WO2022259866A1 - スクリュー圧縮機 - Google Patents

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WO2022259866A1
WO2022259866A1 PCT/JP2022/021326 JP2022021326W WO2022259866A1 WO 2022259866 A1 WO2022259866 A1 WO 2022259866A1 JP 2022021326 W JP2022021326 W JP 2022021326W WO 2022259866 A1 WO2022259866 A1 WO 2022259866A1
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WO
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refrigerant
casing
screw
pressure
screw compressor
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PCT/JP2022/021326
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English (en)
French (fr)
Inventor
貴夫 三井
雅浩 神田
直也 光成
Original Assignee
三菱電機株式会社
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/48—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members
    • F04C18/50—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members the axes being arranged at an angle of 90 degrees
    • F04C18/52—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members the axes being arranged at an angle of 90 degrees of intermeshing engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/10—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber
    • F04C28/12—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber using sliding valves
    • 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
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • 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
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/04—Heating; Cooling; Heat insulation

Definitions

  • This application relates to a screw compressor.
  • a screw compressor includes a single screw compressor with one screw rotor and two gate rotors.
  • a screw rotor and a gate rotor are housed in a casing.
  • a plurality of helical grooves are formed in the screw rotor, and these grooves mesh and engage with a pair of gate rotors arranged radially outward of the screw rotor to form a compression chamber. is formed.
  • a low-pressure space and a high-pressure space are formed in the casing.
  • the screw rotor is fixed to a screw shaft.
  • One end of the screw shaft is supported by a bearing housing via a bearing arranged on the discharge side of the screw rotor, and the other end (suction side) is also supported. Similarly, it is supported by the bearing housing via bearings.
  • the suction side of the screw shaft is connected to the motor rotor, and when the screw rotor is rotationally driven by the motor, the fluid in the low-pressure space is sucked into the compression chamber and compressed, and the fluid compressed in the compression chamber is , through the discharge port and discharged into the high-pressure space.
  • one end of the screw rotor serves as a fluid suction side and the other end serves as a discharge side, and there is a screw rotor provided with a columnar slide valve that slides along the rotation axis of the screw rotor.
  • the slide valve includes a valve body portion facing the screw rotor and forming a compression chamber and a discharge port, a guide portion having a guide surface facing the bearing housing, and a connecting portion connecting the valve body portion and the guide portion.
  • the compression chamber is formed by the screw rotor, gate rotor, casing and slide valve, and there are minute gaps between each part.
  • the compressed refrigerant gas leaks through this gap, which causes the performance of the compressor to deteriorate.
  • the pressure difference between the compression chamber and the low-pressure space exerts a radially outward force on the slide valve, increasing the gap between the screw rotor and the slide valve, degrading the performance of the compressor. It is a factor that makes Furthermore, this gap also becomes larger due to thermal deformation of each part.
  • Patent Document 1 discloses that the casing inner cylinder covering the outer periphery of the screw rotor is prevented from being strongly affected by the temperature from the low-pressure chamber, and the sealing gap between the screw rotor and the casing inner cylinder is made particularly large.
  • the discharge gas passage is drawn around to the vicinity of the end surface on the axial intake side of the screw rotor. , a screw compressor adapted to be warmed by the discharge gas.
  • Patent Document 1 is very effective when the discharge temperature changes suddenly, such as immediately after starting or when there is an abnormality, but it is effective during continuous operation such as after the temperature of the entire casing has sufficiently increased, such as during rated operation.
  • the temperature of the entire casing rises, resulting in increased thermal deformation, and the increased deformation of the casing inner cylinder causes the gap between the screw rotor and the casing inner cylinder to increase.
  • leakage of refrigerant gas from the gap between the screw rotor and the casing inner cylinder increases, resulting in a problem of reduced efficiency of the screw compressor.
  • the present application discloses a technique for solving the above problems, and aims to provide a screw compressor that can be operated efficiently even during rated operation.
  • the screw compressor disclosed in the present application is a casing having a cylindrical outer cylinder, an intermediate cylinder, and an inner cylinder that are radially connected in order from the outside in a nested manner; a screw rotor fixed to the screw shaft having a screw shaft axially rotatably arranged in the inner cylinder, and having a plurality of helical screw grooves extending in the axial direction on the outer periphery; a motor to which the screw shaft is connected; a pair of gate rotors that rotate with teeth meshing with the screw grooves and form, together with the screw rotors, compression chambers for compressing a refrigerant; two semicylindrical slide valve storage grooves projecting radially outward from the inner peripheral surface of the inner cylinder and extending in the axial direction; a slide valve provided in each slide valve housing groove for adjusting the compression ratio of the refrigerant or adjusting the compression capacity of the refrigerant; A bearing that rotatably supports the screw shaft and a bearing
  • FIG. 1 is a schematic cross-sectional view of a screw compressor according to Embodiment 1;
  • FIG. 1 is a perspective view of a casing of a screw compressor according to Embodiment 1.
  • FIG. FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line AA of FIG. 1 (only a casing 2 is shown); 4 is a cross-sectional view taken along the line BB of FIG. 3;
  • FIG. 5A to 5C are diagrams showing the compression process of the screw compressor.
  • 1 is a diagram showing an example of a schematic circuit diagram of a refrigerant circuit according to Embodiment 1;
  • FIG. FIG. 5 is a diagram showing another example of a schematic circuit diagram of the refrigerant circuit according to Embodiment 1;
  • FIG. 8A is a cross-sectional view taken along line DD of FIG. 2, showing a flow path communicating from the intermediate pressure chamber to the low pressure space.
  • FIG. 8B is a cross-sectional view taken along line EE of FIG. 8A, showing a flow path communicating from the intermediate pressure chamber to the low pressure space.
  • FIG. 5 is a schematic cross-sectional view of a casing of a screw compressor according to Embodiment 2;
  • Embodiment 1 A screw compressor according to Embodiment 1 will be described below with reference to the drawings.
  • the terms “axial direction”, “circumferential direction”, “radial direction”, “inner peripheral side”, “outer peripheral side”, “inner peripheral surface”, and “outer peripheral surface” refer to each , “axial direction”, “circumferential direction”, “radial direction”, “inner peripheral side”, “outer peripheral side”, “inner peripheral surface”, and “outer peripheral surface” of the screw compressor.
  • FIG. 1 is a schematic cross-sectional view of a screw compressor 100.
  • FIG. FIG. 2 is a perspective view of the casing 2 of the screw compressor 100.
  • FIG. FIG. 3 is a sectional view taken along line AA of FIG. 1 (only the casing 2 is shown). Note that FIG. 1 corresponds to the CC cross section of FIG. 3 (the structure other than the casing 2 is also shown).
