WO2022085631A1 - スクリュー圧縮機及びスクリューロータ - Google Patents

Abstract

スクリュー圧縮機は、第2回転中心(A2)の回りを回転する雌ロータ(3)の軸方向に垂直な断面の歯形が軸方向で変化する。雌ロータ(3)の歯形の1歯は、歯底(75s, 75d)を境界点として、雌ロータ(3)の回転方向側の前進面を規定する第1輪郭線(71s, 71d)、回転方向と反対方向側の後進面を規定する第2輪郭線(72d, 72d)、両端点が最大半径となる歯先部を規定する第3輪郭線(73s, 73d)で構成される。雌ロータ(3)の歯形は、第2回転中心(A2)を頂点とし、第2回転中心(A2)と第1輪郭線(71s, 71d)の両端を結ぶ2線分のなす角、第2回転中心(A2)と第2輪郭線(72d, 72d)の両端を結ぶ2線分のなす角、第2回転中心(A2)と第3輪郭線(73s, 73d)の両端を結ぶ2線分のなす角をそれぞれ、第1角度(φLs, φLd)、第2角度(φTs, φTd)、第3角度(φSs, φSd)と定義したとき、第3角度(φSs, φSd)が軸方向の吐出側で大きく且つ第1角度(φLs, φLd)が軸方向の吐出側で小さい。

Description

スクリュー圧縮機及びスクリューロータ

　本発明は、互いに噛み合う螺旋状の歯を有する一対のスクリューロータを備えたスクリュー圧縮機及びスクリュー圧縮機を構成するスクリューロータに関する。

　スクリュー圧縮機は、空気圧縮機や冷凍空調用圧縮機として広く普及しており、近年、省エネ化が強く求められるようになっている。そのため、スクリュー圧縮機では、高いエネルギ効率を達成することが益々重要になっている。

　スクリュー圧縮機は、互いに噛合いながら回転する雌雄一対のスクリューロータと、両スクリューロータを収納するケーシングとを備えている。両スクリューロータは、それぞれ螺旋状の歯（歯溝）を有している。この圧縮機は、両スクリューロータの歯溝とそれらを取り囲むケーシングの内壁面とによって形成された複数の作動室の容積が両スクリューロータの回転に伴い増減することで気体を吸い込み圧縮するものである。

　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。例えば、各スクリューロータの歯先とケーシング内の内周面との間に隙間（以下、外径隙間ということがある）が設けられている。そのため、外径隙間を介して、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へ圧縮気体が漏出してしまう。圧縮気体が漏出すると、その分、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、圧縮機効率が低下する。

　給液式のスクリュー圧縮機では、作動室に対して油や水等の液体を供給することで、外径隙間に対してシール効果が生じる。これにより、作動室間の外径隙間を介した圧縮気体の漏出が抑制されるが、圧縮機効率の向上のために圧縮気体の漏出の更なる抑制が求められる。また、無給液式のスクリュー圧縮機の場合には、作動室に対して液体が供給されないので、外径隙間に対する液体のシール効果を期待することができない。したがって、無給液式のスクリュー圧縮機では、特に、作動室間の外径隙間を介した圧縮気体の漏出による圧縮機効率の低下が懸念される。

　また、単段のスクリュー圧縮機では、近年、圧縮比が８を超える製品が多数存在しており、スクリューロータの軸方向における吐出側に位置する作動室間の差圧が大きくなる傾向にある。作動室間の差圧が大きくなると、その分、作動室間の外径隙間を介した圧縮気体の漏出による圧縮機効率の更なる低下が懸念される。

　したがって、圧縮機効率の向上を図るために、圧縮機の軸方向の吐出側領域における作動室間の外径隙間を介した圧縮気体の漏出を低減することが求められている。吐出側領域の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に記載のものが知られている。特許文献１に記載のスクリュー圧縮機では、吸込み空気量に対する漏洩空気量の比を低減すると共に両スクリューロータの接触によるかじりを防止するために、雌ロータに設けられた複数の歯の歯厚を吸入ポート側に対して吐出ポート側が厚肉となるよう形成している。なお、ここでの「歯厚」とは、スクリューロータの軸方向に垂直な断面の歯形における歯の厚みである。

特開２００４－１４４０３５号公報

　特許文献１に記載のスクリュー圧縮機のように、雌ロータの歯の歯厚を吐出ポート側（雌ロータの軸方向における吐出側端部）で厚肉にすると、その分、雌ロータの吐出ポート側における作動室間の境界の幅（距離）が大きくなる。したがって、雌ロータの吐出ポート側における作動室間の外径隙間を介した圧縮気体の漏出を抑制することができる。

　ところで、スクリューロータのリードが軸方向の吸込側から吐出側に向けて小さくなる不等リードのスクリューロータにおいては、等リードのスクリューロータに比べて、雌ロータの歯先の歯厚が薄くなる傾向にある。ただし、ここでの「歯厚」とは、雌ロータの歯先線の延伸方向に対して垂直な断面の歯形における歯先の厚みを示している。リードとは、スクリューロータの捩れの１回転により軸方向に進む距離を示している。

　スクリューロータのリードが軸方向の吸込側から吐出側に向けて小さくなる場合、スクリューロータの捩れが吸込側から吐出側に向かうにつれてきつくなる。したがって、スクリューロータの軸方向に垂直な断面の歯形が同一であるという条件下では、等リードのスクリューロータと比べると、雌ロータの歯先の歯厚が吐出側で薄くなる傾向にある。

　したがって、リードが軸方向の吸込側から吐出側に向けて小さくなる不等リードのスクリューロータでは、雌ロータの歯先の歯厚が吐出側で薄くなる分、吐出側に位置する作動室間の外径隙間を介した圧縮気体の漏出の増大が懸念される。そこで、特許文献１に記載のスクリュー圧縮機のように、雌ロータの歯先の歯厚を吐出側で厚肉にする構成が考えられる。

　しかしながら、等リード又は不等リードのスクリューロータを備えたスクリュー圧縮機において、特許文献１に記載のスクリュー圧縮機のように、雌ロータの歯先の歯厚を軸方向の吸込側よりも吐出側で厚肉にすると、スクリューロータに歯面分離振動と称する振動現象が発生することがある。互いに噛み合う雄ロータと雌ロータを備えたスクリュー圧縮機では、一般的に、両ロータの歯面同士が直接的に接触することで、又は、両ロータと同軸上に設けられた同期歯車が噛み合うことで、雄ロータの駆動トルクが雌ロータに伝達されて雌ロータが駆動される。ロータの歯面に作用する圧力条件によっては、雄ロータから雌ロータへの伝達トルクが一時的に負に変化し、トルクを伝達していた歯面同士が互いに乖離する歯面分離という現象が生じることがある。その後、雄ロータから雌ロータに伝達される伝達トルクが再び正に戻ると、一旦離れた歯面同士が衝突する。その結果、歯面分離と歯面の衝突が繰り返され、大きな振動と騒音を発生させる。これを歯面分離振動という。

　上述したように、スクリューロータの軸方向における吐出側に位置する作動室間の外径隙間を介した作動気体の漏出を抑制するために、雌ロータの歯先の歯厚を吐出側で厚肉にすると、スクリューロータに歯面分離振動と称する振動現象が発生することがある。しかし、特許文献１では、歯面分離振動を抑制するための構造について、特に言及されていない。

　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、スクリューロータとケーシングとの間に形成された隙間を介した作動室間の作動気体の漏出の抑制と歯面分離振動の発生の抑制の両立を図ることができるスクリュー圧縮機及びスクリューロータ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、捩れた雄歯を有し、第１回転中心の回りを回転する雄ロータと、捩れた雌歯を有し、前記雄ロータと噛み合い前記第１回転中心と平行な第２回転中心の回りを回転する雌ロータと、前記雄ロータ及び前記雌ロータを噛み合った状態で回転可能に収容する収容室を有し、前記雄ロータ及び前記雌ロータと共に複数の作動室を形成するケーシングとを備え、前記雌ロータにおける軸方向に垂直な断面の輪郭形状を表す歯形は、前記軸方向の或る第１位置から前記第１位置よりも前記軸方向の吐出側の第２位置までの間で変化するように形成され、前記雌ロータの前記歯形のうちの１歯は、最小半径となる歯底を境界点として、前記境界点から前記雌ロータの回転方向側に延伸し最大半径となる第１端点に達するまでの前進面の区間を規定する第１輪郭線と、前記境界点から前記雌ロータの回転方向とは反対方向側に延伸し最大半径となる第２端点に達するまでの後進面の区間を規定する第２輪郭線と、両端点が最大半径となる歯先部の区間を規定し、前記両端点のうちいずれか一方の端点が前記第１輪郭線の前記第１端点又は前記第２輪郭線の前記第２端点との接続点である第３輪郭線とで構成されており、前記雌ロータの前記歯形は、前記第２回転中心を頂点として、前記第２回転中心と前記第１輪郭線の両端とを結ぶ２つの線分のなす角を第１角度、前記第２回転中心を頂点として、前記第２回転中心と前記第２輪郭線の両端とを結ぶ２つの線分のなす角を第２角度、前記第２回転中心を頂点として、前記第２回転中心と前記第３輪郭線の両端とを結ぶ２つの線分のなす角を第３角度と定義したときに、前記第２位置における前記第３角度が前記第１位置における前記第３角度よりも大きくなるように設定されていると共に、前記第２位置における前記第１角度が前記第１位置における前記第１角度よりも小さくなるように設定されている。

　本発明によれば、雌ロータの歯形における歯先部の形状に対応する第３角度を軸方向の吐出側で吸込側よりも大きくなるように設定することで、雌ロータの歯先部の厚みが吐出側で厚くなるので、その分、軸方向の吐出側に位置する作動室間の外径隙間を介した高圧な作動気体の漏出を抑制することができる。同時に、雌ロータの歯形における前進面の形状に対応する第２角度を軸方向の吐出側で吸込側よりも小さくなるように設定することで、歯面分離の発生が抑制的になる。したがって、雌ロータとケーシングの間に設けられた隙間を介した作動室間の作動気体の漏出の抑制と歯面分離振動の発生の抑制の両立を図ることができる。
  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を示す断面図である。 図１に示す本発明の第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機をII－II矢視から見た断面図である。 本発明の第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機の一部を構成する一対のスクリューロータにおける軸方向に垂直な断面の輪郭形状を表す歯形を一部拡大した状態で示す断面図である。 図２に示す本発明の第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機をS1－S1矢視及びD1－D1矢視から見たときの雌ロータの１歯分の歯形を重ねた状態で示す断面図である。 スクリュー圧縮機全般における歯面分離振動の発生要因を説明する図である。 スクリュー圧縮機を構成する雌ロータの歯形における歯先部の形状（歯先角度）を固定したときに前進面及び後進面の歯形要素を変化させた場合の歯面分離の発生しやすさを比較した表である。 スクリュー圧縮機を構成する雌ロータの歯形における歯先部の形状（歯先角度）を図６に示す歯先部の形状（歯先角度）よりも大きくした状態で固定したときに前進面及び後進面の歯形要素を変化させた場合の歯面分離の発生しやすさを比較した表である。 スクリュー圧縮機全般における内部隙間としてのブローホールを示す説明図である。 本発明の第２の実施の形態に係るスクリュー圧縮機を図２に示すS1－S1矢視及びD1－D1矢視と同じ矢視から見たときの雌ロータの１歯分の歯形を重ねた状態で示す断面図である。 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の回転角に対する歯面分離裕度トルクの変化を示す特性図である。 本発明の第３の実施の形態に係るスクリュー圧縮機を示す断面図である。 図１１に示す本発明の第３の実施の形態に係るスクリュー圧縮機をS3－S3矢視及びD3－D3矢視から見たときの雌ロータの１歯分の歯形を重ねた状態で示す断面図である。 本発明の第３の実施の形態に係るスクリュー圧縮機に対する比較例の不等リードのスクリュー圧縮機を示す断面図である。

