WO2024034235A1 - 油冷式スクリュー圧縮機 - Google Patents

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WO2024034235A1
WO2024034235A1 PCT/JP2023/020134 JP2023020134W WO2024034235A1 WO 2024034235 A1 WO2024034235 A1 WO 2024034235A1 JP 2023020134 W JP2023020134 W JP 2023020134W WO 2024034235 A1 WO2024034235 A1 WO 2024034235A1
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WO
WIPO (PCT)
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oil
pair
casing
screw
lubricating oil
Prior art date
Application number
PCT/JP2023/020134
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
雄太 梶江
謙次 森田
茂幸 頼金
Original Assignee
株式会社日立産機システム
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Filing date
Publication date
Application filed by 株式会社日立産機システム filed Critical 株式会社日立産機システム
Publication of WO2024034235A1 publication Critical patent/WO2024034235A1/ja

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C18/12—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C18/14—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C18/16—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with helical teeth, e.g. chevron-shaped, screw type
    • 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
    • F04C29/02—Lubrication; Lubricant separation

Definitions

  • the present invention relates to an oil-cooled screw compressor.
  • communication ports are provided not only in the lower part but also in the upper part of the partition wall that partitions the suction flow path (suction chamber) and the gear chamber, and each gear of the speed increasing device creates a mist-like shape.
  • the lubricating oil mixed with the intake air is flowed into the suction flow path to prevent excessive lubricating oil from remaining in the gear chamber, and to reduce power loss due to agitation of the lubricating oil in the speed-up gear.
  • a communication port is not provided in the upper part of the partition wall, but a communication passage is provided that communicates the suction flow path with the lower part of the gear chamber.
  • a device that utilizes the differential pressure between the suction pressure of the suction flow path and the gear chamber pressure to cause lubricating oil accumulated in the lower part of the gear chamber to flow into the suction flow path via the communication path.
  • the opening of the communication passage is provided in the side wall of the bore chamber in which the pair of screw rotors are accommodated.
  • the centrifugal force of the screw rotor acts in the opposite direction to the inflow direction of the lubricating oil, it is difficult to smoothly flow the lubricating oil into the bore chamber.
  • An object of the present invention is to provide an oil-cooled screw compressor that can efficiently and stably recover lubricating oil and suppress stagnation of excess lubricating oil.
  • the present invention provides a compressor main body including a pair of screw rotors, a casing having a bore chamber that rotatably accommodates the pair of screw rotors in an engaged state, and a drive motor.
  • a gear chamber that houses therein a power transmission gear that transmits rotation to the pair of screw rotors via a rotor shaft, and has an oil discharge port on the bottom surface for discharging lubricating oil, the oil discharge port being
  • the casing communicates with an oil inlet opening in the casing so as to be located between the suction side end surfaces of the pair of screw rotors and the suction side inner wall surface opposite to the suction side end surfaces of the pair of screw rotors; , the oil inlet is located at a position higher than the bottom of the casing in the inclined portion; It is set in.
  • the present invention it is possible to suppress excess lubricating oil from stagnation in the gear chamber, and also to suppress the influence of centrifugal force accompanying the rotation of a pair of screw rotors on the inflow of lubricating oil, thereby stabilizing the lubricating oil efficiently. This reduces the power loss caused by agitation of the lubricating oil by the power transmission gear.
  • FIG. 1 is a schematic horizontal cross-sectional view of an oil-cooled screw compressor according to a first embodiment of the present invention.
  • 2 is a sectional view taken along line II-II in FIG. 1.
  • FIG. 3 is a sectional view taken along line III-III in FIGS. 1 and 2.
  • FIG. 1 is an oil supply system diagram of an oil-cooled screw compressor according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a schematic horizontal cross-sectional view of an oil-cooled screw compressor according to a second embodiment of the present invention.
  • 6 is a sectional view taken along line VI-VI in FIG. 5.
  • FIG. FIG. 2 is a sectional view taken along line II-II shown in FIG. 1 in an oil-cooled screw compressor according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a schematic horizontal cross-sectional view of an oil-cooled screw compressor according to a first embodiment of the present invention. Further, FIG. 2 is a sectional view taken along line II-II in FIG. FIG. 3 is a sectional view taken along line III--III in FIGS. 1 and 2.
  • the oil-cooled screw compressor of this embodiment is a compressor that has a compressor main body 1 and a power transmission device 2, and the rotational speed of a drive motor (not shown) is increased by the power transmission device 2, for example, to compress the compressor. It can be transmitted to the main body 1.
  • the compressor main body 1 is a device that compresses gas, and includes a pair of screw rotors 11 and a casing 12 having a bore chamber 12c that rotatably accommodates the pair of screw rotors 11 in an engaged state.
  • the pair of screw rotors 11 includes a driving side screw rotor 11a and a driven side screw rotor 11b.
  • the screw rotor 11a on the drive side is a male screw rotor (male rotor 11a)
  • the screw rotor 11b on the driven side is a female screw rotor (female rotor 11b).
  • the rotor 11b meshes with each other and rotates.
  • the male rotor 11a includes a male rotor tooth portion 11aa, a suction side rotor shaft 11ac protruding from a suction side end surface 11ab of the male rotor tooth portion 11aa, and a discharge side rotor shaft 11ae protruding from a discharge side end surface 11ad of the male rotor tooth portion 11aa. It has
  • a plurality of spiral male teeth (lobes) are formed on the male rotor tooth portion 11aa, and tooth spaces are formed between the plurality of male teeth.
  • the suction side rotor shaft 11ac is rotatably supported by a suction side bearing 13a, and extends into the power transmission device 2 from a through hole 12aaa provided in a suction side side wall 12aa of the casing 12 on the power transmission device 2 side, for example.
  • a driven gear 21b is fixed to the suction side rotor shaft 11ac extending into the power transmission device 2.
  • the discharge side rotor shaft 11ae is rotatably supported by a plurality of (three in this embodiment) discharge side bearings 13b.
  • the female rotor 11b includes a female rotor tooth portion 11ba, a suction side rotor shaft 11bc protruding from a suction side end surface 11bb of the female rotor tooth portion 11ba, and a discharge side rotor shaft 11be protruding from a discharge side end surface 11bd of the female rotor tooth portion 11ba. It has
  • a plurality of spiral female teeth are formed on the female rotor tooth portion 11ba, and tooth grooves are formed between the plurality of female teeth.
  • the suction side rotor shaft 11bc is rotatably supported by a suction side bearing 13c.
  • the discharge side rotor shaft 11be is rotatably supported by a plurality of (three in this embodiment) discharge side bearings 13d.
  • the casing 12 is a housing that covers the pair of screw rotors 11, and includes a main casing 12a and a discharge side casing 12b.
  • the casing 12 is formed with a bore chamber 12c that accommodates the male rotor teeth 11aa of the male rotor 11a and the female rotor teeth 11ba of the female rotor 11b in a mutually meshed state.
  • the bore chamber 12c is two cylindrical spaces that partially overlap, and the opening on one side in the axial direction (the left side of the main casing 12a in FIGS. 1 and 2) formed in the main casing 12a is closed by the discharge side casing 12b. It is formed by
  • the bore chamber 12c has the following three inner walls.
  • the male side inner circumferential wall 12ca which is the first inner wall, is an inner wall that covers the outside of the male rotor tooth portion 11aa in the radial direction, and has a curved surface.
  • the female side inner circumferential wall 12cb which is the second inner wall, is an inner wall that covers the radially outer side of the female rotor tooth portion 11ba and has a curved surface.
  • the discharge-side inner wall 12cc which is the third inner wall, is a flat inner wall that faces the discharge-side end surface 11ad of the male rotor tooth portion 11aa and the discharge-side end surface 11bd of the female rotor tooth portion 11ba.
  • a male rotor tooth is provided on the suction side of the male rotor tooth portion 11aa and the female rotor tooth portion 11ba (on the right side in FIGS. 1 and 2) so as to cover the part where the male rotor tooth portion 11aa and the female rotor tooth portion 11ba mesh from below.
  • a suction side inner wall 12cd (see FIGS. 1 and 3) is formed in close contact with a portion of the suction side end surface 11ab of the rotor tooth portion 11aa and a portion of the suction side end surface 11bb of the female rotor tooth portion 11ba.
  • a plurality of male-side working chambers whose suction side (right side in FIGS. 1 and 2) is open are formed by the male rotor teeth 11aa, the male-side inner circumferential wall 12ca, and the discharge-side inner wall 12cc.
  • a plurality of female-side working chambers whose suction side (right side in FIGS. 1 and 2) is open are formed by the female rotor tooth portion 11ba, the female-side inner circumferential wall 12cb, and the discharge-side inner wall 12cc.
