WO2020053976A1 - スクリュー圧縮機 - Google Patents

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WO2020053976A1
WO2020053976A1 PCT/JP2018/033706 JP2018033706W WO2020053976A1 WO 2020053976 A1 WO2020053976 A1 WO 2020053976A1 JP 2018033706 W JP2018033706 W JP 2018033706W WO 2020053976 A1 WO2020053976 A1 WO 2020053976A1
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WO
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tooth
male
discharge
rotor
female
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PCT/JP2018/033706
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English (en)
French (fr)
Inventor
笠原　雅之
大嗣 堀内
佑貴 石塚
Original Assignee
株式会社日立産機システム
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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.
  • Some screw compressors include a pair of male and female screw rotors housed in a casing. Both screw rotors have a plurality of spiral teeth that mesh with each other.
  • a plurality of working chambers formed by a plurality of tooth spaces of both screw rotors and an inner wall surface of a casing surrounding the same are contracted while moving in the axial direction with the rotation of the two screw rotors, The working gas in the working chamber is compressed.
  • a small gap is provided between the rotating screw rotor and the casing so that the rotating screw rotor does not contact the casing.
  • the clearance between the tooth tip of the screw rotor and the inner peripheral surface of the casing hereinafter, referred to as an outer diameter clearance
  • the axial direction on the suction side in the tooth portion (the portion where the teeth are formed) of the screw rotor hereinafter, referred to as an outer diameter clearance
  • a gap between the end face and an axially inner wall surface on the suction side of the casing facing the end face hereinafter referred to as a suction end face gap
  • an axial end face on the discharge side of the tooth portion of the screw rotor an axial end face on the discharge side of the tooth portion of the screw rotor, and a shaft on the discharge side facing the casing.
  • a gap (hereinafter, referred to as a discharge end face gap) between the inner wall surface in the direction and a gap (hereinafter, referred to as a shaft gap) between a shaft portion of the screw rotor and a shaft hole of a casing through which the shaft portion is inserted are provided.
  • a gap hereinafter referred to as a rotor gap
  • the compressed gas leaks from the working chamber with a relatively high pressure to the working chamber or the bearing chamber with a relatively low pressure. The leakage of the compressed gas wastes the consumed compression power or requires the power for recompression, so that the compressor efficiency is reduced accordingly.
  • the gap during operation may be significantly different from the gap during assembly due to thermal deformation of the screw rotor and the casing. If the gap is too large, the performance will be degraded due to leakage of the compressed gas, while if the gap is too small, contact between the two screw rotors or contact between the rotors and the casing will occur, and the possibility of stopping the compressor will increase. In order to obtain a highly efficient and highly reliable compressor, it is important to set an appropriate gap in consideration of thermal deformation and the like during operation.
  • Patent Document 1 As a technique for reducing the leakage of compressed gas by setting a gap in consideration of the amount of thermal deformation during operation, for example, there is a technique described in Patent Document 1.
  • the compressor described in Patent Literature 1 includes a male rotor and a female rotor having a tapered shape in which the outer diameter at the suction-side end face is larger than the outer diameter at the discharge-side end face.
  • These male and female rotors have taper amounts that are equal to or greater than the difference in the amount of thermal deformation of the tooth bottom of the discharge-side and suction-side end faces of each rotor and equal to or less than the difference in the amount of thermal deformation of the tooth tips. Is configured.
  • the sum of the taper amounts of the male rotor and the female rotor is equal to or less than the sum of the difference in the amount of thermal deformation of the root of one rotor and the amount of thermal deformation of the tip of the other rotor. It is configured to be.
  • the compressor described in Patent Literature 1 reduces the outer diameter gap and the rotor gap during operation by considering the amount of thermal deformation (the amount of deformation in the radial direction) during operation of the root and tip of the screw rotor. It is intended to do so. Therefore, in the technique described in Patent Literature 1, it is difficult to reduce the discharge end face gap, which is the gap in the axial direction, of the gap between the screw rotor and the casing. Further, the discharge end face gap during operation tends to be larger than that at the time of assembly or startup due to thermal expansion of the shaft portion or the like. For this reason, there is a limit in reducing the leakage of the compressed gas by keeping the discharge end face gap small.
  • the discharge end face gap is a gap extending over the entire end face of the screw rotor, and the amount of compressed gas leaking through the discharge end face gap tends to be relatively larger than in the case of leakage through other gaps. Therefore, leakage of the compressed gas through the discharge end face gap has a greater effect on the reduction in compressor efficiency than leakage through other gaps.
  • the present invention has been made in order to solve the above problems, and an object of the present invention is to provide a gap formed between an axial end face on the discharge side of a screw rotor and an axial inner wall face of a casing facing the end face. It is an object of the present invention to provide a screw compressor capable of reducing the leakage of compressed gas through the screw compressor.
  • the present application includes a plurality of means for solving the above-described problems.
  • the present invention includes a plurality of screw rotors, and among the plurality of screw rotors, a first screw rotor has spirally formed teeth.
  • a radially extending partition portion, wherein the second screw rotor of the plurality of screw rotors has a second tooth formed in a spiral shape corresponding to the first tooth portion main body. Having a main body.
  • the present invention by providing a partition portion at an axial discharge side end of the first tooth body of the first screw rotor, an axial opening of each tooth groove of the first tooth body on the discharge side is provided. Since at least a part of the area of the first screw rotor is closed, leakage of the compressed gas through a gap formed between the discharge-side axial end surface of the first screw rotor and the inner wall surface of the casing facing the end surface is reduced. Can be. Problems, configurations, and effects other than those described above will be apparent from the following description of the embodiments.
  • FIG. 2 is a sectional view of the screw compressor shown in FIG. 1 as viewed from the direction of arrows II-II.
  • FIG. 2 is a perspective view showing a state in which a male rotor and a female rotor constituting a part of the screw compressor shown in FIG. 1 are engaged with each other.
  • FIG. 4 is a perspective view showing the male rotor shown in FIG. 3 alone. It is a figure which shows the axial direction inner wall surface of the discharge side in the casing which comprises some screw compressors shown in FIG.
  • FIG. It is an explanatory view showing leakage of compressed gas through a shaft hole gap in the screw compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 It is a perspective view showing in a state where a male rotor in a screw compressor concerning a modification of a 1st embodiment of the present invention was disassembled. It is a perspective view showing the male rotor in the screw compressor concerning a 2nd embodiment of the present invention. It is a perspective view showing the female rotor in the screw compressor concerning a 2nd embodiment of the present invention. It is a figure showing the axial direction inner wall surface of the discharge side of the casing in the screw compressor concerning a 2nd embodiment of the present invention. It is sectional drawing which shows the state around the partition part in the screw compressor which concerns on the 1st example of other embodiment of this invention in the expanded state. It is sectional drawing which shows the screw compressor which concerns on the 2nd example of other embodiment of this invention.
  • FIG. 1 is a sectional view of the screw compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a sectional view of the screw compressor shown in FIG. 1 as viewed from the direction of arrows II-II. 1 and 2, the left side is the discharge side of the screw compressor, and the right side is the suction side.
  • a screw compressor 1 includes a pair of male rotors (male screw rotors) 2 and female rotors (female screw rotors) 3 meshing with each other, and a male rotor 2 and a female rotor 3 rotatably housed therein. And a casing 4 for storage.
  • the male rotor 2 is rotatably supported on both sides in the axial direction (the left-right direction in FIG. 1) by a suction-side bearing 6 and a discharge-side bearing 7, respectively.
  • the female rotor 3 is rotatably supported on both sides in the axial direction by a suction-side bearing 8 and a discharge-side bearing 9, respectively.
  • the oilless screw compressor 1 is configured so that the male and female rotors 2, 3 rotate in a non-contact state with each other via a gap.
  • the male rotor 2 has a male-side tooth portion 21 having a plurality of (five in FIG. 3) spiral male teeth 21a (see FIG. 3 described later), and a male-side tooth.
  • the shaft 21 includes a suction-side shaft portion 22 and a discharge-side shaft portion 23 provided at both ends in the axial direction of the portion 21. The structure of the male side teeth 21 will be described later.
  • the suction side shaft portion 22 extends outside the casing 4, and the driven gear 11 is attached to a tip end portion (a portion extending outside the casing 4) of the suction side shaft portion 22.
  • the driven gear 11 is configured to mesh with a drive gear (not shown) of a shaft portion of a rotary drive source (not shown) such as an electric motor.
  • the first timing gear 12 is attached to the distal end of the shaft portion 23 on the discharge side.
  • the female rotor 3 has a female tooth portion 31 having a plurality of (six in FIG. 3) spiral female teeth 31 a (see FIG. 3), and an axial direction of the female tooth portion 31. And a shaft part 32 on the suction side and a shaft part 33 on the discharge side provided respectively at both end parts of the shaft.
  • the structure of the female side teeth 31 will be described later together with the male side teeth 21.
  • a second timing gear 13 that meshes with the first timing gear 12 on the male rotor 2 side is attached to a tip end of the discharge-side shaft portion 33. The rotational force of the male rotor 2 is transmitted to the female rotor 3 by the first timing gear 12 and the second timing gear 13, and the male rotor 2 and the female rotor 3 rotate synchronously without contact.
  • the casing 4 includes a main casing 41, a suction-side casing 42 attached to a suction side of the main casing 41, and a discharge-side cover 43 attached to a discharge side of the main casing 41. It is composed of The discharge side cover 43 is a part that stores the first timing gear 12 and the second timing gear 13.
  • a storage space called a bore 45 is formed inside the casing 4 for storing the male-side teeth 21 of the male rotor 2 and the female-side teeth 31 of the female rotor 3 in an engaged state.
  • the bore 45 is configured by closing an opening on one axial side (the right side in FIGS. 1 and 2) of two cylindrical spaces that partially overlap each other and formed in the main casing 41 with the suction-side casing 42. I have.
  • the inner wall surface of the casing 4 surrounding the groove (the inner wall surfaces 71 and 72 of the main casing 41 forming the bore 45, the inner peripheral surface 73, and the end wall surface 74 of the suction side casing 42). C is formed.
  • the working fluid in the working chamber C is compressed by the working chamber C contracting while moving in the axial direction as the male and female rotors 2 and 3 rotate.
  • the casing 4 is provided with a suction channel 46 for communicating with the bore 45 and sucking gas into the working chamber C, as shown in FIG.
  • the suction passage 46 is provided, for example, over the main casing 41 and the suction-side casing 42, and is configured so that the suction gas flows into the working chamber C from the axial direction.
  • a discharge flow path 47 communicating with the bore 45 and discharging the compressed gas in the working chamber C to the outside is provided.
  • the discharge channel 47 is configured to allow, for example, compressed gas to flow out of the working chamber C in the axial direction and the radial direction.
  • a discharge-side bearing chamber 49 in which the discharge-side bearing 7 of the male rotor 2 is disposed and a discharge-side bearing chamber 50 in which the discharge-side bearing 9 of the female rotor 3 is disposed. are provided respectively.
  • the suction-side casing 42 is provided with a suction-side bearing room 51 in which the suction-side bearing 6 on the male rotor 2 side is arranged and a suction-side bearing room 52 in which the suction-side bearing 8 on the female rotor 3 side is arranged. .
  • the main casing 41 is provided with a discharge-side shaft hole 54 through which the discharge-side shaft portion 23 of the male rotor 2 is inserted and a discharge-side shaft hole 55 through which the discharge-side shaft portion 33 of the female rotor 3 is inserted.
  • the bore 45 and the discharge-side bearing chamber 49 communicate with each other through the discharge-side shaft hole 54 of the male rotor 2, and the bore 45 and the discharge-side bearing chamber 50 communicate with each other through the discharge-side shaft hole 55 of the female rotor 3. I have.
  • the suction side casing 42 is provided with a suction side shaft hole 56 through which the suction side shaft portion 22 of the male rotor 2 is inserted and a suction side shaft hole 57 through which the suction side shaft portion 32 of the female rotor 3 is inserted.
  • the bore 45 and the suction-side bearing chamber 51 communicate with each other through the suction-side shaft hole 56 of the male rotor 2, and the bore 45 and the suction-side bearing chamber 52 communicate with each other through the suction-side shaft hole 57 of the female rotor 3. I have.