  • FIG. 3 A schematic configuration of a screw compressor 100 will be described with reference to FIGS. 1 to 3.
  • the casing 2 of the screw compressor 100 has a cylindrical outer cylinder 2c, an intermediate cylinder 2b, and an inner cylinder 2a that are radially connected.
  • the outer cylinder 2c, the intermediate cylinder 2b, and the inner cylinder 2a are connected in a telescopic manner from the outside.
  • the outer cylinder 2c, the intermediate cylinder 2b, and the inner cylinder 2a are all integrally constructed.
  • a screw compressor 100 shown in FIG. 1 includes a screw rotor 3 which is accommodated in an inner cylinder 2a of a casing 2 and which forms a plurality of spiral grooves (screw grooves 3a), and a motor 4 which rotates the screw rotor 3.
  • the motor 4 is composed of a motor stator 4a fixed in contact with the casing 2 and a motor rotor 4b rotatably arranged inside the motor stator 4a. can be freely controlled.
  • the screw rotor 3 and the motor rotor 4b are arranged on the same axis, and both are fixed to the screw shaft 5 arranged in the axial direction. Further, the screw groove 3a meshes and engages with teeth 6a of a pair of gate rotors 6 arranged in the radial direction of the screw rotor 3 to form a compression chamber for compressing the refrigerant gas.
  • one end side of the screw shaft 5 (the left side of the paper surface of FIG. 1) rotates in a bearing housing 13 via a bearing 12 arranged on the discharge side of the screw rotor 3 (the side opposite to the motor 4 side in the axial direction). supported as possible.
  • the bearing housing 13 is accommodated inside the inner cylinder 2a.
  • the casing 2 is separated into a discharge pressure side (left side of the paper surface of FIG. 1) and a suction pressure side (right side of the paper surface of FIG. 1). It is A semi-cylindrical slide valve housing groove 9 is formed in the casing 2 so as to protrude radially outward and extend in the direction of the rotational axis of the screw rotor 3, and a slide valve 10 is provided therein.
  • the slide valve 10 is slidable parallel to the rotation axis direction of the screw rotor 3 by a slide valve driving mechanism 11, and the refrigerant gas compressed in the compression chamber 14 is compressed by the sliding movement of the slide valve 10.
  • the compression ratio can be adjusted, or the compression capacity can be adjusted by sliding the slide valve 10 in the rotation axis direction of the screw rotor 3 .
  • the slide valve 10 has a valve body portion 10c that forms a compression chamber 14 and a discharge port 8 facing the screw rotor 3, and a guide surface that faces the bearing housing 13 to guide movement of the valve body portion 10c. and a connecting portion 10b connecting the valve body portion 10c and the guide portion 10a.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view along BB in FIG.
  • the casing 2 has an intermediate pressure chamber 15 between the intermediate cylinder 2b and the outer cylinder 2c and not adjacent to the slide valve 10.
  • the intermediate pressure chamber 15 whose details will be described later, is generally formed closer to the bearing 12 in the axial direction than the discharge passage 7 (and the discharge port 8).
  • the intermediate pressure chamber 15 communicates with the low pressure space 16 on the side of the motor 4 shown in FIG. 1 in the casing 2 .
  • the area other than the intermediate pressure chamber 15 becomes a high pressure space 17 communicating with the discharge port 8 .
  • the intermediate pressure chamber 15 exists in the high pressure space 17 communicating with the discharge port 8 surrounded by the outer cylinder 2c and the intermediate cylinder 2b.
  • the screw compressor 100 is fixed to a housing or the like via two fixing legs 1a provided on the outer peripheral surface of the outer cylinder 2c.
  • FIG. 5A to 5C are diagrams showing the compression process of the screw compressor 100.
  • the screw rotor 3 is rotated via the screw shaft 5 by the motor 4 (see FIG. 1) so that the teeth 6a of the gate rotor 6 move relative to each other in the compression chamber 14. move to As a result, in the compression chamber 14, the intake stroke, the compression stroke and the discharge stroke constitute one cycle, and this cycle is repeated. 5A to 5C, each stroke will be described by paying attention to the compression chamber 14 indicated by hatching with a plurality of dots.
  • FIG. 5A shows the state of the compression chamber 14 during the intake stroke.
  • a screw rotor 3 is driven by a motor 4 to rotate in the direction of the arrow.
  • FIG. 5B shows the volume of the compression chamber 14 communicating with the low-pressure space 16 , and the refrigerant sucked from the low-pressure space 16 into the compression chamber 14 is compressed.
  • the compression chamber 14 communicates with the discharge port 8 formed by the inner cylinder 2a and the valve body portion 10c of the slide valve 10, as shown in FIG. 5C.
  • the high-pressure refrigerant gas compressed in the compression chamber 14 passes through the discharge passage 7 in the high-pressure space 17 from the discharge port 8 shown in FIG.
  • the low-pressure refrigerant is sucked again from the back surface of the screw rotor 3 and is similarly compressed.
  • the above operation divides the interior of the casing 2 into a low-pressure space 16 and a high-pressure space 17 .
  • the intermediate pressure chamber 15 described above communicates with the low pressure space 16 .
  • FIG. 6 is a diagram showing an example of a schematic circuit diagram of a refrigerant circuit according to Embodiment 1.
  • the refrigerant compressed by the screw compressor 100 is discharged to the outside of the screw compressor 100 through the discharge port 8, passes through the high pressure pipe PA and the condenser 18, flows to the intermediate pressure pipe PB and the evaporator 19, and flows to the low pressure pipe. It is supplied again from the pipe PC to the screw compressor 100 and circulated.
  • a part of the refrigerant from the intermediate pressure pipe PB between the condenser 18 and the evaporator 19 passes through the second intermediate pressure pipe PD and passes through the intermediate pressure pipe provided in the casing 2. It is supplied to the pressure chamber 15 which in turn is supplied to the low pressure space 16 .
  • a portion of the refrigerant between the condenser 18 and the evaporator 19 (hereinafter, the refrigerant in the intermediate pressure space is referred to as the intermediate pressure refrigerant 15G) is the refrigerant in the high pressure space 17 (hereinafter, the refrigerant in the high pressure space 17 is referred to as the high pressure refrigerant 17G).
  • the refrigerant in the high pressure space 17 is referred to as the high pressure refrigerant 17G
  • the temperature and pressure of the refrigerant in the low-pressure space 16 (hereinafter, the refrigerant in the low-pressure space 16 is referred to as the low-pressure refrigerant 16G).
