JP2022104058A - 油冷式スクリュ圧縮機の軸封構造 - Google Patents

Abstract

【課題】ロータ室からの圧縮気体の漏出を防止しつつ，軸封部に対する給油量を減少させることができる油冷式スクリュ圧縮機の軸封構造を提供する。【解決手段】軸受室３２とロータ室１１間の吐出側ロータ軸４２に軸封用の円筒状のスペーサ３６を外嵌する。このスペーサ３６の外周面に，無端環状の給油溝３７を形成して給油流路９３と連通させ，この給油溝３７に対する給油により隙間Δを封止して，ロータ室１１からの圧縮気体の漏出を防止する。給油溝３７に対しロータ室１１側のスペーサ３６の外周面には，軸受室３２側からロータ室１１側に向かって徐々に拡大する断面形状を有するラビリンス溝３８を設けることで，給油溝３７に対する給油量を減少して給油溝３７の潤滑油の圧力を低下させてもロータ室１１からの圧縮気体の漏出を防止できるようにした。【選択図】図３

Description

本発明は油冷式スクリュ圧縮機の軸封構造に関し，より詳細には，油冷式スクリュ圧縮機のスクリュロータに設けた吐出側ロータ軸と軸孔間の間隔を介してロータ室の圧縮気体が漏出することを防止するための軸封部の構造に関する。

油冷式スクリュ圧縮機１００は，ケーシング内に形成されたロータ室１１１内にオス，メス一対のスクリュロータ１４０，１５０を噛み合い回転可能に収容し，前記一対のスクリュロータ１４０，１５０の噛み合い回転により被圧縮気体を潤滑油と共に圧縮して気液混合流体として吐出するもので，各種の気体の圧縮に使用されている。

この油冷式スクリュ圧縮機１００は，前述のように被圧縮気体を潤滑油と共に圧縮して気液混合流体として吐出するものであることから，空気作業機等が接続された消費側に対し圧縮気体を供給するためには，油冷式スクリュ圧縮機１００が吐出した気液混合流体から潤滑油を除去する必要がある。

そのため，図６に示すように，エンジンやモータなどの駆動源２１０によって駆動することにより油冷式スクリュ圧縮機１００が吐出した気液混合流体は，一旦，レシーバタンク２２０内に導入して気液分離した後，潤滑油が分離された後の圧縮気体を，逆止弁２２１を介して消費側に供給する構成が採用されている。

一方，レシーバタンク２２０内に回収された潤滑油はレシーバタンク２２０内の圧力を利用してオイルフィルタ２２２，オイルクーラ２２３を備える給油配管２２４を介して，再度，圧縮機本体に給油する構成が採用されている。

このようにして油冷式スクリュ圧縮機１００に給油された潤滑油は，圧縮作用空間内に給油されて，圧縮作用空間の潤滑，冷却，及び密封のために使用される他，軸封部や軸受，歯車機構等の，油冷式スクリュ圧縮機１００内の潤滑が必要とされる部分に給油されて各部の潤滑や密封に使用されている。

この油冷式スクリュ圧縮機１００では，スクリュロータ１４０，１５０をロータ室１１１内で噛み合い回転することができるようにするために，スクリュロータ１４０，１５０の両端にはロータ軸１４１，１４２（１５１，１５２）が形成されていると共に，ケーシング内に形成された軸孔内にロータ軸を挿入して，この軸孔と連通する軸受室１３２に収容した軸受１７０で各ロータ軸１４１，１４２（１５１，１５２）を回転可能に支承している。

そして，スクリュロータ１４０（１５０）の噛み合い回転によってロータ室１１１内で圧縮された圧縮気体が，スクリュロータ１４０（１５０）の吐出側ロータ軸１４２（１５２）の外周面と軸孔１３１の内周面間の間隔から漏出することを防止するために，吐出側ロータ軸１４２（１５２）を支承する軸受１７０を収容する軸受室１３２と，ロータ室１１１間には，前述した軸封部１３４が設けられている。

この軸封部１３４の構成として，後掲の特許文献１では，図７に示すように吐出側の軸受１７０を収容する軸受室１３２とロータ室１１１間の吐出側ロータ軸１４２（１５２）の外周面に，周方向に連続して形成された無端環状の給油溝１３７を設けている。

そして，この給油溝１３７に，前述したレシーバタンク２２０からの潤滑油を，給油配管２２４，及び，給油流路１９３を介して給油することで，この潤滑油によってロータ軸１４２の外周面と軸孔１３１の内周面間の隙間Δ’を封止し，この隙間Δ’を介してロータ室１１１より圧縮気体が漏出することを防止している。

そして，給油溝１３７を介してロータ軸１４２の外周面と軸孔１３１の内周面間の隙間Δ’に導入した潤滑油を軸受室１３２側に漏出させることで，軸受１７０に対する給油についても行うことができるように構成されている。