　以下、本発明によるスクリュー圧縮機の実施の形態について図面を用いて例示説明する。

　［第１の実施の形態］
　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を示す断面図である。図２は図１に示す本発明の第１の実施の形態に係る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吸込側、右側が吐出側である。

　図１において、スクリュー圧縮機は、気体を圧縮する圧縮機本体１と、圧縮機本体１を駆動する駆動部８０とで構成されている。スクリュー圧縮機は、例えば、外部から圧縮機本体１の内部へ液体が供給される給液式のものである。

　図１及び図２において、圧縮機本体１は、互いに噛み合い回転する一対のスクリューロータとしての雄ロータ２及び雌ロータ３と、雄ロータ２及び雌ロータ３を噛み合った状態で回転可能に内部に収容する本体ケーシング４とを備えている。雄ロータ２及び雌ロータ３は、互いの回転中心Ａ１、Ａ２が平行となるように配置されている。雄ロータ２は、その軸方向（図１及び図２中、左右方向）の両側がそれぞれ吸込側軸受５と吐出側軸受６ａ、６ｂ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７と吐出側軸受８ａ、８ｂとにより回転自在に支持されている。

　雄ロータ２は、螺旋状の雄歯（ローブ）２１ａが複数形成されたロータ歯部２１と、ロータ歯部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。ロータ歯部２１は、軸方向一方端（図１及び図２中、左端）及び他方端（図１及び図２中、右端）にそれぞれ、軸方向（回転中心Ａ１）に垂直な吸込側端面２１ｂ及び吐出側端面２１ｃを有している。ロータ歯部２１の複数の雄歯２１ａ間には歯溝が形成されている。吸込側のシャフト部２２は、例えば、本体ケーシング４の外側に延出しており、駆動部８０のシャフト部と共通となるように構成されている。

　雌ロータ３は、螺旋状の雌歯３１ａ（後述の図３参照）が複数形成されたロータ歯部３１と、ロータ歯部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。ロータ歯部３１は、軸方向一端（図１及び図２中、左端）及び他方端（図１及び図２中、右端）にそれぞれ、軸方向（回転中心Ａ２）に垂直な吸込側端面３１ｂ及び吐出側端面３１ｃを有している。ロータ歯部３１の複数の雌歯３１ａ間には歯溝が形成されている。

　本体ケーシング４は、メインケーシング４１と、メインケーシング４１の吐出側（図１及び図２中、右側）に取り付けられた吐出側ケーシング４２とを備えている。

　本体ケーシング４の内部には、雄ロータ２のロータ歯部２１および雌ロータ３のロータ歯部３１を互いに噛み合った状態で収容する収容室としてのボア４５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）の開口を吐出側ケーシング４２で閉塞することによって構成されている。ボア４５を形成する内壁面は、雄ロータ２のロータ歯部２１の径方向外側を覆う略円筒状の第１内周面４６と、雌ロータ３のロータ歯部３１の径方向外側を覆う略円筒状の第２内周面４７と、雄雌両ロータ２、３のロータ歯部２１、３１の吸込側端面２１ｂ、３１ｂに対向する軸方向一方側（図１及び図２中、左側）の吸込側内壁面４８と、雄雌両ロータ２、３のロータ歯部２１、３１の吐出側端面２１ｃ、３１ｃに対向する軸方向他方側（図１及び図２中、右側）の吐出側内壁面４９とで構成されている。第１周面４６と第２周面４７とで一対の交線が形成されており、一対の交線はカスプ線４５ａと称する（図３参照）。カスプ線４５ａは、軸方向に延在しており、ロータ噛合い部における膨張側と圧縮側（図３中、膨張側のみ図示）に形成されている。雄雌両ロータ２、３のロータ歯部２１、３１とそれを取り囲む本体ケーシング４の内壁面（ボア４５の第１内周面４６、第２内周面４７、吸込側内壁面４８、吐出側内壁面４９）とによって複数の作動室Ｃが形成される。

　メインケーシング４１の吸込側端部には、雄ロータ２側の吸込側軸受５及び雌ロータ３側の吸込側軸受７が配設されている。吐出側ケーシング４２には、雄ロータ２側の吐出側軸受６ａ、６ｂ及び雌ロータ３側の吐出側軸受８ａ、８ｂが配設されている。吐出側ケーシング４２には、吐出側軸受６ａ、６ｂ及び吐出側軸受８ａ、８ｂを覆うように吐出側カバー４３が取り付けられている。

　本体ケーシング４のメインケーシング４１には、図１に示すように、作動室Ｃに気体を吸い込むための吸込流路５１が設けられている。吸込流路５１は、本体ケーシング４の外部とボア４５（作動室Ｃ）とを連通させるものである。吸込流路５１は、例えば、本体ケーシング４の内壁面に開口する吸込ポート５１ａを有している。吸込ポート５１ａは、雄雌ロータ２、３の軸方向又は径方向又はその両方に開口するように形成することが可能である。

　また、本体ケーシング４の吐出側ケーシング４２には、作動室Ｃから本体ケーシング４外へ圧縮気体を吐出するための吐出流路５２が設けられている。吐出流路５２は、ボア４５（作動室Ｃ）と本体ケーシング４の外部とを連通させるものである。吐出流路５２は、本体ケーシング４の吐出側内壁面４９に形成された吐出ポート５２ａを有している。吐出ポート５２ａは、雄雌ロータ２、３の軸方向又は径方向又はその両方に開口するように形成することが可能である。

　本体ケーシング４のメインケーシング４１には、圧縮機本体１の外部から供給される液体を作動室Ｃに供給する給液路５３が設けられている。給液路５３は、例えば、ボア４５の内壁面における作動室Ｃが圧縮過程となる領域に開口している。

　駆動部８０は、例えば図１に示すように、電動モータであり、圧縮機本体１と一体に構成されている。駆動部８０は、ロータ８１及びステータ８２から成るモータ８３と、モータ８３を内部に格納するモータケーシング８５と、モータケーシング８５の開口部を閉塞するモータカバー８６とを備えている。ロータ８１は、圧縮機本体１の雄ロータ２と連結されている。モータケーシング８５には、ロータ８１を回転自在に支持するモータ側軸受部８７及び圧縮機本体１から駆動部８０への液体の漏洩を防止する軸封部材８８が配設されている。

　なお、本実施の形態においては、駆動部８０に電動モータを用いた例を示したが、回転駆動源を特段に限定するものではない。また、駆動部８０が、雄ロータ２ではなく、雌ロータ３または雄雌両ロータ２、３を回転駆動する構成も可能である。また、駆動部８０と圧縮機本体１のシャフト部が共通でない構成も可能である。

　次に、第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機における雄雌両ロータの歯形の基本構成について図３を用いて説明する。図３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一部を構成する一対のスクリューロータにおける軸方向に垂直な断面の輪郭形状を表す歯形を一部拡大した状態で示す断面図である。図３中、太い矢印は、雄ロータ及び雌ロータの回転方向を示している。すなわち、図３中、雄ロータは時計回りに回転し、雌ロータは反時計回りに回転する。

　図３において、雄ロータ２及び雌ロータ３のロータ歯部２１、３１における軸方向（回転中心Ａ１、Ａ２）に垂直な断面の輪郭形状を表す歯形６０、７０は、雄雌両ロータ２、３の噛合い部分の隙間が理論的には０となるように幾何学的に設計されている。ただし、実際上の歯形は、両ロータ２、３の噛合い部分に対して熱変形やガス圧変形、振動、加工誤差を許容できるように適度な隙間が設定され、その分だけ幾何学的な設計による形状に対して減肉して製作されている。

　両ロータ２、３の噛合い部分の隙間の設定の有無は、本発明の本質に直接的な関係がない。そこで、雄ロータ２及び雌ロータ３のロータ歯部２１、３１の歯形６０、７０について、両ロータ２、３の噛合い部分の隙間の存在について考察を加えるものの、当該隙間が０とする幾何学的設計上の形状として説明する。そのため、以下の説明において「接触」と表現しても、実際上の雄ロータ２及び雌ロータ３の歯形６０、７０の噛合い部には微小な隙間が存在することがある。

　雄雌両ロータ２、３の歯形６０、７０は、雄ロータ２の歯形６０上の各点と雌ロータ３の歯形７０上の各点とが１対１で対になっており、噛合いの条件「等速比で噛み合ったときの両歯面の共通法線はピッチ点を通る」を満足するように構成されている。換言すると、「ある歯面上の点が噛み合いの条件を満たす位置にあるとき、相手歯面と接触する」と表現することができる。互いに噛み合う一対のスクリューロータは、この条件を満足する必要があることから、雄ロータ２及び雌ロータ３の何れか一方の歯形が決定されると、他方の歯形が一意に定まることになる。以下の説明において、雄ロータ２の歯形を雄歯形、雌ロータ３の歯形を雌歯形と称することがある。なお、雄ロータ２の回転中心Ａ１と雌ロータ３の回転中心Ａ２を結ぶ線分を雄ロータ２の歯数と雌ロータ３の歯数の比で内分した点がピッチ点Ｐであり歯形の幾何学設計上の重要な位置である。

　図３において、雄ロータ２の回転中心Ａ１と雌ロータ３の回転中心Ａ２と雄ロータ２の最大半径となる歯先６５と雌ロータ３の最小半径となる歯底７５とが同一直線上に位置しており、雄ロータ２の歯先６５と雌ロータ３の歯底７５とが接触している。このときの雄雌両ロータ２、３の回転角度を基準角度（０°）とする。

　雄ロータ２の雄歯形６０のうちの１歯は、前進面の区間を規定する第１輪郭線６１と、後進面の区間を規定する第２輪郭線６２と、歯底部の区間を規定する第３輪郭線６３とで構成されている。本説明では、雄ロータ２の最大半径となる歯先を境界に、雄ロータ２の回転方向側の歯面を雄ロータ２の前進面、回転方向とは反対方向側の歯面を雄ロータ２の後進面と定義する。具体的には、第１輪郭線６１は、歯先６５を境界点として、境界点から雄ロータ２の回転方向側に延伸し最小半径となる第１端点６６に達するまでの区間を規定している。第２輪郭線６２は、歯先６５を境界点として、境界点から雄ロータ２の回転方向とは反対方向側に延伸し最小半径となる第２端点６７に達するまでの区間を規定している。第３輪郭線６３は、両端点が最小半径となる区間を規定するものであり、例えば、両端点のうちの一方の端点が第１輪郭線６１の第１端点６６との接続点であると共に他方の端点が隣接する１歯の第２輪郭線６２の第２端点６７との接続点である。なお、第３輪郭線６３は、両端点のうちの一方の端点が隣接する１歯の第１輪郭線６１の第１端点６６との接続点であると共に他方の端点が第２輪郭線６２の第２端点６７との接続点であってもよい。

　雌ロータ３の雌歯形７０のうちの１歯は、前進面の区間を規定する第１輪郭線７１と、後進面の区間を規定する第２輪郭線７２と、歯先部の区間を規定する第３輪郭線７３とで構成されている。本説明では、雌ロータ３の最小半径となる歯底を境界に、雌ロータ３の回転方向側の歯面を雌ロータ３の前進面、回転方向とは反対方向側の歯面を雌ロータ３の後進面と定義する。具体的には、第１輪郭線７１は、歯底７５を境界点として、境界点から雌ロータ３の回転方向側に延伸し最大半径となる第１端点７６に達するまでの区間を規定している。第２輪郭線７２は、歯底７５を境界点として、境界点から雌ロータ３の回転方向とは反対方向側に延伸し最大半径となる第２端点７７に達するまでの区間を規定している。第３輪郭線７３は、両端点が最大半径となる区間を規定するものであり、例えば、両端点のうちの一方の端点が第１輪郭線７１の第１端点７６との接続点であると共に他方の端点が隣接する１歯の第２輪郭線７２の第２端点７７との接続点である。なお、第３輪郭線７３は、両端点のうちの一方の端点が隣接する１歯の第１輪郭線７１の第１端点７６との接続点であると共に他方の端点が第２輪郭線７２の第２端点７７との接続点であってもよい。