  • the pressure of the high-pressure refrigerant 17G is as follows: low-pressure refrigerant 16G ⁇ intermediate-pressure refrigerant 15G ⁇ high-pressure refrigerant 17G.
  • FIG. 7 is a diagram showing another example of a schematic circuit diagram of a refrigerant circuit.
  • an intermediate heat exchanger 20 may be installed between the condenser 18 and the evaporator 19 .
  • any method may be used as long as the relationship between the temperature and the pressure satisfies the following: low-pressure refrigerant 16G ⁇ intermediate-pressure refrigerant 15G ⁇ high-pressure refrigerant 17G.
  • FIG. 8A is a cross-sectional view corresponding to the DD portion of FIG. 2, showing a part of the flow path communicating from the intermediate pressure chamber 15 to the low pressure space 16.
  • FIG. 8B is a cross-sectional view taken along line EE of FIG. 8A, showing a part of the flow path communicating from the intermediate pressure chamber 15 to the low pressure space 16.
  • FIG. 8A and 8B Only the casing 2 and the bearing housing 13 are depicted in FIGS. 8A and 8B.
  • a connection hole 15in provided in the outer cylinder 2c communicates with the intermediate pressure chamber 15.
  • the bearing housing 13 is provided with an annular first groove 13m recessed in the axial direction toward the motor 4 side.
  • the intermediate pressure chamber 15 and the first groove 13m are connected and communicated by a communication path P1.
  • a second groove 2am recessed radially outward is formed in the inner cylinder 2a so as to extend in the axial direction. direction is connected.
  • the second groove 2am communicates with the low pressure space 16 on the motor 4 side. Therefore, the intermediate-pressure refrigerant 15G entering the intermediate-pressure chamber 15 from the outside flows through the communication path P1, the first groove 13m, and the second groove 2am into the low-pressure space 16 as indicated by arrows in FIGS. 8A and 8B. It will be.
  • the deformation of the casing 2 is divided into deformation due to pressure and deformation due to temperature change. Moreover, since the inner cylinder 2a, the intermediate cylinder 2b, and the outer cylinder 2c are connected, it is necessary to suppress the deformation of the entire casing 2 in order to suppress the deformation of the inner cylinder 2a. In order to suppress the deformation of the casing 2, it is necessary to suppress the above-mentioned deformation due to pressure and deformation due to temperature change. target.
  • Embodiment 1 a method of cooling the casing 2 by circulating the refrigerant in the refrigerant circuit through the casing 2 is adopted.
  • the refrigerant circuit of the cooling system has already been described with reference to FIG.
  • the efficiency of the screw compressor 100 is improved by supplying the low pressure space 16 via the intermediate pressure chamber 15 .
  • the casing 2 can be cooled and its deformation can be suppressed.
  • the casing can be operated at a lower cost than when an external cooling system is used, without increasing the size of the device and increasing power consumption. 2 can suppress the deformation of the whole.
  • the intermediate pressure refrigerant 15G returns to the low pressure space 16 for the purpose of improving the efficiency of the screw compressor 100, the pipes and the like are originally provided in the screw compressor 100, and can be realized without major structural changes. is.
  • the temperature rise can be reduced by introducing a refrigerant equivalent to the intermediate-pressure refrigerant 15G from an external cooling system into the intermediate-pressure chamber 15 instead of the intermediate-pressure refrigerant 15G.
  • the pressure is intermediate pressure refrigerant 15G>low pressure refrigerant 16G.
  • the intermediate pressure refrigerant 15G is naturally supplied, and circulation of the refrigerant is possible without a special device. Therefore, the cooling structure of the casing 2 can be realized without adding a device, and the deformation of the casing 2 can be suppressed.
  • the temperature of the inner cylinder 2a does not rise immediately after the screw compressor 100 is started or when the discharge temperature of the refrigerant changes suddenly, such as in the event of an abnormality. 2a may interfere.
  • the intermediate pressure chamber 15 between the intermediate cylinder 2b and the outer cylinder 2c the excessive cooling of the inner cylinder 2a is suppressed, and the expansion of the screw rotor 3 due to the rapid temperature rise of the refrigerant is followed.
  • the inner cylinder 2a is made expandable.
  • the intermediate pressure chamber 15 is preferably provided between the intermediate cylinder 2b and the outer cylinder 2c, avoiding the portion where the slide valve 10 exists radially inward. Furthermore, since the fixed leg 1a is fixed to the housing or the like, the deformation between the two fixed legs 1a in the circumferential direction is originally suppressed by the rigidity of the fixed leg 1a and the housing (not shown). Therefore, even if the intermediate pressure chamber 15 is provided radially inward of this portion, the effect of suppressing deformation is small.
  • the intermediate pressure chamber 15 is made larger, the required amount of the intermediate pressure refrigerant 15G becomes larger, which causes problems such as an increase in the amount of refrigerant used. Further, the high-pressure space 17 is the refrigerant path after the discharge flow path 7 . Therefore, it is sufficient that the intermediate pressure chamber 15 is generally formed on the side of the bearing 12 that is on the side opposite to the motor 4 in the axial direction from the discharge passage 7 .
  • the intermediate pressure chamber 15 is located between the intermediate cylinder 2b and the outer cylinder 2c, avoiding the slide valve 10, and excluding the radially inner portion between the fixed legs 1a. Placement is optimal for maximum effectiveness at lowest cost. That is, as shown in FIG. 3 , the intermediate pressure chamber 15 is provided between the two slide valves 10 in the circumferential direction and radially outward of the slide valves 10 .
  • the intermediate pressure chamber 15 When the intermediate pressure chamber 15 is provided around the slide valve 10, the rigidity around the slide valve 10 can be increased. There is also a problem that the efficiency of the screw compressor 100 is lowered due to insufficient deformation or an increase in pressure loss of the refrigerant. However, if these problems are solved, it is possible to provide the intermediate pressure chamber 15 around the slide valve 10. Therefore, providing the intermediate pressure chamber 15 around the slide valve 10 is not completely excluded. .
  • a region where intermediate-pressure refrigerant accumulates is generally provided outside the outer cylinder.
  • the purpose of this is to obtain a buffer to prevent vibration of the piping.
  • the operating temperature outside the outer cylinder is the outside air temperature.
  • the temperature of the intermediate-pressure refrigerant is often higher than that of the outside air, so it is difficult to obtain the effect of reducing the temperature rise of the casing using this buffer.
  • the distance from the inner cylinder 2a housing the screw rotor 3 whose deformation is most desired to be suppressed is far, and a sufficient effect cannot be obtained.