特開２０１５－４３０６号公報

以上で説明した特許文献１に記載の軸封部１３４では，前述の隙間Δ’を介してロータ室１１１の圧縮気体が軸受室１３２へ漏出しないように油冷式スクリュ圧縮機の吐出圧と略同圧の潤滑油をロータ軸１４２（１５２）の外周面に設けた給油溝１３７に給油することで，この潤滑油の圧力と，ロータ室１１１より漏出しようとする圧縮気体の圧力が前述の隙間Δ’内で釣り合って，ロータ室１１１内の圧縮気体が隙間Δ’を通過することを防止する。

ロータ軸１４２（１５２）の給油溝１３７に対して給油する潤滑油は，前述したように油冷式スクリュ圧縮機１００の吐出圧と略同圧であるため，高圧設定の油冷式スクリュ圧縮機１００のようにロータ室１１１内で圧縮された圧縮気体の圧力が高くなると，ロータ軸１４２（１５２）の給油溝１３７に対する給油圧力もこれに応じて高くなる。

その結果，給油溝１３７に対する給油圧力の上昇分，給油溝１３７に対し軸受室１３２側のロータ軸１４２の外周面と軸孔１３１の内周面間の隙間Δ’を介して軸受１７０側に流入する潤滑油量，従って，軸受１７０に対する給油量が必要以上に増大する。

このように，軸受１７０に対し必要量以上の潤滑油が給油されれば，軸受１７０が潤滑油を攪拌することに伴って生じる回転抵抗が増加することで油冷式スクリュ圧縮機１００の動力ロスが増加する。

また，軸受１７０を潤滑した後の潤滑油は，軸受１７０に対し機外側に設けられた潤滑油回収室１３５内に回収されるが，この潤滑油回収室１３５に回収された潤滑油を，潤滑油回収室１３５よりも低圧である吸気閉じ込み直後の圧縮作用空間に給油して回収する構成を採用する場合，圧縮作用空間に導入される潤滑油量も増加することとなるために，スクリュロータ１４０（１５０）がこのような増加分の潤滑油を攪拌することによって生じる動力ロスも大きくなる。

このように，軸受１７０に対し過剰に給油が行われることを防止する方法としては，一例として図８に示すように，軸受室１３２とロータ室１１１間のロータ軸１４２に円筒状のスペーサ１３６を取り付け，このスペーサ１３６の外周面に前述の給油溝１３７を設けると共に，この給油溝１３７に対しロータ室１１１側のスペーサ１３６の外周面と，軸受室１３２側のスペーサ１３６の外周面に，断面矩形状を有し，周方向に連続して形成された無端環状のラビリンス溝１３８’，１３９を複数形成することで，このスペーサ１３６にラビリンスシールとしての機能を持たせることも考えられる。

この構成では，給油溝１３７から軸受室１３２側に向かってスペーサ１３６の外周面と軸孔１３１の内周面間の隙間Δを通過する潤滑油は，図８（Ｂ）に示すようにラビリンス溝１３９間に形成された絞り部と，ラビリンス溝１３９内に形成された拡大部を交互に通過することにより生じる圧力損失によって，軸受１７０側に流入する潤滑油の量を減少させることが可能となる。

しかし，この構成により，給油溝１３７に対する給油圧力を低下させることなく高圧設定の油冷式スクリュ圧縮機１００の軸受１７０に対する給油量を減少させようとした場合，油冷式スクリュ圧縮機１００の吐出側圧力の上昇分に対応した大幅な圧力損失を発生させるためにスペーサ１３６の外周面に多数のラビリンス溝１３９を形成することが必要で，このスペースを確保するために，スペーサ１３６の長さを長くする必要がある等，寸法変化等を伴った軸封部１３４の大幅な設計の見直しが必要となる。

そのため，スペーサ１３６の長さの変更等，軸封部１３４の大幅な設計変更を伴うことなく，例えば軸封用のスペーサ１３６の交換だけで，より効率的に軸受１７０に対する給油量を減らすことができる軸封構造が要望される。

ここで，軸受室１３２側に対する潤滑油の流入量を減少させるために，給油溝１３７内に潤滑油を供給する給油流路１９３を絞ることも考えられる。

しかし，給油溝１３７に対する給油量が減少すると，給油溝１３７内の圧力がロータ室１１１より漏出しようとする圧縮気体の圧力に抗することができなくなり，その結果，ロータ室１１１からの圧縮気体の漏出を防止できなくなる。

そこで，図８に示すように給油溝１３７に対しロータ室１１１側のスペーサ１３６外周面にも，断面矩形状のラビリンス溝１３８’を設け，ロータ室１１１から漏出する圧縮気体にも圧力損出を生じさせることで，給油溝１３７に対し給油する潤滑油の圧力を低下させることも考えられる。

しかし，給油溝１３７に対しロータ室１１１側に位置するスペーサ１３６の外周面と軸孔１３１内周面間の隙間Δには，図８（Ｃ）に示すようにロータ室１１１側から圧縮気体が導入されるだけでなく，給油溝１３７側からの潤滑油が導入される。

