WO2016189648A1 - スクリュー圧縮機、及びそのスクリュー圧縮機を備えた冷凍サイクル装置 - Google Patents

スクリュー圧縮機、及びそのスクリュー圧縮機を備えた冷凍サイクル装置 Download PDF

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WO2016189648A1
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stage
low
compression chamber
compression
slide valve
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PCT/JP2015/065027
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English (en)
French (fr)
Inventor
栗田　慎
Original Assignee
三菱電機株式会社
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/08—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 more particularly, to a screw compressor provided with a slide valve for adjusting an operation compression ratio, and a refrigeration cycle apparatus provided with the screw compressor.
  • a screw compressor (more specifically, a single screw compressor) is provided with a screw rotor having a helical screw groove on a rotating shaft, and at least one gate rotor having a tooth groove on the outer periphery is fitted to the screw rotor. They are housed in a casing to form a compression chamber. As the rotary shaft rotates, the volume of the compression chamber is reduced and the gas is compressed (see Patent Documents 1 and 2).
  • twin gate rotor system that fits two gate rotors into a screw rotor
  • monogate rotor system that fits one gate rotor into a screw rotor.
  • twin gate rotor system two compression chambers are formed so as to face each other around the rotation axis of the screw rotor. Since the compression chamber on which the gas pressure acts is located at a position facing the rotation axis of the screw rotor, the gas loads acting on the rotation axis cancel each other.
  • monogate rotor system a compression chamber is formed on one side of the rotating shaft of the screw rotor. In this method, unlike the twin gate rotor method, the compression chamber is not disposed opposite to the rotation shaft of the screw, so the gas pressure in the compression chamber acts on the rotation shaft from the compression chamber side.
  • JP 2013-92091 A Japanese Patent No. 4147891
  • a compressor employing a twin gate rotor system for the low-stage compression section and a monogate rotor system for the high-stage compression section is known. is there.
  • the compression chamber where the gas pressure acts as described above is located at the position facing the rotation axis of the screw in the low-stage compression section, the gas loads acting on the rotation axis are mutually different. It cancels out and the deflection of the rotating shaft of the screw is small.
  • the gas pressure in the compression chamber acts on the rotating shaft from the compression chamber side as described above. That is, in the high-stage compression section, the compression chamber is arranged on one side of the rotating shaft and the gas pressure in the compression chamber is increased to the discharge pressure, whereas the gas pressure on the opposite side of the compression chamber is an atmosphere of intermediate pressure, These differential pressures act on the rotating shaft. Therefore, in the high-stage compression portion, due to the gas load due to this differential pressure, the rotating shaft bends to the opposite side of the compression chamber, and the amount of deflection increases.
  • the length of the rotary shaft of the two-stage screw compressor is longer than the length of the rotary shaft of the single-stage machine because the screw rotors are arranged in series, and the amount of deflection with respect to the gas load is larger than that of the single-stage machine. For this reason, the amount of deflection of the rotating shaft further increases.
  • the rotation shaft bends in the high-stage compression section
  • the rotation shaft also bends in the low-stage compression section. In one compression chamber of the low-stage compression section (on the compression chamber side of the high-stage compression section), the screw rotor and casing The internal gap between them increases.
  • the internal gap between the screw rotor and the casing is reduced. Then, since the internal gap is not uniform in the pair of compression chambers of the low-stage compression section, the transition of the internal pressure in each compression chamber is different. That is, in one compression chamber in which the internal clearance between the screw rotor and the casing is enlarged, the amount of internal leakage during the compression process increases, so the internal pressure rises more than the other compression chamber. Therefore, the internal pressure of the pair of compression chambers of the low-stage compression unit becomes non-uniform, which causes a problem that the operation efficiency of the screw compressor is lowered.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and a screw compressor capable of high-efficiency operation even when internal gaps in the compression chambers become non-uniform, and screw compression thereof.
  • An object of the present invention is to provide a refrigeration cycle apparatus equipped with a machine.
  • a screw compressor according to the present invention includes a casing having a low-stage compression section that compresses gas, and a high-stage compression section that further compresses gas compressed by the low-stage compression section, and a low-stage compression section and a high-stage compression section.
  • a rotary shaft that passes through the compression portion and is rotatably arranged in the casing; a low-stage screw rotor that is attached to the rotary shaft in the low-stage compression portion and has a plurality of screw grooves formed on the outer peripheral surface; A pair of low-stage gate rotors that form a pair of low-stage compression chambers between the screw grooves of the low-stage screw rotor and the casing, and teeth that mesh with the screw grooves of the screw rotor, and a pair of low-stage compression chambers And a pair of low-stage slide valves that adjust the timing of gas discharge from the low-stage compression chamber by moving in the axial direction of the rotary shaft, and the pair of low-stage slide valves is the axis of the rotary shaft direction Oite are those located at different positions.
  • FIG. 1 is a schematic cross-sectional view of a two-stage single screw compressor 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. FIG. 2 is a cross-sectional view of the low-stage compression unit 10 according to Embodiment 1 along AA in FIG. 3 is a cross-sectional view of the high-stage compression unit 20 according to Embodiment 1 taken along the line BB in FIG. 2 is a perspective view of a low stage slide valve 13 according to Embodiment 1.
  • FIG. 6 is a perspective view of a low stage slide valve 213 according to Embodiment 2.
  • FIG. 1 is a schematic cross-sectional view of a two-stage single screw compressor 100 according to the first embodiment.
  • the two-stage single screw compressor 100 is roughly divided into a compression unit 1 and an electric motor unit 2.
  • the compression unit 1 is configured to be partitioned into a low-stage compression unit 10 and a high-stage compression unit 20 that are accommodated in a cylindrical casing 100a.
  • a rotating shaft 3 that passes through the low-stage compression section 10 and the high-stage compression section 20 is disposed at the central axis portion of the cylindrical casing 100a.
  • the low-pressure gas supplied from the outside of the casing 100a flows into the low-stage compression unit 10 through the first suction port 10a and the second suction port 10b, is primarily compressed, and then flows into the high-stage compression unit 20.
  • the secondary compression is performed and the high pressure gas is sent out of the casing 100a.
  • (Low stage compression unit 10) 2 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG. 1 of the low-stage compression unit 10 according to the first embodiment.
  • the low-stage compression unit 10 employs a twin gate rotor system in which the first low-stage gate rotor 12 a and the second low-stage gate rotor 12 b are fitted to the low-stage screw rotor 11.
  • the low-stage screw rotor 11 has a plurality of helical screw grooves 11a formed on the outer peripheral surface.
  • the low stage screw rotor 11 is accommodated in the casing 100a so that the outer peripheral surface thereof is in contact with the cylindrical inner wall 100b of the casing 100a.
  • the first low-stage gate rotor 12 a and the second low-stage gate rotor 12 b of the low-stage compression unit 10 are arranged to face each other so as to sandwich the low-stage screw rotor 11 in the radial direction of the low-stage screw rotor 11. Yes.
  • a plurality of teeth are formed on the outer periphery of the first low-stage gate rotor 12a and the second low-stage gate rotor 12b.
  • the teeth of the first low-stage gate rotor 12a and the second low-stage gate rotor 12b mesh with the screw groove 11a of the low-stage screw rotor 11, and the low-stage compression chamber 15 is formed in a space between the inner wall 100b of the casing 100a.
  • the low-stage compression chamber 15 is disposed so as to face the low-stage screw rotor 11, and is formed corresponding to the first low-stage gate rotor 12a and the second low-stage gate rotor 12b.
  • the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b are included.
  • the casing 100a has a first suction port 10a and a second suction port 10b that supply low-pressure gas to the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b, respectively.
  • the first suction port 10 a and the second suction port 10 b are opposed to the rotation shaft 3 and open at the same position in the axial direction of the rotation shaft 3.
  • the low-stage slide valve 13 On the outer peripheral side of the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b, a low-stage slide valve 13 that adjusts the timing of discharging the gas compressed in each compression chamber is disposed.
  • the low-stage slide valve 13 includes a first low-stage slide valve 13a and a second low-stage slide valve 13b that are disposed corresponding to the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b, respectively.
  • the first low-stage slide valve 13a and the second low-stage slide valve 13b are housed in a recess 100c formed on the inner wall 100b of the casing 100a as shown in FIG.
  • the concave portion 100 c is an arc-shaped long groove portion formed in parallel with the axial direction of the rotary shaft 3.
  • the inner peripheral surfaces 40 of the first low-stage slide valve 13a and the second low-stage slide valve 13b form the same arc surface as the inner wall 100b of the casing 100a that houses the low-stage screw rotor 11.
  • the outer peripheral surface 41 of the low stage slide valve 13 has the same circular arc surface as the recessed part 100c of the casing 100a.
  • the first low stage slide valve 13 a and the second low stage slide valve 13 b are connected to the low stage drive mechanism 14 via a rod 33.
  • the low-stage drive mechanism 14 is a drive mechanism composed of, for example, a cylinder and a piston. When the working fluid flows into and out of the cylinder, the piston slides in the cylinder, and the low-stage slide mechanism 14 slides through the rod 33. The valve 13 is moved in parallel with the rotary shaft 3.