  • Embodiment 2 The screw compressor according to the second embodiment will be described below, focusing on the parts different from the first embodiment.
  • 9 is a front view of casing 202 of screw compressor 100.
  • the screw compressor 100 according to Embodiment 2 since the roundness of the casing 2 can be maintained, the clearance between the screw rotor 3 and the inner cylinder 2a is uniform compared to the structure in which only one is cooled. , the efficiency of the screw compressor 100 is improved, and interference between the screw rotor 3 and the inner cylinder 2a can be prevented.

Abstract

スクリュー圧縮機（１００）は、ケーシング（２）内の圧縮室（１４）の吐出ポート（８）よりも軸受（１２）側において、ケーシング（２）の外筒（２ｃ）と、中間筒（２ｂ）に囲まれた、吐出ポート（８）に連通する高圧空間（１７）の中に、高圧空間（１７）の冷媒（１７Ｇ）よりも低温、低圧であって、ケーシング（２）内の吐出ポート（８）よりもモータ（４）側の低圧空間（１６）の冷媒（１６Ｇ）よりも高温、高圧である中間圧冷媒（１５Ｇ）が、ケーシング（２）の外部から供給される中間圧室（１５）を備え、中間圧室（１５）と、低圧空間（１６）とは、連通している。

Description

スクリュー圧縮機
　本願は、スクリュー圧縮機に関するものである。
　スクリュー圧縮機には、１つのスクリューロータと２つのゲートロータとを備えたシングルスクリュー圧縮機がある。シングルスクリュー圧縮機では、スクリューロータとゲートロータが、ケーシング内に収容されている。
　スクリューロータには、複数の螺旋状の溝（スクリュー溝）が形成されており、この溝は、スクリューロータの径方向外側に配置された一対のゲートロータと噛み合って係合することによって、圧縮室が形成される。また、ケーシング内には、低圧空間と高圧空間とが形成される。
　スクリューロータは、スクリュー軸に固定されており、スクリュー軸の一端側は、スクリューロータの吐出側に配置している軸受を介して軸受ハウジングに支持されているとともに、他端側（吸入側）も同様に軸受を介して軸受けハウジングに支持されている。
　ここで、スクリュー軸の吸込側は、モータロータに連結され、スクリューロータが、モータにより回転駆動されると、低圧空間内の流体が圧縮室へ吸入されて圧縮され、圧縮室内で圧縮された流体が、吐出ポートを通過し高圧空間へ吐出される。
　また、スクリューロータは、一端が流体の吸入側となり他端が吐出側となっており、その外周に、スクリューロータの回転軸方向へスライド移動する柱状のスライドバルブが設けられたものがある。このスライドバルブは、スクリューロータに対向し圧縮室と吐出ポートを形成する弁体部と、軸受ハウジングに対向するガイド面を有するガイド部と、弁体部とガイド部とをつなぐ連結部とを備えており、圧縮室内で圧縮された流体の吐出タイミングを調整することで、圧縮比を調整することを可能とし、あるいは、このスライドバルブは、スクリューロータの回転軸方向へスライド移動することで圧縮容量を調整することを可能とする。
　このように、圧縮室は、スクリューロータ、ゲートロータ、ケーシング及びスライドバルブで形成され、各部品の間には、微小な隙間が存在する。流体の圧縮中、圧縮された冷媒ガスがこの隙間から漏れるため、隙間は圧縮機の性能を低下させる要因となっている。また、通常運転中において、圧縮室内の圧力と低圧空間の圧力差によってスライドバルブには、径方向外側に力が作用するため、スクリューロータとスライドバルブの隙間が大きくなり、圧縮機の性能を低下させる要因となっている。さらに各部品の熱変形によってもこの隙間が大きくなる。
　このようなシングルスクリュー圧縮機において、各部品間の隙間は、圧縮機の効率を低下させるので、隙間は可能な限り狭く設計、加工されている。一方で、部品の接触は、圧縮機の故障につながるため避けなければならない。
　また、スクリュー圧縮機の動作において、必ずスクリューロータとケーシングに温度差が発生し、熱変形差が発生する。熱変形差が大きいと部品間が接触する可能性がある。そこで、スクリューロータと、ケーシングのスクリューロータが収まる部分であるケーシング内筒の熱変形差を低減するために、ケーシング内筒を吐出ガスによって温める構造が提案されている。例えば、特許文献１には、スクリューロータの外周部を覆うケーシング内筒が、低圧室からの温度影響を強く受けるのを回避し、これらスクリューロータとケーシング内筒との間のシール隙間を殊更大きくすることなく高い性能を維持しながら、スクリューロータとケーシング内筒との間で焼き付きが生じるのを防止できる構造として、吐出ガス通路をスクリューロータの軸方向吸入側の端面部近傍まで引き廻すことによって、吐出ガスで温めるようにしたスクリュー圧縮機が示されている。
特開平６－４２４７４号公報
　特許文献１の構成は、始動直後或いは異常時など、急激に吐出温度が変化するときには非常に有効であるが、定格運転時など、十分にケーシング全体の温度が上昇した後のような連続運転時においては、ケーシング全体の温度が上がることで熱変形が大きくなり、ケーシング内筒の変形が大きくなることでスクリューロータとケーシング内筒の間の隙間が大きくなってしまう。その結果、スクリューロータとケーシング内筒の隙間からの冷媒ガスの漏れが大きくなり、スクリュー圧縮機の効率が低下するという課題があった。