そして，この隙間Δ内において両流体の圧力が釣り合うと，ロータ室１１１の圧縮気体が前述の隙間Δを通過できなくなり、軸受室１３２への漏出防止が図れるが，図８（Ｃ）に示したように，断面矩形状，従って左右対称形状のラビリンス溝１３８’を設けた場合，このラビリンス溝１３８’は，ロータ室１１１から給油溝１３７側に向かう圧縮気体に圧力損失を生じさせるだけでなく，給油溝１３７からロータ室１１１側へ向かう潤滑油にも圧力損失を生じさせることになるため，断面矩形状のラビリンス溝１３８’を設けたとしても給油溝１３７内に潤滑油を供給する給油流路を絞って給油溝１３７に対する潤滑油の給油量を低下させてしまうと，ロータ室１１１からの圧縮気体の漏出を防止することができなくなる。

そこで，本発明の発明者は，給油溝１３７に対しロータ室１１１側に位置するスペーサ１３６の外周面に形成するラビリンス溝１３８’の断面形状を工夫することにより，給油溝１３７側からロータ室１１１側へ向かう潤滑油に対するよりも，ロータ室１１１側から給油溝１３７側に向かう圧縮気体に対してより大きな圧力損出を生じさせることができれば給油溝１３７に対する給油圧力を低下させた場合であってもロータ室１１１からの圧縮気体の漏出を防止できるのではないかとの考えの下，鋭意研究を重ね，本発明の完成に至った。

このように，本発明は，ロータ室からの圧縮気体の漏出を防止するという軸封部の機能を維持しつつ，軸封部に対する給油量を減少させてもロータ室内の圧縮気体が軸受室側へ漏出することを防ぐことが可能であり，従って，軸封部に隣接して設けられた軸受に対する給油量の制御幅を広げることができる油冷式スクリュ圧縮機の軸封構造を提供することを目的とする。

以下に，課題を解決するための手段を，発明を実施するための形態で使用する符号と共に記載する。この符号は，特許請求の範囲の記載と発明を実施するための形態の記載との対応を明らかにするために記載したものであり，言うまでもなく，本発明の技術的範囲の解釈に制限的に用いられるものではない。

上記目的を達成するために，本発明の油冷式スクリュ圧縮機１の軸封構造は，
ケーシング２内に形成されたロータ室１１内にオス，メス一対のスクリュロータ４０，５０を噛み合い状態で回転可能に収容し，前記ケーシング２に前記スクリュロータ４０，５０の吐出側ロータ軸４２，５２を挿入する軸孔３１と，該軸孔３１と連通し，前記吐出側ロータ軸４２，５２を支承する軸受７０，７０を収容する軸受室３２とを形成し，前記ロータ室１１と前記軸受室３２との間で前記吐出側ロータ軸４２，５２の外周面と前記軸孔３１の内周面間の隙間Δを封止する軸封部３４を備えた油冷式スクリュ圧縮機の軸封構造において，
前記軸受室３２，３２と前記ロータ室１１間の前記吐出側ロータ軸４２，５２の外周面及び／又は前記ロータ軸４２，５２の収容位置における前記軸孔３１の内周面（図示の例ではロータ軸４２，５２に外嵌されてロータ軸４２，５２の外周面を成すスペーサ３６の外周面）に，周方向に連続する無端環状の給油溝３７を形成すると共に，前記ケーシング２内に該給油溝３７に潤滑油を給油する給油流路９３を設け，
前記軸受室３２側から前記ロータ室１１側に向かって徐々に拡大する断面形状を有し，周方向に連続する無端環状のラビリンス溝３８を，前記給油溝３７に対し前記ロータ室１１側に位置する前記ロータ軸４２，５２の外周面及び／又は前記軸孔３１の内周面（図示の例ではロータ軸４２，５２の外周面を成すスペーサ３６の外周面）に，所定間隔で複数平行に設けたことを特徴とする（請求項１，図３～５参照）。

前記軸受室３２，３２と前記ロータ室１１間の前記吐出側ロータ軸４２，５２に外嵌されて，該位置における前記吐出側ロータ軸４２，５２の外径を拡大する円筒状のスペーサ３６を設け，該スペーサ３６の外周面を前記吐出側ロータ軸４２，５２の前記外周面とするものとしても良い（請求項２）。

前記ラビリンス溝３８を，更に前記給油溝３７に対し前記軸受室３２側に位置する前記吐出側ロータ軸４２，５２の外周面及び／又は前記軸孔３１の内周面（図示の例では吐出側ロータ軸４２，５２の外周面を成すスペーサ３６の外周面）に対しても所定間隔で複数平行に設けるものとしても良い（請求項３，図３参照）。

又は，上記構成に代えて，断面矩形状を成し，周方向に連続する無端環状の矩形ラビリンス溝３９を，前記給油溝３７に対し前記軸受室３２側に位置する前記吐出側ロータ軸４２，５２の外周面及び／又は前記軸孔３１の内周面（図示の例では吐出側ロータ軸４２，５２の外周面を成すスペーサ３６の外周面）に所定間隔で複数平行に設けるものとしても良い（請求項４，図４参照）。

更に，前記給油溝３７に対し前記軸受室３２側の前記吐出側ロータ軸４２，５２の外周面（図示の例では吐出側ロータ軸４２，５２の外周面を成すスペーサ３６の外周面）と前記軸孔３１の内周面は，いずれも平滑面としてラビリンス溝を設けない構成としても良い（請求項５，図５参照）。