  • the plurality of male-side working chambers and the plurality of female-side working chambers are formed by the male rotor 11a and the female rotor 11b meshing with each other and rotating to reach a position in close contact with the suction-side inner wall 12cd. 2) is closed by the suction side inner wall 12cd.
  • Suction side bearing chambers 12ab and 12ac that accommodate suction side bearings 13a and 13c are provided in the suction side wall 12aa of the main casing 12a.
  • the discharge side casing 12b is provided with discharge side bearing chambers 12bb and 12bc that accommodate discharge side bearings 13b and 13d.
  • a discharge side cover 12d that fixes the discharge side bearing 13b and closes the discharge side bearing chamber 12bb, and a discharge side cover 12e that fixes the discharge side bearing 13d and closes the discharge side bearing chamber 12bc are attached to the discharge side casing 12b. It is being
  • the main casing 12a is provided with a suction passage 12ad upstream of the bore chamber 12c.
  • the suction flow path 12ad is a flow path that communicates between the outside of the main casing 12a and the suction side opening of the bore chamber 12c.
  • the main casing 12a is disposed in the suction passage 12ad so as to be located between the suction side end surfaces 11ab and 11bb of the pair of screw rotors 11 and the suction side inner wall surface 12ae of the main casing 12a opposite to the suction side end surfaces 11ab and 11bb.
  • An oil inlet 12af that opens to is provided.
  • the main casing 12a has a downward slope that descends toward the bottom 12ag of the main casing 12a, which faces the lower end of one of the pair of screw rotors 11 (in this embodiment, the male rotor 11a). It has an inclined portion 12ah.
  • the oil inlet 12af is provided at a higher position than the bottom 12ag of the main casing 12a in the inclined portion 12ah.
  • the oil inlet 12af is connected to the inner circumferential surface 12ai of the main casing 12a from the bottom 12ag of the main casing 12a in the rotational direction (in this embodiment, the male rotor 11a) of one of the pair of screw rotors (in this embodiment, the male rotor 11a). It is preferable that it be located at a location elevated in the rotational direction 11af).
  • the main casing 12a is provided with a first oil supply passage 12aj that supplies lubricating oil into the bore chamber 12c.
  • the discharge side casing 12b is provided with a discharge passage 12bf for discharging a mixture of compressed gas and lubricating oil from the bore chamber 12c to the outside of the casing 12.
  • the discharge flow path 12bf communicates the discharge side opening of the bore chamber 12c with the outside of the casing 12.
  • the discharge side casing 12b also includes a second oil supply passage 12ba that supplies lubricating oil into the discharge side bearing chambers 12bb and 12bc, and a first communication passage 12b that communicates the discharge side bearing chambers 12bb and 12bc with the bore chamber 12c. and is provided.
  • the power transmission device 2 is a device that increases, for example, the rotational speed of a drive motor (not shown) and transmits it to the compressor body 1, and includes a pair of power transmission gears 21 and a gear case 22.
  • the pair of power transmission gears 21 includes a drive gear 21a fixed to a drive shaft 23 (see FIG. 1) coupled to an output shaft of a drive motor (not shown), and a drive gear 21a fixed to a suction rotor shaft 11ac of a male rotor 11a.
  • a drive gear 21b is provided.
  • the drive gear 21a and the driven gear 21b mesh with each other, and transmit the rotation of the drive motor to the pair of screw rotors 11 via the suction side rotor shaft 11ac.
  • the rotational speed of the suction side rotor shaft 11ac can be increased or decreased relative to the rotational speed of the drive motor depending on the tooth ratio of the driving gear 21a and the driven gear 21b.
  • the oil-cooled screw compressor of the present embodiment can bring the pair of screw rotors 11 to a predetermined rotational speed without changing the drive motor.
  • the gear case 22 is a casing that is attached to the end surface 12ak of the suction side wall 12aa of the main casing 12a, and forms a gear chamber 24 that accommodates the power transmission gear 21 therein between the inner peripheral surface of the gear case 22 and the end surface 12ak. It is.
  • a third oil supply path 22a (see FIG. 2) is provided in the gear case 22 above the pair of power transmission gears 21. Lubricating oil is supplied to the pair of power transmission gears 21 from the third oil supply path 22a. Furthermore, an oil discharge port 24a for discharging lubricating oil is provided on the bottom surface of the gear chamber 24. The oil outlet 24a communicates with the oil inlet 12af via a second communication passage 12al provided in the main casing 12a.
  • the oil discharge port 24a of this embodiment is preferably provided only at the bottom of the gear chamber 24.
  • the lubricating oil accumulated on the bottom surface of the gear chamber 24 flows into the second communication passage 12al from the oil outlet 24a and fills the second communication passage 12al, thereby eliminating the gas flow between the suction passage 12ad and the gear chamber 24.
  • a pressure difference is created between the flow path 12ad and the gear chamber 24.
  • FIG. 4 is an oil supply system diagram of the oil-cooled screw compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • the oil-cooled screw compressor according to this embodiment supplies lubricating oil to the bore chamber 12c, the discharge side bearing chambers 12bb and 12bc, and the gear chamber 24.
  • the lubricating oil lubricates the male and female rotors 11a, 11b and the discharge side bearings 13b, 13d, cools the compressed gas in the bore chamber 12c, and lubricates the male and female rotors 11a, 11b and the wall surfaces of the bore chamber 12c (male inner peripheral wall 12ca and female It is used for sealing the gap between the side inner circumferential wall 12cb) and the gap between the meshing portion of the male rotor 11a and the female rotor 11b.
  • the oil-cooled screw compressor of this embodiment is provided with an external liquid supply system 3 that supplies lubricating oil.
  • the external liquid supply system 3 includes a gas-liquid separator 31, a lubricating oil cooler 32, an oil filter 33, and a pipe line 34 connecting them.
  • the gas-liquid separator 31 is a device that separates lubricating oil contained in the compressed gas from the compressed gas discharged from the discharge flow path 12bf.
  • the compressed gas from which lubricating oil has been removed is supplied to external equipment (not shown).
  • the separated lubricating oil is stored in the lower part.
  • the lubricating oil stored in the lower part of the gas-liquid separator 31 is cooled by a lubricating oil cooler 32, and then filtered to remove foreign substances by an oil filter 33.
  • the lubricating oil filtered by the oil filter 33 flows into a first pipe 34a, a second pipe 34b, and a third pipe 34c that branch from a pipe 34 connected to the oil filter 33.
  • the lubricating oil that has flowed into the first pipe line 34a is supplied to the first oil supply line 12aj
  • the lubricant oil that has flowed into the second pipe line 34b is supplied to the second oil supply line 12ba
  • the lubricant oil that has flowed into the third pipe line 34c is supplied to the third oil supply path 22a.
  • the lubricating oil is preferably circulated through the external liquid supply system 3 using the pressure of compressed gas flowing into the gas-liquid separator 31, for example, without using a power source such as a pump.
  • the first oil supply passage 12aj is an oil supply passage provided in the main casing 12a to supply lubricating oil to the pair of screw rotors 11 in the bore chamber 12c.
  • the lubricating oil supplied into the bore chamber 12c from the first oil supply path 12aj is discharged from the discharge flow path 12bf to the gas-liquid separator 31 together with the compressed gas, and is recovered by the gas-liquid separator 31.
  • the second oil supply passage 12ba is an oil supply passage provided in the discharge side casing 12b to supply lubricating oil into the discharge side bearing chambers 12bb and 12bc.
  • the lubricating oil supplied to the discharge side bearing chambers 12bb, 12bc through the second oil supply path 12ba lubricates the discharge side bearings 13b, 13d.
  • the lubricating oil that has lubricated the discharge side bearings 13b and 13d is discharged into the bore chamber 12c from a first communication passage 12bd that communicates the discharge side bearing chamber 12bb provided in the discharge side casing 12b and the bore chamber 12c.
  • the lubricating oil discharged into the bore chamber 12c is discharged from the discharge passage 12bf to the gas-liquid separator 31 together with the compressed gas, and is recovered by the gas-liquid separator 31.
  • the third oil supply passage 22a is an oil supply passage provided in the gear case 22 to supply lubricating oil into the gear chamber 24.
  • the lubricating oil supplied into the gear chamber 24 from the third oil supply path 22a lubricates the pair of power transmission gears 21.
  • the lubricating oil that has lubricated the pair of power transmission gears 21 accumulates on the bottom surface of the gear chamber 24.
  • the oil outlet 24a is provided at the bottom of the gear chamber 24. The oil outlet 24a communicates with the oil inlet 12af through a second communication path 12al.
