磁弁の開閉を制御することにより、前記スライドバルブ及び前記可動部材を複数の所定位置に位置決めする構成としている
    　ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
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