　本願は、上記のような課題を解決するための技術を開示するものであり、定格運転時においても効率よく運転できるスクリュー圧縮機を提供することを目的とする。
　本願に開示されるスクリュー圧縮機は、
外側から順に入れ子状に、径方向に連結された円筒状の外筒と、中間筒と、内筒とを有するケーシングと、
前記内筒内に、軸方向に回転可能に配設されたスクリュー軸と、外周に複数の軸方向に延びる螺旋状のスクリュー溝を有し、前記スクリュー軸に固定されたスクリューロータと、
前記スクリュー軸が接続されたモータと、
前記スクリュー溝に歯を噛み合わせて回転し、前記スクリューロータと共に、冷媒を圧縮する圧縮室を形成する一対のゲートロータと、
前記内筒の内周面から径方向外側に突出し軸方向に延びる２つの半円筒状のスライドバルブ収納溝と、
各前記スライドバルブ収納溝内に備えられ、前記冷媒の圧縮比を調節、あるいは、前記冷媒の圧縮容量を調整するスライドバルブと、
前記モータとは軸方向の反対側に、前記スクリュー軸を回転可能に支持する軸受と、前記軸受を収納する軸受ハウジングを前記内筒の内側に備え、
前記ケーシング内の前記圧縮室の吐出ポートよりも前記軸受側において、前記ケーシングの前記外筒と、前記中間筒に囲まれた前記吐出ポートに連通する高圧空間の中に、
前記高圧空間の冷媒よりも低温、低圧であって、前記ケーシング内の前記吐出ポートよりも前記モータ側の低圧空間の冷媒よりも高温、高圧である中間圧冷媒が、前記ケーシングの外部から供給される中間圧室を備え、
前記中間圧室と、前記低圧空間とは、連通しているものである。
　本願に開示されるスクリュー圧縮機によれば、定格運転時においても効率よく運転できる。
実施の形態１によるスクリュー圧縮機の概略断面図である。 実施の形態１によるスクリュー圧縮機のケーシングの斜視図である。 図１のＡ－Ａ断面図（ケーシング２のみを図示）である。 図３のＢ－Ｂ断面図である。 図５Ａ～図５Ｃは、スクリュー圧縮機の圧縮工程を示す図である。 実施の形態１による冷媒回路の概略回路図の一例を示す図である。 実施の形態１による冷媒回路の概略回路図の他の例を示す図である。 図８Ａは、図２のＤ－Ｄ断面図であり、中間圧室から低圧空間に連通する流路を示す図である。図８Ｂは、図８ＡのＥ－Ｅ断面図であり、中間圧室から低圧空間に連通する流路を示す図である。 実施の形態２によるスクリュー圧縮機のケーシングの概略断面図である。
実施の形態１．
　以下、実施の形態１によるスクリュー圧縮機を、図を用いて説明する。
本明細書で、特に断り無く「軸方向」、「周方向」、「径方向」、「内周側」、「外周側」、「内周面」、「外周面」、というときは、それぞれ、スクリュー圧縮機の「軸方向」、「周方向」、「径方向」、「内周側」、「外周側」、「内周面」、「外周面」をいうものとする。
　図１は、スクリュー圧縮機１００の概略断面図である。
図２は、スクリュー圧縮機１００のケーシング２の斜視図である。
図３は、図１のＡ－Ａ断面図（ケーシング２のみを図示）である。なお、図１は、図３のＣ－Ｃ断面部分に相当する（ケーシング２以外の構成も図示）。
　図１から図３を用いてスクリュー圧縮機１００の概略構成を説明する。
図３に示すように、スクリュー圧縮機１００のケーシング２は、径方向に連結された円筒状の外筒２ｃと、中間筒２ｂと、内筒２ａとを有する。外筒２ｃ、中間筒２ｂ、内筒２ａは、外側から順に入れ子状に連結されている。また、外筒２ｃ、中間筒２ｂ、内筒２ａは、全て一体に構成されている。
　図１に示すスクリュー圧縮機１００は、ケーシング２の内筒２ａ内に収容され複数の螺旋状の溝（スクリュー溝３ａ）を形成するスクリューロータ３と、このスクリューロータ３を回転駆動させるモータ４とを備える。このモータ４は、ケーシング２に内接して固定されたモータステータ４ａと、モータステータ４ａの内側に回転可能に配置されたモータロータ４ｂとから構成され、インバータ方式の場合は、このモータ４の回転数が自在に制御可能である。
　スクリューロータ３と、モータロータ４ｂとは互いに同一軸線上に配置されており、いずれも軸方向に配設されたスクリュー軸５に固定されている。また、スクリュー溝３ａは、スクリューロータ３の径方向に配置された一対のゲートロータ６の歯６ａと噛み合って係合し、冷媒ガスを圧縮する圧縮室を形成する。
　ここで、スクリュー軸５の一端側（図１の紙面左側）は、スクリューロータ３の吐出側（モータ４側とは軸方向の反対側）に配置された軸受１２を介して軸受ハウジング１３に回転可能に支持されている。そして、軸受ハウジング１３は、内筒２ａの内側に収納されている。
　また、ケーシング２は、吐出圧力側（図１の紙面左側）と吸込圧力側（図１の紙面右側）とに隔てられ、吐出圧力側には、吐出流路７に開口する吐出ポート８が形成されている。また、ケーシング２内には、径方向外側に突出し、スクリューロータ３の回転軸方向に伸びる半円筒状のスライドバルブ収納溝９が形成されており、この中にはスライドバルブ１０を備えている。
　スライドバルブ１０は、スライドバルブ駆動機構１１によってスクリューロータ３の回転軸方向に対して平行にスライド移動可能となっており、スライドバルブ１０がスライド移動することによって圧縮室１４で圧縮される冷媒ガスの圧縮比が調節可能、あるいは、このスライドバルブ１０が、スクリューロータ３の回転軸方向へスライド移動することで圧縮容量を調整することが可能となっている。
　このスライドバルブ１０は、スクリューロータ３に対向して圧縮室１４と吐出ポート８とを形成する弁体部１０ｃと、軸受ハウジング１３に対向するガイド面を有し、弁体部１０ｃの移動をガイドするガイド部１０ａと、弁体部１０ｃとガイド部１０ａを連結する連結部１０ｂとを備える。
　図４は、図３のＢ－Ｂ断面図である。図３、４に示すように、ケーシング２は、中間筒２ｂと外筒２ｃとの間、かつスライドバルブ１０に隣接しない位置に中間圧室１５を備える。詳細は後述する中間圧室１５は、概ね吐出流路７（および吐出ポート８）よりも軸方向の軸受１２側に形成されている。また、中間圧室１５は、ケーシング２内において、図１に示すモータ４側の低圧空間１６と連通している。ケーシング２は、正面から見ると、中間圧室１５以外の場所は、吐出ポート８に連通する高圧空間１７となる。すなわち、外筒２ｃと、中間筒２ｂに囲まれた吐出ポート８に連通する高圧空間１７の中に、中間圧室１５が存在する。スクリュー圧縮機１００は、外筒２ｃの外周面に設けた２つの固定脚１ａを介して筐体などに固定される。