  • the lubricating oil accumulated on the bottom surface of the gear chamber 24 is discharged from the oil outlet 24a to the second communicating passage 12al, and the lubricating oil that has passed through the second communicating passage 12al flows into the suction passage 12ad from the oil inlet 12af. do.
  • the lubricating oil that has flowed into the suction flow path 12ad flows into the bore chamber 12c, is discharged from the discharge flow path 12bf together with the compressed gas to the gas-liquid separator 31, and is recovered by the gas-liquid separator 31.
  • the second communication passage 12al is a flow passage that communicates the oil outlet 24a and the oil inlet 12af, and is provided on the suction side wall 12aa of the main casing 12a.
  • the second communication passage 12al is connected in series to the third oil supply passage 22a via the gear chamber 24. Therefore, all the lubricating oil supplied from the third oil supply passage 22a flows into the suction passage 12ad via the second communication passage 12al.
  • the drive gear 21a of the power transmission device 2 is rotated.
  • the driven gear 21b that meshes with the drive gear 21a rotates.
  • the suction side rotor shaft 11ac rotates, and the male rotor 11a rotates.
  • the male rotor 11a rotates, the male rotor teeth 11aa and the female rotor teeth 11ba that mesh with the male rotor teeth 11aa rotate.
  • the male and female working chambers formed by the male and female rotor teeth 11aa, 11ba and the bore chamber 12c move in the axial direction from the suction side to the discharge side.
  • the inhaled gas is compressed in the axial direction from the suction side to the discharge side.
  • the gas is sucked into the bore chamber 12c from the suction passage 12ad shown in FIG. , supplied to each device.
  • the lubricating oil separated by the gas-liquid separator 31 and stored in the lower part of the gas-liquid separator 31 is cooled by the lubricating oil cooler 32, and then filtered to remove foreign substances by the oil filter 33, and then separated from the first pipe line 34a and the first pipe line 34a. It flows into the second pipe line 34b and the third pipe line 34c.
  • the lubricating oil that has flowed into the first pipe line 34a is supplied to the first oil supply line 12aj, and lubricates the male rotor 11a and female rotor 11b, as well as cooling the compressed gas in the bore chamber 12c. Furthermore, the lubricating oil supplied to the first oil supply path 12aj is supplied to the gaps between the male and female rotors 11a, 11b and the walls of the bore chamber 12c (the male inner circumferential wall 12ca and the female inner circumferential wall 12cb), and between the male rotor 11a and the female rotor. The gap between the meshing portions of the parts 11b and the like is sealed.
  • the lubricating oil that lubricates the male rotor 11a and the female rotor 11b is discharged together with the compressed gas from the discharge passage 12bf to the gas-liquid separator 31, and is recovered by the gas-liquid separator 31.
  • the lubricating oil flowing into the second pipe line 34b is supplied to the second oil supply line 12ba, flows into the discharge side bearing chamber 12bc, and lubricates the discharge side bearings 13b and 13d.
  • the lubricating oil that has lubricated the discharge side bearings 13b and 13d is discharged into the bore chamber 12c through the first communication passage 12bd, and is discharged together with the compressed gas from the discharge flow passage 12bf to the gas-liquid separator 31. It will be collected at 31.
  • the lubricating oil that has flowed into the third pipe line 34c is supplied to the third oil supply line 22a, flows into the gear chamber 24, and lubricates the pair of power transmission gears 21.
  • the lubricating oil that has lubricated the pair of power transmission gears 21 accumulates on the bottom surface of the gear chamber 24 and flows into the oil discharge port 24a.
  • the lubricating oil that has flowed into the oil discharge port 24a accumulates in the second communication passage 12al, and eventually gas cannot flow through the second communication passage 12al.
  • the gear chamber 24 is provided with an oil discharge port 24a only at the bottom of the gear chamber 24 for discharging lubricating oil.
  • the gear chamber 24 and the suction passage 12ad are in communication with each other.As the second communication passage 12al is filled with lubricating oil, gas flow between the suction passage 12ad and the gear chamber 24 is eliminated, and the suction passage A pressure difference is created between the gear chamber 12ad and the gear chamber 24. Since the internal pressure of the suction passage 12ad becomes negative pressure from the gear chamber 24 as the pair of screw rotors 11 sucks gas, the lubricating oil accumulated in the second communication passage 12al flows from the oil inlet 12af into the suction passage 12ad. be sucked into.
  • the lubricating oil that has flowed into the bore chamber 12c is discharged together with the compressed gas from the discharge passage 12bf to the gas-liquid separator 31, and is recovered by the gas-liquid separator 31.
  • the oil inlet 12af is located between the suction side end surfaces 11ab and 11bb of the pair of screw rotors 11 and the suction side inner wall surface 12ae facing the suction side end surfaces 11ab and 11bb. This makes it less susceptible to the centrifugal force of the pair of screw rotors 11 and fluctuations in the suction pressure at the outer periphery of the pair of screw rotors 11, so that lubricating oil can be recovered smoothly and stably.
  • the casing 12 has a sloped part 12ah that slopes downward toward the bottom 12ag (see FIG. 3) of the casing 12, which faces the lower end of one of the pair of screw rotors 11 (in this embodiment, the male rotor 11a).
  • the oil inlet 12af is provided at a higher position than the bottom 12ag of the casing 12 in the inclined portion 12ah. Therefore, the lubricating oil flowing from the oil inlet 12af passes through the inclined portion 12ah, flows to the lower end of one of the pair of screw rotors 11 (in this embodiment, the male rotor 11a), and flows into the bore chamber 12c. Therefore, excess lubricating oil does not stagnate between either one of the pair of screw rotors 11 and the oil inlet 12af, and the lubricating oil can be effectively recovered.
  • an oil discharge port 24a is provided on the bottom surface of the gear chamber 24 for discharging lubricating oil. Therefore, it is possible to suppress excess lubricating oil from stagnation in the gear chamber 24. Further, the lubricating oil accumulated on the bottom surface of the gear chamber 24 is discharged from the oil discharge port 24a to the second communication passage 12al.
  • the second communication passage 12al is filled with the lubricating oil discharged into the second communication passage 12al, the air pressure inside the suction passage 12ad becomes lower than the air pressure inside the gear chamber 24 due to the suction pressure of the pair of screw rotors 11. . Thereby, the lubricating oil accumulated on the bottom surface of the gear chamber 24 can efficiently flow into the suction channel 12ad due to the differential pressure.
  • the oil-cooled screw compressor of the present embodiment can efficiently and stably recover lubricating oil, can prevent excess lubricating oil from stagnation in the gear chamber 24, and can transfer lubricating oil to the power transmission gear 21. Power loss during stirring can be reduced.
  • the oil inlet 12af is located on the inner circumferential surface 12ai of the casing 12 at a location elevated from the bottom 12ag of the casing 12 in the rotational direction 11af of one of the pair of screw rotors 11 (in this embodiment, the male rotor 11a). positioned. Thereby, the lubricating oil overflowing from the oil inlet 12af flows in the opposite direction to the rotational direction 11af of either one of the pair of screw rotors 11 (in this embodiment, the male rotor 11a).
  • the lubricating oil flowing from the oil inlet is dragged by the rotation of one of the pair of screw rotors 11 (in this embodiment, the male rotor 11a). stagnation in the rotation direction can be suppressed.
  • FIG. 5 is a horizontal sectional view of the oil-cooled screw compressor according to this embodiment.
  • FIG. 6 is a sectional view taken along line VI-VI in FIG. Note that in FIGS. 5 and 6, the same reference numerals as those shown in FIGS. 1 to 4 refer to similar parts, so a detailed explanation thereof will be omitted.
  • the oil-fed screw compressor according to this embodiment differs from the oil-fed screw compressor according to the first embodiment in the position of the oil inlet 212af. That is, the oil inlet 212af of the oil-fed screw compressor according to the present embodiment is connected from the bottom 212ag of the casing 12 in the rotation direction of one of the pair of screw rotors 11 (the female rotor 11b in this embodiment). In this embodiment, it is located at a location raised in the opposite direction to the rotation direction 211af).
  • the second communication passage 212al extends downward from the oil inlet 212af and then extends toward the bottom side of the gear chamber 24.
  • An oil discharge port (not shown) provided on the bottom surface of the gear chamber 24 is formed at the tip of the second communication passage 212al.
  • the inclined portion 212ah is inclined toward the bottom portion 212ag of the casing 12, which faces the lower end of the screw rotor (the female rotor 11b in this embodiment) having a smaller outer diameter among the pair of screw rotors 11.
  • the oil inlet 212af is preferably provided at a higher position than the bottom 212ag of the casing 12 of the inclined portion 212ah.