  • the main casing 41 is provided with an oil supply passage 59 for supplying lubricating oil to the discharge-side bearings 7, 9 as shown in FIG.
  • the suction side casing 42 is provided with an oil supply path (not shown) for supplying lubricating oil to the suction side bearings 6, 8.
  • the main casing 41 is provided with an oil discharge passage 61 for discharging lubricating oil that has lubricated the discharge-side bearings 7 and 9.
  • the suction side casing 42 is provided with an oil discharge passage 62 for discharging the lubricating oil that has lubricated the suction side bearings 6, 8.
  • the main casing 41 is provided with a cooling jacket 64 through which a coolant flows.
  • the cooling jacket 64 is a flow path for cooling heat generated during the gas compression process.
  • An air seal 15 and an oil seal 16 are arranged in the portion from the male side tooth portion 21 side to the discharge side bearing 7 in the shaft portion 23 on the discharge side of the male rotor 2 from the side closer to the male side tooth portion 21.
  • An air seal 17 and an oil seal 18 are arranged in a portion from the male side tooth portion 21 side to the suction side bearing 6 in the shaft portion 22 on the suction side of the male rotor 2 from the side closer to the male side tooth portion 21.
  • the air seal 15 suppresses leakage of the compressed gas in the working chamber C through the discharge-side shaft hole 54.
  • the air seal 17 suppresses the leakage of the compressed gas in the working chamber C via the suction-side shaft hole 56.
  • the oil seal 16 prevents the lubricating oil supplied to the discharge-side bearing chamber 49 from entering the bore 45 (the working chamber C).
  • the oil seal 18 prevents lubricating oil supplied to the suction-side bearing chamber 51 from entering the bore 45 (the working chamber C).
  • the space between the air seal 15 and the oil seal 16 communicates with the space outside the casing 4 to prevent the lubricating oil from entering the working chamber C.
  • the space between the air seal 17 and the oil seal 18 also communicates with the space outside the casing 4 to prevent the lubricating oil from entering the working chamber C.
  • the portion closer to the female-side tooth portion 31 is also provided in a portion from the female-side tooth portion 31 side to the discharge-side bearing 9 in the discharge-side shaft portion 33 of the female rotor 3.
  • the air seal 15 and the oil seal 16 are arranged in this order.
  • the portion closer to the female-side tooth portion 31 is provided between the suction-side bearing 8 and the female-side tooth portion 31 of the suction-side shaft portion 32 of the female rotor 3.
  • An air seal 17 and an oil seal 18 are arranged in this order.
  • the air seal 15 suppresses leakage of the compressed gas in the working chamber C through the discharge-side shaft hole 55.
  • the air seal 17 suppresses the leakage of the compressed gas in the working chamber C via the suction-side shaft hole 57.
  • the oil seal 16 prevents the lubricating oil supplied to the discharge-side bearing chamber 50 from entering the bore 45 (the working chamber C).
  • the oil seal 18 prevents lubricating oil supplied to the suction-side bearing chamber 52 from entering the bore 45 (the working chamber C).
  • FIG. 3 is a perspective view showing a state in which a male rotor and a female rotor constituting a part of the screw compressor shown in FIG. 1 are engaged.
  • FIG. 4 is a perspective view showing the male rotor shown in FIG. 3 alone.
  • FIG. 5 is a diagram showing an axial inner wall surface on a discharge side of a casing constituting a part of the screw compressor shown in FIG. 3 and 4, the left side is the suction side of the screw rotor, and the right side is the discharge side.
  • FIG. 5 is a view seen from the arrow VV shown in FIG.
  • the male side tooth portion 21 of the male rotor 2 includes a tooth portion main body 24 on which a plurality of (five in FIGS. 3 and 4) male teeth 21 a are formed, and a tooth portion main body 24.
  • 24 is provided at the discharge side end in the axial direction (the right end in FIGS. 3 and 4), and is constituted by a plate-shaped partition portion 25 having a thickness in the axial direction.
  • the male side tooth portion 21 has a flat suction end face 27 and a flat discharge end face 28 at one axial end (suction side end) and the other axial end (discharge side end), respectively.
  • the tooth part main body 24 is configured such that each male tooth 21a extends from one axial end of the tooth part main body 24 (the left end in FIGS. 3 and 4) to the other end (the right end in FIGS. 3 and 4). Have been.
  • a plurality of (five in FIGS. 3 and 4) tooth grooves formed between adjacent male teeth 21 a are opened in the circumferential direction of the male rotor 2, and the tooth part body 24 One end and the other end in the axial direction are open in the axial direction of the male rotor 2.
  • the end face on one axial side of the tooth part main body 24 has a plurality of tooth shapes in which the outer shape (contour) is arranged at intervals in the circumferential direction, and forms a suction end face 27 of the male side tooth part 21. I have.
  • the partition 25 is a characteristic configuration of the present embodiment.
  • the partition 25 has, for example, a circular outer shape and is configured to have the same diameter as the tip diameter of the male teeth 21 a of the tooth body 24. That is, the partition portion 25 is a disk-shaped portion that extends in the radial direction up to the position of the tip diameter of the tooth portion main body 24.
  • the partition 25 closes the entire area of the discharge-side axial opening in each tooth groove of the tooth body 24.
  • the outer end face of the partition 25 located on the opposite side to the tooth body 24 has a circular outer shape (outline), and constitutes the discharge end face 28 of the male tooth part 21.
  • the partition part 25 is integrally formed with the tooth part main body 24 by the same material, for example.
  • each tooth groove on the suction side opens in the axial direction of the male tooth portion 21, while the other axial direction on the discharge side of each tooth groove and the like.
  • the end is closed by the partition portion 25 without opening in the axial direction of the male side tooth portion 21.
  • the female side teeth 31 of the female rotor 3 are formed with a plurality of (six in FIG. 3) spirally formed female teeth 31 a corresponding to the tooth main body 24 of the male rotor 2. It consists only of the main body.
  • the female teeth 31 are configured such that each female tooth 31a extends from one axial end (left end in FIG. 3) to the other end (right end in FIG. 3).
  • the axial length of the female teeth 31 (tooth body) is substantially equal to the axial length of the teeth body 24 of the male teeth 21, but the female side meshing with the teeth body 24 of the male teeth 21.
  • the female side tooth portion 31 has a planar suction end face 37 and a flat discharge end face 38 at one axial end (suction end) and the other axial end (discharge end), respectively.
  • Each of the suction end face 37 and the discharge end face 38 has a plurality of teeth whose outer shapes (contours) are arranged at intervals in the circumferential direction.
  • a plurality of (six in FIG. 3) tooth grooves formed between adjacent female teeth 31a are opened in the circumferential direction of the female rotor 3, and female teeth are formed on the suction end face 37 and the discharge end face 38. It opens in the axial direction of the rotor 3.
  • the bore 45 of the casing 4 in the present embodiment in addition to the space for storing the tooth main body 24 of the male tooth 21 and the female tooth 31 (teeth main), A space for storing the partition part 25 of the male side tooth part 21 is required. That is, the bore 45 as the internal space of the casing 4 is such that the axial length of the portion where the male side tooth portion 21 including the partition portion 25 is stored is greater than the axial length of the other portions. It is formed to be longer by the length in the direction.
  • the inner wall in the axial direction on the discharge side that forms a part of the bore 45 of the casing 4 is configured such that a step difference corresponding to the storage of the partition part 25 is generated between the male tooth part 21 side and the female tooth part 31 side. It is configured. That is, as shown in FIGS. 1 and 5, the inner wall surface in the axial direction on the discharge side of the bore 45 faces the discharge end surface 38 of the female side tooth portion 31 (hereinafter, referred to as the first inner wall surface on the discharge side) 71. And an inner wall surface (hereinafter, referred to as a second discharge-side inner wall surface) 72 facing the discharge end surface (the outer end surface of the partition portion 25) 28 of the male-side tooth portion 21. Are formed so as to be deeper (concave) in the axial direction than the first discharge side inner wall surface 71 by the thickness of the partition portion 25.
  • the gap provided between the first discharge-side inner wall surface 71 and the discharge end face 38 of the female-side tooth portion 31 is set, for example, to the same size as that of a conventional screw compressor.
  • the gap provided between the second inner wall surface 72 on the discharge side and the discharge end surface (outer end surface of the partition portion 25) 28 of the male tooth portion 21 is such that the axial length of the storage portion of the male tooth portion 21 in the bore 45 is smaller. Since the length of the partition portion 25 is longer than the other portion by the length in the axial direction, the size is substantially the same as the gap provided between the first discharge side inner wall surface 71 and the discharge end surface 38 of the female side tooth portion 31.
  • the first discharge side inner wall surface 71 and the second discharge side inner wall surface 72 are formed with a discharge port 47a as an outlet to the discharge flow path 47 (see FIG. 2).
  • FIG. 6 is an explanatory diagram showing leakage of compressed gas through an outer diameter gap and a rotor gap in a conventional screw compressor.
  • FIG. 7 is an explanatory view showing leakage of compressed gas through a discharge end face gap in a conventional screw compressor.
  • FIG. 8 is an explanatory diagram showing leakage of compressed gas through a shaft hole gap in a conventional screw compressor.
  • FIG. 6 is a diagram showing a cross section of the male and female teeth of the male and female rotors at an intermediate position in the axial direction as viewed from the discharge side.
  • FIG. 7 is a diagram showing a cross section of the male rotor and the female rotor at the gap between the discharge end faces as viewed from the discharge side. 6 to 8, the same reference numerals as those shown in FIGS. 1 to 5 denote the same parts, and a detailed description thereof will be omitted.
  • the male tooth portion 121 of the male rotor 102 is the same as the tooth body 24 of the male tooth portion 21 of the present embodiment. In this embodiment, and does not include the partition portion 25 of the male-side tooth portion 21 of the present embodiment. That is, the male-side tooth portion 121 is constituted only by the tooth portion main body in which each male tooth 121a extends to both ends in the axial direction. In the male-side tooth portion 121, a plurality of tooth grooves formed between the adjacent male teeth 121a open in the circumferential direction of the male rotor 102 and open at both axial ends in the axial direction of the male rotor 102.
  • the male-side tooth portion 121 has a planar suction end face (not shown) and a discharge end face 128 shown in FIG. 7 at both ends in the axial direction.
  • the suction end face and the discharge end face 128 of the male side tooth portion 121 have a plurality of tooth shapes in which the outer shape (contour) is arranged at intervals in the circumferential direction.
  • the other configuration of the male rotor 102 is the same as the configuration of the male rotor 2 of the present embodiment. Further, the conventional screw compressor 101 has the same configuration as the female rotor 3 of the present embodiment.
  • the difference between the conventional screw compressor 101 shown in FIG. 8 and the present embodiment is that the bore 145 of the casing 4 accommodates the male-side tooth portion 121 without the partition portion 25 of the present embodiment. is there.
  • the bore 145 is formed such that the axial length of the portion that stores the male-side tooth portion 121 is equal to the axial length of the other portions.
  • the inner wall surface of the bore 145 on the discharge side in the axial direction is the inner wall surface of the male tooth portion 121 (the second inner wall surface facing the discharge end surface 128 of the male tooth portion 121) 172 and the female tooth portion. It is configured such that there is no step with the inner wall surface (not shown) on the 31 side.
  • a minute gap is provided between the male and female rotors 102, 3 and the inner wall surface (wall surface forming the bore 145) of the casing 4 in order to prevent damage due to contact.
  • a gap (hereinafter, referred to as an outer diameter gap G1) is provided between the tooth tips of the male rotor 102 and the female rotor 3 and the inner peripheral surface 73 of the casing 4.
  • a gap (hereinafter referred to as a discharge end face gap G2) is formed between the discharge end faces 128 and 38 of the male side tooth section 121 and the female side tooth section 31 and the axial inner wall surface 172 on the discharge side of the casing 4. Is provided).
  • a gap (hereinafter, referred to as a “below”) is provided between the shaft portions 23 and 33 on the discharge side of the male rotor 102 and the female rotor 3 and the wall surfaces of the shaft holes 54 and 55 on the discharge side of the casing 4.
  • a shaft gap G3 is provided.
  • a gap (hereinafter referred to as a rotor gap G ⁇ b> 4) is formed between the male teeth 121 and the female teeth 31. Is formed.