　次に、本実施の形態１におけるスクリュー圧縮機１００の動作について説明する。
図５Ａ～図５Ｃは、スクリュー圧縮機１００の圧縮工程を示す図である。
　図５Ａ～図５Ｃに示すように、スクリューロータ３が、モータ４（図１参照）によって、スクリュー軸５を介して回転させられることで、ゲートロータ６の歯６ａが圧縮室１４内を相対的に移動する。これにより、圧縮室１４内では吸入行程、圧縮行程および吐出行程を一サイクルとして、このサイクルを繰り返すようになっている。図５Ａ～図５Ｃにおいて、複数の点のハッチングで示す圧縮室１４に着目して各行程について説明する。
　図５Ａは、吸入行程における圧縮室１４の状態を示している。スクリューロータ３が、モータ４により駆動されて矢印の方向に回転する。これにより、図５Ｂに示すように、低圧空間１６に連通していた圧縮室１４の容積が縮小し、低圧空間１６から圧縮室１４に吸入された冷媒が圧縮される。
　引き続きスクリューロータ３が回転すると、図５Ｃに示すように、圧縮室１４が、内筒２ａとスライドバルブ１０の弁体部１０ｃによって形成される吐出ポート８に連通する。これにより、圧縮室１４内で圧縮された高圧の冷媒ガスが、図１に示す吐出ポート８から高圧空間１７内の吐出流路７を通過してスクリュー圧縮機１００の外部へ吐出される。そして、再びスクリューロータ３の背面から低圧冷媒を吸入し同様の圧縮が行われる。上述の動作により、ケーシング２の内部は、低圧空間１６と高圧空間１７とに分けられる。この低圧空間１６に先述の中間圧室１５が連通している。
　図６は、実施の形態１による冷媒回路の概略回路図の一例を示す図である。スクリュー圧縮機１００で圧縮された冷媒は、吐出ポート８を通ってスクリュー圧縮機１００の外部に吐出され、高圧配管ＰＡ、凝縮器１８を通り、中間圧配管ＰＢ、蒸発器１９へと流れ、低圧配管ＰＣからスクリュー圧縮機１００へと再び供給されて循環する。
　また、スクリュー圧縮機１００の効率改善を目的に、凝縮器１８と蒸発器１９の間の中間圧配管ＰＢから、一部の冷媒が、第二中間圧配管ＰＤを通ってケーシング２に設けた中間圧室１５に供給され、これが低圧空間１６に供給されている。
　凝縮器１８と蒸発器１９の間の一部の冷媒（以降、中間圧空間の冷媒を中間圧冷媒１５Ｇとする）は、高圧空間１７の冷媒（以降、高圧空間１７の冷媒を高圧冷媒１７Ｇとする）の温度、圧力と低圧空間１６の冷媒（以降、低圧空間１６の冷媒を低圧冷媒１６Ｇとする）の温度、圧力の間の温度、圧力となっており、低圧冷媒１６Ｇ、中間圧冷媒１５Ｇ、高圧冷媒１７Ｇのそれぞれの温度および圧力の関係は、低圧冷媒１６Ｇ＜中間圧冷媒１５Ｇ＜高圧冷媒１７Ｇとなる。
　なお、冷媒回路において、スクリュー圧縮機１００に凝縮器１８を通った中間圧冷媒１５Ｇを入れる方法はいくつかある。
図７は、冷媒回路の概略回路図の他の例を示す図である。
図７に示すように、例えば、凝縮器１８と蒸発器１９との間に中間熱交換器２０を設置する場合がある。この場合、中間熱交換器２０の前の冷媒回路に設けた膨張弁ＥＸによって減圧された冷媒を、中間熱交換器２０に通すことによって熱交換（採熱）してから中間圧冷媒１５Ｇとしてスクリュー圧縮機１００の中間圧室１５に入れる。本願の効果を得るには、どの方法を用いても温度と圧力の関係が低圧冷媒１６Ｇ＜中間圧冷媒１５Ｇ＜高圧冷媒１７Ｇを満たしていればよい。
　スクリュー圧縮機１００と凝縮器１８および蒸発器１９は別体なので、図２に示すように、スクリュー圧縮機１００のケーシング２の中間圧室１５の外側面に第二中間圧配管ＰＤとの接続孔１５ｉｎを設けている。
　図８Ａは、図２のＤ－Ｄ部分に相当する断面図であり、中間圧室１５から低圧空間１６に連通する流路の一部を示す図である。
図８Ｂは、図８ＡのＥ－Ｅ断面図であり、中間圧室１５から低圧空間１６に連通する流路の一部を示す図である。
図８Ａ、図８Ｂには、ケーシング２と、軸受ハウジング１３のみを描いている。
図８Ａ、図８Ｂに示すように、外筒２ｃに設けられた接続孔１５ｉｎは、中間圧室１５に連通する。また、軸受ハウジング１３には、モータ４側に向かって軸方向に凹んだ第一溝１３ｍが、円環状に設けられている。そして中間圧室１５と第一溝１３ｍとは、連通路Ｐ１によって接続されて連通している。
　また、内筒２ａには、径方向外側に凹んだ第二溝２ａｍが、軸方向に延在するように形成されており、前述の第一溝１３ｍと、この第二溝２ａｍとは、径方向に連通している。そして第二溝２ａｍは、モータ４側の低圧空間１６に連通する。したがって、外部から中間圧室１５に入った中間圧冷媒１５Ｇは、連通路Ｐ１、第一溝１３ｍ、第二溝２ａｍを通って、図８Ａ、図８Ｂの矢印に示すように低圧空間１６に流れることになる。
　一般的に圧縮機では、各部品間の隙間から冷媒が漏れることで、その効率が悪化するため、これらの隙間をいかに小さくするかが課題となる。その結果、加工精度、組立精度、動作圧、温度変化による変形を抑制する改善が日々行われており、これまでに数μｍ単位での隙間の改善が積上げられてきた。そのため、わずかな変形抑制であっても重要である。以下に、ケーシング２の内筒２ａとスクリューロータ３の間の隙間（図１の領域Ｓ部分に発生）の抑制について説明する。
　ケーシング２の変形は、圧力による変形と温度変化による変形とに分けられる。また、内筒２ａ、中間筒２ｂ、外筒２ｃは繋がっているため、内筒２ａの変形抑制には、ケーシング２全体の変形を抑制する必要がある。ケーシング２の変形抑制には、上述の圧力による変形と温度変化による変形を抑制する必要があるが、ケーシング２の剛性が一定以上になると圧力による変形は非常に小さくなり、温度変化による変形が支配的となる。
　そのため、ケーシング２の剛性が、上記２つの変形の内、温度変化による変形が支配的になる程度に高く確保できていれば、ケーシング２の剛性を更に上げることでの変形の更なる抑制は困難になる。そこで、温度変化による変形を抑制することになる。