  • the oil inlet 212af is located on the inner circumferential surface 212ai of the casing 12 at a location raised from the bottom 212ag of the casing 12 in a direction opposite to the rotational direction 211af of one of the pair of screw rotors 11.
  • the lubricating oil overflowing from the oil inlet 212af flows along the downward slope slope 212ah in the same direction as the rotational direction 211af of one of the pair of screw rotors 11 (female rotor 11b in this embodiment).
  • the oil is dragged by the end face of the female rotor 11b and flows to the lower end of the female rotor 11b, so that the oil can be recovered more effectively.
  • the lubricating oil is recovered while further suppressing the influence of centrifugal force caused by the rotation of the pair of screw rotors 11, the lubricating oil can be recovered more efficiently and stably, and excess lubricating oil does not stagnate in the gear chamber. This further reduces power loss caused by agitation of lubricating oil by the power transmission gear.
  • the inclined portion 212ah is preferably inclined toward the bottom portion 212ag of the casing 12, which faces the lower end of the screw rotor (the female rotor 11b in this embodiment) having a smaller outer diameter among the pair of screw rotors 11.
  • the centrifugal force caused by the rotation of the pair of screw rotors 11 is smaller in the screw rotor with a smaller outer diameter (the female rotor 11b in this embodiment) than in the screw rotor with a larger outer diameter (the male rotor 11a in this embodiment).
  • the inclined portion 212ah is inclined toward the bottom portion 212ag of the casing 12 that faces the lower end of the screw rotor (female rotor 11b) having a smaller outer diameter among the pair of screw rotors 11, and the oil inlet 212af is inclined toward the bottom portion 212ag of the casing 12.
  • the portion 212ah is provided at a higher position than the bottom portion 212ag of the casing 12. This suppresses the influence of centrifugal force caused by the rotation of one of the pair of screw rotors 11 on the lubricating oil overflowing from the oil inlet 212af, for example, reduces the agitation power for the lubricating oil by one of the pair of screw rotors 11. can do. Thereby, the lubricating oil can be efficiently and stably recovered, excess lubricating oil can be prevented from stagnation in the gear chamber 24, and power loss caused by agitation of the lubricating oil by the power transmission gear 21 can be reduced.
  • FIG. 7 is a cross-sectional view taken along the line II-II shown in FIG. 1 of the oil-cooled screw compressor according to the third embodiment. Note that in FIG. 7, the same reference numerals as those shown in FIGS. 1 to 4 refer to similar parts, so a detailed explanation thereof will be omitted.
  • the oil-fed screw compressor according to this embodiment differs from the oil-fed screw compressors according to the first and second embodiments in the direction in which the inclined portion extends. That is, the oil inlets 12af and 212af according to the first and second embodiments are located at positions raised in one of the rotational directions of the pair of screw rotors 11 or in the opposite direction. Therefore, the inclined portions 12ah and 212ah of the oil-fed screw compressors according to the first and second embodiments extend along the rotational direction of one of the pair of screw rotors 11 or the opposite direction thereof. On the other hand, the inclined portion 312ah of the oil-cooled screw compressor according to the present embodiment extends along the axial direction of the pair of screw rotors 11.
  • the lubricating oil can be collected smoothly and stably, it is possible to further suppress excess lubricating oil from stagnation in the gear chamber 24, and it is possible to further reduce power loss caused by agitation of the lubricating oil by the power transmission gear 21.
  • the present invention is not limited to the embodiments described above, and includes various modifications.
  • the embodiments described above have been described in detail to explain the present invention in an easy-to-understand manner, and the present invention is not necessarily limited to having all the configurations described.
  • the embodiment of the present invention may have the following aspects.