  • the first timing gear The female rotor 3 is rotated synchronously by the second timing gear 13 and the second timing gear 13.
  • the plurality of working chambers C move in the axial direction with the rotation of the male rotor 102 and the female rotor 3, increase the volume thereof, suck the gas through the suction passage 46, and thereafter, To compress the gas.
  • the compressed gas that has reached the discharge-side end surfaces 128 and 38 of the male rotor 102 and the female rotor 3 is discharged through the discharge channel 47.
  • the high-pressure compressed gas in the working chamber C in the compression process leaks to the relatively low-pressure region through the gaps G1, G2, G3, G4. Leakage of high pressure working gas reduces compressor efficiency.
  • the compressed gas in the relatively high-pressure working chamber Ch in the compression process is connected to the adjacent working chamber Cm having a lower pressure than the working chamber Ch through the outer diameter gap G1 as shown by an arrow f1 in FIG. leak.
  • the compressed gas in the relatively high-pressure working chamber Ch flows out through the inter-rotor gap G4 into the relatively low-pressure working chamber Cs in the suction process, as shown by an arrow f4 in FIG.
  • the high-pressure compressed gas in the working chamber Cd in the final stage of the compression process or in the discharge process flows through the discharge end face gap G2 (see FIG. 8) as shown by an arrow f2 in FIG. It flows out to the adjacent working chamber Cm at a lower pressure.
  • the high-pressure compressed gas in the working chamber Cd passes through the discharge end face gap G2 and the shaft gap G3 in this order, as shown by an arrow f3 in FIGS. (To the outside of the casing 4).
  • the discharge end face gap G2 is a gap over the entire discharge end faces 128 and 38 of the male side tooth portion 121 and the female side tooth portion 31 of the male rotor 102 and the female rotor 3, and the compressed gas passes through the discharge end face gap G2.
  • FIG. 9 is a view showing compressed gas passing through a gap between an axial end face on the discharge side of the male rotor and the female rotor and an axial inner wall surface on the discharge side of the casing in the screw compressor according to the first embodiment of the present invention. It is explanatory drawing which shows leakage.
  • FIG. 10 is an explanatory view showing leakage of compressed gas through a shaft hole gap in the screw compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is a diagram showing a cross section of the male rotor and the female rotor at the gap between the discharge end faces as viewed from the discharge side.
  • the male teeth 21 of the male rotor 2 have a partition 25 at the axial discharge end of the teeth main body 24.
  • the partition part 25 closes the axial opening on the discharge side in each tooth groove of the tooth part main body 24.
  • the high-pressure working chamber Cd in the final stage of the compression process or the discharge process and the adjacent working chamber Cm having a lower pressure than the working chamber Cd are separated by the presence of the partition portion 25, so that the male-side tooth portion is formed. No communication is established via a gap (discharge end face gap) G22 between the discharge end face 28 of the first and second casings and the second discharge side inner wall surface 72 of the casing. Therefore, in the male rotor 2, the high-pressure compressed gas in the working chamber Cd does not flow out to the relatively low-pressure adjacent working chamber Cm via the discharge end face gap G22.
  • the compression is performed through the discharge end face gap G2 from the working chamber Cd in the final stage of the compression process or the discharge process to the adjacent working chamber Cm. Gas leakage f2 occurs (see FIG. 7).
  • the high-pressure compressed gas in the working chamber Cd flows out through the axial gap G ⁇ b> 3 toward the air seal 15 (opening outside the casing 4), which has a lower pressure than the working chamber Cd.
  • the path is different from that of the conventional screw compressor 101.
  • the leakage f3 of the compressed gas from the working chamber Cd to the shaft gap G3 is caused by the leakage f3 of the tooth groove of the male side tooth portion 121 on the discharge side.
  • the leakage f33 of the compressed gas in the working chamber C into the shaft gap G3 in the male rotor 2 of the present embodiment is caused by the shaft of the compressed gas in the working chamber C in the male rotor 102 of the conventional screw compressor 101.
  • the path to reach the shaft gap G3 is longer. Therefore, the longer the compressed gas leakage path, the greater the resistance to gas leakage, and the smaller the amount of gas leakage.
  • the outer diameter of the disk-shaped partition portion 25 in the male-side tooth portion 21 of the male rotor 2 is set to be the same as the tip diameter of the tooth portion main body 24. Therefore, since the entire area of the axial opening on the discharge side of each tooth groove of the male side tooth portion 21 is completely closed, the compressed gas between the adjacent working chambers Cd and Cm via the discharge end face gap G22 is discharged. Leaks can be eliminated.
  • the partition portion 25 in the male-side tooth portion 21 of the male rotor 2 is set to be the same as the tip diameter of the tooth portion main body 24, the partition portion 25
  • the gap between the outer peripheral edge and the inner peripheral surface 73 of the casing (bore 45) is made the same as the gap (outer diameter gap G1) between the tooth tip of the tooth part main body 24 and the inner peripheral surface 73 of the casing (bore 45). It can. Therefore, the above-described effect of reducing the leakage of the compressed gas can be obtained while preventing the partition portion 25 from contacting the casing 4 due to thermal deformation during operation.
  • the so-called discharge end face gap G22 is set to the same size as the end face gap G2 in the conventional screw compressor 101, so that the discharge side end faces 28 and 38 of the male rotor 2 and the female rotor 3 and the casing 4 Contact with the inner wall surfaces 71 and 72 in the axial direction can be prevented.
  • the leakage of the compressed gas from the female rotor 3 in the present embodiment is the same as that of the female rotor 3 of the conventional screw compressor 101.
  • the tooth part is formed. Since the axial opening on the discharge side of each tooth groove of the main body 24 is closed, the axial end face 28 on the discharge side of the male side tooth portion 21 and the second discharge side inner wall surface of the casing 4 opposed thereto (axial direction on the discharge side). The leakage of the compressed gas through the gap (discharge end face gap) G22 formed between the compressed gas and the inner wall surface 72 can be reduced.
  • the partition part 25 and the tooth part main body 24 in the male side tooth part 21 of the male rotor 2 are formed integrally, the tooth part main body 24 and the partition part 25 are joined. There is no need to worry about the compressed gas leaking through the gap created by joining the tooth body 24 and the partition 25.
  • FIG. 11 is a perspective view showing a state in which a male rotor in a screw compressor according to a modification of the first embodiment of the present invention is disassembled. 11, the same reference numerals as those shown in FIGS. 1 to 10 denote the same parts, and a detailed description thereof will be omitted.
  • the screw compressor 1 according to the first embodiment has the tooth body 24 and the partition 25 of the male tooth 21 of the male rotor 2 formed integrally with each other, whereas the screw compressor 1 shown in FIG.
  • the tooth portion main body 24 and the partition portion 25A in the male side tooth portion 21A of the male rotor 2A are formed by different members.
  • a disc-shaped member 25A as a partition is detachably joined to the tooth body 24 of the male side tooth portion 21A by a plurality of joining members 26 such as bolts. .
  • the disc-shaped member 25 ⁇ / b> A is joined to the tooth body 24 so that no gap is created between the disc-shaped member 25 ⁇ / b> A and the leakage of the compressed gas.
  • the disc-shaped member 25A is made of the same material as the tooth body 24 or linearly expanded with respect to the material of the tooth body 24 in order to reduce the difference in thermal deformation and the thermal stress with respect to the tooth body 24 during operation. It is desirable to form them with materials having similar coefficients.
  • the tooth part main body 24 of the male side tooth part 21A and the partition part 25A are constituted by separate members, the tooth shape of the tooth part main body 24 is manufactured by removal processing such as hobbing or grinding with a grindstone. can do. Therefore, the manufacture of the male-side tooth portion 21A is easier than in the case of the first embodiment in which the tooth portion main body 24 and the partition portion 25 of the male-side tooth portion 21 are integrally formed.
  • the discharge end face 28 of the male-side tooth portion 21A of the male rotor 2A and the second discharge-side inner wall surface of the casing 4 opposed thereto in the axial direction of the discharge side.
  • the leakage of the compressed gas through the gap (discharge end face gap) G22 formed between the compressed gas and the wall surface 72 can be reduced.
  • FIG. 12 is a perspective view showing a male rotor in a screw compressor according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 13 is a perspective view showing a female rotor in the screw compressor according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 14 is a view showing the axial inner wall surface (discharge end surface) on the discharge side of the casing in the screw compressor according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 14 is a diagram viewed from the same direction as FIG. 12 and 13, the left side is the suction side of the screw rotor, and the right side is the discharge side.
  • the same reference numerals as those shown in FIGS. 1 to 11 denote the same parts, and a detailed description thereof will be omitted.
  • the second embodiment shown in FIGS. 12 to 14 is different from the first embodiment in that the male teeth 21B of the male rotor 2B are separated from the male teeth 21 of the first embodiment. That is, the female portion 3B of the female rotor 3B is provided with the partition portion 35 without the portion 25.
  • the female tooth portion 31B of the female rotor 3B includes a tooth main body 34 on which a plurality of spiral female teeth 31a are formed, and a discharge side in the axial direction of the tooth main body 34. It is provided at an end (the right end in FIG. 13) and is constituted by a plate-shaped partition portion 35 having a thickness in the axial direction.
  • the female-side tooth portion 31B has a flat suction end face 37 and a flat discharge end face at one axial end (joint portion with the shaft portion 32 on the suction side) and the other end in the axial direction (joint portion with the shaft portion 33 on the discharge side). 38B.
  • the tooth body 34 is configured such that each female tooth 31a extends from one axial end (left end in FIG. 13) to the other end (right end in FIG. 13) of the tooth body 34.
  • a plurality of (six in FIG. 13) tooth grooves formed between the adjacent female teeth 31a are opened in the circumferential direction of the female rotor 3B, and one axial end of the tooth part main body 34 and the shaft are formed. The other end in the direction opens in the axial direction of the female rotor 3B.
  • the one end face in the axial direction of the tooth part main body 34 has a plurality of tooth shapes in which the outer shape (outline) is arranged at intervals in the circumferential direction, and forms a suction end face 37 of the male side tooth part 31B. I have.
  • the partition 35 is a characteristic configuration of the present embodiment.
  • the partition part 35 is configured such that, for example, the outer shape is circular and the diameter is the same as the tip diameter of the female teeth 31 a of the tooth part main body 34. That is, the partition portion 35 is a disk-shaped portion that extends in the radial direction up to the position of the tip diameter of the tooth portion main body 34.
  • the partitioning portion 35 closes the entire region of the discharge-side axial opening in each tooth groove of the tooth body 34.
  • the outer end face of the partitioning part 35 located on the opposite side of the tooth part main body 34 has a circular outer shape (outline), and constitutes a discharge end face 38B of the female tooth part 31B.
  • the male-side tooth portion 21B of the male rotor 2B is composed of only a tooth portion main body in which a plurality of male teeth 21a are formed in a spiral shape corresponding to the tooth portion main body 34 of the female rotor 3B.
  • the male side tooth portion 21B (tooth main body) is configured such that each male tooth 21a extends from one end (the left end in FIG. 12) in the axial direction to the other end (the right end in FIG. 12).
  • the axial length of the male side tooth portion 21B (tooth portion main body) is substantially equal to the axial length of the tooth portion main body 34 of the female side tooth portion 31B, but the male side meshing with the tooth portion main body 34 of the female side tooth portion 31B.
  • the male side tooth portion 21B has a flat suction end surface 27 and a discharge end surface 28B at one axial end (suction end) and the other axial end (discharge end), respectively.
  • Each of the suction end face 27 and the discharge end face 28B has a plurality of tooth shapes whose outer shapes (contours) are arranged at intervals in the circumferential direction.
  • tooth grooves formed between the adjacent male teeth 21a are opened in the circumferential direction of the male rotor 2B, and the male end 2B is formed on the suction end face 27 and the discharge end face 28B. It is open in the axial direction of the rotor 2B.
  • the partition of the female side tooth portion 31B is provided in addition to the space for storing the male tooth portion 21B (the tooth portion main body) and the tooth portion main body 34 of the female side tooth portion 31B.
  • a space for storing the unit 35 is required. That is, the bore 45 ⁇ / b> B as the internal space of the casing 4 is such that the axial length of the portion where the female side tooth portion 31 ⁇ / b> B including the partition portion 35 is stored is greater than the axial length of the other portions. It is formed to be longer by the length in the direction.