以上で説明した本発明の構成により，本発明の油冷式スクリュ圧縮機１の軸封部３４では，以下の顕著な効果を得ることができた。

軸受室３２側からロータ室１１側に向かって徐々に拡大する断面形状を有し，周方向に連続する無端環状のラビリンス溝３８を，前記給油溝３７に対し前記ロータ室１１側に位置する吐出側ロータ軸４２，５２の外周面及び／又は前記軸孔３１の内周面（図示の例では吐出側ロータ軸４２，５２の外周面を成すスペーサ３６の外周面）に，所定間隔で複数平行に設けた構成（図３～図５参照）を採用したことで，給油溝３７に対する給油量を絞って給油溝３７内の潤滑油の圧力を，ロータ室１１より漏出する圧縮気体の圧力よりも低く設定した場合であっても，ロータ室１１からの圧縮気体の漏出を防止することができた。

このように，給油溝３７に対する給油量の減少が可能となったことで，軸封部３４に隣接して設けられた軸受７０に対する給油量を減少させることが可能で，高圧設定の油冷式スクリュ圧縮機１においても軸受７０に対し過剰に潤滑油が給油されることを防止することができた。

その結果，軸受７０が過剰に給油された潤滑油を攪拌することにより生じる動力ロスの発生や，軸受７０に過剰に供給された潤滑油を圧縮作用空間内に回収することにより，スクリュロータ４０，５０が攪拌する潤滑油量が増加することにより生じる動力ロスの発生を防止することができた。

また，給油溝３７に対しロータ室１１側に前述したラビリンス溝３８を形成するだけでなく，給油溝３７に対し軸受室３２側にも同様の構造のラビリンス溝３８を形成する構成（図３参照）を採用し，又は，断面矩形状の矩形ラビリンス溝３９を形成する構成（図４参照）を採用することで，給油溝３７に対し軸受室３２側に位置する吐出側ロータ軸４２，５２の外周面（図示の例では吐出側ロータ軸４２，５２の外周面を成すスペーサ３６の外周面）と軸孔３１の内周面間の隙間Δを介して軸受室３２側に漏出する潤滑油の漏出量を減少させることができ，前述した給油溝３７に対する給油量の減少との相乗効果によって更に軸受７０に対する給油量を減少させることも可能である。

更に，前記給油溝３７に対し前記軸受室３２側の前記吐出側ロータ軸４２，５２の外周面（図示の例では吐出側ロータ軸４２，５２の外周面を成すスペーサ３６の外周面）と前記軸孔３１の内周面を，いずれも平滑面とする構成（図５参照）を採用することにより，前述した給油溝３７に対する給油量の減少のみで軸受７０に対する給油量を減少させる構成としても良く，給油溝３７に対し軸受室側の部分で採用する構成を図３～図５に示した構成中より適宜選択して組み合わせることにより，軸受７０に対する給油量を細かく調整することも可能である。

本発明の軸封構造が適用される油冷式スクリュ圧縮機の縮尺断面平面図。 本発明の軸封構造が適用される油冷式スクリュ圧縮機の縮尺断面正面図。 図２の矢示III部分（破線で囲った部分）の（Ａ）は拡大図，（Ｂ）は（Ａ）の矢示B部分の拡大説明図，（Ｃ）は（Ａ）の矢示C部分の拡大説明図。 図２の矢示III部分（破線で囲った部分）の変形例を示す（Ａ）は拡大図，（Ｂ）は（Ａ）の矢示B部分の拡大説明図。 図２の矢示III部分（破線で囲った部分）の別の変形例を示す拡大図。 油冷式スクリュ圧縮機を圧縮機本体とした圧縮機ユニットの説明図。 従来の油冷式スクリュ圧縮機の軸封部の説明図（特許文献１の図２に対応）。 軸封部に軸封用のスペーサを設け，このスペーサにラビリンス溝を設ける構造を採用した場合を想定した（Ａ）は説明図，（Ｂ）は（Ａ）の矢示B部分の拡大説明図，（Ｃ）は（Ａ）の矢示C部分の拡大説明図。

次に，本発明の実施形態につき添付図面を参照しながら説明する。

〔油冷式スクリュ圧縮機の全体構成〕
図１及び図２中の符号１は，本発明の軸封構造が適用される油冷式スクリュ圧縮機であり，この油冷式スクリュ圧縮機１は，外殻を成すケーシング２を備えている。

このケーシング２は，ロータケーシング１０と，このロータケーシング１０の吸入側端部に取り付けられあるいはこれと一体に形成される吸入側ケーシング２０と，ロータケーシング１０の吐出側端部に取り付けられる吐出側ケーシング３０を備えており，このうちのロータケーシング１０内に形成されたロータ室１１内にオス・メス一対のスクリュロータ４０，５０が噛み合い回転可能に収容されている。

このロータケーシング１０の吸入側端部に取り付けた吸入側ケーシング２０にはスクリュロータ４０，５０の吸入側ロータ軸４１，５１を収容する軸孔が形成され，この軸孔と連通して形成された軸受室２１，２２内に軸受６０，６０を収容し，この軸受６０，６０にオス，メスの各スクリュロータ４０，５０の吸入側ロータ軸４１，５１が支承されている。