  • the lubricating oil may be circulated through the external liquid supply system 3 using a power source such as a pump.
  • the oil inlet 12af is located at a position raised in the rotational direction 11af of the male rotor 11a.
  • the present invention is not limited thereto, and the oil inlet 12af may be located at a position raised in the opposite direction to the rotational direction 11af.
  • the oil inlet 212af is located at a location raised in the opposite direction to the rotational direction 211af of the female rotor 11b.
  • the present invention is not limited thereto, and the oil inlet 212af may be located at a position raised in the rotational direction 211af.
  • a first communication passage is provided inside the pair of screw rotors 11, and the oil inlet of the first communication passage faces the suction side end surfaces 11ab, 11bb and the suction side end surfaces 11ab, 11bb of the pair of screw rotors 11. It may be located between the suction side inner wall surface 12ae and the suction side inner wall surface 12ae.
  • Gas-liquid separator 32... Lubricating oil cooler, 33... Oil filter, 34...Pipe line, 211af...Rotation direction, 212af...Oil inlet, 212ag...Bottom, 212ah...Slanted part, 212al...Second communication path, 312ae...Oil inlet, 312ah...Slanted part

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Abstract

一対のスクリューロータ（１１）を備える圧縮機本体（１）と、回転を一対のスクリューロータ（１１）に伝達する動力伝達ギア（２１）を内部に収容し、底面に潤滑油の油排出口（２４ａ）を有するギア室（２４）と、を備え、油排出口（２４ａ）は一対のスクリューロータ（１１）の吸込側端面（１１ａｂ），（１１ｂｂ）と、吸込側端面（１１ａｂ），（１１ｂｂ）に対向する吸込側内壁面（１２ａｅ）との間に位置するようにケーシング（１２）に開口する油流入口（１２ａｆ）に連通し、ケーシング（１２）は一対のスクリューロータ（１１）のいずれか一方の下端と対向するケーシング（１２）の底部（１２ａｇ）に向かって下る下り勾配の傾斜部（１２ａｈ）を有し、油流入口（１２ａｆ）は傾斜部（１２ａｈ）においてケーシング（１２）の底部（１２ａｇ）よりも高い位置に設けられている。

Description

油冷式スクリュー圧縮機
　本発明は、油冷式スクリュー圧縮機に関する。
　動力伝達ギアを介して駆動モータの回転を圧縮機本体に伝達する油冷式ガス圧縮機において、動力伝達ギアに供給された潤滑油を効率的に回収することは、潤滑油が動力伝達ギアによって攪拌される動力ロスを低減することに繋がるため、効率向上の要となっている。
　例えば、特許文献１の油冷式スクリュー圧縮機では、吸込流路（吸入室）とギア室間を仕切る隔壁に下部だけでなく上部にも連通口を設け、増速装置の各ギアでミスト状にした潤滑油を吸入空気と混合して吸込流路に流入させ、ギア室に潤滑油が過剰に滞留することを抑制し、増速ギアの潤滑油撹拌に伴う動力ロスを減少させている。
特開２００３－２７８６７４号公報
　一方、潤滑油を効果的に回収する構造として、特許文献１の油冷式スクリュー圧縮機と異なり隔壁の上部に連通口を設けず、吸込流路とギア室の下部を連通する連通路を設け、吸込流路の吸込み圧とギア室内圧との差圧を利用してギア室の下部に溜まった潤滑油を吸込流路に当該連通路を介して流入させるものがある。
　しかしながら、この構造では、連通路内が潤滑油で満たされないと吸込流路とギア室の間に気圧差が発生しないため、連通路内に潤滑油が満たされない場合には潤滑油を効率良く回収出来ず、ギア室に余剰な潤滑油が停滞する虞がある。
　また他の構造として、連通路の開口を一対のスクリューロータが収容されるボア室の側壁に設けるものがある。この場合、スクリューロータの遠心力が潤滑油の流入方向に対して逆向きに働くため、ボア室内にスムーズに潤滑油を流入させることが難しい。
　もちろん、スクリューロータの遠心力よりも潤滑油を吸込する力が大きければ、ボア室内への潤滑油の流入は容易にできる。しかし、ボア室における連通路の開口における吸込圧は、回転するスクリューロータの歯部と溝部で異なり、歯部と溝部が当該開口を通過する際に大きく変動するため、安定して潤滑油を回収することは難しい。
　さらに上記の他の構造の変形例として、連通路の開口を一対のスクリューロータのいずれか一方の下端より下方に設けるものがある。しかし、この場合には、一対のスクリューロータのいずれか一方と開口との間に余剰な潤滑油が停滞しやすく、効率の良い潤滑油の回収が阻害される虞がある。
　本発明の目的は、潤滑油を効率よく安定して回収して余剰な潤滑油が停滞することを抑制できる油冷式スクリュー圧縮機を提供することにある。
　上記目的を達成するために、本発明は、一対のスクリューロータと、前記一対のスクリューロータを噛み合った状態で回転可能に収容するボア室を有するケーシングと、を備える圧縮機本体と、駆動モータの回転を前記一対のスクリューロータにロータ軸を介して伝達する動力伝達ギアを内部に収容し、底面に潤滑油を排出するための油排出口を有するギア室と、を備え、前記油排出口は、前記一対のスクリューロータの吸込側端面と前記一対のスクリューロータの吸込側端面に対向する吸込み側内壁面との間に位置するように前記ケーシングに開口する油流入口に連通し、前記ケーシングは、前記一対のスクリューロータのいずれか一方の下端と対向する前記ケーシングの底部に向かって下る下り勾配の傾斜部を有し、前記油流入口は、前記傾斜部において前記ケーシングの底部よりも高い位置に設けられている。
　本発明によれば、余剰な潤滑油がギア室に停滞することを抑制するとともに、潤滑油の流入に対する一対のスクリューロータの回転に伴う遠心力の影響を抑制できるので、潤滑油を効率よく安定して回収し、潤滑油が動力伝達ギアによって攪拌される動力ロスを低減できる。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実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機の水平断面の概略図である。 図１のII－II断面図である。 図１，２のIII－III断面図である。 本発明の第１実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機の給油系統図である。 本発明の第２実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機の水平断面の概略図である。 図５のVI－VI断面図である。 本発明の第３実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機における図１に示すII－II断面の断面図である。
　以下、図面を用いて、本発明の第１～第３の実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機の構成及び動作について説明する。なお、各図において、同一符号は同一部分を示す。
　　（第１実施形態）
　図１は本発明の第１実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機の水平断面の概略図である。また、図２は図１のII－II断面図である。図３は、図１，２のIII－III断面図である。
　本実施形態の油冷式スクリュー圧縮機は、圧縮機本体１と動力伝達装置２とを有する圧縮機で、図示しない駆動モータの回転速度を動力伝達装置２により、例えば増速させて、圧縮機本体１に伝達させることができる。
　圧縮機本体１は、気体を圧縮する装置で、一対のスクリューロータ１１と、一対のスクリューロータ１１を噛み合った状態で回転可能に収容するボア室１２ｃを有するケーシング１２と、を備える。
　一対のスクリューロータ１１は、駆動側のスクリューロータ１１ａと被駆動側のスクリューロータ１１ｂとを備える。本実施形態では、駆動側のスクリューロータ１１ａは雄型のスクリューロータ（雄ロータ１１ａ）で、被駆動側のスクリューロータ１１ｂは雌型のスクリューロータ（雌ロータ１１ｂ）であり、雄ロータ１１ａと雌ロータ１１ｂとは互いに噛み合い回転する。
　雄ロータ１１ａは、雄ロータ歯部１１ａａと、雄ロータ歯部１１ａａの吸込側端面１１ａｂから突出する吸込側ロータ軸１１ａｃと、雄ロータ歯部１１ａａの吐出側端面１１ａｄから突出する吐出側ロータ軸１１ａｅとを有している。