  • the inner wall surface of the discharge side which forms a part of the bore 45B of the casing 4, is formed such that a step corresponding to the storage of the partition portion 35 is formed between the male tooth portion 21B and the female tooth portion 31B. It is configured. That is, the inner wall surface in the axial direction on the discharge side of the bore 45B faces the discharge end surface (outer end surface of the partition portion 35) 38B of the female tooth portion 31B (the first inner wall surface on the first discharge side) as shown in FIG. ) 71B and an inner wall surface (second discharge side inner wall surface) 72B facing the discharge end surface 28B of the male side tooth portion 21B.
  • the first discharge side inner wall surface 71B is separated from the second discharge side inner wall surface 72B.
  • the partition 35 is also formed so as to be deeper (concave) in the axial direction by the thickness of the partition 35.
  • a gap (discharge end face gap) provided between the second discharge side inner wall surface 72B and the discharge end face 28B of the male side tooth portion 21B is set to, for example, the same size as that of the conventional screw compressor 101. I have.
  • the gap provided between the first discharge side inner wall surface 71B and the discharge end surface (outer end surface of the partition portion 35) 38B of the female side tooth portion 31B is formed, for example, by the discharge of the second discharge side inner wall surface 72B and the male side tooth portion 21B.
  • the size is set to be substantially the same as the gap provided between the end face 28B.
  • a gap between the discharge-side end faces 28B, 38B of the male-side teeth 21B of the male rotor 2B and the female-side teeth 31B of the female rotor 3B and the axial inner wall surfaces 71B, 72B of the casing 4 on the discharge side a so-called discharge end-face gap. Is maintained at the same size as that of the conventional screw compressor 101. In the present embodiment, even if the gap at the discharge end face is the same size as the conventional one, the leakage of the compressed gas through the gap is suppressed.
  • the female-side tooth portion 31B of the female rotor 3B is provided with the partition portion 35.
  • the tooth width of the female rotor 3 is generally configured to be smaller than the tooth width of the male rotor 102, as shown in FIG. 7, so that the compressed gas flows through the discharge end face gap to the adjacent working chamber.
  • the leakage path of the female rotor 3 to the working chamber is shorter than the leakage path of the male rotor 102 to the working chamber. Therefore, the amount of leakage of the female rotor 3 into the working chamber tends to be larger than the amount of leakage of the male rotor 102 into the working chamber.
  • the partition portion 35 of the female rotor 3B in the present embodiment can reduce the loss due to the leakage. Therefore, in the present embodiment, the leakage of the compressed gas can be further reduced and the compressor efficiency can be reduced as compared with the first embodiment in which the male-side teeth 21 of the male rotor 2 include the partition 25. It can be further improved.
  • the female-side tooth portion 31B on which the female teeth 31a are formed is provided at the discharge-side end in the axial direction of the tooth portion main body 34 of the tooth body 34.
  • the partition portion 35 By providing the partition portion 35, the axial opening on the discharge side of each tooth groove of the tooth portion main body 34 is closed, so that the axial end surface 38B on the discharge side of the female side tooth portion 31B and the first side of the casing 4 facing the first end portion 38B Leakage of the compressed gas through a gap (discharge end face gap) formed between the inner wall surface of the discharge side (axial inner wall surface of the discharge side) 71B can be reduced.
  • the present invention can also be applied to a compressor having three or more screw rotors, such as a triple rotor type screw compressor having three screw rotors. That is, the present invention can be applied to a compressor including a plurality of screw rotors. In this case, the teeth of at least one screw rotor need only have a plate-shaped partition at the discharge side end in the axial direction.
  • FIG. 15 is a cross-sectional view showing, in an enlarged manner, the periphery of a partition in a screw compressor according to a first example of another embodiment of the present invention.
  • a configuration in which a coating layer 25c is provided on the outer end surface of the partition portion 25 in the male side tooth portion 21C of the male rotor 2C is possible.
  • the coating layer 25c can be formed by, for example, spraying and attaching a nonmetallic material such as carbon, which is unlikely to cause seizure due to contact, to the outer end surface of the partition 25.
  • the end face gap G22C can be reduced.
  • the leakage f33 of the compressed gas through the end face gap G22C can be further reduced, and even if the coating layer 25c and the second discharge side inner wall surface 72 of the casing 4 come into contact with each other, damage to the male rotor 2C main body is possible. Can be prevented, and the reliability of the screw compressor 1 can be ensured.
  • the coating layer 25c is provided on the surface of the disk-shaped partition portion 25, the formation of the coating layer 25c is easier than in the case where the coating layer is formed on the tooth-shaped ejection end face.
  • the teeth of the male side tooth portion 21A are formed. Since it is not necessary to handle the main body 24 and only the partition 25A, it is easier to form the coating layer 25c.
  • the partitioning portions 25 and 25A of the male-side tooth portions 21 and 21A of the male rotors 2 and 2A are the same as the tip diameter of the male teeth 21a of the tooth body 24.