また，この吸入側ケーシング２０には，ギヤ室２３が形成されており，このギヤ室２３内には，オス，メスいずれかのスクリュロータ４０，５０に対して，図示せざるモータやエンジン等の駆動源からの回転駆動力を増速して入力する増速装置８０が収容されている。

この増速装置８０は，一例としていずれか一方のスクリュロータ４０又は５０の吸入側ロータ軸（本実施形態にあってはオスロータ４０の吸入側ロータ軸４１）に固着された従動歯車８１と，この従動歯車８１に対して回転駆動力を伝達する駆動歯車８２，及び前記駆動歯車８２に駆動源で発生した回転駆動力を入力する駆動軸８３を備え，前記駆動歯車８２に対して従動歯車８１を小径とすることにより，駆動軸８３を介して入力された回転駆動力が増速されてオスロータ４０の吸入側ロータ軸４１に伝達され，スクリュロータ４０，５０を増速回転させることができるように構成されている。

なお，本発明の油冷式スクリュ圧縮機１において，上記増速装置８０及び上記ギヤ室２３は必須の構成ではなく，油冷式スクリュ圧縮機１の外部に増速装置を設けたり，駆動源からの回転駆動力を増速することなくそのままの回転速度で入力したりする場合など，増速装置８０及びギヤ室２３を設けない場合には，オス・メスいずれか一方の吸入側ロータ軸，例えばオスロータ４０の吸入側ロータ軸４１を，ケーシングを貫通させて機外に突設し，これを駆動軸としてエンジンやモータからの回転駆動力を入力するように構成しても良い。

ロータケーシング１０の吐出側端部は，オスロータ４０及びメスロータ５０の吐出側ロータ軸４２，５２を収容する軸孔３１，３１を備えた吐出側ケーシング３０で覆われており，スクリュロータ４０，５０の吐出側ロータ軸４２，５２を，前記吐出側ケーシング３０の軸孔３１，３１と連通して形成された軸受室３２，３２内に収容された軸受７０で支承している。

なお，前述の吸入側ケーシング２０には吸気口２４が形成されており（図２参照），この吸気口２４を介して導入された被圧縮気体が，オス・メス一対のスクリュロータ４０，５０とロータ室１１の内壁によって画成される圧縮作用空間内に導入されて潤滑油と共に圧縮され，吐出側ケーシング３０に設けられた吐出口３３（図２参照）を介して機外に吐出されるように構成されている。

この油冷式スクリュ圧縮機１のロータケーシング１０の底部には，図６を参照して説明したレシーバタンク２２０からの給油配管２２４が連通される給油口１２（図２参照）が設けられていると共に，この給油口１２に連通して，ケーシングの肉厚内には，油冷式スクリュ圧縮機１内の給油を必要とする各部に対して潤滑油を給油する給油流路９１，９２，９３が形成されている。

図示の実施形態では，図２に示すように，給油口１２より３方向に分岐された給油流路９１，９２，９３を設け，そのうちの１つ９１を吸気閉込後の圧縮作用空間に連通して，圧縮作用空間に潤滑，冷却，及び密封のための潤滑油を給油することができるように構成している。

また，残りの給油流路の一方９２は，ロータケーシング１０の肉厚内を吸入側に向かって延びて吸入側ケーシング２０内に至り，この吸入側ケーシング２０内において増速装置８０が収容されたギヤ室２３内に潤滑油を噴射する給油ノズル２５に連通されており，これによりギヤ室２３内に収容された増速装置８０や，ギヤ室２３に連通して設けられた軸受室２１，２２内に収容された軸受６０，６０等を潤滑することができるように構成されている。

このギヤ室２３は，図示せざる連通路によってロータ室１１と連通しており，ギヤ室２３内に所定の油面高さ以上に溜まった潤滑油は，この連通孔（図示せず）を介してロータ室１１内に導入されて被圧縮気体と共に圧縮されるように構成されている。

更に，給油流路の残りの１つ９３は，図２に示すようにロータケーシング１０の肉厚内を吐出側に延びた後，吐出側ケーシング３０内に至り吐出側ロータ軸４２，５２の軸線と直交する方向に向きを変えて，吐出側の軸封部３４，３４と，この軸封部３４，３４に隣接して設けられた軸受７０，７０に対し潤滑油を供給することができるように構成されている。

この吐出側の軸封部３４，３４と軸受７０，７０を潤滑した潤滑油は，軸受７０，７０に対し機外側に設けられた潤滑油回収室３５に導入され，この潤滑油回収室３５に連通する潤滑油回収流路９４（図１参照）を介して圧縮作用空間に回収されるように構成されている。

〔軸封構造〕
図１及び図２を参照して説明した油冷式スクリュ圧縮機１の吐出側ケーシング３０には，吐出側ロータ軸４２，５２を収容するための軸孔３１，３１が設けられていると共に，この軸孔３１，３１と連通して設けた軸受室３２，３２に収容された軸受７０，７０によって，吐出側ロータ軸４２，５２が回転可能に支承されている。