　ケーシング２の温度による変形を抑制するためには、ケーシング２の温度変化を小さくする必要がある。スクリュー圧縮機１００においての温度変化による変形は、ケーシング２が、高圧空間１７の冷媒などによって温められることにより発生する。
　そこで、ケーシングの温度上昇を低減する方法を検討すると、外部の冷却システムでケーシングを冷却する方法と、冷媒回路内の冷媒を、ケーシングに循環させてケーシングを冷却する方法とが考えられる。
　しかし、外部の冷却システムでケーシングを冷却する方法は、装置の大型化、大幅なコストアップ、消費電力の増加などから現実的な方法ではない。そこで、本実施の形態１では、冷媒回路内の冷媒をケーシング２に循環させてケーシング２を冷却する方法を採用した。
　冷却システムの冷媒回路については、既に図６を用いて説明したが、この冷媒回路ではスクリュー圧縮機１００の効率改善を目的に凝縮器１８と蒸発器１９の間の中間圧冷媒１５Ｇを分岐し、中間圧室１５を経由して低圧空間１６に供給することでスクリュー圧縮機１００の効率を改善している。
　すなわち、中間圧冷媒１５Ｇを一度ケーシング２内に溜める中間圧室１５をケーシング２内に設けることによって、ケーシング２を冷却し、その変形を抑制することが可能となる。これは、元々冷媒回路に流れていた中間圧冷媒１５Ｇを用いることで、装置の大型化、消費電力の増加を伴うことなく、外部の冷却システムを用いる場合よりも低コストで連続運転時のケーシング２全体の変形抑制が可能となる。
　また、中間圧冷媒１５Ｇがスクリュー圧縮機１００の効率改善を目的に低圧空間１６に戻る構造にすると、配管などはスクリュー圧縮機１００に元から具備されており、大きな構造変更を伴わずに実現可能である。なお、中間圧冷媒１５Ｇの代わりに、中間圧冷媒１５Ｇに相当する冷媒を外部の冷却システムから中間圧室１５に導入しても、温度上昇の低減を実現できる。
　なお、蒸発器１９を通ったあとの低圧冷媒１６Ｇを溜める場所をケーシング２に設けることも考えられるが、低圧冷媒１６Ｇは、冷媒回路内で最も圧力が低い冷媒であるため、冷媒を低圧空間１６供給し、さらに低圧冷媒１６Ｇを循環させるには、別途なんらかの装置を用いなければ困難であり適さない。
　一方、中間圧冷媒１５Ｇであれば、圧力が中間圧冷媒１５Ｇ＞低圧冷媒１６Ｇであることから、中間圧室１５と低圧空間１６とが連通していれば、冷媒の圧力差によって低圧空間１６に中間圧冷媒１５Ｇが自然に供給され、特別な装置が無くても冷媒の循環が可能である。そのため、特に装置の追加なくケーシング２の冷却構造を実現でき、ケーシング２の変形抑制が可能となる。
　ただし、冷却対象となるケーシング２の中間圧室１５の周辺は、起動時、或いは連続運転時に温度勾配が大きくなるため、温度による変形差によって、内筒２ａの壁が途切れたスライドバルブ収納溝９の開口部９１の周方向の幅Ｗが拡がる「反り」が発生する可能性がある。特にスライドバルブ１０周辺は、内筒２ａの壁が途切れており、周囲に比べて剛性が低くなっており反り易い構造である。
　このような場所で温度勾配が大きくなると、反りが大きくなってしまい、局所的にスクリューロータ３と、内筒２ａのクリアランスが狭くなることで双方が干渉したり、逆にクリアランスが大きくなって、スクリュー圧縮機１００の効率が悪化したりする可能性がある。
　また、内筒２ａを冷却する場合、スクリュー圧縮機１００の始動直後、或いは異常時など、急激に冷媒の吐出温度が変化するときに、内筒２ａの温度が上がらずにスクリューロータ３と内筒２ａとが干渉する可能性もある。
　そこで、中間圧室１５を中間筒２ｂと外筒２ｃとの間に設けることによって、内筒２ａの過剰な冷却を抑制し、急激な冷媒の温度上昇によるスクリューロータ３の膨張に追随するように内筒２ａを膨張可能とする。
　そのため、中間圧室１５は、上述のように、中間筒２ｂと外筒２ｃの間、かつ径方向内側にスライドバルブ１０が存在する部分を避けて設けることが適している。さらに、固定脚１ａは、筐体などに固定されることから、２つの固定脚１ａの周方向の間は、固定脚１ａと、図示しない筐体の剛性によって、元々変形が抑制される。そのため、この部分の径方向内側に中間圧室１５を設けても変形抑制の効果が小さい。
　なお、中間圧室１５を大きくすると中間圧冷媒１５Ｇの必要量が大きくなるため冷媒の使用量が増える等の問題が発生するため、効果の小さい場所に大きな中間圧室１５を設けるメリットは小さい。さらに、高圧空間１７となるのは、吐出流路７以降の冷媒経路である。そのため、中間圧室１５は、概ね吐出流路７より軸方向反モータ４側の軸受１２側に形成されていれば十分である。
　なお、ケーシング２の上部は、吐出ポート８から吐出された冷媒の流路になっており、中間圧室１５の設置には大幅な設計変更が必要である。このことから、図３、図８Ａ、図８Ｂに示すように、中間圧室１５は、中間筒２ｂと外筒２ｃの間、かつスライドバルブ１０を避け、固定脚１ａ間の径方向内側を除く場所に設けることが、最も低いコストで最大の効果を得るために最適である。すなわち、図３に示すように、中間圧室１５は、２つのスライドバルブ１０の周方向の間、かつ、スライドバルブ１０よりも径方向外側に設けられている。
　なお、スライドバルブ１０周辺に中間圧室１５を設ける場合、スライドバルブ１０周辺の剛性を上げる対策も考えられるが、熱容量が増加し始動時、或いは異常時などにケーシング２の内筒２ａが温まらず十分に変形しない、または、冷媒の圧損増加などからスクリュー圧縮機１００の効率が低下するといった課題もある。しかし、これらの課題が解決される場合、スライドバルブ１０周辺に中間圧室１５を設けることが可能であり、したがって、スライドバルブ１０周辺に中間圧室１５を設けることを完全に排除するものではない。
　スクリュー圧縮機では、一般的に外筒の外に、中間圧冷媒が溜まる領域を設けることが多い。これは、配管の振動を防止するためのバッファを得ることが目的である。しかし、外筒の外における使用上の温度は外気温である。スクリュー圧縮機が実際に使用される環境では、多くの場合は、中間圧冷媒の温度が外気よりも高いため、このバッファを用いてケーシングの温度上昇の低減効果を得ることは困難である。さらに、仮に外筒の外から中間圧冷媒によって冷却しようとしても、最も変形を抑制したいスクリューロータ３を格納する内筒２ａからの距離が遠く、十分な効果は得られない。