  • the low stage drive mechanism 14 showed the example comprised by the cylinder and the piston, if the low stage slide valve 13 can be moved in parallel with the rotating shaft 3, another drive mechanism can be employ
  • (High stage compression section 20) 3 is a cross-sectional view of the high-stage compression unit 20 according to Embodiment 1 taken along the line BB in FIG.
  • the high stage compression unit 20 employs a monogate rotor system in which one high stage gate rotor 22 is fitted to the high stage screw rotor 21.
  • the high-stage screw rotor 21 has a plurality of spiral screw grooves 21 a formed on the outer peripheral portion.
  • the high stage screw rotor 21 is accommodated in the casing 100a so that the outer peripheral surface thereof is in contact with the cylindrical inner wall 100b of the casing 100a.
  • One high-stage gate rotor 22 of the high-stage compression unit 20 is disposed on one side in the radial direction of the high-stage screw rotor 21.
  • a plurality of teeth are formed on the outer periphery of the high stage gate rotor 22.
  • the tooth portion of the high-stage gate rotor 22 meshes with the screw groove 21a of the high-stage screw rotor 21 to form a high-stage compression chamber 25 in a space between the cylindrical inner wall 100b of the casing 100a.
  • the high stage compression chamber 25 is arranged in the same direction as the first compression chamber 15 a of the low stage compression unit 10 in the radial direction perpendicular to the axial direction of the rotary shaft 3.
  • the same direction means a state in which the high-stage compression chamber 25 and the first compression chamber 15a are arranged at least on one side of the virtual plane passing through the rotation shaft 3.
  • a corresponding high stage slide valve 23 is arranged in the high stage compression chamber 25.
  • the high stage slide valve 23 is housed in a recess 100c formed in the inner wall 100b of the casing 100a as shown in FIG.
  • the concave portion 100 c is an arc-shaped long groove portion formed in parallel with the axial direction of the rotary shaft 3.
  • the inner peripheral surface 40 of the high stage slide valve 23 forms the same circular arc surface as the outer peripheral surface of the high stage screw rotor 21 (the inner wall 100b of the casing 100a accommodating the high stage screw rotor 21).
  • the outer peripheral surface 41 of the high stage slide valve 23 has the same circular arc surface as the recessed part 100c of the casing 100a.
  • the high stage slide valve 23 is connected to the high stage drive mechanism 24 via the rod 33.
  • the configuration of the high stage drive mechanism 24 is, for example, a drive mechanism composed of a cylinder and a piston, as in the low stage drive mechanism 14, and the piston slides in the cylinder as the working fluid flows into and out of the cylinder. Then, the high stage slide valve 23 is moved in parallel with the rotary shaft 3 through the rod.
  • FIG. 4 is a perspective view of the low stage slide valve 13 according to the first embodiment.
  • the low-stage slide valve 13 includes a valve main body 30, a guide part 31, a connecting part 32, and a rod 33.
  • a space between the valve main body 30 and the guide portion 31 is an opening 34, which serves as a flow path through which the medium-pressure gas refrigerant flows out from the low-stage compression chamber 15.
  • the valve body 30 and the inner peripheral surface 40 of the guide portion 31 have a cross-sectional shape that is the same arc surface as the inner wall 100b of the casing 100a that houses the low-stage screw rotor 11 as described above.
  • the outer peripheral surface 41 of the valve body 30 and the guide portion 31 has a cross-sectional shape that is the same arc surface as the concave portion 100c of the casing 100a.
  • the connecting portion 32 has, for example, a cylindrical shape with a smaller cross-sectional shape than the valve main body 30 and the guide portion 31.
  • the high stage slide valve 23 is the same as the low stage slide valve 13 in the basic configuration. However, since the high-stage compression unit 20 has a different operating pressure ratio from the low-stage compression unit 10, the optimum shape of the valve body 30 of the high-stage slide valve 23 can be designed differently from the low-stage slide valve 13.
  • the low stage slide valve 13 and the high stage slide valve 23 are configured to be slidable in the axial direction parallel to the rotary shaft 3 in the recess 100c of the casing 100a.
  • Vs the compression chamber volume
  • Vd the compression chamber volume
  • the internal volume ratio is adjusted so that the energy efficiency is maximized at the operating pressure ratio obtained from the low pressure and the high pressure.
  • the internal volume ratio is adjusted by changing the discharge timing from the gas compression process by controlling the position of the slide valve in the rotation axis direction of the screw rotor.
  • the compression step is from the time (position) at which the gas is completely introduced into the compression chamber from the suction port to the time (position) at which the compressed gas is discharged from the slide valve opening 34 to the outside of the compression chamber. Or the length of the rotating shaft 3 in the axial direction.
  • the two-stage single screw compressor 100 it is possible to optimize the operating pressure ratio by adjusting the internal volume ratio and achieve energy saving. Since the optimum internal volume ratio for maximizing energy efficiency is different in the compression process of each of the low-stage compressor 10 and the high-stage compressor 20, the two-stage single screw compressor 100 is different from the low-stage compressor 10, Slide valves 13 and 23 whose positions can be adjusted in each of the high-stage compression units 20 are arranged.
  • the low stage slide valve 13 includes a first low stage slide valve 13a and a second low stage slide valve 13b as a pair of valves.
  • the first low stage slide valve 13a is supported by the first rod 33a and is disposed on the outer peripheral surface of the low stage screw rotor 11 corresponding to the first compression chamber 15a.
  • the second low stage slide valve 13b is supported by the second rod 33b, and is disposed on the outer peripheral surface of the low stage screw rotor 11 corresponding to the second compression chamber 15b.
  • the first rod 33a and the second rod 33b are connected to a connecting plate 17 disposed on one end side of the casing 100a.
  • the connecting plate 17 is connected to the low stage drive mechanism 14 and moves parallel to the rotary shaft 3 in conjunction with the movement of the low stage drive mechanism 14. Then, the first low stage slide valve 13a and the second low stage slide valve 13b attached to the first rod 33a and the second rod 33b slide simultaneously.
  • the first rod 33a when comparing the lengths of the first rod 33a and the second rod 33b, the first rod 33a is configured to be longer than the second rod 33b. Then, the first low-stage slide valve 13a and the second low-stage slide valve 13b are arranged at different positions in the positional relationship in the direction parallel to the rotation shaft 3. That is, the first low-stage slide valve 13a has a first compression stage (time or length in the axial direction of the rotary shaft 3) in the low-stage compression unit 10 that is shorter than the second low-stage slide valve 13b.
  • the distance between the first suction port 10a for the low-pressure gas in the first compression chamber 15a and the first low-stage slide valve 13a is the distance between the second suction port 10b for the low-pressure gas in the second compression chamber 15b and the second low-stage slide valve 13b. It is arranged at a position shorter than the distance. More specifically, the distance between the first opening 34a of the first low stage slide valve 13a and the first suction port 10a is shorter than the distance between the second opening 34b of the second low stage slide valve 13b and the second suction port 10b. It is arranged to be.
  • the first compression chamber 15a of the low-stage compression unit 10 is disposed in the same direction as the high-stage compression chamber 25 of the high-stage compression unit 20 in the radial direction perpendicular to the axial direction of the rotary shaft 3, high-stage compression is performed.
  • the compression process of the 1st compression chamber 15a by the side of the chamber 25 is comprised so that it may become shorter than the compression process of the 2nd compression chamber 15b which opposes.
  • the two-stage single screw compressor 100 is used in a refrigerant circuit in which a condenser and an evaporator as heat exchangers and an expansion valve arranged between these heat exchangers are connected by piping in a closed loop.
  • the electric motor unit 2 that drives the two-stage single screw compressor 100 is activated in response to an activation signal from the inverter circuit.
  • the low-pressure gas refrigerant supplied from the outside of the casing 100a via the evaporator is, as shown in FIG. 1, a first compression chamber 15a that is a pair of compression chambers of the low-stage compression unit 10, and a second compression chamber. 15b is supplied from the first suction port 10a and the second suction port 10b, respectively.
  • the suction of the low-pressure gas refrigerant into the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b is completed at the same timing, and almost the same mass of gas refrigerant is sucked into each compression chamber. After the completion of the suction, the volume of each compression chamber is reduced with the rotation of the low-stage screw rotor 11, and the internal pressure is increased.
  • the timing at which the gas refrigerant in the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b is discharged from each compression chamber is obtained by changing the position in the axial direction of the rotary shaft 3 of the low-stage slide valve 13 provided in each compression chamber. adjust.
  • the low stage slide valve 13 is adjusted to a plurality of stages by a dedicated low stage drive mechanism 14.
  • the drive apparatus which can adjust a position without a floor may be sufficient, and it is not limited to a several step.
  • the first low-stage slide valve 13a and the second low-stage slide valve 13b according to Embodiment 1 have different positions in the axial direction of the rotary shaft 3, and the compression process of the first compression chamber 15a is opposed to the second compression. It is comprised so that it may become shorter than the compression process of the chamber 15b. That is, the gas refrigerant in the compression chamber is discharged from the compression chamber in the first compression chamber 15a first than in the second compression chamber 15b. When the gas refrigerant is discharged from the compression chamber, the gas refrigerant flows out through the opening 34 of the low stage slide valve.