  • An example in which the diameter is set is shown. However, for some reason, it may be assumed that the partition portions 25 and 25A cannot be extended to the position of the tip diameter of the tooth body 24. It is also possible to configure the partition portion so as to extend in the radial direction to a position that is smaller than the tip diameter of the tooth portion main body 24 and larger than the tooth bottom diameter.
  • FIG. 16 is a sectional view showing a screw compressor according to a second example of another embodiment of the present invention.
  • the male tooth part 21D since the partition part 25D closes a part of the axial opening on the discharge side of each tooth groove in the tooth body 24 of the male tooth part 21D, the male tooth part 21D is closed. Leakage of compressed gas through a gap (discharge end face gap) formed between the discharge end face 28 and the second discharge side inner wall face (discharge side axial inner wall face) 72 of the casing 4 opposed thereto is reduced. Can be.
  • the partition 35 of the female-side tooth portion 31B of the female rotor 3B in the second embodiment described above, as well as the partition 25D of the male rotor 2D, must be smaller than the tip diameter of the tooth portion main body 34. It can be configured to extend radially to a position larger than the tooth root diameter.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiment, but includes various modifications.
  • the above embodiments have been described in detail for easy understanding of the present invention, and are not necessarily limited to those having all the configurations described above.
  • part of the configuration of one embodiment can be replaced with the configuration of another embodiment, and the configuration of one embodiment can be added to the configuration of another embodiment.
  • the partition portions 25, 25A, 25D, and 35 are provided at the axial discharge side ends of the tooth body 24, 34 of the screw rotors 2, 2A, 2C, 2D, and 3B. Since at least a part of the axial opening on the discharge side of each tooth groove of the tooth body 24, 34 is closed, the axial end faces 28, 38B on the discharge side of the screw rotors 2, 2A, 2C, 2D, 3B are formed. Leakage of the compressed gas through the gaps G22 and G22C formed between the opposed inner wall surfaces 72 and 71B of the casing 4 can be reduced.

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Abstract

圧縮機は、複数のスクリューロータ２、３を備えている。複数のスクリューロータ２、３のうち、第１のスクリューロータ２は螺旋状に歯２１ａが形成された第１の歯部本体２４と、第１の歯部本体２４の軸方向の吐出側端に設けられ、第１の歯部本体２４の歯先径以下であって歯底径よりも大きい位置まで径方向に延在する仕切部２５と、を有する。複数のスクリューロータ２、３のうち、第２のスクリューロータ３は第１の歯部本体２４に対応する螺旋状に歯３１ａが形成された第２の歯部本体３１を有する。

Description

スクリュー圧縮機
　本発明は、スクリュー圧縮機に関する。
　スクリュー圧縮機には、雌雄一対のスクリューロータをケーシング内に収納したものがある。両スクリューロータは、互いに噛み合う螺旋状の歯を複数有している。スクリュー圧縮機では、両スクリューロータの複数の歯溝とそれを取り囲むケーシングの内壁面とで形成された複数の作動室が両スクリューロータの回転に伴って軸方向へ移動しつつ収縮することで、作動室内の作動気体が圧縮される。
　スクリュー圧縮機では、回転するスクリューロータがケーシングに接触しないように、両者間に微小な隙間が設けられている。具体的には、スクリューロータの歯先とケーシングの内周面との間の隙間（以下、外径隙間という）、スクリューロータの歯部（歯が形成されている部分）おける吸込側の軸方向端面とそれに対向するケーシングの吸込側の軸方向内壁面との間の隙間（以下、吸込端面隙間という）及びスクリューロータの歯部における吐出側の軸方向端面とそれに対向するケーシングの吐出側の軸方向内壁面との間の隙間（以下、吐出端面隙間という）、スクリューロータのシャフト部とシャフト部が挿通するケーシングの軸孔との間の隙間（以下、軸隙間という）が設けられている。また、作動室に対してオイルを供給しない無給油式のスクリュー圧縮機では、スクリューロータの噛み合い部分に隙間（以下、ロータ間隙間という）が設けられている。それらの隙間を介して、相対的に圧力が高い作動室から相対的に圧力の低い作動室や軸受室側へ圧縮気体が漏出する。この圧縮気体の漏出によって、費やされた圧縮動力が無駄となったり、再圧縮の動力を要したりするので、その分、圧縮機効率が低下する。
　したがって、圧縮機効率の向上を図るには、上記隙間を介した圧縮気体の漏出を低減することが重要である。運転時における上記隙間は、スクリューロータやケーシングの熱変形によって組立時の隙間とは大きく異なることがある。隙間が過大になると圧縮気体の漏出による性能低下が生じる一方、隙間が過小になると両スクリューロータ間の接触やロータとケーシング間の接触が生じて圧縮機の停止等が起こる可能性が高くなる。高効率で信頼性の高い圧縮機を得るためには、運転時の熱変形等を考慮した適切な隙間を設定することが重要ある。
　運転時の熱変形量を考慮した隙間を設定して圧縮気体の漏出を低減する技術として、例えば、特許文献１に記載のものがある。特許文献１に記載の圧縮機は、吸込側の端面での外径が吐出側の端面での外径よりも大となるテーパ形状の雄ロータ及び雌ロータを備えている。これらの雄ロータ及び雌ロータは、夫々のテーパ量が各ロータの吐出側及び吸込側端面の歯底の熱変形量の差以上であると共に、歯先の熱変形量の差以下とのなるように構成されている。さらに、雄ロータ及び雌ロータは、雄ロータと雌ロータのテーパ量の和が一方のロータの歯底の熱変形量の差と他方のロータの歯先の熱変形量の差との和以下となるように構成されている。
特開２０１６－１９６８５９号公報
　特許文献１に記載の圧縮機は、スクリューロータの歯底及び歯先の運転時における熱変形量（径方向の変形量）を考慮することで、運転時における外径隙間及びロータ間隙間を小さくすることを意図したものである。したがって、特許文献１に記載の技術では、スクリューロータとケーシング間の隙間のうち、軸方向の隙間である吐出端面隙間を小さくすることは難しい。また、運転時における吐出端面隙間は、シャフト部の熱膨張等によって組立時や起動時に比べて大きくなる傾向にある。そのため、吐出端面隙間を小さく維持して圧縮気体の漏れを低減するにも限界がある。
　吐出端面隙間では、圧縮過程の終了直前の作動室からの相対的に高圧の圧縮気体の漏出が生じる。相対的に高圧の圧縮気体が漏出する分、費やした圧縮動力の損失が大きくなる。また、吐出端面隙間はスクリューロータの端面の面全体に亘る隙間であり、吐出端面隙間を介した圧縮気体の漏出量は、他の隙間を介する漏出の場合よりも比較的多くなる傾向にある。したがって、吐出端面隙間を介する圧縮気体の漏出は、他の隙間を介する漏出の場合よりも、圧縮機効率の低下に対する影響が大きい。
　本発明は、上記の問題点を解消するためになされたものであり、その目的は、スクリューロータの吐出側の軸方向端面とそれに対向するケーシングの軸方向内壁面との間に形成された隙間を介した圧縮気体の漏出を低減することができるスクリュー圧縮機を提供することである。
　本願は上記課題を解決する手段を複数含んでいるが、その一例を挙げるならば、複数のスクリューロータを備え、前記複数のスクリューロータのうち、第１のスクリューロータは螺旋状に歯が形成された第１の歯部本体と、前記第１の歯部本体の軸方向の吐出側端に設けられ、前記第１の歯部本体の歯先径以下であって歯底径よりも大きい位置まで径方向に延在する仕切部と、を有し、前記複数のスクリューロータのうち、第２のスクリューロータは前記第１の歯部本体に対応する螺旋状に歯が形成された第２の歯部本体を有する。
　本発明によれば、第１のスクリューロータの第１の歯部本体における軸方向の吐出側端に仕切部を設けることで、第１の歯部本体の各歯溝の吐出側の軸方向開口の少なくとも一部の領域を閉塞したので、第１のスクリューロータにおける吐出側の軸方向端面とそれに対向するケーシングの内壁面との間に形成された隙間を介した圧縮気体の漏出を低減することができる。
  上記した以外の課題、構成及び効果は、以下の実施形態の説明により明らかにされる。
本発明の第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機の断面図である。 図１に示すスクリュー圧縮機をII－II矢視から見た断面図である。 図１に示すスクリュー圧縮機の一部を構成する雄ロータ及び雌ロータを噛み合わせた状態で示す斜視図である。 図３に示す雄ロータを単体で示す斜視図である。 図１に示すスクリュー圧縮機の一部を構成するケーシングにおける吐出側の軸方向内壁面を示す図である。 従来のスクリュー圧縮機における外径隙間及びをロータ間隙間介した圧縮気体の漏出を示す説明図である。 従来のスクリュー圧縮機における吐出端面隙間を介した圧縮気体の漏出を示す説明図である。 従来のスクリュー圧縮機における軸孔隙間を介した圧縮気体の漏出を示す説明図である。 本発明の第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機における雄ロータ及び雌ロータの吐出側の軸方向端面とケーシングの吐出側の軸方向内壁面との間の隙間を介した圧縮気体の漏出を示す説明図である。 本発明の第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機における軸孔隙間を介した圧縮気体の漏出を示す説明図である。 本発明の第１の実施の形態の変形例に係るスクリュー圧縮機における雄ロータを分解した状態で示す斜視図である。 本発明の第２の実施の形態に係るスクリュー圧縮機における雄ロータを示す斜視図である。 本発明の第２の実施の形態に係るスクリュー圧縮機における雌ロータを示す斜視図である。 本発明の第２の実施の形態に係るスクリュー圧縮機におけるケーシングの吐出側の軸方向内壁面を示す図である。 本発明のその他の実施の形態の第１例に係るスクリュー圧縮機における仕切部の周辺を拡大した状態で示す断面図である。 本発明のその他の実施の形態の第２例に係るスクリュー圧縮機を示す断面図である。
　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を用いて例示説明する。本実施の形態においては、スクリュー圧縮機として無給油式のスクリュー圧縮機を例に説明する。
　［第１の実施の形態］
  まず、第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機の構成を図１及び図２を用いて説明する。図１は本発明の第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機の断面図である。図２は図１に示すスクリュー圧縮機をII－II矢視から見た断面図である。図１及び図２中、左側がスクリュー圧縮機の吐出側、右側が吸込側である。