　雄ロータ歯部１１ａａには、螺旋状の複数の雄歯（ローブ）が形成され、複数の雄歯間には歯溝が形成されている。吸込側ロータ軸１１ａｃは、吸込側軸受１３ａにより回転可能に支持され、例えば、ケーシング１２の動力伝達装置２側の吸込側側壁１２ａａに設けられた貫通孔１２ａａａから動力伝達装置２内に延出している。動力伝達装置２内に延出した吸込側ロータ軸１１ａｃには、被駆動ギア２１ｂが固定されている。また、吐出側ロータ軸１１ａｅは、複数（本実施形態では３つ）の吐出側軸受１３ｂにより回転可能に支持されている。
　雌ロータ１１ｂは、雌ロータ歯部１１ｂａと、雌ロータ歯部１１ｂａの吸込側端面１１ｂｂから突出する吸込側ロータ軸１１ｂｃと、雌ロータ歯部１１ｂａの吐出側端面１１ｂｄから突出する吐出側ロータ軸１１ｂｅとを有している。
　雌ロータ歯部１１ｂａには、螺旋状の複数の雌歯が形成され、複数の雌歯間には歯溝が形成されている。吸込側ロータ軸１１ｂｃは、吸込側軸受１３ｃにより回転可能に支持されている。吐出側ロータ軸１１ｂｅは、複数（本実施形態では３つ）の吐出側軸受１３ｄにより回転可能に支持されている。
　ケーシング１２は、一対のスクリューロータ１１を覆う筐体で、メインケーシング１２ａと吐出側ケーシング１２ｂとを備えている。ケーシング１２には、雄ロータ１１ａの雄ロータ歯部１１ａａと雌ロータ１１ｂの雌ロータ歯部１１ｂａとを互いに噛み合った状態で収容するボア室１２ｃが形成されている。
　ボア室１２ｃは、一部重複する２つの円筒状空間で、メインケーシング１２ａに形成された軸方向の一方側（図１と図２におけるメインケーシング１２ａの左側）の開口を吐出側ケーシング１２ｂで閉塞することによって形成されている。
　ボア室１２ｃは、以下の３つの内壁を有する。第１の内壁である雄側内周壁１２ｃａは、雄ロータ歯部１１ａａの径方向の外側を覆う内壁で曲面により形成されている。第２の内壁である雌側内周壁１２ｃｂは、雌ロータ歯部１１ｂａの径方向の外側を覆う内壁で曲面により形成されている。第３の内壁である吐出側内壁１２ｃｃは、雄ロータ歯部１１ａａの吐出側端面１１ａｄと雌ロータ歯部１１ｂａの吐出側端面１１ｂｄとに対向する内壁で平面により形成されている。なお、雄ロータ歯部１１ａａと雌ロータ歯部１１ｂａの吸込側（図１，２の右側）には、雄ロータ歯部１１ａａと雌ロータ歯部１１ｂａとが噛み合う部分を下方から覆うように、雄ロータ歯部１１ａａの吸込側端面１１ａｂの一部と雌ロータ歯部１１ｂａの吸込側端面１１ｂｂの一部とに密接する吸込側内壁１２ｃｄ（図１，３参照）が形成されている。
　雄ロータ歯部１１ａａと雄側内周壁１２ｃａと吐出側内壁１２ｃｃとにより吸込側（図１，２の右側）が開口する複数の雄側作動室が形成される。また、雌ロータ歯部１１ｂａと雌側内周壁１２ｃｂと吐出側内壁１２ｃｃとにより吸込側（図１，２の右側）が開口する複数の雌側作動室が形成される。複数の雄側作動室と複数の雌側作動室とは、雄ロータ１１ａと雌ロータ１１ｂとが互いに噛み合って回転し、吸込側内壁１２ｃｄと密接する位置に至ることにより、吸込側（図１，２の右側）が吸込側内壁１２ｃｄによって閉口される。
　メインケーシング１２ａの吸込側側壁１２ａａには、吸込側軸受１３ａ，１３ｃを収容する吸込側軸受室１２ａｂ，１２ａｃが設けられている。吐出側ケーシング１２ｂには、吐出側軸受１３ｂ，１３ｄを収容する吐出側軸受室１２ｂｂ，１２ｂｃが設けられている。また、吐出側ケーシング１２ｂには、吐出側軸受１３ｂを固定し吐出側軸受室１２ｂｂを塞ぐ吐出側カバー１２ｄと、吐出側軸受１３ｄを固定し吐出側軸受室１２ｂｃを塞ぐ吐出側カバー１２ｅとが取り付けられている。
　メインケーシング１２ａには、図２に示すように、ボア室１２ｃの上流に吸込流路１２ａｄが設けられている。吸込流路１２ａｄは、メインケーシング１２ａの外部とボア室１２ｃの吸入側開口とを連通する流路である。
　吸込流路１２ａｄには、一対のスクリューロータ１１の吸込側端面１１ａｂ，１１ｂｂと、吸込側端面１１ａｂ，１１ｂｂに対向するメインケーシング１２ａの吸込側内壁面１２ａｅとの間に位置するようにメインケーシング１２ａに開口する油流入口１２ａｆが設けられている。
　また、メインケーシング１２ａは、図３に示すように、一対のスクリューロータ１１のいずれか一方（本実施形態では雄ロータ１１ａ）の下端と対向するメインケーシング１２ａの底部１２ａｇに向かって下る下り勾配の傾斜部１２ａｈを有している。そして、油流入口１２ａｆは、傾斜部１２ａｈにおいてメインケーシング１２ａの底部１２ａｇよりも高い位置に設けられている。
　また、油流入口１２ａｆは、メインケーシング１２ａの内周面１２ａｉにおいて、メインケーシング１２ａの底部１２ａｇから一対のスクリューロータのいずれか一方（本実施形態では雄ロータ１１ａ）の回転方向（本実施形態では回転方向１１ａｆ）に上昇した箇所に位置していることが好ましい。
　また、図２に示すように、メインケーシング１２ａには、ボア室１２ｃ内に潤滑油を供給する第１給油路１２ａｊが設けられている。また、吐出側ケーシング１２ｂには、ボア室１２ｃとからケーシング１２外へ圧縮気体と潤滑油の混合気を吐出するための吐出流路１２ｂｆが設けられている。吐出流路１２ｂｆは、ボア室１２ｃの吐出側開口とケーシング１２の外部とを連通する。
　また、吐出側ケーシング１２ｂには、吐出側軸受室１２ｂｂ，１２ｂｃ内に潤滑油を供給する第２給油路１２ｂａと、吐出側軸受室１２ｂｂ，１２ｂｃとボア室１２ｃとを連通する第１連通路１２ｂｄとが設けられている。
　動力伝達装置２は、図示しない駆動モータの回転速度を、例えば増速させて圧縮機本体１に伝達させる装置で、一対の動力伝達ギア２１と、ギアケース２２とを備えている。
　一対の動力伝達ギア２１は、図示しない駆動モータの出力軸と結合する駆動側シャフト２３（図１参照）に固定された駆動ギア２１ａと、雄ロータ１１ａの吸込側ロータ軸１１ａｃに固定された被駆動ギア２１ｂとを備える。駆動ギア２１ａと被駆動ギア２１ｂとは噛み合い、駆動モータの回転を一対のスクリューロータ１１に吸込側ロータ軸１１ａｃを介して伝達する。
　駆動ギア２１ａと被駆動ギア２１ｂの歯数比によって、吸込側ロータ軸１１ａｃの回転速度は、駆動モータの回転速度に対して、増速や減速させることが可能である。これにより、本実施形態の油冷式スクリュー圧縮機は、駆動モータを変えることなく、一対のスクリューロータ１１を所定の回転速度にすることができる。
　ギアケース２２は、メインケーシング１２ａの吸込側側壁１２ａａの端面１２ａｋに取り付けられ、ギアケース２２内周面と端面１２ａｋとの間に動力伝達ギア２１を内部に収容するギア室２４を形成する筐体である。
　一対の動力伝達ギア２１の上方のギアケース２２には、第３給油路２２ａ（図２参照）が設けられている。第３給油路２２ａから一対の動力伝達ギア２１に対して潤滑油が供給される。また、ギア室２４の底面には、潤滑油を排出するための油排出口２４ａが設けられている。油排出口２４ａは、メインケーシング１２ａに設けられた第２連通路１２ａｌを介して油流入口１２ａｆに連通する。
　なお、本実施形態の油排出口２４ａは、ギア室２４の底部のみ設けられていることが好ましい。これにより、ギア室２４の底面に溜まった潤滑油が油排出口２４ａから第２連通路１２ａｌに流れ込み充満することにより、吸込流路１２ａｄとギア室２４との間の気体の流通をなくし、吸込流路１２ａｄとギア室２４との間に気圧差を形成させる。
　図４は、本発明の第１実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機の給油系統図である。本実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機は、ボア室１２ｃと吐出側軸受室１２ｂｂ，１２ｂｃとギア室２４とに潤滑油を給油する。潤滑油は、雌雄両ロータ１１ａ、１１ｂと吐出側軸受１３ｂ，１３ｄの潤滑、ボア室１２ｃ内の圧縮気体の冷却、雌雄両ロータ１１ａ、１１ｂとボア室１２ｃの壁面（雄側内周壁１２ｃａと雌側内周壁１２ｃｂ）との隙間や雄ロータ１１ａと雌ロータ１１ｂの噛合い部の隙間等のシール等に使われる。
　図４に示すように、本実施形態の油冷式スクリュー圧縮機には、潤滑油を供給する外部給液系統３が設けられている。外部給液系統３は、気液分離器３１、潤滑油冷却器３２、油濾過器３３、及びそれらを接続する管路３４を備える。
　気液分離器３１は、吐出流路１２ｂｆから吐出された圧縮気体から圧縮気体中に含まれる潤滑油を分離する装置である。潤滑油が除去された圧縮気体は外部機器（図示せず）に供給される。一方、分離された潤滑油は下部に貯留される。
　気液分離器３１の下部に貯留した潤滑油は、潤滑油冷却器３２で冷却された後、油濾過器３３で異物を濾過される。油濾過器３３で濾過された潤滑油は、油濾過器３３と接続する管路３４から分岐する第１管路３４ａと第２管路３４ｂと第３管路３４ｃとに流入する。第１管路３４ａに流入した潤滑油は第１給油路１２ａｊへ供給され、第２管路３４ｂに流入した潤滑油は第２給油路１２ｂａへ供給され、第３管路３４ｃに流入した潤滑油は第３給油路２２ａへ供給される。
　なお、潤滑油は、例えば、ポンプ等の動力源を用いることなく、気液分離器３１内に流入する圧縮気体の圧力を用いて、外部給液系統３を循環させることが好ましい。
　第１給油路１２ａｊは、ボア室１２ｃ内の一対のスクリューロータ１１に潤滑油を供給するためにメインケーシング１２ａに設けられた給油路である。第１給油路１２ａｊからボア室１２ｃ内に供給された潤滑油は、吐出流路１２ｂｆから圧縮された気体とともに気液分離器３１に吐出され、気液分離器３１で回収される。
　第２給油路１２ｂａは、吐出側軸受室１２ｂｂ，１２ｂｃ内に潤滑油を供給するために吐出側ケーシング１２ｂに設けられた給油路である。第２給油路１２ｂａにより吐出側軸受室１２ｂｂ，１２ｂｃに供給された潤滑油は、吐出側軸受１３ｂ，１３ｄを潤滑する。