  • the intermediate-pressure gas refrigerant discharged from the pair of first compression chambers 15a and second compression chambers 15b of the low-stage compression unit 10 is sucked into the high-stage compression unit 20 and concentrated as shown in FIG.
  • the high-stage compression unit 20 is a monogate rotor type, and a gas refrigerant having an intermediate pressure higher than the suction pressure is sucked into one high-stage compression chamber 25.
  • the refrigerant in the high-stage compression chamber 25 is compressed by reducing the volume with the rotation of the high-stage screw rotor 21, and the internal pressure is increased. Then, it becomes a high-pressure gas refrigerant and is discharged from the opening 34 of the high stage slide valve 23.
  • the discharged high-pressure gas refrigerant flows into the condenser.
  • the positions of the slide valves 13 and 23 are adjusted.
  • a control device (not shown) detects each suction pressure and each discharge pressure of the low-stage compression unit 10 and the high-stage compression unit 20 and the rotation frequency of the motor unit 2, An optimal internal volume ratio is calculated from the detected value.
  • the current position of the slide valves 13 and 23 is obtained by the position detection means, and the position of the slide valves 13 and 23 is adjusted by the drive mechanism so as to reduce the difference from the calculated optimum internal volume ratio, thereby improving the energy efficiency. It is something to enhance.
  • FIG. 5 is an explanatory diagram showing pressure transitions in the first compression chamber and the second compression chamber of the low-stage compression unit according to the conventional two-stage single screw compressor.
  • FIG. 6 is an explanatory diagram showing pressure transitions in the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b in the low-stage compression unit 10 of the two-stage single screw compressor 100 according to the first embodiment. 5 and 6, the vertical axis represents the internal pressure of the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b, and the horizontal axis represents the time of the compression process or the axial length of the rotary shaft 3 performing the compression process. Show.
  • the high-stage compression chamber 25 of the two-stage single screw compressor 100 is arranged in the same direction as the first compression chamber 15a of the low-stage compression unit 10 in the radial direction perpendicular to the axial direction of the rotary shaft 3 as described above. Yes.
  • the gas pressure in the high stage compression chamber 25 is rotated by the high stage compression section 20. It acts on the shaft 3 from one side.
  • the high-stage compression chamber 25 is disposed on one side of the rotary shaft 3, and the gas pressure in the high-stage compression chamber 25 is increased to the discharge pressure, whereas the high-stage compression chamber 20 Since the gas pressure is an intermediate pressure atmosphere on the opposite side of the stage compression chamber 25, these differential pressures act on the rotary shaft 3. Then, in the high-stage compression unit 20, the rotating shaft 3 bends to the opposite side of the high-stage compression chamber 25 due to the gas load due to this differential pressure, and the amount of deflection increases.
  • the rotational axis length of the two-stage single screw compressor 100 is longer than the rotational axis length of the single stage machine because the screw rotors are arranged in series. Then, the amount of bending with respect to the gas load becomes larger than that of the single stage machine. For this reason, the amount of bending of the rotating shaft 3 further increases. Further, when a refrigerant having a high saturation pressure such as R410A is used, the gas load is large, and the deflection deformation of the rotating shaft 3 is expanded.
  • the transition of the internal pressure in each compression chamber is different. That is, the first compression chamber 15a in which the internal clearance between the low-stage screw rotor 11 and the casing 100a is enlarged increases the amount of internal leakage during the compression process of the first compression chamber 15a. The internal pressure rises more than the second compression chamber 15b in which the gap with the casing 100a is reduced.
  • the opening timings of the pair of first low stage slide valves 13a and second low stage slide valves 13b provided in the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b are the same. Therefore, as shown in FIG. 5, the transition of the compression chamber pressure P in the compression process becomes non-uniform between the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b, and the operation efficiency of the two-stage single screw compressor 100 is lowered. Further, since the internal pressure tends to increase in the first compression chamber 15a, an overcompression region exceeding the set discharge pressure is generated as shown in FIG. 5, and wasteful energy is consumed.
  • the first rod 33a of the first low-stage slide valve 13a is configured to have a longer length than the second rod 33b of the second low-stage slide valve 13b. . That is, the first low-stage slide valve 13a has a first compression chamber 15a so that the compression process (time or axial length) in the low-stage compression unit 10 is shorter than the second low-stage slide valve 13b.
  • the distance between the first suction port 10a for the low pressure gas and the first low stage slide valve 13a is shorter than the distance between the second suction port 10b for the low pressure gas and the second low stage slide valve 13b in the second compression chamber 15b. It is arranged at the position.
  • the distance between the first opening 34a of the first low stage slide valve 13a and the first suction port 10a is shorter than the distance between the second opening 34b of the second low stage slide valve 13b and the second suction port 10b. It is arranged to be.
  • the first compression chamber 15a opens the lower stage slide valve 13 earlier than the second compression chamber 15b, so that the pressure P in the compression chamber does not increase excessively.
  • the gas refrigerant can be compressed evenly. That is, it is possible to realize the two-stage single screw compressor 100 capable of high-efficiency operation even if the internal gaps in the compression chambers become non-uniform.
  • the first low-stage slide valve 13a and the second low-stage slide valve 13b use the same shape, it is possible to manufacture with the same mold and processing method, thereby reducing the manufacturing cost. Can be reduced.
  • the screw compressor according to Embodiment 1 includes a casing 100a having a low-stage compression unit 10 that compresses gas, and a high-stage compression unit 20 that further compresses gas compressed by the low-stage compression unit 10,
  • the rotary shaft 3 that passes through the stage compression unit 10 and the high stage compression unit 20 and is rotatably arranged in the casing 100a, and the rotary shaft 3 in the low stage compression unit 10 are attached, and a plurality of screw grooves 11a are provided.
  • a low-stage screw rotor 11 formed on the outer peripheral surface and a tooth portion that meshes with the screw groove 11a of the low-stage screw rotor 11 are formed.
  • a pair of low-stage gate rotors 12 forming the compression chamber 15 and a pair of low-stage compression chambers 15 are disposed in the axial direction of the rotary shaft 3 so that gas is discharged from the low-stage compression unit 10.
  • a pair of low-stage slide valves 13 that adjust the timing of the rotation, and the pair of low-stage slide valves 13 are arranged at different positions in the axial direction of the rotary shaft 3. Even if the internal gap becomes uneven, the two-stage single screw compressor 100 capable of high-efficiency operation can be realized.
  • the screw compressor is attached to the rotary shaft 3 in the high-stage compression chamber 25, and a high-stage screw rotor 21 having a plurality of screw grooves 21 a formed on the outer peripheral surface, and a screw groove 21 a of the high-stage screw rotor 21. And a high stage gate rotor 22 that forms a single high stage compression chamber 25 between the screw groove 21a of the high stage screw rotor 21 and the casing 100a. Since the chamber 25 is arranged in the same direction as the first compression chamber 15a of the pair of low-stage compression chambers 15 in the radial direction perpendicular to the axial direction of the rotary shaft 3, the gas generated by the high-stage compression chambers 25 is used.
  • the two-stage single screw compressor 100 capable of high-efficiency operation can be realized even if the internal gaps are made uneven in each low-stage compression chamber 15 due to the pressure.
  • the low-stage compression chamber 15 includes a first compression chamber 15a and a second compression chamber 15b that is disposed so as to face the first compression chamber 15a around the rotation shaft 3.
  • the pair of low stage slide valves 13 includes a first low stage slide valve 13a disposed in the first compression chamber 15a and a second low stage slide valve 13b disposed in the second compression chamber 15b.
  • the first low-stage slide valve 13a discharges the gas in the first compression chamber 15a at an earlier timing than the second low-stage slide valve 13b, Since the compression process of the first compression chamber 15a is shorter than the compression process of the second compression chamber 15b, the pressure P in the compression chamber in the first compression chamber 15a is not excessively increased, and the set discharge pressure is reduced. Equally it is possible to compress the gas refrigerant.
  • the screw compressor has a first suction port 10a through which gas is supplied to the first compression chamber 15a, and a second suction port 10b through which gas is supplied to the second compression chamber 15b.
  • the first low stage slide valve 13a has a first opening 34a for discharging the gas in the first compression chamber 15a
  • the second low stage slide valve 13b is a second opening for discharging the gas in the second compression chamber 15b. 34b, and the distance between the first suction port 10a and the first opening 34a is shorter than the distance between the second suction port 10b and the second opening 34b. Therefore, the compression chamber in the first compression chamber 15a.
  • the pressure P does not increase excessively, and the gas refrigerant can be compressed uniformly with respect to the set discharge pressure.
  • the screw compressor includes a low-stage drive mechanism 14 that drives the first low-stage slide valve 13a and the second low-stage slide valve 13b, and the first low-stage slide valve 13a is connected to the low-stage drive mechanism 14.