　雄ロータ２の歯形６０における前進面を規定する第１輪郭線６１及び後進面を規定する第２輪郭線６２は、複数の歯形要素によって構成されている。同様に、雌ロータ３の歯形７０における前進面を規定する第１輪郭線７１及び後進面を規定する第２輪郭線７２は、複数の歯形要素によって構成されている。

　雄ロータ２及び雌ロータ３の歯形６０、７０の一例を図３に示す。当該歯形６０、７０は、前進面を規定する第１輪郭線６１、７１を１つの放物線と１つの円弧の歯形要素によって構成すると共に、後進面を規定する第２輪郭線６２、７２を２つの円弧の歯形要素によって構成することで得られるものである。

　具体的には、雄雌両ロータ２、３の歯形６０、７０の後進面を規定する第２輪郭線６２、７２は、例えば、雄ロータ２の第２輪郭線６２のうちの歯先６５（第２輪郭線６２の一方の端点）を始点とする凸曲面としての１つの第１円弧と、雌ロータ３の第２輪郭線７２のうちの第２端点７７（第２輪郭線７２の他方の端点）を終点とする凸曲面としての１つの第２円弧とを基に創成されている。雄ロータ２の第２輪郭線６２の第１円弧は、或る半径Ｒ１を有しており、点６２ａを終点とする曲線である。雌ロータ３の第２輪郭線７２の第２円弧は、或る半径Ｒ２を有しており、点７２ａを始点とする曲線である。雄ロータ２の第２輪郭線６２のうち、第１円弧の終点６２ａから第２輪郭線６２の第２端点６７までの残りの区間は、雌ロータ３の第２円弧を含む第２輪郭線７２の形状に応じた上記の噛合いの条件を満足するように創成されている。また、雌ロータ３の第２輪郭線７２うち、歯底７５（第２輪郭線７２の一方の端点）から第２円弧の始点７２ａまでの残りの区間は、雄ロータ２の第１円弧を含む第２輪郭線６２の形状に応じた上記の噛合いの条件を満足するように創成されている。

　また、雌ロータ３の歯形７０における第１輪郭線７１は、例えば、凹曲面を構成する１つの放物線と凸曲面を構成する１つの第３円弧とを基に創成されている。放物線は、焦点Ｆが雄ロータ２の回転中心Ａ１と雌ロータ３の回転中心Ａ２とを結ぶ線分上に位置しており、或る焦点距離Ｌｆを有している。雌ロータ３の第１輪郭線７１の当該放物線は、歯底７５（第１輪郭線７１の一方の端点）から点７１ａを終点とする曲線である。雌ロータ３の第１輪郭線７１の第３円弧は、或る半径Ｒ３を有しており、放物線の終点７１ａを始点として第１輪郭線７１の第１端点７６まで延在する曲線である。雄ロータ２の第１輪郭線６１は、雌ロータ３の第１輪郭線７１の歯形要素である放物線及び第３円弧の形状に応じて、上記の噛合いの条件を満足するように創成されている。

　雌ロータ３の歯先部を規定する第３輪郭線７３は、例えば、雌ロータ３の回転中心Ａ２を中心とし、雌ロータ３の最大半径を有する円弧として構成することが可能である。雄ロータ２の歯底部を規定する第３輪郭線６３は、雌ロータ３の第３輪郭線７３の形状に応じて、上記の噛合いの条件を満足するように創成されている。第３輪郭線６３は、例えば、雄ロータ２の回転中心Ａ１を中心とし雄ロータ２の最小径を有する円弧として構成することが可能である。

　雌ロータ３の雌歯形７０において、前進面を規定する第１輪郭線７１、後進面を規定する第２輪郭線７２、歯先部を規定する第３輪郭線７３を、以下のように、雌ロータ３の回転中心Ａ２を頂点とした角度を用いて示すことが可能である。雌ロータ３の回転中心Ａ２を頂点とし、回転中心Ａ２と第１輪郭線７１の両端である歯底７５及び第１端点７６とを結ぶ２つの線分のなす角を前進面角度φＬと定義する。雌ロータ３の回転中心Ａ２を頂点とし、回転中心Ａ２と第２輪郭線７２の両端である歯底７５及び第２端点７７とを結ぶ２つの線分のなす角を後進面角度φＴと定義する。雌ロータ３の回転中心Ａ２を頂点とし、回転中心Ａ２と第３輪郭線７３の両端である第１輪郭線７１の第１端点７６及び第２輪郭線７２の第２端点７７とを結ぶ２つの線分のなす角を歯先角度φＳと定義する。

　次に、第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機における雄雌両ロータの歯形の特徴について図２及び図４を用いて説明する。図４は図２に示す本発明の第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機をS1－S1矢視及びD1－D1矢視から見たときの雌ロータの１歯分の歯形を重ねた状態で示す断面図である。図４中、実線は雌ロータ３の吐出側（D1－D1断面）の１歯分の歯形を、破線は雌ロータ３の吸込側（S1－S1断面）の１歯分の歯形を示している。図４は、図３と同様に、雌ロータの回転角度が基準角度（０°）となっている。

　図２において、雄ロータ２及び雌ロータ３は、ロータ歯部２１、３１の軸方向の吸込側端（図２中、左端）から吐出側端（図２中、右端）までの軸方向の全体の領域に亘って等リードのスクリューロータとして構成されている。加えて、雄ロータ２及び雌ロータ３は、軸方向（回転中心Ａ１、Ａ２）に垂直な断面の歯形が軸方向に沿って変化するように形成されている。

　具体的には、雌ロータ３の歯形７０（図４参照）は、ロータ歯部３１の吸込側端面３１ｂから軸方向の吐出側に寄った或る第１位置、例えば、軸方向の略中間位置（S1－S1位置）までの領域において、軸方向に沿って同一の形状である。一方、第１位置から雌ロータ３の吐出側端面３１ｃ（D1－D1位置）までの領域においては、図４の破線で示す吸込側の第１歯形７０ｓ（図２に示すS1－S1位置の歯形）から実線で示す吐出側の第２歯形７０ｄ（図２に示すD1－D1位置の歯形）へと徐々に変化するように雌歯形７０が形成されている。雌歯形７０における歯先角度φＳ、前進面角度φＬ、後進面角度φＴ（図３参照）は、第１位置（S1－S1位置）から吐出側端面３１ｃ（D1－D1位置）に向かって軸方向の長さ又は回転角に対して単調に変化するように設定されている。

　図４において、雌ロータ３における軸方向の吸込側（S1－S1位置）の第１歯形７０ｓを破線、吐出側（D1－D1位置）の第２歯形７０ｄを実線で示す。

　雌歯形７０における第１輪郭線７１、第２輪郭線７２、第３輪郭線７３に対して、吸込側を示す符号ｓを追記すると共に吐出側を示す符号ｄを追記することで、吸込側の第１歯形７０ｓと吐出側の第２歯形７０ｄを区別する。

　同様に、雌歯形７０の第１輪郭線７１及び第２輪郭線７２の始点である歯底７５に対して、吸込側を示す符号ｓを追記すると共に吐出側を示す符号ｄを追記することで、吸込側の第１歯形７０ｓと吐出側の第２歯形７０ｄを区別する。雌歯形７０の第３輪郭線７３の両端７６、７７に対して、吸込側を示す符号ｓを追記すると共に吐出側を示す符号ｄを追記することで、吸込側の第１歯形７０ｓと吐出側の第２歯形７０ｄを区別する。なお、上述したように、第３輪郭線７３の一方の端点は第１輪郭線７１の第１端点７６であり、第３輪郭線７３の他方の端点は第２輪郭線７２の第２端点７７と一致する点である。

　また、雌歯形７０における歯先角度φＳ、前進面角度φＬ、後進面角度φＴに対して、吸込側を示す符号ｓを追記すると共に吐出側を示す符号ｄを追記することで、吸込側の第１歯形７０ｓと吐出側の第２歯形７０ｄを区別する。

　本実施の形態においては、図４に示すように、雌ロータ３における軸方向の吐出側の第２歯形７０ｄの歯先角度φＳｄが、第２歯形７０ｄよりも軸方向の吸込側に位置する第１歯形７０ｓの歯先角度φＳｓよりも大きくなるように設定されている。すなわち、雌歯形７０は、吐出側の第２歯形７０ｄの歯先部の厚みが吸込側の第１歯形７０ｓの歯先部の厚みよりも厚くなるように構成されている。このように、雌ロータ３の歯先部を軸方向の吐出側で厚肉にした分、軸方向の吐出側に位置する作動室間の圧縮気体の外径隙間を介した漏出を抑制することができる。

　また、雌ロータ３の吐出側の第２歯形７０ｄの前進面角度φＬｄは、吸込側の第１歯形７０ｓの前進面角度φＬｓよりも小さくなるように設定されている。なお、本実施の形態においては、雌ロータ３の吸込側の第１歯形７０ｓの第２輪郭線７２ｓと吐出側の第２歯形７０ｄの第２輪郭線７２ｄとが同一の形状である。すなわち、雌歯形７０の吐出側の後進面角度φＴｄは、吸込側の後進面角度φＴｓと同一の角度になるように設定されている。

　なお、雌ロータ３の吸込側の第１歯形７０ｓは、以下の式（１）を満たす必要がある。また、吐出側の第２歯形７０ｄは、以下の式（２）を満たす必要がある。なお、式（１）及び式（２）では、角度の単位が度である。
　φＳｓ＋φＬｓ＋φＴｓ＝３６０／雌ロータの歯数　…　式（１）
　φＳｄ＋φＬｄ＋φＴｄ＝３６０／雌ロータの歯数　…　式（２）

　上記の式（１）と式（２）を整理すると、以下の式（３）が成立する。
　（φＬｓ－φＬｄ）＋（φＴｓ－φＴｄ）＝φＳｄ－φＳｓ　…　式（３）

　上記の式（３）は、雌ロータ３の吐出側の第２歯形７０ｄの第３輪郭線７３ｄで規定される歯先部を吸込側の第１歯形７０ｓの第３輪郭線７３ｓで規定される歯先部よりも厚くするという条件から以下のようになる。
　（φＬｓ－φＬｄ）＋（φＴｓ－φＴｄ）＝φＳｄ－φＳｓ＞０

　したがって、前進面角度φＬと後進面角度φＴとの関係は、以下の式（４）を満たす必要がある。
　φＬｓ－φＬｄ＞φＴｄ－φＴｓ　…　式（４）

　次に、スクリュー圧縮機全般の歯面分離振動の発生要因について図５を用いて説明する。図５はスクリュー圧縮機全般における歯面分離振動の発生要因を説明する図である。図５中、太い矢印はそれぞれ雄ロータ及び雌ロータの回転方向を示している。

　給液式のスクリュー圧縮機では、一般的に、雄ロータ２と雌ロータ３の歯面同士が直接的に接触することで雄ロータ２の駆動トルクが雌ロータ３に伝達されて雌ロータ３が駆動される。雄雌両ロータ２、３の歯面に作用する圧力条件によっては、雄ロータ２から雌ロータ３への伝達トルクが一時的に負に変化し、トルクを伝達していた歯面同士が互いに乖離する歯面分離という現象が生じることがある。その後、雄ロータ２から雌ロータ３への伝達トルクが再び正に戻ると、一旦離れた歯面同士が衝突する。その結果、歯面分離と歯面の衝突が繰り返され、大きな振動と騒音を発生させる。これを歯面分離振動と称し、歯面の損傷を招く懸念がある。