　図１において、スクリュー圧縮機１は、互いに噛み合う一対の雄ロータ（雄型のスクリューロータ）２及び雌ロータ（雌型のスクリューロータ）３と、雄ロータ２及び雌ロータ３を回転可能に内部に格納するケーシング４とを備えている。雄ロータ２は、その軸方向（図１中、左右方向）の両側がそれぞれ吸込側軸受６と吐出側軸受７とにより回転自在に支持されている。雌ロータ３は、その軸方向の両側がそれぞれ吸込側軸受８と吐出側軸受９とにより回転自在に支持されている。無給油式のスクリュー圧縮機１では、雌雄両ロータ２、３が互いに隙間を介して非接触の状態で回転するように構成されている。
　雄ロータ２は、図１及び図２に示すように、螺旋状の雄歯２１ａ（後述の図３を参照）を複数（図３中、５つ）有する雄側歯部２１と、雄側歯部２１の軸方向の両側端部にそれぞれ設けられた吸込側のシャフト部２２及び吐出側のシャフト部２３とで構成されている。雄側歯部２１の構造は後述する。吸込側のシャフト部２２はケーシング４の外側に延出しており、吸込側のシャフト部２２の先端部（ケーシング４の外側に延出した部分）に被駆動ギア１１が取り付けられている。被駆動ギア１１は、電動機等の回転駆動源（図示せず）のシャフト部の駆動ギア（図示せず）と噛み合うように構成されている。吐出側のシャフト部２３の先端部には、第１タイミングギア１２が取り付けられている。
　雌ロータ３は、図１に示すように、螺旋状の雌歯３１ａ（図３を参照）を複数（図３中、６つ）有する雌側歯部３１と、雌側歯部３１の軸方向の両側端部にそれぞれ設けられた吸込側のシャフト部３２及び吐出側のシャフト部３３とで構成されている。雌側歯部３１の構造は、雄側歯部２１と共に後述する。吐出側のシャフト部３３の先端部には、雄ロータ２側の第１タイミングギア１２と噛み合う第２タイミングギア１３が取り付けられている。第１タイミングギア１２及び第２タイミングギア１３によって、雄ロータ２の回転力が雌ロータ３に伝達され、雄ロータ２と雌ロータ３が非接触で同期回転する。
　ケーシング４は、図１及び図２に示すように、メインケーシング４１と、メインケーシング４１の吸込側に取り付けられた吸込側ケーシング４２と、メインケーシング４１の吐出側に取り付けられた吐出側カバー４３とで構成されている。吐出側カバー４３は、第１タイミングギア１２及び第２タイミングギア１３を格納する部分である。
　ケーシング４の内部には、雄ロータ２の雄側歯部２１及び雌ロータ３の雌側歯部３１を互いに噛み合った状態で格納するボア４５と称する格納空間が形成されている。ボア４５は、メインケーシング４１に形成された一部重複する２つの円筒状空間の軸方向一方側（図１及び図２中、右側）の開口を吸込側ケーシング４２で閉塞することによって構成されている。雄側歯部２１における複数の雄歯２１ａ（図３を参照）間に形成された複数の歯溝及び雌側歯部３１における複数の雌歯２１ａ（図３を参照）間に形成された複数の歯溝とそれを取り囲むケーシング４の内壁面（ボア４５を形成するメインケーシング４１の軸方向内壁面７１、７２や内周面７３及び吸込側ケーシング４２の端壁面７４）とで複数の作動室Ｃが形成される。作動室Ｃが雌雄両ロータ２、３の回転に伴って軸方向へ移動しつつ収縮することで、作動室Ｃ内の作動流体が圧縮される。
　ケーシング４には、図２に示すように、ボア４５に連通して作動室Ｃ内に気体を吸い込むための吸込流路４６が設けられている。吸込流路４６は、例えば、メインケーシング４１及び吸込側ケーシング４２に亘って設けられており、吸込気体が作動室Ｃ内へ軸方向から流入するように構成されている。メインケーシング４１におけるボア４５を挟んで吸込流路４６の反対側には、ボア４５に連通して作動室Ｃ内の圧縮気体を外部へ吐出するための吐出流路４７が設けられている。吐出流路４７は、例えば、圧縮気体が作動室Ｃから軸方向及び径方向へ流出可能に構成されている。
　メインケーシング４１には、図１に示すように、雄ロータ２側の吐出側軸受７が配置される吐出側軸受室４９及び雌ロータ３側の吐出側軸受９が配置される吐出側軸受室５０がそれぞれ設けられている。吸込側ケーシング４２には、雄ロータ２側の吸込側軸受６が配置される吸込側軸受室５１及び雌ロータ３側の吸込側軸受８が配置される吸込側軸受室５２がそれぞれ設けられている。
　メインケーシング４１には、雄ロータ２の吐出側のシャフト部２３が挿通される吐出側軸孔５４及び雌ロータ３の吐出側のシャフト部３３が挿通される吐出側軸孔５５がそれぞれ設けられている。雄ロータ２側の吐出側軸孔５４を介してボア４５と吐出側軸受室４９が連通し、雌ロータ３側の吐出側軸孔５５を介してボア４５と吐出側軸受室５０が連通している。吸込側ケーシング４２には、雄ロータ２の吸込側のシャフト部２２が挿通される吸込側軸孔５６及び雌ロータ３の吸込側のシャフト部３２が挿通される吸込側軸孔５７がそれぞれ設けられている。雄ロータ２側の吸込側軸孔５６を介してボア４５と吸込側軸受室５１が連通し、雌ロータ３側の吸込側軸孔５７を介してボア４５と吸込側軸受室５２が連通している。
　メインケーシング４１には、図２に示すように、吐出側軸受７、９に潤滑油を供給する給油路５９が設けられている。吸込側ケーシング４２には、吸込側軸受６、８に潤滑油を供給する給油路（図示せず）が設けられている。また、メインケーシング４１には、吐出側軸受７、９を潤滑した潤滑油を排出する排油路６１が設けられている。吸込側ケーシング４２には、吸込側軸受６、８を潤滑した潤滑油を排出する排油路６２が設けられている。さらに、メインケーシング４１には、図１及び図２に示すように、冷却材が流通する冷却ジャケット６４が設けられている。冷却ジャケット６４は、気体の圧縮過程で生じる熱を冷却するための流路である。
　雄ロータ２の吐出側のシャフト部２３における雄側歯部２１側から吐出側軸受７までの部分には、雄側歯部２１に近い方から順に、エアシール１５及びオイルシール１６が配置されている。雄ロータ２の吸込側のシャフト部２２における雄側歯部２１側から吸込側軸受６までの部分には、雄側歯部２１に近い方から順に、エアシール１７及びオイルシール１８が配置されている。エアシール１５は、作動室Ｃ内の圧縮気体の吐出側軸孔５４を介した漏出を抑制するものである。エアシール１７は、作動室Ｃ内の圧縮気体の吸込側軸孔５６を介した漏出を抑制するものである。オイルシール１６は、吐出側軸受室４９に供給された潤滑油のボア４５（作動室Ｃ）への侵入を防止するものである。オイルシール１８は、吸込側軸受室５１に供給された潤滑油のボア４５（作動室Ｃ）への侵入を防止するものである。エアシール１５とオイルシール１６の間の空間は、潤滑油の作動室Ｃへの侵入を防止するために、ケーシング４外の空間に連通している。エアシール１７とオイルシール１８の間の空間も、潤滑油の作動室Ｃへの侵入を防止するために、ケーシング４外の空間に連通している。
　雌ロータ３の吐出側のシャフト部３３における雌側歯部３１側から吐出側軸受９までの部分にも、雄ロータ２の吐出側のシャフト部２３と同様に、雌側歯部３１に近い方から順に、エアシール１５及びオイルシール１６が配置されている。雌ロータ３の吸込側のシャフト部３２における雌側歯部３１側から吸込側軸受８までの部分には、雄ロータ２の吸込側のシャフト部２２と同様に、雌側歯部３１に近い方から順に、エアシール１７及びオイルシール１８が配置されている。エアシール１５は、作動室Ｃ内の圧縮気体の吐出側軸孔５５を介した漏出を抑制するものである。エアシール１７は、作動室Ｃ内の圧縮気体の吸込側軸孔５７を介した漏出を抑制するものである。オイルシール１６は、吐出側軸受室５０に供給された潤滑油のボア４５（作動室Ｃ）への侵入を防止するものである。オイルシール１８は、吸込側軸受室５２に供給された潤滑油のボア４５（作動室Ｃ）への侵入を防止するものである。
　次に、第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機のスクリューロータの構造及びスクリューロータを格納するケーシングの一部の構造を図１、図３～図５を用いて説明する。図３は図１に示すスクリュー圧縮機の一部を構成する雄ロータ及び雌ロータを噛み合わせた状態で示す斜視図である。図４は図３に示す雄ロータを単体で示す斜視図である。図５は図１に示すスクリュー圧縮機の一部を構成するケーシングにおける吐出側の軸方向内壁面を示す図である。図３及び図４中、左側がスクリューロータの吸込側、右側が吐出側である。図５は図１に示すＶ－Ｖ矢視から見た図である。
　雄ロータ２の雄側歯部２１は、図３及び図４に示すように、複数（図３及び図４中、５つ）の雄歯２１ａが形成された歯部本体２４と、歯部本体２４の軸方向の吐出側端（図３及び図４中、右端）に設けられ、軸方向に厚みのある板状の仕切部２５とで構成されている。雄側歯部２１は、軸方向一端（吸込側端）及び軸方向他端（吐出側端）にそれぞれ平面状の吸込端面２７及び吐出端面２８を有している。
　歯部本体２４は、各雄歯２１ａが歯部本体２４の軸方向の一端（図３及び図４中、左端）から他端（図３及び図４中、右端）まで延在するように構成されている。歯部本体２４では、隣接する雄歯２１ａ間に形成された複数（図３及び図４中、５つ）の歯溝が雄ロータ２の周方向に開口すると共に、歯部本体２４の軸方向一端及び軸方向他端において雄ロータ２の軸方向に開口している。歯部本体２４の軸方向一方側の端面は、外形（輪郭）が周方向に間隔をあけて配列された複数の歯形状となっており、雄側歯部２１の吸込端面２７を構成している。
　仕切部２５は、本実施の形態の特徴的な構成である。仕切部２５は、例えば、外形が円形状で歯部本体２４の雄歯２１ａの歯先径と同径となるように構成されている。すなわち、仕切部２５は、歯部本体２４の歯先径の位置まで径方向に延在する円板状の部分である。仕切部２５は、歯部本体２４の各歯溝における吐出側の軸方向開口の全領域を閉塞するものである。仕切部２５における歯部本体２４の反対側に位置する外側端面は、外形（輪郭）が円形状となっており、雄側歯部２１の吐出端面２８を構成している。仕切部２５は、例えば、同一の材質によって歯部本体２４と一体に形成されている。
　このように、本実施の形態の雄側歯部２１では、各歯溝の吸込側の軸方向一端が雄側歯部２１の軸方向へ開口する一方、各歯溝の吐出側の軸方向他端が仕切部２５によって雄側歯部２１の軸方向に開口せずに閉止されている。
　雌ロータ３の雌側歯部３１は、図３に示すように、雄ロータ２の歯部本体２４に対応する螺旋状に雌歯３１ａが複数（図３中、６つ）形成された歯部本体のみで構成されている。雌側歯部３１は、各雌歯３１ａが軸方向の一端（図３中、左端）から他端（図３中、右端）まで延在するように構成されている。雌側歯部３１（歯部本体）の軸方向長さは、雄側歯部２１の歯部本体２４の軸方向長さと略等しいが、雄側歯部２１の歯部本体２４と噛み合う雌側歯部３１（歯部本体）が仕切部２５に接触しないように雌側歯部３１（歯部本体）と雄側歯部２１の仕切部２５との間に微小の隙間が形成されるように設定されている。雌側歯部３１は、軸方向一端（吸込側端）及び軸方向他端（吐出側端）にそれぞれ平面状の吸込端面３７及び吐出端面３８を有している。吸込端面３７及び吐出端面３８はそれぞれ、外形（輪郭）が周方向に間隔をあけて配列された複数の歯形状となっている。雌側歯部３１では、隣接する雌歯３１ａ間に形成された複数（図３中、６つ）の歯溝が雌ロータ３の周方向に開口すると共に、吸込端面３７及び吐出端面３８において雌ロータ３の軸方向に開口している。
　また、本実施の形態におけるケーシング４のボア４５では、図１に示すように、雄側歯部２１の歯部本体２４及び雌側歯部３１（歯部本体）を格納する空間に加えて、雄側歯部２１の仕切部２５を格納する空間が必要となる。すなわち、ケーシング４の内部空間としてのボア４５は、仕切部２５を含む雄側歯部２１が格納される部分の軸方向長さが、その他の部分の軸方向長さよりも、仕切部２５の軸方向長さの分だけ長くなるように形成されている。換言すると、ケーシング４のボア４５の一部を形成する吐出側の軸方向内壁面は、雄側歯部２１側と雌側歯部３１側とで仕切部２５の格納分の段差が生じるように構成されている。つまり、ボア４５の吐出側の軸方向内壁面は、図１及び図５に示すように、雌側歯部３１の吐出端面３８に対向する内壁面（以下、第１吐出側内壁面という）７１と、雄側歯部２１の吐出端面（仕切部２５の外側端面）２８に対向する内壁面（以下、第２吐出側内壁面という）７２とで構成されており、第２吐出側内壁面７２が第１吐出側内壁面７１よりも仕切部２５の厚み分軸方向に深くなるように（凹むように）形成されている。
　第１吐出側内壁面７１と雌側歯部３１の吐出端面３８との間に設けた隙間は、例えば、従来のスクリュー圧縮機の場合と同等の大きさに設定されている。第２吐出側内壁面７２と雄側歯部２１の吐出端面（仕切部２５の外側端面）２８との間に設ける隙間は、ボア４５における雄側歯部２１の格納部分の軸方向長さが、仕切部２５の軸方向長さの分だけ、他の部分よりも長いので、第１吐出側内壁面７１と雌側歯部３１の吐出端面３８との間に設けた隙間と略同じ大きさに設定されている。すなわち、雄ロータ２の雄側歯部２１及び雌ロータ３の雌側歯部３１の吐出側端面２８、３８とケーシング４の吐出側の軸方向内壁面との隙間、いわゆる吐出端面隙間は、従来のスクリュー圧縮機の場合と同等な大きさに維持されている。本実施の形態は、吐出端面隙間が従来と同等な大きさであっても、当該隙間を介する圧縮気体の漏出を抑制するものである。なお、第１吐出側内壁面７１及び第２吐出側内壁面７２には、吐出流路４７（図２を参照）への流出口としての吐出ポート４７ａが形成されている。