  • the second low stage slide valve 13b is connected to the low stage drive mechanism 14 via the second rod 33b, and the axial length of the first rod 33a is the second rod. Since it is longer than the axial length of 33b, the compression chamber pressure P in the first compression chamber 15a will not increase excessively, and the gas refrigerant can be compressed evenly with respect to the set discharge pressure. It becomes possible.
  • FIG. 7 is a perspective view of the low stage slide valve 213 according to the second embodiment.
  • the shapes of the first low-stage slide valve 213a and the second low-stage slide valve 213b arranged in the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b of the low-stage compression unit 10 are the same as those in the first embodiment. It differs from the low stage slide valve 13 which concerns.
  • the first low-stage slide valve 213a and the second low-stage slide valve 213b shown in FIG. 7 are configured such that the maximum distance W1 between the valve body 30 and the guide portion 31 is different.
  • Each dimension of the valve body 30 is the same as that of the low stage slide valve 13 according to the first embodiment.
  • the overall length L of the first low-stage slide valve 213a and the second low-stage slide valve 213b shown in FIG. 7 and the height H and width W of the inclined portion 30a of the valve body 30 are the same. Therefore, when the maximum distance W1 is changed, the width W2 of the guide portion 31 is changed, and the width dimension of the opening portion 34 is changed.
  • the first low stage slide valve 213a provided in the first compression chamber 15a is more than the second low stage slide valve 213b provided in the second compression chamber 15b for the maximum distance W1. It is set long. Then, the width dimension of the opening 34 is such that the first opening 34a of the first low stage slide valve 213a is larger than the second opening 34b of the second low stage slide valve 213b.
  • one end of the low-stage slide valve 213 is provided with a rod 33, but each of the first low-stage slide valve 213a and the second low-stage slide valve 213b The length of the rod 33 is the same dimension.
  • the first compression chamber 15a has the second compression chamber 15a.
  • the low-stage slide valve 213 is configured to open earlier than 15b. That is, the time of the compression process of the first compression chamber 15a in the axial direction of the rotating shaft 3, or the length of the compression process in the axial direction is the time of the compression process of the second compression chamber 15b, or the axial direction of the compression process. It becomes shorter than the length.
  • the distance between the first opening 34a of the first low stage slide valve 213a and the first suction port 10a is shorter than the distance between the second opening 34b of the second low stage slide valve 213b and the second suction port 10b. It is comprised so that it may become.
  • the first low-stage slide valve 213a has a first opening 34a that discharges the gas in the first compression chamber
  • the second low-stage slide valve 213b has the second compression chamber.
  • the second opening 34b for discharging the gas in 15b is provided, and the axial length of the rotary shaft 3 of the first opening 34a is longer than the axial length of the rotary shaft 3 of the second opening 34b.
  • the first opening 34a of the first low stage slide valve 13a is shorter than the second opening 34b of the second low stage slide valve 13b so that the axial length of the compression process in the low stage compression unit 10 is shorter.
  • the low-pressure gas is opened to a position where the distance from the first suction port 10a becomes short.
  • the first low-stage slide valve 13a disposed in the first compression chamber 15a allows the gas in the first compression chamber 15a to be discharged at an earlier timing than the second low-stage slide valve 13b disposed in the second compression chamber 15b. Discharge. Therefore, as shown in FIG. 6, the compression chamber pressure P in the first compression chamber 15a does not increase excessively, and the gas refrigerant can be compressed evenly with respect to the set discharge pressure. That is, it is possible to realize the two-stage single screw compressor 100 capable of high-efficiency operation even if the internal gaps in the compression chambers become non-uniform.