そして，この軸受室３２，３２とロータ室１１間には，ロータ室１１からの圧縮気体の漏出を防止するための前述の軸封部３４，３４が設けられている。

図３に，オスロータ４０の吐出側ロータ軸４２に設けた軸封部３４の構成例を示す。

図３に示すように，軸封部３４において吐出側ロータ軸４２の外径が軸孔３１の内径に対し僅かに小さく形成されており，この部分の吐出側ロータ軸４２の外周面と軸孔３１の内周面間の隙間Δが狭められていると共に，後述するようにこの隙間Δに潤滑油を給油して封止することで，ロータ室１１から圧縮気体の漏出が防止されている。

軸封部３４における吐出側ロータ軸４２の外径は，該位置の吐出側ロータ軸４２自体の外径を軸孔３１の内径に対し僅かに小さく形成するものとしても良いが，図３に示す実施形態では，この位置の吐出側ロータ軸４２に軸封用の円筒状のスペーサ３６を外嵌し，このスペーサ３６によって吐出側ロータ軸４２の外径を拡張してスペーサ３６の外周面と軸孔３１の内周面間を前述の隙間Δとしても良く，この場合，スペーサ３６の外周面が，吐出側ロータ軸４２の外周面となる。

このスペーサ３６は，軸孔３１の内周面と非接触の状態で吐出側ロータ軸４２と共に回転するよう，吐出側ロータ軸４２の外周に取り付けられており，このスペーサ３６の外周面と軸孔３１の内周面間に生じた隙間Δに潤滑油を給油してこの隙間Δを塞ぐことでロータ室１１からの圧縮気体の漏出を防止すると共に，この隙間Δを介して軸受室３２側に潤滑油を漏出させることで，軸受７０に対する給油を行うことができるように構成されている。

このスペーサ３６の軸線方向における中間位置の外周面には，周方向に連続する無端環状の給油溝３７が形成されていると共に，吐出側ケーシング３０内において吐出側ロータ軸４２の軸線方向に対し直交方向に形成された前述の給油流路９３を，この給油溝３７と連通させて，給油溝３７に対しレシーバタンクより圧送された潤滑油を給油することができるように構成されている。

前述のスペーサ３６の外周面のうち，少なくとも給油溝３７よりもロータ室１１側に位置する部分には，軸受室３２側からロータ室１１側に向かって徐々に拡大する断面形状を有し，周方向に連続する無端環状に形成されたラビリンス溝３８が，所定間隔で複数（図示の例では４つ）平行に設けられており，該部分のスペーサ３６の表面が，全体として断面鋸歯状に形成されている。

図３に示した実施形態では，このような断面形状を有するラビリンス溝３８を給油溝３７に対し軸受室３２側に位置するスペーサ３６の外周面にも同様に所定間隔で複数（図示の例では５つ）平行に設けている。

このように，軸受室３２側からロータ室１１側に向かって徐々に拡大する断面形状を有するラビリンス溝３８を形成することで，給油溝３７に対する給油量を減少させて給油溝３７内の潤滑油の圧力を，ロータ室１１より漏出しようとする圧縮気体の圧力よりも低い圧力とした場合であっても，ロータ室１１からの圧縮気体の漏出を防止することができた。

ここで，給油溝３７に供給されて，給油溝３７から軸受室３２側に向かって流れる潤滑油は，図３（Ｂ）に拡大図で示すように，ラビリンス溝３８間に形成された絞り部を通過した後，ラビリンス溝３８内に形成された拡大部に至り流路が急激に拡大することで，図８（Ｂ）を参照して説明した矩形の断面を有するラビリンス溝を設けた場合と同様，絞られた状態から急激に拡大する流路を繰り返し通過することで圧力損失が生じ，これを繰り返すことで軸受室３２に向かって隙間Δを通過する潤滑油量を減らすことができる。

同様に，ロータ室１１側から給油溝３７側に向かって，スペーサ３６の外周面と軸孔３１の内周面間の隙間Δを通過しようとする圧縮性流体である圧縮気体も，図３（Ｃ）に示すように絞り部から拡大部に至り急激に拡大する流路を通過して給油溝３７側に移動することで，断面が矩形のラビリンス溝を設けた場合と同様，圧縮された状態から急激に膨張するとともにこれを繰り返すことで大きな圧力損失を受けることになる。

しかし，給油溝３７からロータ室１１側に向かう非圧縮性流体である潤滑油は，絞り部から拡大部に至り徐々に拡大する流路を通過することで，流速が低下する一方，圧力が上昇するものとなっており（ベルヌーイの定理），これらが繰り返し起きることで，「圧縮気体の圧力 ≦ 潤滑油の圧力」という状態になり，ロータ室からの圧縮気体の漏出防止が可能となる。