　図５に示す雄雌両ロータ２、３の回転角度においては、両ロータ２、３の噛合いによって３か所の接触点Ｓ１、Ｓ２、Ｓ３が生じることで、当該断面において軸方向のみに開口する２つの三日月状の作動室Ｃ１、Ｃ２が形成されている。第１作動室Ｃ１は、雄ロータ２の前進面（第１輪郭線６１）と雌ロータ３の前進面（第１輪郭線７１）とが接触する第１接触点Ｓ１と、雄ロータ２の後進面（第２輪郭線６２）と雌ロータ３の後進面（第２輪郭線７２）とが接触する第２接触点Ｓ２との間に形成される。第１作動室Ｃ１は、雄雌両ロータ２、３の回転に伴い容積が縮小するものであり、圧縮過程又は吐出過程にある作動室である。第２作動室Ｃ２は、上述した第２接触点Ｓ２と、第２接触点Ｓ２よりも雄ロータ２の後進面（第２輪郭線６２）の歯底側の部分と雌ロータ３の後進面（第２輪郭線７２）の歯先側の部分とが接触する第３接触点Ｓ３との間に形成される。第２作動室Ｃ２は、雄雌両ロータ２、３の回転に伴い容積が膨張するものであり、吸込過程にある作動室である。

　ここで，雌ロータ３における回転中心Ａ２から第１接触点Ｓ１までの回転半径を第１雌半径ＲＬ、回転中心Ａ２から第２接触点Ｓ２までの回転半径を第２雌半径ＲＴと称する。第１雌半径ＲＬから雌ロータ３の歯底径ＲＢを差し引いた残りの長さをＬ、第２雌半径ＲＬから歯底径ＲＢを差し引いた残りの長さをＴとする。

　図５に示す雄雌ロータ２、３の回転角度では、第１接触点Ｓ１と第２接触点Ｓ２との位置関係から、第１雌半径ＲＬ＞第２雌半径ＲＴとなっている。すなわち、Ｌ＞Ｔとなっている。この場合、雌ロータ３の当該断面における歯面には、受圧面積の差によって、第１作動室Ｃ１内の圧縮気体のトルク（ガストルク）が回転方向に作用することになる。すなわち、雄雌両ロータ２、３の歯面が分離する向きにトルクが作用する。ガストルクは、両ロータ２、３の周囲の気体が歯面に作用させるトルクであり、雌ロータ３の回転を妨げる方向、すなわち雌ロータ３の回転方向とは反対方向を正としている。したがって、両ロータ２、３間で歯面分離を生じさせるトルク（歯面分離トルク）は、負のトルクを意味する。

　ただし、スクリュー圧縮機の各作動室Ｃは、軸方向に様々な圧力レベルにあると共に、回転角度に応じて異なった形状に形成されるので、歯面分離トルクの演算は、作動室における軸方向の吸込側から吐出側まで積分することが必要となる。図５に示す特定断面において歯面分離トルクが生じたとしても、ガストルクを軸方向に積分したときの演算値が負のトルクになるとは限らない。しかし、吸込み絞り制御をしている場合において、吸込圧が非常に低く、且つ、吐出圧が高くなると、歯面分離トルクが生じやすくなる傾向にある。雄雌両ロータ２、３における一部分の歯面で歯面分離トルクが発生してしまうと、歯面衝突が繰り返し起きるようになり、歯面分離振動が発生する。

　次に、第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機の効果について図５～図８を用いて説明する。図６は、スクリュー圧縮機を構成する雌ロータの歯形における歯先部の形状（歯先角度）を固定したときに前進面及び後進面の歯形要素を変化させた場合の歯面分離の発生しやすさを比較した表である。図７は、スクリュー圧縮機を構成する雌ロータの歯形における歯先部の形状（歯先角度）を図６に示す歯先部の形状（歯先角度）よりも大きくした状態で固定したときに前進面及び後進面の歯形要素を変化させた場合の歯面分離の発生しやすさを比較した表である。図８は、スクリュー圧縮機全般における内部隙間としてのブローホールを示す説明図である。

　図６及び図７に示す雌ロータの歯形（前進面を規定する第１輪郭線、後進面を規定する第２輪郭線、歯先部を規定する第３輪郭線）は、図３に示す雌ロータ３の歯形と同一の歯形要素を基に創成するものである。すなわち、第２輪郭線は、図３に示す雄ロータ２の歯先６５を始点とする半径Ｒ１の円弧及び雌ロータ３の第２輪郭線７２の第２端点７７を終点とする半径Ｒ２の円弧の２つの歯形要素に基づき創生されている。第１輪郭線は、図３に示す雌ロータ３の歯底７５を始点とする焦点距離Ｌｆの放物線と雌ロータ３の第１輪郭線７１の第１端点７６を終点とする半径Ｒ３の円弧の２つの歯形要素に基づき創生されている。図６及び図７では、雌ロータの歯形の１歯分について、各歯形要素の寸法と、当該歯形寸法に応じた前進面角度φＬ、後進面角度φＴ、歯先角度φＳとを示している。また、前進面角度、後進面角度、歯先角度に対する％は、歯形の１歯分の角度を１００％としたときの各角度の割合を示している。

　各歯形要素の寸法は噛合いの条件を満足する必要があり、各歯形要素が関連し合って存在できる範囲が限定される。ナンバー（Ｎｏ．）毎に各歯形要素の存在可能な範囲を示している。ただし、第２輪郭線の半径Ｒ２は、歯面分離の発生傾向を掴みやすくするために、固定値とした。歯面分離の欄には、各ナンバーの歯形に対する歯面分離の発生傾向を示している。なお、歯面分離の発生傾向は、歯面に作用するガストルクを軸方向に積分する数値計算に基づいて得られた歯面分離トルクを基に示したものである。

　図６及び図７に示す雌ロータの歯形は、本実施の形態の雌ロータ３の歯形とは異なり、軸方向に沿って同一の形状のものである。図６に示す歯先角度φＳの角度割合は１％で一定であり、図７に示す歯先角度φＳの角度割合は３、５％で一定である。

　図６から、歯先角度φＳの角度割合が一定である場合、前進面角度φＬの角度割合が小さい方が、歯面分離が発生しにくいことが分かる。すなわち、後進面角度φＴの角度割合が大きい方が、歯面分離が発生しにくくなる。この理由は、図５で説明した歯面分離トルクの発生原理によるものである。歯先角度φＳの角度割合が一定の場合、前進面角度φＬの角度割合が小さく、後進面角度φＴの角度割合が大きい程、図５に示す長さＬが小さくなる一方、長さＴが大きくなるからである。

　また、第１輪郭線を構成する放物線の焦点距離Ｌｆが大きい程、図５に示す第１接触点Ｓ１が雌ロータ３の歯底側に移動するので、その分、長さＬが小さくなる。その結果、Ｌ＞Ｔの関係が成立しづらい傾向となり、歯面分離が発生しにくくなる。

　ただし、前進面角度φＬの角度割合が小さくても、歯面分離が生じやすい歯形要素の組合せ（寸法）が存在する。これは、前進面角度φＬの角度割合を小さくしても、歯形要素の組合せ（寸法）によっては図５で説明したようなＬ＞Ｔの関係が成立する場合である。例えば、図６のＮｏ．７に示す歯形であり、放物線の焦点距離Ｌｆを相対的に小さく設定したものである。

　このように、歯先角度φＳの角度割合が相対的に小さい図６に示す歯形の場合、前進面角度φＬの角度割合が小さいと歯面分離が発生しにくい傾向となる。さらに、歯形要素の１つである放物線の焦点距離Ｌｆを調整することで、歯面分離の発生を回避することが可能である。例えば、歯先角度φＳの角度割合が相対的に小さい図６に示す歯形の場合では、放物線の焦点距離Ｌｆが相対的に大きくなるように（Ｎｏ．３、Ｎｏ．６、Ｎｏ．８、Ｎｏ．９に示す寸法に）調整することで、歯面分離が発生しにくくなる。

　一方、図６に示す歯形と比べて歯先角度φＳの角度割合が大きな図７に示す歯形では、歯面分離が発生しやすい範囲が広がっている。図７に示す歯形のうち歯面分離が発生しにくい歯形は、Ｎｏ.９に示す歯形１つのみである。すなわち、歯先角度φＳの角度割合を相対的に大きくした歯形の場合には、第１輪郭線の歯形要素である放物線の焦点距離Ｌｆの設定を調整しても、歯面分離を発生しにくくする効果を得ることができないことが判る。したがって、歯面分離を発生しにくくするには、前進面角度φＬの角度割合を小さくすることが必須である。

　ここで、図６及び図７に示す歯形に対する歯面分離の発生傾向を踏まえて、雌ロータ３の吸込側の第１歯形７０ｓと吐出側の第２歯形７０ｄの組み合わせを考える。

　吐出側の第２歯形７０ｄとしては、軸方向吐出側の高圧気体の外径隙間を介した漏出を抑制しつつ歯面分離の発生を抑制するために、歯先角度φＳの角度割合が相対的に大きい図７に示す歯形のうち、歯面分離が発生しにくいＮｏ.９に示す歯形が選択される。

　一方、吸込側の第１歯形７０ｓとしては、歯先角度φＳの角度割合が相対的に小さい図６に示す歯形のうち、歯面分離が発生しにくいＮｏ．３、Ｎｏ．６、Ｎｏ．８、Ｎｏ．９のいずれかの歯形が考えられる。ただし、本実施の形態の目的は、歯面分離振動の抑制に加えて、圧縮気体の漏出によるエネルギ効率の低下を抑制することである。しかし、図６のＮｏ．８及びＮｏ．９に示す歯形は、圧縮気体の漏出の原因であるブローホールの面積が図６のＮｏ．３及びＮｏ．６に示す歯形の場合と比べて大きくなるので、圧縮気体の漏れ損失を低減することは難しい。図６のＮｏ．８及びＮｏ．９に示す歯形は、図７のＮｏ.９に示す歯形に対して、前進面角度φＬの角度割合を変化させずに、後進面角度φＴの角度割合を大きくするものである。

　ブローホールＨとは、図８に示すように、本体ケーシング４のカスプ線４５ａに沿って形成されて隣接する作動室Ｃを連通させる漏洩流路であり、おおよそ三角形状をしている。ブローホールＨの頂点Ｓａは、雄雌両ロータ２、３の歯形が回転により噛み合って接触を開始した瞬間の接触開始点である。ブローホールＨの底辺は、カスプ線４５ａによって形成されている。ブローホールＨの底辺の一方側端点Ｂｍは、雄ロータ２の歯先線２１ｄとカスプ線４５ａの交差位置である。なお、雄ロータ２の歯先線２１ｄとカスプ線４５ａとの間には微小な隙間があるので、最接近した位置を交差位置とみなしている。ブローホールＨの底辺の他方側端点Ｂｆは、雌ロータ３の歯先線（図示せず）とカスプ線４５ａの交差位置である。同様に、雌ロータ３の歯先線とカスプ線４５ａとの間には微小な隙間があるので、最接近した位置を交差位置とみなしている。

　ブローホールＨの面積は、接触開始点（頂点）Ｓａが上方に位置する程、その概略形状である三角形の高さが高くなると共に底辺の長さも長くなるので、大きくなる。したがって、ブローホールＨを介した圧縮気体の漏洩を低減するには、接触開始点Ｓａを下方に設定することである。雌ロータ３の歯形７０において、前進面角度φＬの角度割合を固定して、後進面角度φＴの角度割合を大きくすると、接触開始点Ｓａが上方に移動するので、ブローホールＨを介した圧縮流体の漏出が大きくなる傾向となる。