　実施の形態１によるスクリュー圧縮機によれば、スクリューロータ３と、内筒２ａとの干渉を防止できる。また、ケーシング２の内筒２ａと、スクリューロータ３との間の隙間の熱による拡大を効果的に抑制できる。したがって、定格運転時においても効率よく運転できる。
実施の形態２．
　以下、実施の形態２によるスクリュー圧縮機を、実施の形態１と異なる部分を中心に説明する。
図９は、スクリュー圧縮機１００のケーシング２０２の正面図である。
本実施の形態２では、実施の形態１で説明した中間圧室１５を２カ所とし、ケーシング２０２の中心軸に対して対称となる位置にそれぞれ設けている。
　中間圧室１５を２カ所に設けることによって、ケーシング２０２の変形を抑制することが可能になるだけでなく、周方向に均等にケーシング２０２が冷却されることで、内筒２ａの真円度を維持できる。
　なお、この真円度が悪い場合、ケーシング２０２の内筒２ａと、スクリューロータ３の間の隙間の平均的なクリアランスが小さくても一部の大きく開いた隙間からの漏れが多くなり、スクリュー圧縮機の特性が悪化する場合がある。また、スクリューロータ３と内筒２ａのクリアランスが一部分で狭くなることによって干渉する原因となる。
　一方、本実施の形態２によるスクリュー圧縮機１００によれば、ケーシング２の真円度を保持できるので、スクリューロータ３と内筒２ａのクリアランスが、一方のみ冷却する構造に比べて、均一になり、スクリュー圧縮機１００の効率が向上し、スクリューロータ３と内筒２ａとの干渉も防止できる。
　本願は、様々な例示的な実施の形態及び実施例が記載されているが、１つ、または複数の実施の形態に記載された様々な特徴、態様、及び機能は特定の実施の形態の適用に限られるのではなく、単独で、または様々な組み合わせで実施の形態に適用可能である。
従って、例示されていない無数の変形例が、本願に開示される技術の範囲内において想定される。例えば、少なくとも１つの構成要素を変形する場合、追加する場合または省略する場合、さらには、少なくとも１つの構成要素を抽出し、他の実施の形態の構成要素と組み合わせる場合が含まれるものとする。
　１００　スクリュー圧縮機、１０　スライドバルブ、１０ａ　ガイド部、１０ｂ　連結部、１０ｃ　弁体部、１１　スライドバルブ駆動機構、１２　軸受、１３　軸受ハウジング、１３ｍ　第一溝、１４　圧縮室、１５　中間圧室、１６　低圧空間、１７　高圧空間、１５Ｇ　中間圧冷媒、１５ｉｎ　接続孔、１６Ｇ　低圧冷媒、１７Ｇ　高圧冷媒、１８　凝縮器、１９　蒸発器、１ａ　固定脚、２０　中間熱交換器、ＥＸ　膨張弁、２，２０２　ケーシング、２ａ　内筒、２ａｍ　第二溝、２ｂ　中間筒、２ｃ　外筒、３　スクリューロータ、３ａ　スクリュー溝、４　モータ、４ａ　モータステータ、４ｂ　モータロータ、５　スクリュー軸、６　ゲートロータ、６ａ　歯、７　吐出流路、８　吐出ポート、９　スライドバルブ収納溝、９１　開口部、Ｐ１　連通路、ＰＡ　高圧配管、ＰＢ　中間圧配管、ＰＣ　低圧配管、ＰＤ　第二中間圧配管、Ｗ　幅。

Claims (7)

  1. 外側から順に入れ子状に、径方向に連結された円筒状の外筒と、中間筒と、内筒とを有するケーシングと、
    前記内筒内に、軸方向に回転可能に配設されたスクリュー軸と、外周に複数の軸方向に延びる螺旋状のスクリュー溝を有し、前記スクリュー軸に固定されたスクリューロータと、
    前記スクリュー軸が接続されたモータと、
    前記スクリュー溝に歯を噛み合わせて回転し、前記スクリューロータと共に、冷媒を圧縮する圧縮室を形成する一対のゲートロータと、
    前記内筒の内周面から径方向外側に突出し軸方向に延びる２つの半円筒状のスライドバルブ収納溝と、
    各前記スライドバルブ収納溝内に備えられ、前記冷媒の圧縮比を調節、あるいは、前記冷媒の圧縮容量を調整するスライドバルブと、
    前記モータとは軸方向の反対側に、前記スクリュー軸を回転可能に支持する軸受と、前記軸受を収納する軸受ハウジングを前記内筒の内側に備え、
    前記ケーシング内の前記圧縮室の吐出ポートよりも前記軸受側において、前記ケーシングの前記外筒と、前記中間筒に囲まれた、前記吐出ポートに連通する高圧空間の中に、
    前記高圧空間の冷媒よりも低温、低圧であって、前記ケーシング内の前記吐出ポートよりも前記モータ側の低圧空間の冷媒よりも高温、高圧である中間圧冷媒が、前記ケーシングの外部から供給される中間圧室を備え、
    前記中間圧室と、前記低圧空間とは、連通しているスクリュー圧縮機。
  2. 前記中間圧室は、前記スライドバルブと隣接しない位置に備えられている請求項１に記載のスクリュー圧縮機。
  3. 前記中間圧室は、２つの前記スライドバルブの周方向の間、かつ、前記スライドバルブよりも径方向外側に設けられている請求項１又は請求項２に記載のスクリュー圧縮機。
  4. 前記中間圧冷媒は、前記スクリュー圧縮機から外部の凝縮器と蒸発器とを通って、前記スクリュー圧縮機に循環する冷媒回路の、前記凝縮器から前記蒸発器に流れる冷媒回路から分岐して前記中間圧室に供給される請求項１から請求項３のいずれか１項に記載のスクリュー圧縮機。
  5. 前記軸受ハウジングは、前記モータ側に向かって軸方向に凹んだ円環状の第一溝を備え、
    前記中間圧室と、前記第一溝とは、連通路によって連通し、
    前記内筒は、径方向外側に凹み、軸方向に延在して前記低圧空間に連通する第二溝を備え、前述の第一溝と、前記第二溝とは、径方向に連通している請求項１から請求項４のいずれか１項に記載のスクリュー圧縮機。
  6. 前記外筒の外周面に、固定用の２つの固定脚を備え、
    前記中間圧室は、２つの前記固定脚の間の径方向内側以外の部分に設けられている請求項１から請求項５のいずれか１項に記載のスクリュー圧縮機。
  7. 前記ケーシングの中心軸に対して対称となる位置にそれぞれ前記中間圧室を設けている請求項１から請求項６のいずれか１項に記載のスクリュー圧縮機。
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