　吐出側軸受１３ｂ，１３ｄを潤滑した潤滑油は、吐出側ケーシング１２ｂに設けられた吐出側軸受室１２ｂｂとボア室１２ｃを連通する第１連通路１２ｂｄからボア室１２ｃに排出される。ボア室１２ｃに排出された潤滑油は、吐出流路１２ｂｆから圧縮された気体とともに気液分離器３１に吐出され、気液分離器３１で回収される。
　第３給油路２２ａは、ギア室２４内に潤滑油を供給するためにギアケース２２に設けられた給油路である。第３給油路２２ａから、ギア室２４内に供給された潤滑油は一対の動力伝達ギア２１を潤滑する。一対の動力伝達ギア２１を潤滑した潤滑油は、ギア室２４の底面に溜まる。ギア室２４の底面には前記のとおり、油排出口２４ａが設けられている。油排出口２４ａは、第２連通路１２ａｌにより油流入口１２ａｆと連通する。そのため、ギア室２４の底面に溜まった潤滑油は、油排出口２４ａから第２連通路１２ａｌに排出され、第２連通路１２ａｌを通過した潤滑油は油流入口１２ａｆから吸込流路１２ａｄに流入する。吸込流路１２ａｄに流入した潤滑油は、ボア室１２ｃに流入し、吐出流路１２ｂｆから圧縮された気体とともに気液分離器３１に吐出され、気液分離器３１で回収される。
　第２連通路１２ａｌは、前述のように、油排出口２４ａと油流入口１２ａｆとを連通する流路で、メインケーシング１２ａの吸込側側壁１２ａａに設けられている。第２連通路１２ａｌは、第３給油路２２ａにギア室２４を介して直列に接続されている。そのため、第３給油路２２ａから供給された全ての潤滑油は第２連通路１２ａｌを介して吸込流路１２ａｄに流入する。
　次に、第１実施形態に係るスクリュー圧縮機の動作を図１～図４を用いて説明する。
　駆動側シャフト２３と連結する駆動モータを回転させることにより、動力伝達装置２の駆動ギア２１ａを回転させる。駆動ギア２１ａが回転すると、駆動ギア２１ａと噛み合う被駆動ギア２１ｂが回転する。被駆動ギア２１ｂが回転すると、吸込側ロータ軸１１ａｃが回転し、雄ロータ１１ａが回転する。雄ロータ１１ａが回転すると、雄ロータ歯部１１ａａと、これに噛み合う雌ロータ歯部１１ｂａが回転する。
　雄ロータ歯部１１ａａと雌ロータ歯部１１ｂａが回転すると、雄雌両ロータ歯部１１ａａ，１１ｂａとボア室１２ｃとにより形成された雄雌両側の作動室は、吸込側から吐出側へ軸方向に気体を吸入した後、吸込み側から吐出側へ軸方向に吸入した気体を圧縮していく。これにより、気体は図２に示す吸込流路１２ａｄからボア室１２ｃ内に吸い込まれて圧縮され、吐出流路１２ｂｆから気液分離器３１に吐出され、気液分離器３１で潤滑油と分離され、各機器に供給される。
　気液分離器３１で分離され気液分離器３１の下部に貯留した潤滑油は、潤滑油冷却器３２で冷却された後、油濾過器３３で異物を濾過され、第１管路３４ａと第２管路３４ｂと第３管路３４ｃとに流入する。
　第１管路３４ａに流入した潤滑油は第１給油路１２ａｊへ供給され、雄ロータ１１ａと雌ロータ１１ｂとを潤滑するとともに、ボア室１２ｃ内の圧縮気体を冷却する。また、第１給油路１２ａｊへ供給された潤滑油は、雌雄両ロータ１１ａ、１１ｂとボア室１２ｃの壁面（雄側内周壁１２ｃａと雌側内周壁１２ｃｂ）との隙間や雄ロータ１１ａと雌ロータ１１ｂの噛合い部の隙間等を封止する。雄ロータ１１ａと雌ロータ１１ｂとを潤滑等した潤滑油は、圧縮気体と共に吐出流路１２ｂｆから気液分離器３１へ吐出され、気液分離器３１で回収される。
　第２管路３４ｂに流入した潤滑油は第２給油路１２ｂａへ供給され、吐出側軸受室１２ｂｃ内に流入し、吐出側軸受１３ｂ，１３ｄを潤滑する。吐出側軸受１３ｂ，１３ｄを潤滑した潤滑油は、第１連通路１２ｂｄを介してボア室１２ｃ内に排出され、圧縮気体と共に吐出流路１２ｂｆから気液分離器３１へ吐出され、気液分離器３１で回収される。
　第３管路３４ｃに流入した潤滑油は第３給油路２２ａへ供給されギア室２４内に流入し、一対の動力伝達ギア２１を潤滑する。一対の動力伝達ギア２１を潤滑した潤滑油はギア室２４の底面に溜まり油排出口２４ａに流入する。油排出口２４ａに流入した潤滑油は第２連通路１２ａｌ内に溜まっていき、やがて第２連通路１２ａｌを気体が流通できなくする。
　ここで、ギア室２４には潤滑油を排出する油排出口２４ａがギア室２４の底部にのみ設けられていることが好ましい。これにより、連通するギア室２４と吸込流路１２ａｄとは、第２連通路１２ａｌに潤滑油が充満することより吸込流路１２ａｄとギア室２４との間の気体の流通がなくなり、吸込流路１２ａｄとギア室２４との間に気圧差を形成させる。吸込流路１２ａｄの内圧は一対のスクリューロータ１１が気体を吸込むのでギア室２４より負圧になるので、第２連通路１２ａｌ内に溜まった潤滑油は、油流入口１２ａｆから吸込流路１２ａｄ内に吸い込まれる。
　油流入口１２ａｆから吸込流路１２ａｄ内に吸い込まれた潤滑油は、図３に示す傾斜部１２ａｈを底部１２ａｇに向かって流れ下り、ボア室１２ｃに流入する。ボア室１２ｃ内に流入した潤滑油は、圧縮気体と共に吐出流路１２ｂｆから気液分離器３１へ吐出され、気液分離器３１で回収される。
　［効果］
　油流入口をボア室１２ｃの側壁に設けた比較例に係る油冷式スクリュー圧縮機では、一対のスクリューロータ１１の遠心力が潤滑油の流入方向に対して逆向きに働くため、ボア室１２ｃ内にスムーズに潤滑油を流入させることは難しい。仮に、一対のスクリューロータ１１の遠心力よりも潤滑油を吸込する力が大きければ、が大きければ、ボア室内への潤滑油の流入は容易にできる。しかし、ボア室１２ｃの側壁に設けた油流入口１２ａｆにおける吸込み圧は、回転する一対のスクリューロータ１１の歯部と溝部で異なり、歯部と溝部が油流入口１２ａｆを通過する際に大きく変動するため、安定して潤滑油を回収することは難しい。
　一方、本実施形態では、油流入口１２ａｆは一対のスクリューロータ１１の吸込側端面１１ａｂ，１１ｂｂと、吸込側端面１１ａｂ，１１ｂｂに対向する吸込側内壁面１２ａｅとの間に位置する。これにより、一対のスクリューロータ１１の遠心力と、一対のスクリューロータ１１の外周における吸込み圧の変動の影響を受け難くなるため、スムーズかつ安定的に潤滑油を回収できる。
　さらに、ケーシング１２は、一対のスクリューロータ１１のいずれか一方（本実施形態では雄ロータ１１ａ）の下端と対向するケーシング１２の底部１２ａｇ（図３参照）に向かって下る下り勾配の傾斜部１２ａｈを有し、油流入口１２ａｆは、傾斜部１２ａｈにおいてケーシング１２の底部１２ａｇよりも高い位置に設けられている。そのため、油流入口１２ａｆから流入した潤滑油は、傾斜部１２ａｈをつたって一対のスクリューロータ１１のいずれか一方（本実施形態では雄ロータ１１ａ）の下端に流れてボア室１２ｃ内に流入する。そのため、一対のスクリューロータ１１のいずれか一方と油流入口１２ａｆとの間に余剰な潤滑油が停滞せず、効果的に潤滑油を回収できる。
　また、本実施形態では、ギア室２４の底面に潤滑油を排出するための油排出口２４ａが設けられている。そのため、ギア室２４に余剰な潤滑油が停滞することを抑制できる。また、ギア室２４の底面に溜まった潤滑油は油排出口２４ａから第２連通路１２ａｌに排出される。第２連通路１２ａｌに排出された潤滑油が第２連通路１２ａｌ内に充満すると、一対のスクリューロータ１１の吸込み圧によって吸込流路１２ａｄ内の気圧はギア室２４内の気圧に比べて低くなる。これにより、ギア室２４の底面に溜まった潤滑油を差圧によって効率的に吸込流路１２ａｄ内に流入できる。
　これらより、本実施形態の油冷式スクリュー圧縮機は、潤滑油を効率よく安定して回収でき、余剰な潤滑油をギア室２４に停滞することを抑制でき、潤滑油を動力伝達ギア２１によって攪拌される動力ロスを低減できる。
　また、油流入口１２ａｆは、ケーシング１２の内周面１２ａｉにおいて、ケーシング１２の底部１２ａｇから一対のスクリューロータ１１のいずれか一方（本実施形態では雄ロータ１１ａ）の回転方向１１ａｆに上昇した箇所に位置している。これにより、油流入口１２ａｆから溢れ出た潤滑油は、一対のスクリューロータ１１のいずれか一方（本実施形態では雄ロータ１１ａ）の回転方向１１ａｆに対して逆方向に流れる。そのため、ケーシング１２の底部１２ａｇに油流入口がある場合のように、油流入口から流入した潤滑油が一対のスクリューロータ１１のいずれか一方（本実施形態では雄ロータ１１ａ）の回転に引きずられて回転方向側に停滞することを抑制できる。
　　（第２実施形態）
　第２実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機の構成について図５，６を用いて例示説明する。図５は、本実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機の水平断面図である。図６は、図５のVI－VI断面図である。なお、図５，６において、図１～４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。
　本実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機が第１実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機と異なる点は、油流入口２１２ａｆの位置である。即ち、本実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機の油流入口２１２ａｆは、ケーシング１２の底部２１２ａｇから一対のスクリューロータ１１のいずれか一方（本実施形態では雌ロータ１１ｂ）の回転方向（本実施形態では回転方向２１１ａｆ）と反対方向に上昇した箇所に位置している。
　また、図６に示すように、第２連通路２１２ａｌは油流入口２１２ａｆから下方に延伸した後にギア室２４の底面側に延伸する。そして、第２連通路２１２ａｌの先端にはギア室２４の底面に設けられた油排出口（図示せず）が形成されている。
　また、傾斜部２１２ａｈは、一対のスクリューロータ１１のうち外径の小さいスクリューロータ（本実施形態では雌ロータ１１ｂ）の下端と対向するケーシング１２の底部２１２ａｇに向かって傾斜していることが好ましい。油流入口２１２ａｆは、傾斜部２１２ａｈのケーシング１２の底部２１２ａｇよりも高い位置に設けられていることが好ましい。