　したがって、後進面角度φＴの角度割合が相対的に大きな図６のＮｏ．８及びＮｏ．９に示す歯形は、歯面分離が発生しにくい形状であるが、圧縮気体の漏出によるエネルギ効率の低下を抑制するという目的に適わない。したがって、雌ロータ３の吸込側の第１歯形７０ｓでは、圧縮気体の漏出によるエネルギ効率の低下の抑制と歯面分離振動の抑制の両立を図るため、吐出側の第２歯形７０ｄに対して、前進面角度φＬの角度割合を大きくする必要がある。なお、後進面角度φＴの角度割合は、吐出側の第２歯形に対して、変化させないか、または、小さくする構成が可能である。すなわち、図６のＮｏ．３及びＮｏ．６に示す歯形のいずれかを用いることができる。

　本実施の形態においては、図４に示すように、雌歯形７０における軸方向吐出側の歯先角度φＳｄが軸方向吸込側の歯先角度φＳｓよりも大きくなるように設定されると共に、吐出側の前進面角度φＬｄが吸込側の前進面角度φＬｓよりも小さくなるように設定されている。また、雌歯形７０における吐出側の後進面角度φＴｄは、吸込側の後進面角度φＴｓと同一の角度になるように設定されている。すなわち、本実施の形態の雌ロータ３のロータ歯部３１は、図６及び図７に示す歯形を用いる構成の場合には、吐出側の第２歯形７０ｄとして図７のＮｏ.９に示す歯形を用いると共に、吸込側の第１歯形７０ｓとして図６に示すＮｏ.６に示す歯形を用いるものである。

　したがって、雌歯形７０の第３輪郭線７３で規定する歯先部の厚みを軸方向吐出側で増加させることで、軸方向吐出側に位置する作動室間の差圧の増加に対して外径隙間を介した圧縮気体の漏出を抑制することができ、かつ、歯面分離の発生を抑制することができる。したがって、作動気体の漏出によるエネルギ効率の低下の抑制と歯面分離振動の発生の抑制の両立を図ることができる。

　上述したように、第１の実施の形態に係るスクリュー圧縮機は、捩れた雄歯２１ａを有し、第１回転中心Ａ１の回りを回転する雄ロータ２と、捩れた雌歯３１ａを有し、雄ロータ２と噛み合い第１回転中心Ａ１と平行な第２回転中心Ａ２の回りを回転する雌ロータ３と、雄ロータ２及び雌ロータ３を噛み合った状態で回転可能に収容する収容室４５を有し、雄ロータ２及び雌ロータ３と共に複数の作動室Ｃを形成する本体ケーシング４（ケーシング）とを備えている。雌ロータ３における軸方向に垂直な断面の輪郭形状を表す歯形７０は、軸方向のS1－S1位置（或る第１位置）から第１位置よりも軸方向の吐出側のD1－D1位置（第２位置）までの間で変化するように形成されている。雌ロータ３の歯形７０のうちの１歯は、最小半径となる歯底７５を境界点として、境界点から雌ロータ３の回転方向側に延伸し最大半径となる第１端点７６に達するまでの前進面の区間を規定する第１輪郭線７１と、境界点から雌ロータ３の回転方向とは反対方向側に延伸し最大半径となる第２端点７７に達するまでの後進面の区間を規定する第２輪郭線７２と、両端点が最大半径となる歯先部の区間を規定し、両端点のうちいずれか一方の端点が第１輪郭線７１の第１端点７６又は第２輪郭線７２の第２端点７７との接続点である第３輪郭線７３とで構成されている。雌ロータ３の歯形７０は、第２回転中心Ａ２を頂点として、第２回転中心Ａ２と第１輪郭線７１の両端６５、７６とを結ぶ２つの線分のなす角を前進面角度φＬ（第１角度）、第２回転中心Ａ２を頂点として、第２回転中心Ａ２と第２輪郭線７２の両端６５、７７とを結ぶ２つの線分のなす角を後進面角度φＴ（第２角度）、第２回転中心Ａ２を頂点として、第２回転中心Ａ２と第３輪郭線７３の両端７６、７７とを結ぶ２つの線分のなす角を歯先角度φＳ（第３角度）と定義したときに、D1－D1位置（第２位置）における歯先角度φＳｄ（第３角度）がS1－S1位置（第１位置）における歯先角度φＳｓ（第３角度）よりも大きくなるように設定されていると共に、D1－D1位置（第２位置）における前進面角度φＬｄ（第１角度）がS1－S1位置（第１位置）における前進面角度φＬｓ（第１角度）よりも小さくなるように設定されている。

　この構成によれば、雌ロータ３の歯形７０における歯先部の形状に対応する歯先角度φＳ（第３角度）を軸方向の吐出側で吸込側よりも大きくなるように設定することで、雌ロータ３の歯先部の厚みが吐出側で厚くなるので、その分、軸方向の吐出側に位置する作動室間の外径隙間を介した高圧な作動気体の漏出を抑制することができる。同時に、雌ロータ３の歯形７０における前進面の形状に対応する前進面角度φＬ（第１角度）を軸方向の吐出側で吸込側よりも小さくなるように設定することで、歯面分離の発生が抑制的になる。したがって、雌ロータ３と本体ケーシング（ケーシング）４との間に設けられた隙間を介した作動室Ｃ間の作動気体の漏出の抑制と歯面分離振動の発生の抑制の両立を図ることができる。

　また、本実施の形態における雌ロータ３の歯形７０は、D1－D1位置（第２位置）における後進面角度φＴｄ（第２角度）がS1－S1位置（第１位置）における後進面角度φＴｓ（第２角度）と同じとなるように設定されている。

　この構成によれば、雌ロータ３の歯形７０の後進面（第２輪郭線７２）が軸方向の吸込側から吐出側まで同一の形状なので、その分、歯形の加工が容易となる。

　また、本実施の形態における雌ロータ３は、軸方向の全体のうち、軸方向の吐出側に偏った領域において歯形７０が変化する一方、軸方向の残りの吸込側の領域において歯形７０が同一の形状である。

　この構成によれば、作動室間の差圧が相対的に大きい吐出側の領域のみで雌ロータ３の歯先部が厚くなるように変化させることで、当該作動室間の圧縮気体の漏出を抑制する一方、作動室間の差圧が相対的に小さい軸方向の吸込側の領域では、雌ロータ３の歯先部の厚みを変化させないことで、歯先部の厚みを厚くする場合と比較して、作動室の容積減少を回避する。したがって、圧縮機本体１を大型化せずに吸込容量を確保することができる。また、給油式のスクリュー圧縮機の場合には、軸方向の吸込側端部から吐出側に向かって雌ロータ３の歯先部の厚みを厚くすると、その分、吐出側に位置する作動室では、容積減少による内圧上昇が生じるので、給油の差圧（圧力源の圧力と作動室内の圧力との差）が小さくなってしまう。それに対して、軸方向の吐出側に偏った領域のみで雌ロータ３の歯形７０を変化させれば、雌ロータ３の歯形７０の変化の開始位置の近傍における吐出側の作動室では、歯形７０の変化による内圧上昇を抑えることができるので、給油のための差圧を確保することができる。

　［第２の実施の形態］
  次に、第２の実施の形態に係るスクリュー圧縮機について図９を用いて例示説明する。図９は本発明の第２の実施の形態に係るスクリュー圧縮機を図２に示すS1－S1矢視及びD1－D1矢視と同じ矢視から見たときの雌ロータの１歯分の歯形を重ねた状態で示す断面図である。なお、図９において、図１～図８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９に示す第２の実施の形態に係るスクリュー圧縮機が第１の実施の形態のスクリュー圧縮機（図４参照）と異なる点は、以下のとおりである。第１の実施の形態における雌ロータ３の軸方向吸込側（S1－S1位置）の第１歯形７０ｓは、軸方向吐出側（D1－D1位置）の第２歯形７０ｄに対して、前進面角度φＬの角度割合が相対的に大きくなると共に、後進面角度φＴの角度割合が同一となる形状である。一方、第２の実施の形態における雌ロータ３Ａの軸方向吸込側（S1－S1位置）の第１歯形７０Ａｓは、軸方向吐出側（D1－D1位置）の第２歯形７０Ａｄに対して、前進面角度φＬＡの角度割合が相対的に大きくなる一方、後進面角度φＴＡの角度割合が相対的に小さくなる形状である。

　図９において、雌ロータ３Ａの軸方向吸込側の第１歯形７０Ａｓを破線、軸方向吐出側の第２歯形７０Ａｄを実線で示す。雌ロータ３Ａの歯形７０Ａにおける前進面を規定する第１輪郭線７１Ａ、後進面を規定する第２輪郭線７２Ａ、歯先部を規定する第３輪郭線７３Ａに対して、吸込側を示す符号ｓを追記すると共に吐出側を示す符号ｄを追記することで、吸込側の第１歯形７０Ａｓと吐出側の第２歯形７０Ａｄを区別する。同様に、雌歯形７０Ａの第３輪郭線７３Ａの両端点７６Ａ、７７Ａに対して、吸込側を示す符号ｓを追記すると共に吐出側を示す符号ｄを追記することで、吸込側の第１歯形７０Ａｓと吐出側の第２歯形７０Ａｄを区別する。また、雌歯形７０Ａにおける歯先角度φＳＡ、前進面角度φＬＡ、後進面角度φＴＡに対して、吸込側を示す符号ｓを追記すると共に吐出側を示す符号ｄを追記することで、吸込側の第１歯形７０Ａｓと吐出側の第２歯形７０Ａｄを区別する。

　本実施の形態に係る雌ロータ３Ａの歯形７０Ａでは、具体的に図９に示すように、軸方向吐出側の第２歯形７０Ａｄの歯先角度φＳＡｄが、軸方向吸込側の第１歯形７０Ａｓの歯先角度φＳＡｓよりも大きくなるように設定されると共に、吐出側の第２歯形７０Ａｄの前進面角度φＬＡｄが吸込側の第１歯形７０Ａｓの前進面角度φＬＡｓよりも小さくなるように設定されている。また、吐出側の第２歯形７０Ａｄの後進面角度φＴＡｄは、吸込側の第１歯形７０Ａｓの後進面角度φＴＡｓよりも大きくなるように設定されている。すなわち、本実施の形態の雌ロータ３Ａのロータ歯部３１Ａは、図６及び図７に示す歯形を用いる構成の場合には、吐出側の第２歯形７０Ａｄとして図７のＮｏ.９に示す歯形を用いると共に、吸込側の第１歯形７０Ａｓとして図６に示すＮｏ.３に示す歯形を用いるものである。

　すなわち、本実施の形態においては、第１の実施の形態と同様に、雌ロータ３Ａの吐出側の第２歯形７０Ａｄにおける第３輪郭線７３Ａｄにより規定される歯先部の方が、吸込側の第１歯形７０Ａｓの第３輪郭線７３Ａｓにより規定される歯先部よりも厚くなるように構成されている。このように、雌ロータ３Ａの歯形７０Ａの歯先部を軸方向吐出側で厚肉にした分、軸方向吐出側に位置する作動室間の外径隙間を介した圧縮気体の漏出を抑制することができる。

　さらに、本実施の形態においては、雌ロータ３Ａの吐出側の前進面角度φＬＡｄを吸込側の前進面角度φＬＡｓよりも小さくなるように設定する一方、雌ロータ３Ａの吐出側の後進面角度φＴＡｄを吸込側の後進面角度φＴＡｓよりも大きくなるように設定している。この構成の場合、以下の理由により、第１の実施形態の雌ロータ３の歯形７０の場合よりも歯面分離を抑制することができる。