その結果，絞り部から拡大部に至り流路面積が急激に拡大する側をロータ室１１側，絞り部から拡大部に至り流路面積が徐々に拡大する側を軸受室３２側として吐出側ロータ軸４２にスペーサ３６を取り付けることで，給油溝３７に対する給油圧力を，ロータ室１１より漏出しようとする圧縮気体の圧力よりも低い圧力とした場合であっても，ロータ室１１より漏出する圧縮気体の圧力に対抗させることが可能となり，ロータ室１１からの圧縮気体の漏出を防止できる。

このように給油溝３７に対する給油量を減少させることができたことで，本発明の軸封部構造を備えた油冷式スクリュ圧縮機１では，給油溝３７から軸受室３２に向かってスペーサ３６の外周面と軸孔３１の内周面間の隙間Δを介して軸受室３２側に流入する潤滑油量を減少させることができた。

しかも，図３に示した実施形態では，給油溝３７と軸受室３２間のスペーサ３６の外周面に，前述したように，ロータ室１１と給油溝３７間に設けたと同様の断面形状を有するラビリンス溝３８を設けたことで，この部分を通過して軸受室３２側に漏出する潤滑油量を減少させることができる。

このように軸受７０に対する給油量を減少させることができたことで，高圧設定の油冷式スクリュ圧縮機１であっても軸受７０が多量の潤滑油を攪拌することにより生じる動力ロスの発生を防止することができた。

また，軸受７０に対する給油量を減少させることができたことで，軸受７０を潤滑した後，潤滑油回収室３５及び潤滑油回収流路９４（図２参照）を介して圧縮作用空間に回収される潤滑油量が減少することで，スクリュロータ４０，５０が余分な潤滑油を攪拌することによって生じる動力ロスの発生についても防止することができた。

以上，図３を参照して説明した軸封部３４では，給油溝３７に対し軸受室３２側に位置するスペーサ３６の外周面に設けるラビリンス溝３８と，給油溝３７に対しロータ室１１側のスペーサ３６の外周面に設けたラビリンス溝３８の断面形状を，いずれも軸受室３２側からロータ室１１側に向かって徐々に拡大する形状とした。

この構成に代えて，給油溝３７に対し軸受室３２側に位置するスペーサ３６の外周面に設けるラビリンス溝は，図４に示すように，断面矩形状の矩形ラビリンス溝３９としても良い。

給油溝３７に対し軸受室３２側のスペーサ３６外周面と軸孔３１の内周面間の隙間Δには，給油溝３７から軸受室３２側に向かう潤滑油の流れのみが生じ，逆向きの流体の流れについて考慮する必要がなく，この部分に形成するラビリンス溝の形状としては，軸受室３２側に漏出する潤滑油量を減少させることができるものであれば，如何なる断面形状のラビリンス溝を採用しても良い。

しかも，形成するラビリンス溝の溝幅，深さを同じくする場合，軸受室３２側からロータ室１１側に向かって徐々に拡大する断面形状のラビリンス溝３８に比較して，断面形状を矩形としたラビリンス溝３９の方が拡大部の断面積が大きくなり，隙間Δを通過する潤滑油の流れをより急拡大，急縮小させるものとなることでより大きな圧力損失を生じさせることができ，この部分を通過する潤滑剤の量をより一層減少させることが可能となる。

従って，軸受７０に対する給油量をより減少させることが必要となる場合，図４に示すように，給油溝３７に対し軸受室３２側に設けるラビリンス溝を断面が矩形である矩形ラビリンス溝３９とすることで，このような要求に対応することが可能となる。

更に，図３及び図４を参照して説明した軸封部３４では，給油溝３７に対しロータ室１１側のスペーサ３６の外周面だけでなく，給油溝３７に対し軸受室３２側のスペーサ３６外周面に対してもラビリンス溝３８，３９を設ける構成を説明したが，この構成に代えて，給油溝３７に対し軸受室３２側のスペーサ３６の外周面には，図５に示すようにラビリンス溝を設けない，平坦な表面に形成するものとしても良い。

このように構成することで，図３及び図４を参照して説明した実施形態に比較して，軸受７０に対する給油量が増加することとなるが，スクリュロータ４０，５０を比較的早い回転速度で回転させる油冷式スクリュ圧縮機１等，軸受７０に対する給油量を比較的多くする必要がある油冷式スクリュ圧縮機１も存在することから，給油溝３７に対し軸受室３２側のスペーサ３６外周面の構造は，油冷式スクリュ圧縮機１の設定等に対応して，図３～５に示した構成より適宜選択して適用することができる。

なお，図３～図５を参照した実施形態では，いずれもスペーサ３６を単一の円筒状部材によって構成する例を示したが，一例として図５中に変更例として示したように，スペーサ３６を軸線方向に二分割して二部材の組み合わせにより形成するものとしても良い。

この構成では，スペーサ３６のうち，ロータ室１１側に配置される部分３６ａの外周面に軸受室３２側からロータ室１１側に向かって徐々に拡大する断面形状のラビリンス溝３８を形成しておく。

一方，軸受室側に配置される部分３６ｂについては，図３に示したラビリンス溝３８，又は図４に示した矩形ラビリンス溝３９が設けられたもの，又は，図５に示すようにラビリンス溝を設けていないものを予め準備しておき，油冷式スクリュ圧縮機１の設定等に応じて，これらの中から選択した軸受室側に配置される部分３６ｂを組み合わせることによりスペーサ３６を形成するものとしても良い。