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Abstract

本発明のスクリュー圧縮機は、ガスを圧縮する低段圧縮部と、低段圧縮部で圧縮されたガスをさらに圧縮する高段圧縮部と、を有するケーシングと、低段圧縮部と高段圧縮部とを貫通し、ケーシング内で回転可能に配置された回転軸と、低段圧縮部内の回転軸に取り付けられ、複数のスクリュー溝が外周面に形成された低段スクリューロータと、低段スクリューロータのスクリュー溝に噛み合う歯部が形成され、低段スクリューロータのスクリュー溝と前記ケーシングとの間で一対の低段圧縮室を形成する一対の低段ゲートロータと、一対の低段圧縮室に配置され、回転軸の軸方向に移動することで低段圧縮室からガスが吐出するタイミングを調整する一対の低段スライドバルブと、を有し、一対の低段スライドバルブは、回転軸の軸方向においてそれぞれ異なる位置に配置されるものである。

Description

スクリュー圧縮機、及びそのスクリュー圧縮機を備えた冷凍サイクル装置
　本発明は、スクリュー圧縮機に係り、より詳しくは、運転圧縮比を調整するスライドバルブを備えたスクリュー圧縮機、及びそのスクリュー圧縮機を備えた冷凍サイクル装置に関するものである。
　従来、スクリュー圧縮機（より詳しくはシングルスクリュー圧縮機）は、螺旋状のスクリュー溝を有したスクリューロータを回転軸に備え、外周に歯溝を有する少なくとも１枚のゲートロータをスクリューロータに嵌め合わせ、それらをケーシング内に収容し、圧縮室を形成する。回転軸の回転にともない、圧縮室は、その容積を減じられ、ガスを圧縮する（特許文献１、２を参照）。
　シングルスクリュー圧縮機の圧縮機構には大きく２種類があり、スクリューロータに２枚のゲートロータを嵌め合わせるツインゲートロータ方式と、スクリューロータに１枚のゲートロータを嵌め合わせるモノゲートロータ方式とが存在する。
　ツインゲートロータ方式は、スクリューロータの回転軸を中心に対向して２つの圧縮室がそれぞれ形成される。ガス圧が作用する圧縮室がスクリューロータの回転軸に対して対向する位置にあるため、回転軸に作用するガス荷重が互いに相殺される。
　これに対し、モノゲートロータ方式は、スクリューロータの回転軸の一方側に圧縮室が形成される。本方式では、ツインゲートロータ方式のよう圧縮室がスクリューの回転軸に対して対向して配置されていないため、圧縮室のガス圧が圧縮室側から回転軸に対して作用する。
特開２０１３－９２０９１号公報 特許第４１４７８９１号公報
　圧縮工程を低段圧縮部と高段圧縮部とで二分した二段スクリュー圧縮機において、低段圧縮部にツインゲートロータ方式、高段圧縮部にモノゲートロータ方式を採用した圧縮機が公知である。
　このような二段スクリュー圧縮機では、低段圧縮部において上記のようにガス圧が作用する圧縮室がスクリューの回転軸に対して対向する位置にあるため、回転軸に作用するガス荷重が互いに相殺され、スクリューの回転軸の撓みは小さい。
　しかし、高段圧縮部では、上記のように圧縮室のガス圧が回転軸に対して圧縮室側から作用する。すなわち、高段圧縮部では、圧縮室が回転軸の一方側に配置され圧縮室内のガス圧が吐出圧力まで高められるのに対し、圧縮室の反対側のガス圧は中間圧力の雰囲気のため、これらの差圧が回転軸に作用する。よって、高段圧縮部では、この差圧によるガス荷重によって、回転軸が圧縮室の反対側へたわみ、撓み量は大きくなる。
　また、二段スクリュー圧縮機の回転軸の長さは、スクリューロータを直列に配置するため、単段機の回転軸の長さより長くなり、ガス荷重に対する撓み量は、単段機より大きくなる。このため、回転軸の撓み量はさらに拡大する。
　高段圧縮部で回転軸がたわむと、低段圧縮部においても回転軸にたわみが発生し、低段圧縮部の一方の圧縮室（高段圧縮部の圧縮室側）では、スクリューロータとケーシングとの間の内部隙間が拡大する。また、低段圧縮部の他方の圧縮室（高段側の圧縮室に対向する側）ではスクリューロータとケーシングとの間の内部隙間が縮小する。
　すると、低段圧縮部の一対の圧縮室では内部隙間が不均一になるため、各圧縮室の内圧の推移は異なることとなる。すなわち、スクリューロータとケーシングとの間の内部隙間が拡大した一方の圧縮室は、圧縮工程中の内部漏洩量が増加するため、他方の圧縮室よりも内圧が上昇する。
　したがって、低段圧縮部の一対の圧縮室の内圧が不均一となるため、スクリュー圧縮機の運転効率が低下するという課題があった。
　本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、各圧縮室内の内部隙間の不均一化が発生しても、高効率な運転が可能なスクリュー圧縮機、及びそのスクリュー圧縮機を備えた冷凍サイクル装置を提供することを目的としたものである。
　本発明に係るスクリュー圧縮機は、ガスを圧縮する低段圧縮部と、低段圧縮部で圧縮されたガスをさらに圧縮する高段圧縮部と、を有するケーシングと、低段圧縮部と高段圧縮部とを貫通し、ケーシング内で回転可能に配置された回転軸と、低段圧縮部内の回転軸に取り付けられ、複数のスクリュー溝が外周面に形成された低段スクリューロータと、低段スクリューロータのスクリュー溝に噛み合う歯部が形成され、低段スクリューロータのスクリュー溝とケーシングとの間で一対の低段圧縮室を形成する一対の低段ゲートロータと、一対の低段圧縮室に配置され、回転軸の軸方向に移動することで低段圧縮室からガスが吐出するタイミングを調整する一対の低段スライドバルブと、を有し、一対の低段スライドバルブは、回転軸の軸方向においてそれぞれ異なる位置に配置されるものである。
　本発明によれば、各圧縮室内の内部隙間の不均一化が発生しても、高効率な運転が可能なスクリュー圧縮機、及びそのスクリュー圧縮機を備えた冷凍サイクル装置を実現することができる。
実施の形態１に係る二段シングルスクリュー圧縮機１００の概略断面図である。 実施の形態１に係る低段圧縮部１０の図１におけるＡ－Ａ断面図である。 実施の形態１に係る高段圧縮部２０の図１におけるＢ－Ｂ断面図である。 実施の形態１に係る低段スライドバルブ１３の斜視図である。 従来の二段シングルスクリュー圧縮機に係る低段圧縮部の第１圧縮室と第２圧縮室の圧力推移を示す説明図である。 実施の形態１に係る二段シングルスクリュー圧縮機１００の低段圧縮部１０における第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂの圧力推移を示す説明図である。 実施の形態２に係る低段スライドバルブ２１３の斜視図である。
　以下、本発明の実施の形態に係るスクリュー圧縮機について図面等を参照しながら説明する。ここで、全図において、同一の符号を付したものは、同一の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。さらに、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。
　以下、低段圧縮部１０と高段圧縮部２０とこれら各圧縮部を駆動する電動機部２とを備えたスクリュー圧縮機の一例である二段シングルスクリュー圧縮機１００の構成を説明する。
実施の形態１．
　はじめに、実施の形態１に係る二段シングルスクリュー圧縮機１００の構成を説明する。
　図１は、実施の形態１に係る二段シングルスクリュー圧縮機１００の概略断面図である。
　二段シングルスクリュー圧縮機１００は、圧縮部１と、電動機部２とに大別される。
＜圧縮部１＞
　圧縮部１は、円筒形状のケーシング１００ａ内に収納された低段圧縮部１０と高段圧縮部２０とに仕切られて構成されている。円筒形状のケーシング１００ａの中心軸部分には、低段圧縮部１０と高段圧縮部２０とを挿通する回転軸３が配置されている。ケーシング１００ａの外部から供給される低圧のガスは低段圧縮部１０に第１吸入口１０ａ及び第２吸入口１０ｂを通って流入し、１次圧縮された後、高段圧縮部２０に流入し２次圧縮され、高圧のガスとなってケーシング１００ａ外に送り出される。
（低段圧縮部１０）
　図２は、実施の形態１に係る低段圧縮部１０の図１におけるＡ－Ａ断面図である。
　低段圧縮部１０は、低段スクリューロータ１１に２枚の第１低段ゲートロータ１２ａと、第２低段ゲートロータ１２ｂを嵌め合わせるツインゲートロータ方式を採用している。低段スクリューロータ１１は、外周面に複数の螺旋状のスクリュー溝１１ａが形成されている。
　低段スクリューロータ１１は、その外周面がケーシング１００ａの円柱状の内壁１００ｂに接するようにケーシング１００ａ内に収納されている。
　低段圧縮部１０の第１低段ゲートロータ１２ａと、第２低段ゲートロータ１２ｂは、低段スクリューロータ１１の径方向に低段スクリューロータ１１を挟むように対向して２つ配置されている。第１低段ゲートロータ１２ａと、第２低段ゲートロータ１２ｂの外周部には複数の歯部が形成されている。
　これらの第１低段ゲートロータ１２ａと、第２低段ゲートロータ１２ｂの歯部が低段スクリューロータ１１のスクリュー溝１１ａと噛み合い、ケーシング１００ａの内壁１００ｂとの間の空間に低段圧縮室１５を形成する。
　低段圧縮室１５は、図２に示すように低段スクリューロータ１１を中心として対向して配置され、第１低段ゲートロータ１２ａと、第２低段ゲートロータ１２ｂとに対応して形成された第１圧縮室１５ａと、第２圧縮室１５ｂとを含んでいる。ケーシング１００ａには、第１圧縮室１５ａと、第２圧縮室１５ｂとに低圧ガスを供給する第１吸入口１０ａ及び第２吸入口１０ｂがそれぞれ開口している。第１吸入口１０ａ及び第２吸入口１０ｂは、回転軸３に対向して回転軸３の軸方向において同一位置に開口している。