　次に、第２の実施の形態に係るスクリュー圧縮機における効果について図１０を用いて説明する。図１０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の回転角に対する歯面分離裕度トルクの変化を示す特性図である。図１０中、横軸は、雄ロータの１歯分の噛合いの回転角であり、最大値を１Ｐ．Ｕ．として相対的に表示している。縦軸は、設定された歯形を基に数値計算により求めた歯面分離裕度トルクであり、第１の実施の形態の雌ロータの歯形での当該トルクの最大値を１Ｐ．Ｕ．として相対的に表示している。歯面分離裕度トルクは、雌ロータが雄ロータから受ける歯面伝達トルクであり、歯面分離トルクに抗って歯面分離しないときの余裕トルクを示すものである。すなわち、歯面分離裕度トルクは、値が大きい程、歯面分離が生じにくいことを示している。

　第２の実施の形態に係る雌ロータ３Ａの歯形７０Ａにおいては、図１０に示すように、第１の実施の形態に係る雌ロータ３の歯形７０の場合よりも、歯面分離裕度トルクが大きくなる。したがって、本実施の形態に係る雌ロータ３Ａの歯形７０Ａは、第１の実施の形態に係る雌ロータ３の歯形７０の場合よりも歯面分離の発生を抑制することができる。

　また、雌ロータ３Ａの吐出側の後進面角度φＴＡｄは、第１の実施の形態と異なり、吸込側の後進面角度φＴＡｓよりも大きくなるように設定されている。この構成の場合、前述したように、第１の実施形態の雌ロータ３の歯形７０の場合よりも、ブローホールＨ（図８参照）の頂点である接触開始点Ｓａが下方に移動する傾向にある。したがって、ブローホールＨの面積が小さくなる傾向となるので、ブローホールＨを介した圧縮気体の漏出を抑制することが可能である。

　なお、第２の実施の形態においても、第１の実施の形態と同様に、雌ロータ３Ａの歯形７０Ａは、前進面角度φＬＡ、後進面角度φＴＡ、歯先角度φＳＡについて、以下の式（５）及び式（６）を満たす必要がある。
　φＳＡｄ－φＳＡｓ＞０　…　式（５）
　φＬＡｓ－φＬＡｄ＞φＴＡｄ－φＴＡｓ　…　式（６）

　上述した第２の実施の形態によれば、第１の実施の形態と同様に、雌ロータ３Ａの歯形７０Ａにおける歯先部の形状に対応する歯先角度φＳＡ（第３角度）を軸方向の吐出側で吸込側よりも大きくなるように設定することで、雌ロータ３Ａの歯先部の厚みが吐出側で厚くなるので、その分、軸方向の吐出側に位置する作動室Ｃ間の外径隙間を介した高圧な作動気体の漏出を抑制することができる。同時に、雌ロータ３Ａの歯形７０Ａにおける前進面の形状に対応する前進面角度φＬＡ（第１角度）を軸方向の吐出側で吸込側よりも小さくなるように設定することで、歯面分離の発生が抑制的になる。したがって、雌ロータ３Ａと本体ケーシング（ケーシング）４との間に設けられた隙間を介した作動室Ｃ間の作動気体の漏出の抑制と歯面分離振動の発生の抑制の両立を図ることができる。

　また、本実施の形態における雌ロータ３Ａの歯形７０Ａは、D1－D1位置（第２位置）における後進面角度φＴｄ（第２角度）がS1－S1位置（第１位置）における後進面角度φＴｓ（第２角度）よりも大きくなるように設定されている。

　この構成によれば、ブローホールＨ（図８参照）の面積が小さくなる傾向となるので、ブローホールＨを介した圧縮気体の漏出を抑制することが可能である。さらに、歯面分離裕度トルクが第１の実施の形態よりも大きくなるので、歯面分離の発生を更に抑制することができる。

　［第３の実施の形態］
  次に、第３の実施の形態に係るスクリュー圧縮機の構成について図１１及び図１２を用いて例示説明する。図１１は、本発明の第３の実施の形態に係るスクリュー圧縮機を示す断面図である。図１２は、図１１に示す本発明の第３の実施の形態に係るスクリュー圧縮機をS3－S3矢視及びD3－D3矢視から見たときの雌ロータの１歯分の歯形を重ねた状態で示す断面図である。なお、図１１及び図１２において、図１～図１０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１１に示す第３の実施の形態に係るスクリュー圧縮機が第１の実施の形態（図２及び図４を参照）と異なる点は、以下のとおりである。第１の実施の形態の圧縮機本体１においては、雄雌両ロータ２、３が等リードのスクリューロータで構成されていると共に、両ロータ２、３のロータ歯部２１、３１の外径が吸込側端面２１ｂ、３１ｂから吐出側端面２１ｃ、３１ｃまで同一である。一方、第３の実施の形態における圧縮機本体１Ｂにおいては、雄雌両ロータ２Ｂ、３Ｂが軸方向の吸込側から吐出側に向かってリードが小さくなる不等リードのスクリューロータで構成されていると共に、雄ロータ２Ｂのロータ歯部２１Ｂの外径が軸方向の或る第１位置から吐出側端面２１ｃへ向かって徐々に小さくなるように設定されている。すなわち、雄ロータ２Ｂは、軸方向の第１位置から吐出側端面２１ｃへ向かって先細りのテーパ状かつ不等リードのスクリューロータで構成されている。雌ロータ３Ｂは、軸方向の吸込側端面３１ｂから吐出側端面３１ｃまで外径が同一である不等リードのスクリューロータで構成されている。

　具体的には、図１１において、雄ロータ２Ｂ及び雌ロータ３Ｂのロータ歯部２１Ｂ、３１Ｂは、軸方向の全体のうち軸方向の吐出側（S3－S3位置からD3－D3）に偏った部分においてリードが変化する一方、軸方向の残りの吸込側の部分（吸込側端面２１ｂ、３１ｂからS3－S3位置）においてリードが同一であるように形成されている。なお、雄ロータ２Ｂのリード及び雌ロータ３Ｂのリードは、軸方向の全体の領域に亘って変化するように構成することも可能である。

　雌ロータ３Ｂにおける軸方向（回転中心Ａ２）に垂直な断面の歯形７０Ｂ（図１２参照）は、ロータ歯部３１Ｂの吸込側端面３１ｂから軸方向の吐出側に寄った或る第１位置、例えば、軸方向の略中間位置（S3－S3位置）までの領域において、軸方向に沿って同一の形状である。一方、軸方向の第１位置から雌ロータ３Ｂの吐出側端面３１ｃ（D3－D3位置）までの領域においては、図１２の破線で示す吸込側の第１歯形７０Ｂｓ（図１１に示すS3－S3位置の歯形）から実線で示す吐出側の第２歯形７０Ｂｄ（図１１に示すD3－D3位置の歯形）へと徐々に変化するように雌歯形７０Ｂが形成されている。すなわち、雌歯形７０Ｂにおける歯先角度φＳＢ、前進面角度φＬＢ、後進面角度φＴＢは、第１位置（S3－S3位置）から吐出側端面３１ｃ（D3－D3位置）に向かって軸方向の長さ又は回転角に対して単調に変化するように設定されている。

　本実施の形態における雌ロータ３Ｂの軸方向吐出側（D3－D3位置）の第２歯形７０Ｂｄは、軸方向吸込側（S3－S3位置）の第１歯形７０Ｂｓに対して、歯先角度φＳＢの角度割合が相対的に大きくなる一方、前進面角度φＬＢの角度割合が相対的に小さくなる形状である。さらに、雌ロータ３Ｂの第２歯形７０Ｂｄは、第１歯形７０Ｂｓに対して、後進面角度φＴＢの角度割合が相対的に小さくなると共に、歯底７５Ｂを含む領域が相対的に浅くなる形状である。なお、図１１に示す雄ロータ２Ｂのロータ歯部２１Ｂは、当該雌ロータ３Ｂのロータ歯部３１Ｂに噛み合うように歯形が創生されている。

　図１２では、雌ロータ３Ｂのロータ歯部３１Ｂにおける軸方向吸込側の第１歯形７０Ｂｓを破線、軸方向吐出側の第２歯形７０Ｂｄを実線で示す。また、図４と同様に、雌ロータ３Ｂの回転角度が基準角度（０°）となっている。

　雌ロータ３Ｂの歯形７０Ｂにおける前進面を規定する第１輪郭線７１Ｂ、後進面を規定する第２輪郭線７２Ｂ、歯先部を規定する第３輪郭線７３Ｂに対して、吸込側を示す符号ｓを追記すると共に吐出側を示す符号ｄを追記することで、吸込側の第１歯形７０Ｂｓと吐出側の第２歯形７０Ｂｄを区別する。

　同様に、雌歯形７０Ｂの第１輪郭線７１Ｂ及び第２輪郭線７２Ｂの境界点である歯底７５Ｂに対して、吸込側を示す符号ｓを追記すると共に吐出側を示す符号ｄを追記することで、吸込側の第１歯形７０Ｂｓと吐出側の第２歯形７０Ｂｄを区別する。また、雌歯形７０Ｂの第３輪郭線７３Ｂの両端点７６Ｂ、７７Ｂに対して、吸込側を示す符号ｓを追記すると共に吐出側を示す符号ｄを追記することで、吸込側の第１歯形７０Ｂｓと吐出側の第２歯形７０Ｂｄを区別する。

　また、雌歯形７０Ｂにおける歯先角度φＳＢ、前進面角度φＬＢ、後進面角度φＴＢに対して、吸込側を示す符号ｓを追記すると共に吐出側を示す符号ｄを追記することで、吸込側の第１歯形７０Ｂｓと吐出側の第２歯形７０Ｂｄを区別する。

　本実施の形態に係る雌ロータ３Ｂの歯形７０Ｂでは、図１２に示すように、軸方向吐出側の第２歯形７０Ｂｄの歯先角度φＳＢｄが、第１の実施の形態と同様に、軸方向吸込側の第１歯形７０Ｂｓの歯先角度φＳＢｓよりも大きくなるように設定されている。すなわち、第１の実施の形態と同様に、雌ロータ３Ｂの吐出側の第２歯形７０Ｂｄにおける第３輪郭線７３Ｂｄで規定される歯先部が、吸込側の第１歯形７０Ｂｓにおける第３輪郭線７３Ｂｓで規定される歯先部よりも厚くなるように構成されている。

　また、吐出側の第２歯形７０Ｂｄの前進面角度φＬＢｄは、第１の実施の形態と同様に、吸込側の第１歯形７０Ｂｓの前進面角度φＬＢｓよりも小さくなるように設定されている。なお、吐出側の第２歯形７０Ｂｄの後進面角度φＴＢｄは、第１の実施の形態と異なり、吸込側の第１歯形７０Ｂｓの後進面角度φＴＢｓよりも小さくなるように設定されている。

　さらに、軸方向吐出側の第２歯形７０Ｂｄの歯底７５Ｂｄは、吸込側の第１歯形７０Ｂｓの歯底７５Ｂｓよりも浅くなるように設定されている。なお、第１の実施の形態においては、雌ロータ３の吸込側の第１歯形７０ｓの歯底７５ｓと吐出側の第２歯形７０ｄの歯底７５ｄは同一の径方向位置にある。

　この構成の場合、雄ロータ２Ｂは、雌ロータ３Ｂの歯形７０Ｂに応じて、雄ロータ２Ｂの歯先（雌ロータ３Ｂの歯底７５Ｂとの接触部分）の外径が軸方向の吸込側の或る第１位置（S3－S3位置）から吐出側の吐出側端面２１ｃ（D3－D3位置）へ向かって徐々に小さくなるように形成されている。すなわち、雄ロータ２Ｂは、軸方向の吸込側の第１位置から吐出側へ向かって先細りのテーパ状に形成されている。