更に，図３～図５を参照して説明した実施形態では，いずれも，前述した給油溝３７やラビリンス溝３８，矩形ラビリンス溝３９を，スペーサ３６の外周面に形成する構成について説明したが，これらはいずれも，スペーサ３６の外周面に形成する構成と共に，又は，スペーサ３６の外周面に形成する構成に代えて，スペーサ３６に対応する位置の前記軸孔３１の内周面に形成するものとしても良く，この構成の採用によっても同様の効果を得ることができる。

１ 油冷式スクリュ圧縮機
２ ケーシング
１０ ロータケーシング
１１ ロータ室
１２ 給油口
２０ 吸入側ケーシング
２１，２２ 軸受室
２３ ギヤ室
２４ 吸気口
２５ 給油ノズル
３０ 吐出側ケーシング
３１ 軸孔
３２ 軸受室
３３ 吐出口
３４ 軸封部
３５ 潤滑油回収室
３６ スペーサ
３６ａ （スペーサの）ロータ室側に配置される部分
３６ｂ （スペーサの）軸受室側に配置される部分
３７ 給油溝
３８ ラビリンス溝
３９ 矩形ラビリンス溝
４０ オスのスクリュロータ
４１ 吸入側ロータ軸
４２ 吐出側ロータ軸
５０ メスのスクリュロータ
５１ 吸入側ロータ軸
５２ 吐出側ロータ軸
６０，７０ 軸受
８０ 増速装置
８１ 従動歯車
８２ 駆動歯車
８３ 駆動軸
９１，９２，９３ 給油流路
９４ 潤滑油回収流路
１００ 油冷式スクリュ圧縮機
１１１ ロータ室
１３１ 軸孔
１３２ 軸受室
１３４ 軸封部
１３５ 潤滑油回収室
１３６ スペーサ
１３７ 給油溝
１３８’，１３９ ラビリンス溝
１４０，１５０ スクリュロータ
１４０ａ，１５０ａ 吐出側端面（スクリュロータの）
１４１，１４２，１５１，１５２ ロータ軸
１７０ 軸受
１９３ 給油流路
２１０ 駆動源
２２０ レシーバタンク
２２１ 逆止弁
２２２ オイルフィルタ
２２３ オイルクーラ
２２４ 給油配管
Δ 吐出側ロータ軸（スペーサ）の外周面と軸孔の内周面間の隙間
Δ’ ロータ軸の外周面と軸孔の内周面間の隙間

Claims (5)

1. ケーシング内に形成されたロータ室内にオス，メス一対のスクリュロータを噛み合い状態で回転可能に収容し，前記ケーシングに前記スクリュロータの吐出側ロータ軸を挿入する軸孔と，該軸孔と連通し，前記吐出側ロータ軸を支承する軸受を収納する軸受室とを形成し，前記ロータ室と前記軸受室との間で前記吐出側ロータ軸の外周面と前記軸孔の内周面間の隙間を封止する軸封部を備えた油冷式スクリュ圧縮機の軸封構造において，
   前記軸受室と前記ロータ室間の前記吐出側ロータ軸の外周面及び／又は前記吐出側ロータ軸の収容位置における前記軸孔の内周面に，周方向に連続する無端環状の給油溝を形成すると共に，前記ケーシング内に該給油溝に潤滑油を給油する給油流路を設け，
   前記軸受室側から前記ロータ室側に向かって徐々に拡大する断面形状を有し，周方向に連続する無端環状のラビリンス溝を，前記給油溝に対し前記ロータ室側に位置する前記吐出側ロータ軸の外周面及び／又は前記軸孔の内周面に，所定間隔で複数平行に設けたことを特徴とする油冷式スクリュ圧縮機の軸封構造。
2. 前記軸受室と前記ロータ室間で前記吐出側ロータ軸に外嵌されて，該位置における前記吐出側ロータ軸の外径を拡大する円筒状のスペーサを設け，該スペーサの外周面を前記吐出側ロータ軸の前記外周面としたことを特徴とする請求項１記載の油冷式スクリュ圧縮機の軸封構造。
3. 前記ラビリンス溝を，更に前記給油溝に対し前記軸受室側に位置する前記吐出側ロータ軸の外周面及び／又は前記軸孔の内周面に対しても所定間隔で複数平行に設けたことを特徴とする請求項１又は２記載の油冷式スクリュ圧縮機の軸封構造。
4. 断面矩形状を成し，周方向に連続する無端環状の矩形ラビリンス溝を，前記給油溝に対し前記軸受室側に位置する前記吐出側ロータ軸の外周面及び／又は前記軸孔の内周面に所定間隔で複数平行に設けたことを特徴とする請求項１又は２記載の油冷式スクリュ圧縮機の軸封構造。
5. 前記給油溝に対し前記軸受室側の前記吐出側ロータ軸の外周面と前記軸孔の内周面を，いずれも平滑面としたことを特徴とする請求項１又は２記載の油冷式スクリュ圧縮機の軸封構造。
   
   

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