　第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂの外周側には、各圧縮室内で圧縮されたガスを吐出するタイミングを調整する低段スライドバルブ１３が配置されている。低段スライドバルブ１３は、第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂとにそれぞれに対応して配置された第１低段スライドバルブ１３ａと第２低段スライドバルブ１３ｂとを含んでいる。
　この第１低段スライドバルブ１３ａと第２低段スライドバルブ１３ｂは、図２に示すようにケーシング１００ａの内壁１００ｂに形成された凹部１００ｃ内に収納されている。凹部１００ｃは、回転軸３の軸方向と平行に形成された円弧形状の長溝部である。
　第１低段スライドバルブ１３ａと第２低段スライドバルブ１３ｂの内周面４０は、低段スクリューロータ１１を収容するケーシング１００ａの内壁１００ｂと同一円弧面を形成している。また、低段スライドバルブ１３の外周面４１は、ケーシング１００ａの凹部１００ｃと同一円弧面を有している。
　また、第１低段スライドバルブ１３ａと第２低段スライドバルブ１３ｂは、ロッド３３を介して低段駆動機構１４に接続されている。低段駆動機構１４は、例えば、シリンダーとピストンで構成された駆動機構であり、作動流体がシリンダー内に流入、流出することでピストンがシリンダー内を摺動し、ロッド３３を介して低段スライドバルブ１３を回転軸３と平行に移動させる。
　なお、低段駆動機構１４は、シリンダーとピストンで構成された例を示したが、低段スライドバルブ１３を回転軸３と平行に移動させることができればその他の駆動機構を採用することができる。
（高段圧縮部２０）
　図３は、実施の形態１に係る高段圧縮部２０の図１におけるＢ－Ｂ断面図である。
　高段圧縮部２０は、高段スクリューロータ２１に１枚の高段ゲートロータ２２を嵌め合わせるモノゲートロータ方式を採用している。高段スクリューロータ２１は、外周部に複数の螺旋状のスクリュー溝２１ａが形成されている。
　高段スクリューロータ２１は、その外周面がケーシング１００ａの円柱状の内壁１００ｂに接するようにケーシング１００ａ内に収納されている。
　高段圧縮部２０の高段ゲートロータ２２は、高段スクリューロータ２１の径方向の一方側に１つ配置されている。高段ゲートロータ２２の外周部には複数の歯部が形成されている。
　この高段ゲートロータ２２の歯部が高段スクリューロータ２１のスクリュー溝２１ａと噛み合い、ケーシング１００ａの円柱状の内壁１００ｂとの間の空間に高段圧縮室２５を形成する。高段圧縮室２５は、回転軸３の軸方向に垂直な径方向において、低段圧縮部１０の第１圧縮室１５ａと同一方向に配置されている。ここでの同一方向とは、少なくとも回転軸３を通る仮想面の一方側に高段圧縮室２５と第１圧縮室１５ａとが配置されている状態をいう。
　高段圧縮室２５には、対応した高段スライドバルブ２３が配置されている。
　この高段スライドバルブ２３は、低段スライドバルブ１３と同様に図３に示すようにケーシング１００ａの内壁１００ｂに形成された凹部１００ｃ内に収納されている。凹部１００ｃは、回転軸３の軸方向と平行に形成された円弧形状の長溝部である。
　高段スライドバルブ２３の内周面４０は、高段スクリューロータ２１の外周面（高段スクリューロータ２１を収容するケーシング１００ａの内壁１００ｂ）と同一円弧面を形成している。また、高段スライドバルブ２３の外周面４１は、ケーシング１００ａの凹部１００ｃと同一円弧面を有している。
　また、高段スライドバルブ２３はロッド３３を介して高段駆動機構２４に接続されている。高段駆動機構２４の構成は、低段駆動機構１４と同様に例えば、シリンダーとピストンで構成された駆動機構であり、作動流体がシリンダー内に流入、流出することでピストンがシリンダー内を摺動し、ロッドを介して高段スライドバルブ２３を回転軸３と平行に移動させる。
＜スライドバルブ１３、２３の構成＞
　ここで、低段スライドバルブ１３と高段スライドバルブ２３の形状を詳述する。
　図４は、実施の形態１に係る低段スライドバルブ１３の斜視図である。
　低段スライドバルブ１３は、図４に示すようにバルブ本体３０と、ガイド部３１と、連結部３２と、ロッド３３とにより構成される。バルブ本体３０とガイド部３１との間の空間は、開口部３４となっており、低段圧縮室１５からの中圧ガス冷媒が流出する流路となる。バルブ本体３０とガイド部３１の内周面４０は、上述のように低段スクリューロータ１１を収容するケーシング１００ａの内壁１００ｂと同一円弧面になる断面形状を有している。また、バルブ本体３０とガイド部３１の外周面４１は、ケーシング１００ａの凹部１００ｃと同一円弧面となる断面形状を有している。連結部３２は、バルブ本体３０とガイド部３１に比べて小さい断面形状の例えば円柱形状となっている。
　高段スライドバルブ２３は、基本構成において低段スライドバルブ１３と同様である。しかし、高段圧縮部２０は、低段圧縮部１０と運転圧力比が異なるため、高段スライドバルブ２３のバルブ本体３０の最適形状は低段スライドバルブ１３と異なる設計とすることができる。
　低段スライドバルブ１３と高段スライドバルブ２３は、ケーシング１００ａの凹部１００ｃ内で回転軸３と平行な軸方向に摺動自在となるように構成されている。
（スライドバルブ１３、２３の機能）
　シングルスクリュー圧縮機における省エネルギー化の手段の一つにこのスライドバルブ１３、２３を使用し、内部容積比を可変にする技術開示がある。内部容積比とは、吸入完了時の圧縮室容積（以下、Ｖｓと記す）と吐出工程が開始される直前の圧縮室容積（以下、Ｖｄと記す）の比（＝Ｖｓ÷Ｖｄ）で定義される。低圧と高圧から求まる運転圧力比において、エネルギー効率が最大化するよう内部容積比を調整する。
　内部容積比は、スクリューロータの回転軸方向におけるスライドバルブの位置を制御することでガスの圧縮工程からの吐出タイミングを変更し調整する。なお、圧縮工程とは、圧縮室に吸入口からガスが流入を完了した時点（位置）からスライドバルブの開口部３４から圧縮されたガスが圧縮室の外部へと吐出された時点（位置）までの時間、又は、回転軸３の軸方向における長さと定義される。
　実施の形態１に係る二段シングルスクリュー圧縮機１００においても、同様に内部容積比を調整して運転圧力比を最適化し、省エネルギーを実現することが可能である。
　二段シングルスクリュー圧縮機１００は、低段圧縮部１０と高段圧縮部２０の各々の圧縮過程において、エネルギー効率を最大化するための最適な内部容積比が異なるため、低段圧縮部１０、高段圧縮部２０の各々において位置の調整が可能なスライドバルブ１３、２３を配置する。
＜第１低段スライドバルブ１３ａと第２低段スライドバルブ１３ｂの配置＞
　低段スライドバルブ１３は、一対のバルブとして第１低段スライドバルブ１３ａと第２低段スライドバルブ１３ｂとにより構成されている。第１低段スライドバルブ１３ａは、第１ロッド３３ａに支持され、第１圧縮室１５ａに対応して低段スクリューロータ１１の外周面に配置されている。また、第２低段スライドバルブ１３ｂは、第２ロッド３３ｂに支持され、第２圧縮室１５ｂに対応して低段スクリューロータ１１の外周面に配置されている。
　第１ロッド３３ａと第２ロッド３３ｂとは、ケーシング１００ａの一端側に配置された連結板１７に接続されている。連結板１７は低段駆動機構１４に接続され、低段駆動機構１４の動きに連動して回転軸３と平行に移動する。すると、第１ロッド３３ａと第２ロッド３３ｂとに取り付けられた第１低段スライドバルブ１３ａと第２低段スライドバルブ１３ｂとが同時に摺動する。
　ここで、第１ロッド３３ａと第２ロッド３３ｂの長さを比較すると、第１ロッド３３ａは、第２ロッド３３ｂより長い長さで構成されている。すると、第１低段スライドバルブ１３ａと第２低段スライドバルブ１３ｂとは、回転軸３と平行な方向の位置関係において異なる位置に配置される。すなわち、第１低段スライドバルブ１３ａは、第２低段スライドバルブ１３ｂよりも低段圧縮部１０における圧縮工程（時間、又は、回転軸３の軸方向の長さ）が短くなるように、第１圧縮室１５ａの低圧ガスの第１吸入口１０ａと第１低段スライドバルブ１３ａとの距離が、第２圧縮室１５ｂの低圧ガスの第２吸入口１０ｂと第２低段スライドバルブ１３ｂとの距離よりも短くなる位置に配置される。より詳しくは、第１低段スライドバルブ１３ａの第１開口３４ａと第１吸入口１０ａとの距離が第２低段スライドバルブ１３ｂの第２開口３４ｂと第２吸入口１０ｂとの距離よりも短くなるように配置されている。
　低段圧縮部１０の第１圧縮室１５ａは、回転軸３の軸方向と垂直な径方向において、高段圧縮部２０の高段圧縮室２５と同一方向に配置されているので、高段圧縮室２５側の第１圧縮室１５ａの圧縮工程が、対向する第２圧縮室１５ｂの圧縮工程よりも短くなるように構成されている。
＜二段シングルスクリュー圧縮機１００の動作＞
　次に実施の形態１に係る二段シングルスクリュー圧縮機１００の動作について説明する。
　二段シングルスクリュー圧縮機１００は、熱交換器としての凝縮器と蒸発器と、それらの熱交換器の間に配置した膨張弁とを閉ループで配管接続した冷媒回路に用いられる。
　二段シングルスクリュー圧縮機１００を駆動する電動機部２は、インバータ回路から起動信号を受けて起動する。
　すると、蒸発器を介してケーシング１００ａの外部から供給される低圧のガス冷媒は、図１に示すように低段圧縮部１０の一対の圧縮室である第１圧縮室１５ａと、第２圧縮室１５ｂとに第１吸入口１０ａと第２吸入口１０ｂとからそれぞれ供給される。
　第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂへの低圧ガス冷媒の吸入は、同一のタイミングで完了し、各々の圧縮室には、ほぼ同一質量のガス冷媒が吸入される。吸入完了後は、低段スクリューロータ１１の回転とともに各圧縮室の容積が減じられ、内圧が高められてゆく。
　第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂのガス冷媒を各圧縮室から吐出させるタイミングは、各々の圧縮室に設けた低段スライドバルブ１３を回転軸３の軸方向の位置を変化させることで調整する。低段スライドバルブ１３は、専用の低段駆動機構１４によって、複数段階の位置に調整される。なお、無断階に位置調整できる駆動装置でも良く、複数段階に限定されるものではない。