　この構成の場合、図１１に示す本体ケーシング４Ｂは、雄ロータ２Ｂのテーパ形状に応じて、ボア４５Ｂの第１内周面４６Ｂもテーパ状に形成される必要がある。そこで、本体ケーシング４Ｂは、組立上の関係から、メインケーシング４１Ｂと、メインケーシング４１Ｂの吸込側（図１１中、左側）に取り付けられる吸込側ケーシング４２Ｂとを備えている。メインケーシング４１Ｂは、軸方向の吸込側に開口して雄ロータ２Ｂ及び雌ロータ３Ｂを噛み合った状態で収容可能な内部空間を有している。吸込側ケーシング４２Ｂは、メインケーシング４１Ｂの開口を閉塞するものであり、メインケーシング４１Ｂと共に収容室としてのボア４５Ｂを形成している。

　メインケーシング４１Ｂの吐出側端部には、雄ロータ２Ｂ側の吐出側軸受６及び雌ロータ３Ｂ側の吐出側軸受８が配設されている。本体ケーシング４Ｂには、吐出側軸受６及び吐出側軸受８を覆うように本体カバー４３Ｂが取り付けられている。吸込側ケーシング４２Ｂには、雄ロータ２Ｂ側の吸込側軸受５ａ、５ｂ及び雌ロータ３Ｂ側の吸込側軸受７ａ、７ｂが配設されている。雄ロータ２Ｂ側の吸込側軸受５ｂ及び雌ロータ３Ｂ側の吸込側軸受７ｂは、例えば、位置決めが可能なアンギュラ玉軸受で構成されている。

　この構成の場合、吸込側ケーシング４２Ｂの吸込側内壁面４８と雄雌両ロータ２Ｂ、３Ｂの吸込側端面２１ｂ、３１ｂとの間に設ける隙間（端面隙間ということがある）の調整を吸込側ケーシング４２Ｂに配置するアンギュラ玉軸受５ｂ、７ｂによって行うことができる。この構成では、雄雌両ロータ２Ｂ、３Ｂを本体ケーシング４Ｂのボア４５Ｂ内に収容する前に、吸込側ケーシング４２Ｂと雄雌両ロータ２Ｂ、３Ｂとの位置関係を確認しながら端面隙間の調整が可能であるので、当該隙間調整が容易である。

　次に、第３の実施の形態に係るスクリュー圧縮機の効果について比較例の不等リードのスクリュー圧縮機と比べつつ図１１～図１３を用いて説明する。図１３は、本発明の第３の実施の形態に係るスクリュー圧縮機に対する比較例の不等リードのスクリュー圧縮機を示す断面図である。なお、図１３において、図１～図１２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１３に示す比較例の圧縮機本体１００は、雄雌両ロータ２００、３００のロータ歯部２１０、３１０が軸方向の吸込側端面２１ｂ、３１ｂ（図１２中、左端）から吐出側端面２１ｃ、３１ｃ（図１２中、右端）に向かってリードが小さくなる不等リードのスクリューロータで構成されている。この場合、軸方向の吸込側から吐出側に向かうにつれてロータ歯部２１０、３１０の雄歯２１０ａ、雌歯３１０ａの捩れがきつくなる。このため、雌ロータ３００の雌歯３１０ａの歯先の歯厚ｔ（雌ロータ３００の歯先線の延伸方向に直交する断面における厚み）は、一般的に、等リードのスクリューロータと比べると薄くなる傾向にある。雌ロータ３００の雌歯３１０ａの歯先の歯厚ｔが薄くなると、その分、作動室Ｃ間の差圧が増加する軸方向吐出側の位置において、作動室Ｃ間の圧縮気体の外径隙間を介した漏出が大きくなってしまう。

　本実施の形態の圧縮機本体１Ｂは、雄雌両ロータ２Ｂ、３Ｂのロータ歯部２１Ｂ、３１Ｂが軸方向の吐出側に偏った領域において軸方向の吸込側から吐出側に向かってリードが小さくなる不等リードのスクリューロータで構成されている。そこで、本実施の形態においては、図１２に示すように、雌ロータ３Ｂの軸方向吐出側の第２歯形７０Ｂｄの歯先角度φＳＢｄを軸方向吸込側の第１歯形７０Ｂｓの歯先角度φＳＢｓよりも大きくなるように設定している。これにより、第１の実施の形態と同様に、雌ロータ３Ｂの第２歯形７０Ｂｄにおける歯先角度φＳＢｄにより規定される吐出側の歯先部が、第１歯形７０Ｂｓの歯先角度φＳＢｓにより規定される吸込側の歯先部よりも厚くなる。したがって、雄雌両ロータ２Ｂ、３Ｂが不等リードのスクリューロータで構成されているとしても、軸方向吐出側に位置する作動室Ｃ間の差圧の増加に対して外径隙間を介した圧縮気体の漏出を抑制することができる。

　さらに、本実施の形態においては、雌ロータ３Ｂにおける吐出側の第２歯形７０Ｂｄの歯底７５Ｂｄが吸込側の第１歯形７０Ｂｓの歯底７５Ｂｓよりも浅くなるように構成されている。このような歯形７０Ｂの歯底７５Ｂの変化区間では、第１の実施の形態の場合（雌歯形７０の歯底７５及び雄歯形６０の歯先６５の径方向位置が軸方向に沿って変化しない場合）と比べて、雌ロータ３Ｂの回転角度に対する作動室Ｃの容積の減少率が大きくなる。したがって、この雌歯形７０Ｂでは、圧縮機本体１Ｂの設計容積比を高めることが可能であり、高圧力比の運転によって高効率化を図ることができる。また、通常圧力比で運転する場合においては、雌ロータ３Ｂの吐出側の歯底７５Ｂｄが吸込側の歯底７５Ｂｓよりも浅くなる分、第１の実施の形態の場合よりも、各作動室Ｃ内の作動気体が早く吐出圧力に到達するようになる。したがって、作動室Ｃ内の圧縮気体の吐出開始の時期を早めることが可能となる。この場合、吐出ポート５２ａ（図１参照）の開口面積を拡大することが可能となるので、圧縮気体の吐出ポート５２ａの通過時の圧力損失の低減を図ることができる。

　なお、第３の実施の形態においても、第１の実施の形態と同様に、雌ロータ３Ｂの歯形７０Ｂは、前進面角度φＬＢ、後進面角度φＴＢ、歯先角度φＳＢについて、以下の式（７）及び式（８）を満たす必要がある。
　φＳＢｄ－φＳＢｓ＞０　…　式（７）
　φＬＢｓ－φＬＢｄ＞φＴＢｄ－φＴＢｓ　…　式（８）

　このように、本実施の形態においては、雄雌ロータ２Ｂ、３Ｂが軸方向の吸込側から吐出側に向かってリードが小さくなる不等リードのスクリューロータであっても、雌ロータ３Ｂの歯形７０Ｂにおける歯先部の形状に対応する歯先角度φＳＢ（第３角度）を軸方向の吐出側で吸込側よりも大きくなるように設定することで、雌ロータ３Ｂの歯先部の厚みが吐出側で厚くなる傾向となるので、その分、軸方向の吐出側に位置する作動室Ｃ間の外径隙間を介した高圧な作動気体の漏出を抑制することができる。同時に、雌歯形７０Ｂにおける前進面の形状に対応する前進面角度φＬＢ（第１角度）を軸方向の吐出側で吸込側よりも小さくなるように設定することで、歯面分離の発生が抑制的になる。したがって、雌ロータ３Ｂと本体ケーシング（ケーシング）４Ｂとの間に設けられた隙間を介した作動室Ｃ間の作動気体の漏出の抑制と歯面分離振動の発生の抑制の両立を図ることができる。

　また、本実施の形態における雌ロータ３Ｂは、軸方向の全体のうち、軸方向の吐出側に偏った部分においてリードが変化する一方、軸方向の残りの吸込側の部分においてリードが同一である。

　この構成によれば、雄ロータ２Ｂ及び雌ロータ３Ｂの軸方向吸込側の部分のリードが相対的に大きく維持されているので、吸込側に位置する作動室の１回転当たりの移動距離が相対的に大きくなる。したがって、圧縮機本体１Ｂの吸込量を確保することができる。

　さらに、本実施の形態における雌ロータ３Ｂの歯形７０Ｂは、第２位置（D3－D3位置）における歯底７５Ｂｄが第１位置（S3－S3位置）にける歯底７５Ｂｓよりも浅くなるにように設定されている。さらに、雄ロータ２Ｂは、雌ロータ３Ｂの歯形７０Ｂに応じて、第２位置（D3－D3位置）における外径が第１位置（S3－S3位置）における外径よりも小さくなるように構成されている。

　この構成によれば、雌ロータ３Ｂの吐出側の歯底７５Ｂｄが吸込側の歯底７５Ｂｓよりも浅くなる分、雌ロータ３Ｂの回転角度に対する作動室Ｃの容積の減少率が大きくなるので、歯底７５の径方向位置が軸方向で変化しない第１の実施の形態の場合よりも、圧縮機本体１Ｂの設計容積比を高めることが可能である。

　さらに、本実施の形態における雌ロータ３Ｂは、軸方向の全体のうち、軸方向の吐出側に偏った領域において歯形７０Ｂの歯底７５Ｂの径方向位置が変化する一方、軸方向の残りの吸込側の領域において歯形７０Ｂの歯底７５Ｂの径方向位置が同じである。

　この構成によれば、軸方向吐出側の領域では、雌ロータ３Ｂの作動室Ｃの容積の減少率が吐出側に向かって大きくなることで、作動室Ｃ内の作動気体を早く吐出圧力に到達させることができる。さらに、雌ロータ３Ｂの歯底７５Ｂの径方向位置が変化しない軸方向吸込側の領域では、作動室Ｃの容積の減少を回避することで、吸込容積の減少を回避することができる。

　さらに、本実施の形態における圧縮機本体１Ｂは、雌ロータ３Ｂにおける軸方向の吸込側を回転可能に支持する雌ロータ３Ｂ側の吸込側軸受７ａ、７ｂ（雌側軸受）と、雄ロータ２Ｂにおける軸方向の吸込側を回転可能に支持する雄ロータ２Ｂ側の吸込側軸受５ａ、５ｂ（雄側軸受）とを備えている。さらに、本体ケーシング（ケーシング）４Ｂは、軸方向の吸込側に開口して雄ロータ２Ｂ及び雌ロータ３Ｂを噛み合った状態で収容可能な内部空間を有するメインケーシング４１Ｂと、メインケーシング４１Ｂの開口を閉塞するようにメインケーシング４１Ｂに取り付けられ、メインケーシング４１Ｂと共に収容室４５を形成する吸込側ケーシング４２Ｂとを有している。雌ロータ３Ｂ側の吸込側軸受７ａ、７ｂ（雌側軸受）及び雄ロータ２Ｂ側の吸込側軸受５ａ、５ｂ（雄側軸受）は、吸込側ケーシング４２Ｂ内に配設されている。

　この構成によれば、吐出側に向かって先細りのテーパ状の雄ロータ２Ｂを本体ケーシング（ケーシング）４Ｂ内に収容可能であると共に、雄ロータ２Ｂ及び雌ロータ３Ｂの吸込側端面２１ｂ、３１ｂと本体ケーシング（ケーシング）４Ｂの吸込側内壁面４８との間に設ける端面隙間を雌ロータ３Ｂ側の吸込側軸受７ａ、７ｂ（雌側軸受）及び雄ロータ２Ｂ側の吸込側軸受５ａ、５ｂ（雄側軸受）によって調整することが可能となる。したがって、雄雌両ロータ２Ｂ、３Ｂを収容する前に、吸込側ケーシング４２Ｂに対する雄ロータ２Ｂ及び雌ロータ３Ｂの位置決めによって端面隙間を調整することができるので、隙間調整が容易となる。