　［効果］
　本実施形態では、油流入口２１２ａｆが、ケーシング１２の内周面２１２ａｉにおいて、ケーシング１２の底部２１２ａｇから一対のスクリューロータ１１のいずれか一方の回転方向２１１ａｆと反対方向に上昇した箇所に位置している。これにより、油流入口２１２ａｆから溢れ出た潤滑油は、一対のスクリューロータ１１のいずれか一方（本実施形態では雌ロータ１１ｂ）の回転方向２１１ａｆと同じ方向に下る下り勾配の傾斜部２１２ａｈに沿って流れるだけではなく、雌ロータ１１ｂの端面に引きずられて雌ロータ１１ｂの下端に流れていくため、より効果的に油を回収することができる。
　また、潤滑油は一対のスクリューロータ１１の回転による遠心力の影響をさらに抑制して回収されるので、さらに潤滑油を効率よく安定して回収でき、ギア室に余剰な潤滑油が停滞することをさらに抑制でき、潤滑油が動力伝達ギアによって攪拌される動力ロスをさらに低減できる。
　また、傾斜部２１２ａｈは、一対のスクリューロータ１１のうち外径の小さいスクリューロータ（本実施形態では雌ロータ１１ｂ）の下端と対向するケーシング１２の底部２１２ａｇに向かって勾配していることが好ましい。一対のスクリューロータ１１の回転による遠心力は、外径の大きいスクリューロータ（本実施形態では雄ロータ１１ａ）より外径の小さいスクリューロータ（本実施形態では雌ロータ１１ｂ）の方が小さい。
　本実施形態では、傾斜部２１２ａｈが一対のスクリューロータ１１のうち外径の小さいスクリューロータ（雌ロータ１１ｂ）の下端と対向するケーシング１２の底部２１２ａｇに向かって勾配し、油流入口２１２ａｆは、傾斜部２１２ａｈにおいてケーシング１２の底部２１２ａｇよりも高い位置に設けられている。これにより、油流入口２１２ａｆから溢れ出た潤滑油に対する一対のスクリューロータ１１の一方の回転による遠心力の影響を抑制すること、例えば、一対のスクリューロータ１１の一方による潤滑油に対する攪拌動力を小さくすることができる。これにより、潤滑油を効率よく安定して回収でき、ギア室２４に余剰な潤滑油が停滞することを抑制でき、潤滑油が動力伝達ギア２１によって攪拌される動力ロスを低減できる。
　　（第３実施形態）
　第３実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機の構成について図７を用いて例示説明する。図７は、第３実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機における図１に示すII－II断面の断面図である。なお、図７において、図１～４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。
　本実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機が第１，２実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機と異なる点は、傾斜部の延びる方向である。即ち、第１，２実施形態に係る油流入口１２ａｆ，２１２ａｆは一対のスクリューロータ１１のいずれか一方の回転方向またはその反対方向に上昇した箇所に位置している。そのため、第１，２実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機の傾斜部１２ａｈ，２１２ａｈは、一対のスクリューロータ１１のいずれか一方の回転方向またはその反対方向に沿って延びている。それに対し、本実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機の傾斜部３１２ａｈは、一対のスクリューロータ１１の軸方向に沿って延びている。
　［効果］
　本実施形態に係る油冷式スクリュー圧縮機の油流入口１２ａｆから溢れ出た潤滑油は、一対のスクリューロータ１１の軸方向に沿って延びる傾斜部３１２ａｈを流れ下りボア室１２ｃ内に流入する。そのため、潤滑油は一対のスクリューロータ１１が気体を吸込む方向に流れ下るので、一対のスクリューロータ１１の遠心力と一対のスクリューロータ１１の外周における吸込み圧の変動の影響を抑制できる。したがって、スムーズかつ安定的に潤滑油を回収でき、ギア室２４に余剰な潤滑油が停滞することをさらに抑制でき、潤滑油が動力伝達ギア２１によって攪拌される動力ロスをさらに低減できる。
　なお、本発明は上記した実施形態に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上述した実施形態は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施形態の構成の一部を他の実施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・置換をすることが可能である。
　なお、本発明の実施形態は、以下の態様であってもよい。例えば、潤滑油は、例えば、ポンプ等の動力源を用いて外部給液系統３を循環させてもよい。また、第１実施形態では、油流入口１２ａｆが雄ロータ１１ａの回転方向１１ａｆに上昇した箇所に位置している。しかし、これに限定されず油流入口１２ａｆが回転方向１１ａｆの反対方向に上昇した箇所に位置してもよい。また、第２実施形態では、油流入口２１２ａｆが雌ロータ１１ｂの回転方向２１１ａｆの反対方向に上昇した箇所に位置している。しかし、これに限定されず油流入口２１２ａｆが回転方向２１１ａｆに上昇した箇所に位置してもよい。また、第１連通路を一対のスクリューロータ１１の内部に設け、第１連通路の油流入口が、一対のスクリューロータ１１の吸込側端面１１ａｂ，１１ｂｂと、吸込側端面１１ａｂ，１１ｂｂに対向する吸込側内壁面１２ａｅとの間に位置するようにしてもよい。
　１…圧縮機本体、２…動力伝達装置、３…外部給液系統、１１…一対のスクリューロータ、１１ａ…雄ロータ（駆動側のスクリューロータ）、１１ａａ…雄ロータ歯部、１１ａｂ…吸込側端面、１１ａｃ…吸込側ロータ軸、１１ａｄ…吐出側端面、１１ａｅ…吐出側ロータ軸、１１ａｆ…回転方向、１１ｂ…雌ロータ（被駆動側のスクリューロータ）、１１ｂａ…雌ロータ歯部、１１ｂｂ…吸込側端面、１１ｂｃ…吸込側ロータ軸、１１ｂｄ…吐出側端面、１１ｂｅ…吐出側ロータ軸、１２…ケーシング、１２ａ…メインケーシング、１２ａａ…吸込側側壁、１２ａｄ…吸込流路、１２ａｅ…吸込側内壁面、１２ａｆ…油流入口、１２ａｇ…底部、１２ａｈ…傾斜部、１２ａｉ…内周面、１２ａｋ…端面、１２ａｌ…第２連通路、１２ｂ…吐出側ケーシング、１２ｂｆ…吐出流路、１２ｃ…ボア室、２１…動力伝達ギア、２２…ギアケース、２２ａ…第３給油路、２３…駆動側シャフト、２４…ギア室、２４ａ…油排出口、３１…気液分離器、３２…潤滑油冷却器、３３…油濾過器、３４…管路、２１１ａｆ…回転方向、２１２ａｆ…油流入口、２１２ａｇ…底部、２１２ａｈ…傾斜部、２１２ａｌ…第２連通路、３１２ａｅ…油流入口、３１２ａｈ…傾斜部

Claims (5)

  1. 　一対のスクリューロータと、前記一対のスクリューロータを噛み合った状態で回転可能に収容するボア室を有するケーシングと、を備える圧縮機本体と、
    　駆動モータの回転を前記一対のスクリューロータにロータ軸を介して伝達する動力伝達ギアを内部に収容し、底面に潤滑油を排出するための油排出口を有するギア室と、を備え、
    　前記油排出口は、前記一対のスクリューロータの吸込側端面と、前記一対のスクリューロータの吸込側端面に対向する吸込み側内壁面と、の間に位置するように前記ケーシングに開口する油流入口に連通し、
    　前記ケーシングは、前記一対のスクリューロータのいずれか一方の下端と対向する前記ケーシングの底部に向かって下る下り勾配の傾斜部を有し、
    　前記油流入口は、前記傾斜部において前記ケーシングの底部よりも高い位置に設けられていることを特徴とする油冷式スクリュー圧縮機。
  2. 　請求項１の油冷式スクリュー圧縮機において、
    　前記油流入口は、前記ケーシングの内周面において、前記ケーシングの底部から前記一対のスクリューロータのいずれか一方の回転方向に上昇した箇所に位置していることを特徴とする油冷式スクリュー圧縮機。
  3. 　請求項１の油冷式スクリュー圧縮機において、
    　前記油流入口は、前記ケーシングの内周面において、前記ケーシングの底部から前記一対のスクリューロータのいずれか一方の回転方向と反対方向に上昇した箇所に位置していることを特徴とする油冷式スクリュー圧縮機。
  4. 　請求項１の油冷式スクリュー圧縮機において、
    　前記傾斜部は、前記一対のスクリューロータのうち外径の小さいスクリューロータの下端と対向する前記ケーシングの底部に向かって傾斜していることを特徴とする油冷式スクリュー圧縮機。
  5. 　請求項１の油冷式スクリュー圧縮機において、
    　前記傾斜部は、前記一対のスクリューロータの軸方向に沿って延びていることを特徴とする油冷式スクリュー圧縮機。
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* Cited by examiner, † Cited by third party
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JPS5688986A (en) * 1979-12-05 1981-07-18 Bammert Karl Rotary compressor* particularly* screw compressor
JP2002021758A (ja) * 2000-07-11 2002-01-23 Hitachi Ltd 油冷式スクリュー圧縮機
WO2022255275A1 (ja) * 2021-06-01 2022-12-08 株式会社日立産機システム スクリュー圧縮機

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