　実施の形態１に係る第１低段スライドバルブ１３ａと第２低段スライドバルブ１３ｂとは、回転軸３の軸方向において位置が異なり、第１圧縮室１５ａの圧縮工程が、対向する第２圧縮室１５ｂの圧縮工程よりも短くなるように構成されている。
　すなわち、圧縮室内のガス冷媒は、第２圧縮室１５ｂよりも第１圧縮室１５ａの方が先に圧縮室から吐出される構成となっている。
　圧縮室からガス冷媒が吐出する際には、ガス冷媒が低段スライドバルブの開口部３４を通って流出する。
　低段圧縮部１０の一対の第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂから吐出された中間圧力のガス冷媒は、図１に示すように高段圧縮部２０内に吸い込まれ、集約される。高段圧縮部２０はモノゲートロータ方式であり、一つの高段圧縮室２５内に吸入圧力より高い圧力の中間圧力のガス冷媒が吸入される。
　高段圧縮室２５内の冷媒は、高段スクリューロータ２１の回転とともに容積を減じられて圧縮され、内圧がする。そして、高圧のガス冷媒となって高段スライドバルブ２３の開口部３４から吐出する。
　吐出した高圧のガス冷媒は凝縮器に流入する。
　二段シングルスクリュー圧縮機１００の運転中は、スライドバルブ１３、２３の位置の調整を行う。スライドバルブ１３、２３の位置の調整は、例えば、制御装置（図示しない）が低段圧縮部１０と高段圧縮部２０の各吸入圧力と各吐出圧力ならびに電動機部２の回転周波数を検出し、その検出値から最適な内部容積比を演算する。このとき、位置検出手段によって現在のスライドバルブ１３、２３の位置を求め、演算した最適な内部容積比との差分を縮小するようスライドバルブ１３、２３の位置を駆動機構によって調整し、エネルギー効率を高めるものである。
　＜低段圧縮部１０の第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂの圧力の推移＞
　図５は、従来の二段シングルスクリュー圧縮機に係る低段圧縮部の第１圧縮室と第２圧縮室の圧力推移を示す説明図である。
　図６は、実施の形態１に係る二段シングルスクリュー圧縮機１００の低段圧縮部１０における第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂの圧力推移を示す説明図である。
　図５及び図６において縦軸は、第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂの内圧を示し、横軸は、圧縮工程の時間、又は、圧縮工程を行う回転軸３の軸方向長さを示している。
　二段シングルスクリュー圧縮機１００の高段圧縮室２５は、上記のように回転軸３の軸方向と垂直な径方向において、低段圧縮部１０の第１圧縮室１５ａと同一方向に配置されている。
　低段圧縮部１０にツインゲートロータ方式、高段圧縮部２０にモノゲートロータ方式を採用した二段シングルスクリュー圧縮機１００では、高段圧縮部２０で、高段圧縮室２５のガス圧が回転軸３に対して一方向側から作用する。すなわち、高段圧縮部２０では、高段圧縮室２５が回転軸３の一方側に配置され高段圧縮室２５内のガス圧が吐出圧力まで高められるのに対し、回転軸３に対して高段圧縮室２５の反対側はガス圧が中間圧力の雰囲気のため、これらの差圧が回転軸３に作用する。すると、高段圧縮部２０では、この差圧によるガス荷重によって、回転軸３が高段圧縮室２５の反対側へたわみ、撓み量が大きくなる。
　また、二段シングルスクリュー圧縮機１００の回転軸長は、スクリューロータを直列に配置するため、単段機の回転軸長より長くなる。すると、ガス荷重に対する撓み量は、単段機より大きくなる。このため、回転軸３の撓み量はさらに拡大する。さらに、Ｒ４１０Ａのよう飽和圧力の高い冷媒を使用する場合にはガス荷重は大きく、回転軸３のたわみ変形を拡大させる。
　高段圧縮部２０で回転軸３がたわむと、低段圧縮部１０においても回転軸３にたわみが発生し、低段圧縮部１０の一方の第１圧縮室１５ａ（回転軸３の円周方向で高段圧縮室２５側）では、低段スクリューロータ１１とケーシング１００ａとの間の内部隙間が拡大する。また、低段圧縮部１０の他方の第２圧縮室１５ｂ（回転軸３の円周方向で高段圧縮室２５に対向する側）では低段スクリューロータ１１とケーシング１００ａとの間の内部隙間が縮小する。
　すると、低段圧縮部１０の一対の圧縮室(第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂ)では内部隙間が不均一になるため、各圧縮室の内圧の推移は異なることとなる。すなわち、低段スクリューロータ１１とケーシング１００ａとの間の内部隙間が拡大した第１圧縮室１５ａは、第１圧縮室１５ａの圧縮工程中の内部漏洩量が増加するため、低段スクリューロータ１１とケーシング１００ａとの間の隙間が縮小した第２圧縮室１５ｂよりも内圧が上昇する。
　従来は、第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂに設けられた一対の第１低段スライドバルブ１３ａと第２低段スライドバルブ１３ｂが開くタイミングは同一である。したがって、図５に示すように圧縮室内圧力Ｐの圧縮過程における推移が第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂとで不均一となり、二段シングルスクリュー圧縮機１００の運転効率が低下する。
　また、第１圧縮室１５ａでは内圧が上昇しやすいため、図５に示すように設定吐出圧力を超える過圧縮領域が発生し、無駄なエネルギーを消費することとなる。
　実施の形態１に係る二段シングルスクリュー圧縮機１００では、第１低段スライドバルブ１３ａの第１ロッド３３ａは、第２低段スライドバルブ１３ｂの第２ロッド３３ｂより長い長さで構成されている。すなわち、第１低段スライドバルブ１３ａは、第２低段スライドバルブ１３ｂよりも低段圧縮部１０における圧縮工程（時間、又は、軸方向の長さ）が短くなるように、第１圧縮室１５ａの低圧ガスの第１吸入口１０ａと第１低段スライドバルブ１３ａとの距離が、第２圧縮室１５ｂの低圧ガスの第２吸入口１０ｂと第２低段スライドバルブ１３ｂとの距離よりも短くなる位置に配置される。より詳しくは、第１低段スライドバルブ１３ａの第１開口３４ａと第１吸入口１０ａとの距離が第２低段スライドバルブ１３ｂの第２開口３４ｂと第２吸入口１０ｂとの距離よりも短くなるように配置されている。
　よって、図６に示すように第１圧縮室１５ａの方が第２圧縮室１５ｂよりも早く低段スライドバルブ１３が開くため圧縮室内圧力Ｐが過度に上昇することがなくなり、設定吐出圧力に対して均等にガス冷媒を圧縮することが可能となる。
　すなわち、各圧縮室内の内部隙間の不均一化が発生しても、高効率な運転が可能な二段シングルスクリュー圧縮機１００を実現することができる。
　また、実施の形態１では、第１低段スライドバルブ１３ａと第２低段スライドバルブ１３ｂとで同一形状のものを使用するため、同一の型や加工方法で製造することが可能で製造コストを削減することができる。
＜実施の形態１に係るスクリュー圧縮機の効果＞
　実施の形態１に係るスクリュー圧縮機は、ガスを圧縮する低段圧縮部１０と、低段圧縮部１０で圧縮されたガスをさらに圧縮する高段圧縮部２０と、を有するケーシング１００ａと、低段圧縮部１０と高段圧縮部２０とを貫通し、ケーシング１００ａ内で回転可能に配置された回転軸３と、低段圧縮部１０内の回転軸３に取り付けられ、複数のスクリュー溝１１ａが外周面に形成された低段スクリューロータ１１と、低段スクリューロータ１１のスクリュー溝１１ａに噛み合う歯部が形成され、低段スクリューロータ１１のスクリュー溝１１ａとケーシング１００ａとの間で一対の低段圧縮室１５を形成する一対の低段ゲートロータ１２と、一対の低段圧縮室１５に配置され、回転軸３の軸方向に移動することで低段圧縮部１０からガスが吐出するタイミングを調整する一対の低段スライドバルブ１３と、を有し、一対の低段スライドバルブ１３は、回転軸３の軸方向においてそれぞれ異なる位置に配置されるため、各低段圧縮室１５内に内部隙間の不均一化が発生しても、高効率な運転が可能な二段シングルスクリュー圧縮機１００を実現することができる。
　また、上記スクリュー圧縮機は、高段圧縮室２５内の回転軸３に取り付けられ、複数のスクリュー溝２１ａが外周面に形成された高段スクリューロータ２１と、高段スクリューロータ２１のスクリュー溝２１ａに噛み合う歯部が形成され、高段スクリューロータ２１のスクリュー溝２１ａとケーシング１００ａとの間で１つの高段圧縮室２５を形成する１つの高段ゲートロータ２２と、を有し、高段圧縮室２５は、回転軸３の軸方向に垂直な径方向において、一対の低段圧縮室１５の一方の第１圧縮室１５ａと同一方向に配置された構成のため、高段圧縮室２５によるガス圧により各低段圧縮室１５内に内部隙間の不均一化が発生しても、高効率な運転が可能な二段シングルスクリュー圧縮機１００を実現することができる。
　また、上記スクリュー圧縮機において、低段圧縮室１５は、第１圧縮室１５ａと、第１圧縮室１５ａに対して回転軸３を中心に対向して配置された第２圧縮室１５ｂと、を有し、一対の低段スライドバルブ１３は、第１圧縮室１５ａに配置された第１低段スライドバルブ１３ａと第２圧縮室１５ｂに配置された第２低段スライドバルブ１３ｂとにより構成され、第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂの各圧縮工程において、第１低段スライドバルブ１３ａは、第２低段スライドバルブ１３ｂよりも早いタイミングで第１圧縮室１５ａ内のガスを吐出させ、第１圧縮室１５ａの圧縮工程を第２圧縮室１５ｂの圧縮工程よりも短縮させる構成のため、第１圧縮室１５ａ内の圧縮室内圧力Ｐが過度に上昇することがなくなり、設定吐出圧力に対して均等にガス冷媒を圧縮することが可能となる。