　［その他の実施の形態］
  なお、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。すなわち、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。

　例えば、上述した第１～第３の実施の形態においては、雌ロータ３、３Ａ、３Ｂのロータ歯部３１、３１Ａ、３１Ｂにおける軸方向に垂直な断面の歯形７０、７０Ａ、７０Ｂの変化の開始位置である軸方向の第１位置が軸方向の略中間位置であるS1－S1位置またはS3－S3位置であると共に、歯形７０、７０Ａ、７０Ｂの変化の終了位置である第２位置が吐出側端面３１ｃであるD1－D1位置またはD3－D3位置である構成の例を示した。しかし、雌ロータの歯形の変化の開始位置である軸方向の第１位置及び終了位置である第２位置は、運転圧力条件などに応じて任意の位置に変更することが可能である。例えば、吐出圧が高圧である場合には、雌ロータの歯先部の歯厚をより厚くするために、第１位置を吸込側へ移動させることが可能である。一方、吐出圧が低圧の場合には、第１位置を吐出側へ移動させることが可能である。

　また、雌ロータ３、３Ａ、３Ｂの歯形７０、７０Ａ、７０Ｂの変化の開始位置（第１位置）をロータ歯部３１、３１Ａ、３１Ｂの吸込側端面３１ｂに設定することも可能である。すなわち、雌ロータは、軸方向の全体の領域に亘って歯形が変化するように構成することが可能である。この構成の場合、雌ロータの歯形が途中位置から変化する場合と比べて、歯形の加工が比較的容易となる。

　また、第３の実施の形態においては、雌ロータ３Ｂの歯形７０Ｂの吐出側の歯底７５Ｂｄが吸込側の歯底７５Ｂｓよりも浅くなるように変化させる構成の例を示した。しかし、第１及び第２の実施の形態の場合と同様に、雌ロータの吐出側の歯底と吸込側の歯底を同じ径方向位置とし、雌ロータの歯底が軸方向で変化しない構成も可能である。逆に、第１及び第２の実施の形態は、雄雌両ロータが等リードのスクリューロータとして構成されている場合において、雌ロータの歯形の吐出側の歯底を吸込側の歯底よりも浅くなるように変化させる構成も可能である。この構成の場合、雌ロータの歯形に応じて雄ロータの吐出側の外径を吸込側の外径よりも小さくなるように構成する。

　１、１Ｂ…圧縮機本体、　２、２Ｂ…雄ロータ、　３、３Ａ、３Ｂ…雌ロータ、　４、４Ｂ…本体ケーシング（ケーシング）、　５ａ、５ｂ…吸込側軸受（雄側軸受）、　７ａ、７ｂ…吸込側軸受（雄側軸受）、　２１ａ…雄歯、　３１ａ…雌歯、　４１Ｂ…メインケーシング、　４２Ｂ…吸込側ケーシング、　４５…ボア（収容室）、　６０…歯形、　６５…歯先、　７０（ｓ、ｄ）、７０Ａ（ｓ、ｄ）、７０Ｂ（ｓ、ｄ）…歯形（吸込側、吐出側）、　７１（ｓ、ｄ）、７１Ａ（ｓ、ｄ）、７１Ｂ（ｓ、ｄ）…第１輪郭線（吸込側、吐出側）、　７２（ｓ、ｄ）、７２Ａ（ｓ、ｄ）、７２Ｂ（ｓ、ｄ）…第２輪郭線（吸込側、吐出側）、　７３（ｓ、ｄ）、７３Ａ（ｓ、ｄ）、７３Ｂ（ｓ、ｄ）…第３輪郭線（吸込側、吐出側）、　７５（ｓ、ｄ）、７５Ｂ（ｓ、ｄ）…歯底（吸込側、吐出側）、　７６（ｓ、ｄ）、７６Ａ（ｓ、ｄ）、７６Ｂ（ｓ、ｄ）（ｓ、ｄ）…第１端点（吸込側、吐出側）、　７７（ｓ、ｄ）、７７Ａ（ｓ、ｄ）、７７Ｂ（ｓ、ｄ）…第２端点（吸込側、吐出側）、　φＬ（ｓ、ｄ）、φＬＡ（ｓ、ｄ）、φＬＢ（ｓ、ｄ）…前進面角度（第１角度）（吸込側、吐出側）、　φＴ（ｓ、ｄ）、φＴＡ（ｓ、ｄ）、φＴＢ（ｓ、ｄ）…後進面角度（第２角度）（吸込側、吐出側）、　φＳ（ｓ、ｄ）、φＳＡ（ｓ、ｄ）、φＳＢ（ｓ、ｄ）…歯先角度（第３角度）（吸込側、吐出側）、　Ａ１…回転中心（第１回転中心）、　Ａ２…回転中心（第１回転中心）、　Ｃ…作動室

Claims (11)

1. 　捩れた雄歯を有し、第１回転中心の回りを回転する雄ロータと、
   　捩れた雌歯を有し、前記雄ロータと噛み合い前記第１回転中心と平行な第２回転中心の回りを回転する雌ロータと、
   　前記雄ロータ及び前記雌ロータを噛み合った状態で回転可能に収容する収容室を有し、前記雄ロータ及び前記雌ロータと共に複数の作動室を形成するケーシングとを備え、
   　前記雌ロータにおける軸方向に垂直な断面の輪郭形状を表す歯形は、前記軸方向の或る第１位置から前記第１位置よりも前記軸方向の吐出側の第２位置までの間で変化するように形成され、
   　前記雌ロータの前記歯形のうちの１歯は、
   　最小半径となる歯底を境界点として、前記境界点から前記雌ロータの回転方向側に延伸し最大半径となる第１端点に達するまでの前進面の区間を規定する第１輪郭線と、
   　前記境界点から前記雌ロータの回転方向とは反対方向側に延伸し最大半径となる第２端点に達するまでの後進面の区間を規定する第２輪郭線と、
   　両端点が最大半径となる歯先部の区間を規定し、前記両端点のうちいずれか一方の端点が前記第１輪郭線の前記第１端点又は前記第２輪郭線の前記第２端点との接続点である第３輪郭線とで構成されており、
   　前記雌ロータの前記歯形は、
   　前記第２回転中心を頂点として、前記第２回転中心と前記第１輪郭線の両端とを結ぶ２つの線分のなす角を第１角度、
   　前記第２回転中心を頂点として、前記第２回転中心と前記第２輪郭線の両端とを結ぶ２つの線分のなす角を第２角度、
   　前記第２回転中心を頂点として、前記第２回転中心と前記第３輪郭線の両端とを結ぶ２つの線分のなす角を第３角度と定義したときに、
   　前記第２位置における前記第３角度が前記第１位置における前記第３角度よりも大きくなるように設定されていると共に、
   　前記第２位置における前記第１角度が前記第１位置における前記第１角度よりも小さくなるように設定されている
   　ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
2. 　請求項１に記載のスクリュー圧縮機であって、
   　前記雌ロータの前記歯形は、前記第２位置における前記第２角度が前記第１位置における前記第２角度と同じとなるように設定されている
   　ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
3. 　請求項１に記載のスクリュー圧縮機であって、
   　前記雌ロータの前記歯形は、前記第２位置における前記第２角度が前記第１位置における前記第２角度よりも大きくなるように設定されている
   　ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
4. 　請求項１に記載のスクリュー圧縮機であって、
   　前記雌ロータは、前記軸方向の全体のうち、前記軸方向の吐出側に偏った領域において前記歯形が変化する一方、前記軸方向の残りの吸込側の領域において前記歯形が同一の形状である
   　ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
5. 　請求項１に記載のスクリュー圧縮機であって、
   　前記雌ロータは、前記軸方向の全体の領域に亘って前記歯形が変化する
   　ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
6. 　請求項１に記載のスクリュー圧縮機であって、
   　前記雄ロータ及び前記雌ロータは、前記雄歯及び前記雌歯の捩れによって１回転当たりに前記軸方向に進む距離を示すリードが前記軸方向の吸込側よりも吐出側で小さくなるように構成されている
   　ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
7. 　請求項６に記載のスクリュー圧縮機であって、
   　前記雄ロータ及び前記雌ロータは、前記軸方向の全体のうち、前記軸方向の吐出側に偏った部分において前記リードが変化する一方、前記軸方向の残りの吸込側の部分において前記リードが同一である
   　ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
8. 　請求項１又は請求項６に記載のスクリュー圧縮機であって、
   　前記雌ロータの前記歯形は、前記第２位置における前記歯底が前記第１位置における前記歯底よりも浅くなるにように設定され、
   　前記雄ロータは、前記雌ロータの前記歯形に応じて、前記第２位置における外径が前記第１位置における外径よりも小さくなるように構成されている
   　ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
9. 　請求項８に記載のスクリュー圧縮機であって、
   　前記雌ロータは、前記軸方向の全体のうち、前記軸方向の吐出側に偏った領域において前記歯形の前記歯底の径方向位置が変化する一方、前記軸方向の残りの吸込側の領域において前記歯形の前記歯底の径方向位置が同じである
   　ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
10. 　請求項８に記載のスクリュー圧縮機であって、
    　前記雌ロータにおける前記軸方向の吸込側を回転可能に支持する雌側軸受と、
    　前記雄ロータにおける前記軸方向の吸込側を回転可能に支持する雄側軸受とを備え、
    　前記ケーシングは、
    　前記軸方向の吸込側に開口して前記雄ロータ及び前記雌ロータを噛み合った状態で収容可能な内部空間を有するメインケーシングと、
    　前記メインケーシングの開口を閉塞するように前記メインケーシングに取り付けられ、前記メインケーシングと共に前記収容室を形成する吸込側ケーシングとを有し、
    　前記雌側軸受及び前記雄側軸受は、前記吸込側ケーシング内に配設されている
    　ことを特徴とするスクリュー圧縮機。
11. 　捩れた雄歯を有すると共に第１回転中心の回りを回転する雄ロータと噛み合い前記第１回転中心と平行な第２回転中心の回りを回転するスクリューロータであって、
    　前記スクリューロータにおける軸方向に垂直な断面の輪郭形状を表す歯形は、前記軸方向の或る第１位置から前記第１位置よりも前記軸方向の吐出側の第２位置までの間で変化するように形成され、
    　前記スクリューロータの前記歯形のうちの１歯は、
    　最小半径となる歯底を境界点として、前記境界点から前記スクリューロータの回転方向側に延伸し最大半径となる第１端点に達するまでの前進面の区間を規定する第１輪郭線と、
    　前記境界点から前記スクリューロータの回転方向とは反対方向側に延伸し最大半径となる第２端点に達するまでの後進面の区間を規定する第２輪郭線と、
    　両端点が最大半径となる歯先部の区間を規定し、前記両端点のうちいずれか一方の端点が前記第１輪郭線の前記第１端点又は前記第２輪郭線の前記第２端点との接続点である第３輪郭線とで構成されており、
    　前記スクリューロータの前記歯形は、
    　前記第２回転中心を頂点として、前記第２回転中心と前記第１輪郭線の両端とを結ぶ２つの線分のなす角を第１角度、
    　前記第２回転中心を頂点として、前記第２回転中心と前記第２輪郭線の両端とを結ぶ２つの線分のなす角を第２角度、
    　前記第２回転中心を頂点として、前記第２回転中心と前記第３輪郭線の両端とを結ぶ２つの線分のなす角を第３角度と定義したときに、
    　前記第２位置における前記第３角度が前記第１位置における前記第３角度よりも大きくなるように設定されていると共に、
    　前記第２位置における前記第１角度が前記第１位置における前記第１角度よりも小さくなるように設定されている
    　ことを特徴とするスクリューロータ。

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