　次に、第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機の作用及び効果を従来の一般的なスクリュー圧縮機と比較しつつ図６～図１０を用いて説明する。まず、従来のスクリュー圧縮機の構造及び作用を図６～図８を用いて説明する。図６は従来のスクリュー圧縮機における外径隙間及びロータ間隙間を介した圧縮気体の漏出を示す説明図である。図７は従来のスクリュー圧縮機における吐出端面隙間を介した圧縮気体の漏出を示す説明図である。図８は従来のスクリュー圧縮機における軸孔隙間を介した圧縮気体の漏出を示す説明図である。図６は、雄ロータ及び雌ロータの雄側歯部及び雌側歯部における軸方向の中途位置の横断面を吐出側から見た図である。図７は、雄ロータ及び雌ロータの吐出端面隙間での横断面を吐出側から見た図である。なお、図６～図８において、図１～図５に示す符号と同符号のものは、同様な部分であるので、その詳細な説明は省略する。
　図６～図８に示す従来のスクリュー圧縮機１０１が本実施の形態と異なる点は、雄ロータ１０２の雄側歯部１２１が本実施の形態の雄側歯部２１の歯部本体２４と同様な構造を備えているのみであり、本実施の形態の雄側歯部２１の仕切部２５を備えていないことである。すなわち、雄側歯部１２１は、各雄歯１２１ａが軸方向両端まで延在する歯部本体のみで構成されている。雄側歯部１２１では、隣接する雄歯１２１ａ間に形成された複数の歯溝が、雄ロータ１０２の周方向に開口すると共に、軸方向両端において雄ロータ１０２の軸方向に開口している。雄側歯部１２１は、軸方向両端にそれぞれ平面状の吸込端面（図示せず）及び図７に示す吐出端面１２８を有している。雄側歯部１２１の吸込端面及び吐出端面１２８は、外形（輪郭）が周方向に間隔をあけて配列された複数の歯形状となっている。
　なお、雄ロータ１０２のそれ以外の構成は、本実施の形態の雄ロータ２と同様な構成である。また、従来のスクリュー圧縮機１０１は、本実施の形態の雌ロータ３と同様な構成を備えている。
　また、図８に示す従来のスクリュー圧縮機１０１が本実施の形態と異なる点は、ケーシング４のボア１４５が本実施の形態の仕切部２５を備えていない雄側歯部１２１を格納することである。具体的には、ボア１４５は、雄側歯部１２１を格納する部分の軸方向長さがその他の部分の軸方向長さと等しくなるように形成されている。換言すると、ボア１４５の吐出側の軸方向内壁面は、雄側歯部１２１側の内壁面（雄側歯部１２１の吐出端面１２８に対向する第２吐出側内壁面）１７２と雌側歯部３１側の内壁面（図示せず）とで段差がないように構成されている。
　従来のスクリュー圧縮機１０１では、雌雄両ロータ１０２、３とケーシング４の内壁面（ボア１４５を形成する壁面）との間に、接触による損傷を防ぐため、微小な隙間が設けてられている。具体的には、図６に示すように、雄ロータ１０２及び雌ロータ３の歯先とケーシング４の内周面７３との間に隙間（以下、外径隙間Ｇ１という）が設けられている。また、図８に示すように、雄側歯部１２１及び雌側歯部３１の吐出端面１２８、３８とケーシング４の吐出側の軸方向内壁面１７２との間に隙間（以下、吐出端面隙間Ｇ２という）が設けられている。また、図７及び図８に示すように、雄ロータ１０２及び雌ロータ３の吐出側のシャフト部２３、３３とケーシング４の吐出側の軸孔５４、５５の壁面との間に隙間（以下、軸隙間Ｇ３という）が設けられている。また、図６に示すように、雌雄両ロータ１０２、３間の接触による損傷を防ぐために、雄側歯部１２１と雌側歯部３１の噛合い部の間に隙間（以下、ロータ間隙間Ｇ４という）が形成されている。
　従来のスクリュー圧縮機１０１では、図１及び図２に示す本実施の形態のスクリュー圧縮機１と同様に、回転駆動装置（図示せず）によって雄ロータ１０２が駆動されると、第１タイミングギア１２及び第２タイミングギア１３により雌ロータ３が同期回転する。これにより、複数の作動室Ｃが、雄ロータ１０２及び雌ロータ３の回転に伴って軸方向に移動しつつ、その容積を増加させて吸込流路４６を介して気体を吸い込み、その後、その容積を減少させて気体を圧縮する。雄ロータ１０２及び雌ロータ３の吐出側端面１２８、３８まで達した圧縮気体は、吐出流路４７を経て吐出される。
　圧縮過程にある作動室Ｃ内の高圧の圧縮気体は、上記隙間Ｇ１、Ｇ２、Ｇ３、Ｇ４を介して相対的に低圧の領域へ漏出する。高圧の作動気体が漏出することで圧縮機効率が低下する。例えば、圧縮過程にある相対的に高圧の作動室Ｃｈ内の圧縮気体は、図６の矢印ｆ１に示すように、作動室Ｃｈよりも低圧の隣接する作動室Ｃｍへ外径隙間Ｇ１を介して流出する。また、相対的に高圧の作動室Ｃｈ内の圧縮気体は、図６の矢印ｆ４に示すように、吸込過程にある相対的に低圧の作動室Ｃｓへロータ間隙間Ｇ４を介して流出する。
　また、圧縮過程の最終段階又は吐出過程にある作動室Ｃｄ内の高圧の圧縮気体は、図７の矢印ｆ２に示すように、吐出端面隙間Ｇ２（図８を参照）を介して、作動室Ｃｄよりも低圧の隣接する作動室Ｃｍへ流出する。また、作動室Ｃｄ内の高圧の圧縮気体は、図７及び図８の矢印ｆ３に示すように、吐出端面隙間Ｇ２及び軸隙間Ｇ３を順に介して、作動室Ｃｄよりも低圧であるエアシール１５側（ケーシング４外への開放側）へ向かって流出する。
　吐出端面隙間Ｇ２では、図７に示すように、圧縮過程の終了直前又は吐出過程の作動室Ｃｄからの高圧の圧縮気体の漏出が生じる。この漏出は、圧縮過程の終了直前又は吐出過程にあるより高圧の圧縮気体が漏出する分、費やした圧縮動力の損失が大きくなる。また、吐出端面隙間Ｇ２は雄ロータ１０２及び雌ロータ３の雄側歯部１２１及び雌側歯部３１の吐出端面１２８、３８の面全体に亘る隙間であり、吐出端面隙間Ｇ２を介した圧縮気体の漏出量は他の隙間Ｇ１、Ｇ４を介する場合よりも比較的多くなる傾向にある。したがって、吐出端面隙間Ｇ２を介する圧縮気体の漏出ｆ２、ｆ３は、他の隙間Ｇ１、Ｇ４を介する圧縮気体の漏出ｆ１、ｆ４の場合よりも、圧縮機効率の低下に対する影響が大きくなる傾向にある。
　次に、第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機の効果を図９及び図１０を用いて説明する。図９は本発明の第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機における雄ロータ及び雌ロータの吐出側の軸方向端面とケーシングの吐出側の軸方向内壁面との間の隙間を介した圧縮気体の漏出を示す説明図である。図１０は本発明の第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機における軸孔隙間を介した圧縮気体の漏出を示す説明図である。図９は、雄ロータ及び雌ロータの吐出端面隙間での横断面を吐出側から見た図である。
　本実施の形態においては、図９及び図１０に示すように、雄ロータ２の雄側歯部２１は、歯部本体２４の軸方向の吐出側端に仕切部２５を有している。仕切部２５は、歯部本体２４の各歯溝おける吐出側の軸方向開口を閉止している。
　したがって、雄ロータ２においては、圧縮過程の最終段階又は吐出過程にある高圧の作動室Ｃｄと作動室Ｃｄよりも低圧の隣接する作動室Ｃｍとが、仕切部２５の存在によって、雄側歯部２１の吐出端面２８とケーシングの第２吐出側内壁面７２との間の隙間（吐出端面隙間）Ｇ２２を介して連通していない。それ故、雄ロータ２においては、作動室Ｃｄ内の高圧の圧縮気体が吐出端面隙間Ｇ２２を介して相対的に低圧の隣接する作動室Ｃｍへ流出することはない。それに対して、従来のスクリュー圧縮機１０１の雄ロータ１０２においては、前述したように、圧縮過程の最終段階又は吐出過程にある作動室Ｃｄから隣接する作動室Ｃｍへ吐出端面隙間Ｇ２を介して圧縮気体の漏出ｆ２が生じる（図７を参照）。
　また、雄ロータ２においても、作動室Ｃｄ内の高圧の圧縮気体が軸隙間Ｇ３を介して作動室Ｃｄよりも低圧であるエアシール１５側（ケーシング４外への開放側）へ向かって流出するが、従来のスクリュー圧縮機１０１とはその経路が異なる。本実施の形態においては、作動室Ｃｄ内の高圧の圧縮気体は、図９及び図１０の矢印ｆ３３に示すように、仕切部２５の外周端を越えた後、吐出端面隙間Ｇ２２介して軸隙間Ｇ３に到達する。それに対して、従来のスクリュー圧縮機１０１の雄ロータ１０２においては、前述したように、作動室Ｃｄから軸隙間Ｇ３への圧縮気体の漏出ｆ３は、雄側歯部１２１の歯溝の吐出側の軸方向開口から吐出端面隙間Ｇ２へ直接流出することで軸隙間Ｇ３に到達する（図７及び図８を参照）。このように、本実施の形態の雄ロータ２における作動室Ｃ内の圧縮気体の軸隙間Ｇ３への漏出ｆ３３は、従来のスクリュー圧縮機１０１の雄ロータ１０２における作動室Ｃ内の圧縮気体の軸隙間Ｇ３への漏出ｆ３に比べて、軸隙間Ｇ３へ到達するまでの経路が長くなる。したがって、圧縮気体の漏出経路が長くなる分、気体漏出の抵抗が大きくなり、気体の漏出量を低減することができる。
　また、本実施の形態においては、図９に示すように、雄ロータ２の雄側歯部２１における円板状の仕切部２５の外径を歯部本体２４の歯先径と同径に設定したので、雄側歯部２１の各歯溝の吐出側の軸方向開口の全領域を完全に閉塞しているので、吐出端面隙間Ｇ２２を介した隣接する作動室Ｃｄ、Ｃｍ間の圧縮気体の漏出をなくすことができる。
　さらに、本実施の形態においては、雄ロータ２の雄側歯部２１における円板状の仕切部２５の外径を歯部本体２４の歯先径と同径に設定したので、仕切部２５の外周縁とケーシング（ボア４５）の内周面７３との隙間を歯部本体２４の歯先とケーシング（ボア４５）の内周面７３との隙間（外径隙間Ｇ１）と同じにすることができる。したがって、運転時の熱変形による仕切部２５とケーシング４との接触を防止しつつ、前述した圧縮気体の漏出の低減効果を得ることができる。
　また、本実施の形態においては、雄ロータ２の雄側歯部２１及び雌ロータ３の雌側歯部３１の吐出側端面２８、３８とケーシング４の吐出側の軸方向内壁面７１、７２との隙間、いわゆる吐出端面隙間Ｇ２２を、従来のスクリュー圧縮機１０１における端面隙間Ｇ２と同等な大きさに設定しているので、雄ロータ２及び雌ロータ３の吐出側端面２８、３８とケーシング４の軸方向内壁面７１、７２との接触を防止することができる。
　なお、本実施の形態における雌ロータ３における圧縮気体の漏出は、従来のスクリュー圧縮機１０１の雌ロータ３の場合と同様である。
　上述したように、第１の実施の形態によれば、雄歯２１ａが形成された雄側歯部２１の歯部本体２４における軸方向の吐出側端に仕切部２５を設けることで、歯部本体２４の各歯溝の吐出側の軸方向開口を閉塞したので、雄側歯部２１における吐出側の軸方向端面２８とそれに対向するケーシング４の第２吐出側内壁面（吐出側の軸方向内壁面）７２との間に形成された隙間（吐出端面隙間）Ｇ２２を介した圧縮気体の漏出を低減することができる。
　また、本実施の形態によれば、雄ロータ２の雄側歯部２１における仕切部２５と歯部本体２４とを一体に形成する構成としたので、歯部本体２４と仕切部２５とを接合する必要がなく、歯部本体２４と仕切部２５を接合することで生じる隙間を介して圧縮気体が漏出することを懸念する必要がない。
　［第１の実施の形態の変形例］
  次に、本発明の第１の実施の形態の変形例に係るスクリュー圧縮機について図１１を用いて例示説明する。図１１は本発明の第１の実施の形態の変形例に係るスクリュー圧縮機における雄ロータを分解した状態で示す斜視図である。なお、図１１において、図１～図１０に示す符号と同符号のものは、同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。
　第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機１が雄ロータ２の雄側歯部２１における歯部本体２４と仕切部２５とを一体に形成したものであるのに対して、図１１に示す第１の実施の形態の変形例に係るスクリュー圧縮機は、雄ロータ２Ａの雄側歯部２１Ａにおける歯部本体２４と仕切部２５Ａとを別部材で構成している。具体的には、雄ロータ２Ａにおいては、雄側歯部２１Ａの歯部本体２４に対して仕切部としての円板状部材２５Ａをボルト等の複数の接合部材２６によって着脱可能に接合している。円板状部材２５Ａは、圧縮気体の漏出が生じないように、歯部本体２４との間に隙間が生じないよう接合される。円板状部材２５Ａは、運転時における歯部本体２４に対する熱変形の差や熱応力を小さくするために、歯部本体２４と同一の材質、又は、歯部本体２４の材質に対して線膨張係数の近い材質によって形成することが望ましい。
　本変形例においては、雄側歯部２１Ａの歯部本体２４と仕切部２５Ａを別部材で構成しているので、歯部本体２４の歯形をホブ加工や砥石による研削加工等の除去加工によって製作することができる。したがって、雄側歯部２１の歯部本体２４と仕切部２５と一体で構成する第１の実施の形態の場合よりも、雄側歯部２１Ａの製造が容易となる。
　本変形例によれば、第１の実施の形態と同様に、雄ロータ２Ａの雄側歯部２１Ａの吐出端面２８とそれに対向するケーシング４の第２吐出側内壁面（吐出側の軸方向内壁面）７２との間に形成された隙間（吐出端面隙間）Ｇ２２を介した圧縮気体の漏出を低減することができる。
　［第２の実施の形態］
　次に、本発明の第２の実施形態に係るスクリュー圧縮機を図１２～図１４を用いて例示説明する。図１２は本発明の第２の実施の形態に係るスクリュー圧縮機における雄ロータを示す斜視図である。図１３は本発明の第２の実施の形態に係るスクリュー圧縮機における雌ロータを示す斜視図である。図１４は本発明の第２の実施の形態に係るスクリュー圧縮機におけるケーシングの吐出側の軸方向内壁面（吐出端面）を示す図である。図１４は図５と同じ方向から見た図である。図１２及び図１３中、左側がスクリューロータの吸込側、右側が吐出側である。なお、図１２～図１４において、図１～図１１に示す符号と同符号のものは、同様な部分であるので、その詳細な説明は省略する。