　また、上記スクリュー圧縮機は、第１圧縮室１５ａにガスが供給される第１吸入口１０ａが開口し、第２圧縮室１５ｂにはガスが供給される第２吸入口１０ｂが開口し、第１低段スライドバルブ１３ａは、第１圧縮室１５ａ内のガスを吐出させる第１開口３４ａを有し、第２低段スライドバルブ１３ｂは、第２圧縮室１５ｂ内のガスを吐出させる第２開口３４ｂを有し、第１吸入口１０ａと第１開口３４ａとの距離は、第２吸入口１０ｂと第２開口３４ｂとの距離よりも短く構成されたので、第１圧縮室１５ａ内の圧縮室内圧力Ｐが過度に上昇することがなくなり、設定吐出圧力に対して均等にガス冷媒を圧縮することが可能となる。
　また、上記スクリュー圧縮機は、第１低段スライドバルブ１３ａと第２低段スライドバルブ１３ｂとを駆動する低段駆動機構１４を備え、第１低段スライドバルブ１３ａは、低段駆動機構１４に第１ロッド３３ａを介して接続され、第２低段スライドバルブ１３ｂは、低段駆動機構１４に第２ロッド３３ｂを介して接続され、第１ロッド３３ａの軸方向の長さは、第２ロッド３３ｂの軸方向の長さよりも長く構成されているため、第１圧縮室１５ａ内の圧縮室内圧力Ｐが過度に上昇することがなくなり、設定吐出圧力に対して均等にガス冷媒を圧縮することが可能となる。
実施の形態２．
　実施の形態２に係る二段シングルスクリュー圧縮機１００では、低段スライドバルブ１３の構造、及び、各ロッド３３の長さが実施の形態１と異なるため、この点を主に説明する。
　図７は、実施の形態２に係る低段スライドバルブ２１３の斜視図である。
　実施の形態２では、低段圧縮部１０の第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂに配置された第１低段スライドバルブ２１３ａ及び第２低段スライドバルブ２１３ｂの形状が実施の形態１に係る低段スライドバルブ１３と異なる。
　具体的には、図７に示す第１低段スライドバルブ２１３ａ及び第２低段スライドバルブ２１３ｂにおいて、バルブ本体３０とガイド部３１との最大距離Ｗ１の寸法が異なって構成されている。バルブ本体３０の各寸法は、実施の形態１に係る低段スライドバルブ１３と変更がない。
　また、図７に示す第１低段スライドバルブ２１３ａ及び第２低段スライドバルブ２１３ｂの全長Ｌ、及び、バルブ本体３０の傾斜部３０ａの高さＨと幅Ｗについては同一寸法である。
　よって、最大距離Ｗ１を変更するとガイド部３１の幅Ｗ２が変更され、開口部３４の幅寸法が変更される。
　実施の形態２に係る低段スライドバルブでは、最大距離Ｗ１について、第１圧縮室１５ａに設けた第１低段スライドバルブ２１３ａを第２圧縮室１５ｂに設けた第２低段スライドバルブ２１３ｂよりも長く設定している。
　すると、開口部３４の幅寸法は、第１低段スライドバルブ２１３ａの第１開口３４ａが第２低段スライドバルブ２１３ｂの第２開口３４ｂよりも大きくなる。
　なお、実施の形態１に係る低段スライドバルブ１３と同様に低段スライドバルブ２１３の一端には、ロッド３３を備えるが、第１低段スライドバルブ２１３ａ及び第２低段スライドバルブ２１３ｂとで各ロッド３３の長さは同一寸法となっている。
　第１低段スライドバルブ２１３ａの第１開口３４ａの幅寸法は、第２低段スライドバルブ２１３ｂの第２開口３４ｂの幅寸法よりも大きくなるため、第１圧縮室１５ａの方が第２圧縮室１５ｂよりも早く低段スライドバルブ２１３が開く構成となる。すなわち、回転軸３の軸方向における第１圧縮室１５ａの圧縮工程の時間、又は、圧縮工程の軸方向の長さが第２圧縮室１５ｂの圧縮工程の時間、又は、圧縮工程の軸方向の長さよりも短くなる。
　より詳しくは、第１低段スライドバルブ２１３ａの第１開口３４ａと第１吸入口１０ａとの距離が第２低段スライドバルブ２１３ｂの第２開口３４ｂと第２吸入口１０ｂとの距離よりも短くなるように構成されている。
　＜実施の形態２に係るスクリュー圧縮機の効果＞
　実施の形態２に係るスクリュー圧縮機において、第１低段スライドバルブ２１３ａは、第１圧縮室内のガスを吐出させる第１開口３４ａを有し、第２低段スライドバルブ２１３ｂは、第２圧縮室１５ｂ内のガスを吐出させる第２開口３４ｂを有し、第１開口３４ａの回転軸３の軸方向の長さは、第２開口３４ｂの回転軸３の軸方向の長さよりも長く構成されている。すなわち、第１低段スライドバルブ１３ａの第１開口３４ａは、第２低段スライドバルブ１３ｂの第２開口３４ｂよりも低段圧縮部１０における圧縮工程の軸方向の長さが短くなるように、低圧ガスの第１吸入口１０ａとの距離が短くなる位置まで開口している。
　すると、第１圧縮室１５ａに配置された第１低段スライドバルブ１３ａは、第２圧縮室１５ｂに配置された第２低段スライドバルブ１３ｂよりも早いタイミングで第１圧縮室１５ａ内のガスを吐出させる。
　よって、図６に示すように第１圧縮室１５ａ内の圧縮室内圧力Ｐが過度に上昇することがなくなり、設定吐出圧力に対して均等にガス冷媒を圧縮することが可能となる。
　すなわち、各圧縮室内の内部隙間の不均一化が発生しても、高効率な運転が可能な二段シングルスクリュー圧縮機１００を実現することができる。
　１　圧縮部、２　電動機部、３　回転軸、１０　低段圧縮部、１０ａ　第１吸入口、１０ｂ　第２吸入口、１１　低段スクリューロータ、１１ａ　スクリュー溝、１２　低段ゲートロータ、１２ａ　第１低段ゲートロータ、１２ｂ　第２低段ゲートロータ、１３　低段スライドバルブ、１３ａ　第１低段スライドバルブ、１３ｂ　第２低段スライドバルブ、１４　低段駆動機構、１５　低段圧縮室、１５ａ　第１圧縮室、１５ｂ　第２圧縮室、１７　連結板、２０　高段圧縮部、２１　高段スクリューロータ、２１ａ　スクリュー溝、２２　高段ゲートロータ、２３　高段スライドバルブ、２４　高段駆動機構、２５　高段圧縮室、３０　バルブ本体、３０ａ　傾斜部、３１　ガイド部、３２　連結部、３３　ロッド、３３ａ　第１ロッド、３３ｂ　第２ロッド、３４　開口部、３４ａ　第１開口、３４ｂ　第２開口、４０　内周面、４１　外周面、１００　二段シングルスクリュー圧縮機、１００ａ　ケーシング、１００ｂ　内壁、１００ｃ　凹部、２１３　低段スライドバルブ、２１３ａ　第１低段スライドバルブ、２１３ｂ　第２低段スライドバルブ。

Claims (7)

  1. 　ガスを圧縮する低段圧縮部と、該低段圧縮部で圧縮されたガスをさらに圧縮する高段圧縮部と、を有するケーシングと、
    　前記低段圧縮部と前記高段圧縮部とを貫通し、前記ケーシング内で回転可能に配置された回転軸と、
    　前記低段圧縮部内の前記回転軸に取り付けられ、複数のスクリュー溝が外周面に形成された低段スクリューロータと、
    　該低段スクリューロータのスクリュー溝に噛み合う歯部が形成され、前記低段スクリューロータのスクリュー溝と前記ケーシングとの間で一対の低段圧縮室を形成する一対の低段ゲートロータと、
    　前記一対の低段圧縮室に配置され、前記回転軸の軸方向に移動することで前記低段圧縮室からガスが吐出するタイミングを調整する一対の低段スライドバルブと、
    　を有し、
    　前記一対の低段スライドバルブは、前記回転軸の軸方向においてそれぞれ異なる位置に配置されるスクリュー圧縮機。
  2. 　前記高段圧縮部内の前記回転軸に取り付けられ、複数のスクリュー溝が外周面に形成された高段スクリューロータと、
    　該高段スクリューロータのスクリュー溝に噛み合う歯部が形成され、前記高段スクリューロータのスクリュー溝と前記ケーシングとの間で１つの高段圧縮室を形成する１つの高段ゲートロータと、
    　を有し、
    　前記高段圧縮室は、前記一対の低段圧縮室の一方の第１圧縮室と前記回転軸の軸方向に垂直な径方向において同一方向に配置された請求項１に記載のスクリュー圧縮機。
  3. 　前記低段圧縮室は、前記第１圧縮室と、該第１圧縮室に対して前記回転軸を中心に対向して配置された第２圧縮室と、を有し、
    　前記一対の低段スライドバルブは、前記第１圧縮室に配置された第１低段スライドバルブと前記第２圧縮室に配置された第２低段スライドバルブとにより構成され、
    　前記第１圧縮室と前記第２圧縮室の各圧縮工程において、前記第１低段スライドバルブは、前記第２低段スライドバルブよりも早いタイミングで前記第１圧縮室内のガスを吐出させ、前記第１圧縮室の圧縮工程を前記第２圧縮室の圧縮工程よりも短縮させる請求項２に記載のスクリュー圧縮機。
  4. 　前記第１圧縮室にはガスが供給される第１吸入口が開口し、前記第２圧縮室にはガスが供給される第２吸入口が開口し、
    　前記第１低段スライドバルブは、前記第１圧縮室内のガスを吐出させる第１開口を有し、
    　前記第２低段スライドバルブは、前記第２圧縮室内のガスを吐出させる第２開口を有し、
    　前記第１吸入口と前記第１開口との間の長さは、前記第２吸入口と前記第２開口との間の長さよりも短く構成された請求項３に記載のスクリュー圧縮機。
  5. 　前記第１低段スライドバルブと前記第２低段スライドバルブとを駆動する駆動機構を備え、
    　前記第１低段スライドバルブは、前記駆動機構に第１ロッドを介して接続され、
    　前記第２低段スライドバルブは、前記駆動機構に第２ロッドを介して接続され、
    　前記第１ロッドの前記軸方向の長さは、前記第２ロッドの前記軸方向の長さよりも長く構成された請求項３または４に記載のスクリュー圧縮機。
  6. 　前記第１低段スライドバルブと前記第２低段スライドバルブとを駆動する駆動機構を備え、
    　前記第１低段スライドバルブは、前記第１圧縮室内のガスを吐出させる第１開口を有し、
    　前記第２低段スライドバルブは、前記第２圧縮室内のガスを吐出させる第２開口を有し、
    　前記第１開口の前記軸方向の長さは、前記第２開口の前記軸方向の長さよりも長く構成された請求項３に記載のスクリュー圧縮機。
  7. 　請求項１～６のいずれか１項に記載のスクリュー圧縮機を備えた冷凍サイクル装置。
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