　図１２～図１４に示す第２の実施の形態が第１の実施の形態と相違する点は、雄ロータ２Ｂの雄側歯部２１Ｂが第１の実施の形態における雄側歯部２１の仕切部２５を備えておらず、雌ロータ３Ｂの雌側歯部３１Ｂが仕切部３５を備えていることである。
　具体的には、雌ロータ３Ｂの雌側歯部３１Ｂは、図１３に示すように、螺旋状の雌歯３１ａが複数形成された歯部本体３４と、歯部本体３４の軸方向の吐出側端（図１３中、右端）に設けられ、軸方向に厚みのある板状の仕切部３５とで構成されている。雌側歯部３１Ｂは、軸方向一端（吸込側のシャフト部３２との接合部分）及び軸方向他端（吐出側のシャフト部３３との接合部分）にそれぞれ平面状の吸込端面３７及び吐出端面３８Ｂを有している。
　歯部本体３４は、各雌歯３１ａが歯部本体３４の軸方向の一端（図１３中、左端）から他端（図１３中、右端）まで延在するように構成されている。歯部本体３４では、隣接する雌歯３１ａ間に形成された複数（図１３中、６つ）の歯溝が雌ロータ３Ｂの周方向に開口すると共に、歯部本体３４の軸方向一端及び軸方向他端において雌ロータ３Ｂの軸方向に開口している。歯部本体３４の軸方向一方側の端面は、外形（輪郭）が周方向に間隔をあけて配列された複数の歯形状となっており、雄側歯部３１Ｂの吸込端面３７を構成している。
　仕切部３５は、本実施の形態の特徴的な構成である。仕切部３５は、例えば、外形が円形状で歯部本体３４の雌歯３１ａの歯先径と同径となるように構成されている。すなわち、仕切部３５は、歯部本体３４の歯先径の位置まで径方向に延在する円板状の部分である。仕切部３５は、歯部本体３４の各歯溝における吐出側の軸方向開口の全領域を閉塞するものである。仕切部３５における歯部本体３４の反対側に位置する外側端面は、外形（輪郭）が円形状となっており、雌側歯部３１Ｂの吐出端面３８Ｂを構成している。
　また、雄ロータ２Ｂの雄側歯部２１Ｂは、図１２に示すように、雌ロータ３Ｂの歯部本体３４に対応する螺旋状に雄歯２１ａが複数形成された歯部本体のみで構成されている。雄側歯部２１Ｂ（歯部本体）は、各雄歯２１ａが軸方向の一端（図１２中、左端）から他端（図１２中、右端）まで延在するように構成されている。雄側歯部２１Ｂ（歯部本体）の軸方向長さは、雌側歯部３１Ｂの歯部本体３４の軸方向長さと略等しいが、雌側歯部３１Ｂの歯部本体３４と噛み合う雄側歯部２１Ｂ（歯部本体）が仕切部３５に接触しないように雄側歯部２１Ｂ（歯部本体）と雌側歯部３１Ｂの仕切部２５との間に微小の隙間が形成されるように設定されている。雄側歯部２１Ｂは、軸方向一端（吸込側端）及び軸方向他端（吐出側端）にそれぞれ平面状の吸込端面２７及び吐出端面２８Ｂを有している。吸込端面２７及び吐出端面２８Ｂはそれぞれ、外形（輪郭）が周方向に間隔をあけて配列された複数の歯形状となっている。雄側歯部２１Ｂでは、隣接する雄歯２１ａ間に形成された複数（図１２中、５つ）の歯溝が雄ロータ２Ｂの周方向に開口すると共に、吸込端面２７及び吐出端面２８Ｂにおいて雄ロータ２Ｂの軸方向に開口している。
　また、本実施の形態におけるケーシング４のボア４５Ｂでは、雄側歯部２１Ｂ（歯部本体）及び雌側歯部３１Ｂの歯部本体３４を格納する空間に加えて、雌側歯部３１Ｂの仕切部３５を格納する空間が必要となる。すなわち、ケーシング４の内部空間としてのボア４５Ｂは、仕切部３５を含む雌側歯部３１Ｂが格納される部分の軸方向長さが、その他の部分の軸方向長さよりも、仕切部３５の軸方向長さの分だけ長くなるように形成されている。換言すると、ケーシング４のボア４５Ｂの一部を形成する吐出側の軸方向内壁面は、雄側歯部２１Ｂ側と雌側歯部３１Ｂ側とで仕切部３５の格納分の段差が生じるように構成されている。つまり、ボア４５Ｂの吐出側の軸方向内壁面は、図１４に示すように、雌側歯部３１Ｂの吐出端面（仕切部３５の外側端面）３８Ｂに対向する内壁面（第１吐出側内壁面）７１Ｂと、雄側歯部２１Ｂの吐出端面２８Ｂに対向する内壁面（第２吐出側内壁面）７２Ｂとで構成されており、第１吐出側内壁面７１Ｂが第２吐出側内壁面７２Ｂよりも仕切部３５の厚み分軸方向に深くなるよう（凹むように）に形成されている。
　第２吐出側内壁面７２Ｂと雄側歯部２１Ｂの吐出端面２８Ｂとの間に設けた隙間（吐出端面隙間）は、例えば、従来のスクリュー圧縮機１０１の場合と同等の大きさに設定されている。第１吐出側内壁面７１Ｂと雌側歯部３１Ｂの吐出端面（仕切部３５の外側端面）３８Ｂとの間に設ける隙間は、例えば、第２吐出側内壁面７２Ｂと雄側歯部２１Ｂの吐出端面２８Ｂとの間に設けた隙間と略同じ大きさに設定されている。すなわち、雄ロータ２Ｂの雄側歯部２１Ｂ及び雌ロータ３Ｂの雌側歯部３１Ｂの吐出側端面２８Ｂ、３８Ｂとケーシング４の吐出側の軸方向内壁面７１Ｂ、７２Ｂとの隙間、いわゆる吐出端面隙間は、従来のスクリュー圧縮機１０１の場合と同等な大きさに維持されている。本実施の形態は、吐出端面隙間が従来と同等な大きさであっても、当該隙間を介した圧縮気体の漏出を抑制するものである。
　このように、本実施の形態においては、雌ロータ３Ｂの雌側歯部３１Ｂが仕切部３５を備える構成である。雌ロータ３の歯幅は、一般に図７に示すように、雄ロータ１０２の歯幅に比べて薄くなるように構成されているので、隣接する作動室への吐出端面隙間を介した圧縮気体の漏出ｆ２については、雌ロータ３の作動室への漏出経路の方が雄ロータ１０２の作動室への漏出経路よりも短くなる。したがって、雌ロータ３の作動室への漏出量が雄ロータ１０２の作動室への漏出量よりも多くなる傾向にある。本実施の形態における雌ロータ３Ｂの仕切部３５は、上記漏出による損失を低減することができる。したがって、本実施の形態は、雄ロータ２の雄側歯部２１が仕切部２５を備える第１の実施の形態と比較して、圧縮気体の漏出を更に低減することができ、圧縮機効率を更に向上させることができる。
　上述したように、第２の実施の形態によれば、第１の実施の形態と同様に、雌歯３１ａが形成された雌側歯部３１Ｂの歯部本体３４における軸方向の吐出側端に仕切部３５を設けることで、歯部本体３４の各歯溝の吐出側の軸方向開口を閉塞したので、雌側歯部３１Ｂにおける吐出側の軸方向端面３８Ｂとそれに対向するケーシング４の第１吐出側内壁面（吐出側の軸方向内壁面）７１Ｂとの間に形成された隙間（吐出端面隙間）を介した圧縮気体の漏出を低減することができる。
　［その他の実施の形態］
　なお、上述した実施の形態では、本発明を無給油式のスクリュー圧縮機１に適用した例を示したが、本発明は給油式のスクリュー圧縮機や水潤滑式のスクリュー圧縮機にも適用可能である。
　また、上述した実施の形態では、本発明を雌雄一対のスクリューロータ２、２Ａ、２Ｂ、３、３Ｂを備えるツインロータ型のスクリュー圧縮機１に適用した例を示した。しかし、本発明は、３つのスクリューロータを備えるトリプルロータ型のスクリュー圧縮機など、３つ以上のスクリューロータを備える圧縮機にも適用することが可能である。すなわち、本発明は、複数のスクリューロータを備える圧縮機に適用することができる。この場合、少なくとも１つのスクリューロータの歯部がその軸方向の吐出側端部に板状の仕切部を備えていればよい。
　また、上述した実施の形態では、仕切部２５、２５Ａ、３５の外形を円形状に形成した構成の例を示したが、仕切部の外形を多角形や楕円形等に形成する構成も可能である。ただし、仕切部の外形を円形状に形成する方が、多角形や楕円形等に形成する場合よりも、仕切部の外周縁とケーシングの内周面７３との隙間を小さくすることができると共に、雄側歯部又は雌側歯部の各歯溝の吐出側の軸方向開口の閉塞領域を大きくすることができる。
　さらに、上述した第１の実施の形態及びその変形例では、雄ロータ２、２Ａの雄側歯部２１、２１Ａの吐出側端面２８（仕切部２５、２５Ａの外側端面）とケーシング４の第２吐出側内壁面７２との隙間、いわゆる吐出端面隙間Ｇ２２を、従来のスクリュー圧縮機１０１における端面隙間Ｇ２と同等な大きさに設定する構成の例を示した。しかし、吐出端面隙間を小さくするために、図１５に示す雄ロータ２Ｃの構成も可能である。図１５は本発明のその他の実施の形態の第１例に係るスクリュー圧縮機における仕切部の周辺を拡大した状態で示す断面図である。具体的には、雄ロータ２Ｃの雄側歯部２１Ｃにおける仕切部２５の外側端面に被覆層２５ｃを備える構成が可能である。被覆層２５ｃは、例えば、接触による焼付きが起こりにくいカーボンのような非金属の材料を仕切部２５の外側端面に吹き付けて付着させることで形成することができる。
　この実施形態においては、被覆層２５ｃを設けることで、端面隙間Ｇ２２Ｃを小さくすることができる。その結果、端面隙間Ｇ２２Ｃを介した圧縮気体の漏出ｆ３３を更に低減することができると共に、被覆層２５ｃとケーシング４の第２吐出側内壁面７２とが接触しても、雄ロータ２Ｃ本体の損傷を防止でき、スクリュー圧縮機１の信頼性を確保することができる。また、円板状の仕切部２５の表面に被覆層２５ｃを設けるので、歯形状の吐出端面に被覆層を形成する場合と比較して被覆層２５ｃの形成が容易である。更に、雄側歯部２１Ａの仕切部２５Ａが歯部本体２４とは別体である第１の実施の形態の変形例においては、被覆層２５ｃを形成する際に、雄側歯部２１Ａの歯部本体２４を扱う必要がなく、仕切部２５Ａのみを扱えばよいので、被覆層２５ｃの形成が更に容易である。
　なお、上述した第２の実施の形態における雌ロータ３Ｂの雌側歯部３１Ｂの仕切部３５に対しても、上述した被覆層を設けることが可能である。
　また、上述した第１の実施の形態及びその変形例では、雄ロータ２、２Ａの雄側歯部２１、２１Ａの仕切部２５、２５Ａを歯部本体２４の雄歯２１ａの歯先径と同径となるように構成した例を示した。しかし、何らの理由により、仕切部２５、２５Ａを歯部本体２４の歯先径の位置まで延在させることができない場合も想定される。歯部本体２４の歯先径以下であって歯底径よりも大きい位置まで径方向に延在するように仕切部を構成することも可能である。
　例えば、雄ロータ２Ｄの雄側歯部２１Ｄの仕切部２５Ｄは、図１６に示すように、歯部本体２４の歯先径よりも短いが歯部本体２４の歯底径よりも長い位置まで径方向に延在している円板状の部分である。図１６は本発明のその他の実施の形態の第２例に係るスクリュー圧縮機を示す断面図である。
　この実施の形態でも、仕切部２５Ｄは、雄側歯部２１Ｄの歯部本体２４における各歯溝の吐出側の軸方向開口の一部の領域を閉塞しているので、雄側歯部２１Ｄの吐出端面２８とそれに対向するケーシング４の第２吐出側内壁面（吐出側の軸方向内壁面）７２との間に形成された隙間（吐出端面隙間）を介した圧縮気体の漏出を低減することができる。
　なお、上述した第２の実施の形態における雌ロータ３Ｂの雌側歯部３１Ｂの仕切部３５に対しても、雄ロータ２Ｄの仕切部２５Ｄと同様に、歯部本体３４の歯先径以下であって歯底径よりも大きい位置まで径方向に延在するように構成することが可能である。
　また、本発明は上述した実施の形態に限られるものではなく、様々な変形例が含まれる。上記した実施形態は本発明をわかり易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。例えば、ある実施形態の構成の一部を他の実施の形態の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施形態の構成に他の実施の形態の構成を加えることも可能である。また、各実施形態の構成の一部について、他の構成の追加、削除、置換をすることも可能である。
　以上から、上述した実施の形態によれば、スクリューロータ２、２Ａ、２Ｃ、２Ｄ、３Ｂの歯部本体２４、３４における軸方向の吐出側端に仕切部２５、２５Ａ、２５Ｄ、３５を設けることで、歯部本体２４、３４の各歯溝の吐出側の軸方向開口の少なくとも一部を閉塞したので、スクリューロータ２、２Ａ、２Ｃ、２Ｄ、３Ｂにおける吐出側の軸方向端面２８、３８Ｂとそれに対向するケーシング４の軸方向内壁面７２、７１Ｂとの間に形成された隙間Ｇ２２、Ｇ２２Ｃを介した圧縮気体の漏出を低減することができる。
　１…スクリュー圧縮機、　２、２Ａ、２Ｂ、２Ｃ、２Ｄ…雄ロータ（スクリューロータ）、　３、３Ｂ…雌ロータ（スクリューロータ）、　４…ケーシング、　２１Ｂ…雄側歯部（第２の歯部本体）、　２１ａ…雄歯（歯）、　２４…歯部本体（第１の歯部本体）、　２５、２５Ａ、２５Ｄ…仕切部、　２５ｃ…被覆層、　３１…雌側歯部（第２の歯部本体）、　３１ａ…雌歯（歯）、　３４…歯部本体（第１の歯部本体）、　３５…仕切部、　７１Ｂ…第１吐出側内壁面（内壁面）、　７２…第２吐出側内壁面（内壁面）

Claims (7)

  1. 　複数のスクリューロータを備え、
    　前記複数のスクリューロータのうち、第１のスクリューロータは螺旋状に歯が形成された第１の歯部本体と、前記第１の歯部本体の軸方向の吐出側端に設けられ、前記第１の歯部本体の歯先径以下であって歯底径よりも大きい位置まで径方向に延在する仕切部と、を有し、
    　前記複数のスクリューロータのうち、第２のスクリューロータは前記第１の歯部本体に対応する螺旋状に歯が形成された第２の歯部本体を有する圧縮機。
  2. 　前記仕切部は円形状である請求項１に記載の圧縮機。
  3. 　前記仕切部の外径が前記第１の歯部本体の歯先径と同径である請求項２に記載の圧縮機。
  4. 　前記第１の歯部本体と前記仕切部は一体に形成されている請求項１に記載の圧縮機。
  5. 　前記第１の歯部本体と前記仕切部は別部材で構成されている請求項１に記載の圧縮機。
  6. 　前記仕切部の、前記複数のスクリューロータを格納するケーシングの内壁面に対向する面には被覆層がある請求項１に記載の圧縮機。
  7. 　前記複数のスクリューロータの歯部本体の軸方向長さは略等しく、
    　前記複数のスクリューロータを格納するケーシングの内部空間は、前記仕切部が格納される部分の軸方向長さが、その他の部分の軸方向長さよりも、前記仕切部の軸方向長さの分だけ長い請求項１に記載の圧縮機。
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