WO2019093106A1 - 液冷式スクリュ圧縮機 - Google Patents

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WO2019093106A1
WO2019093106A1 PCT/JP2018/039175 JP2018039175W WO2019093106A1 WO 2019093106 A1 WO2019093106 A1 WO 2019093106A1 JP 2018039175 W JP2018039175 W JP 2018039175W WO 2019093106 A1 WO2019093106 A1 WO 2019093106A1
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WO
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rotor
liquid
male rotor
female rotor
female
Prior art date
Application number
PCT/JP2018/039175
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English (en)
French (fr)
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貴徳 今城
透 野口
広宣 坂口
孝二 田中
Original Assignee
株式会社神戸製鋼所
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Publication date
Application filed by 株式会社神戸製鋼所 filed Critical 株式会社神戸製鋼所
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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
    • F04C29/04—Heating; Cooling; Heat insulation

Definitions

  • the present invention relates to a liquid-cooled screw compressor.
  • an oil-cooled compressor which is a type of liquid-cooled screw compressor
  • a device in which heat exchange between gas and oil being compressed is promoted by devising the arrangement of injection nozzles (filler ports),
  • injection nozzles iller ports
  • Patent Document 1 the injection direction from the injection nozzle into the compression chamber (rotor chamber) is opposite to the rotation direction of the screw rotor.
  • the time for the oil to travel through the gas in the compression chamber is secured for a long time, and the heat exchange between the oil and the gas is promoted.
  • the liquid-cooled screw compressor rotates the screw rotor at high speed to compress the gas, even if the injection direction is changed as described above, the time for the liquid to contact the air before contacting the rotor casing and screw rotor is long It is considered to increase only slightly. Therefore, the heat exchange performance can be expected to be only slightly improved, and there is room for improvement for further improvement of the heat exchange performance. Furthermore, no special consideration has been made on the improvement of the sealing performance by the liquid between the male rotor, the female rotor and the rotor casing.
  • An object of the present invention is to improve heat exchange performance and sealing performance in a liquid-cooled screw compressor.
  • the present invention relates to a male rotor, a female rotor meshing with the male rotor and having a rotation axis parallel to the rotation axis of the male rotor, a male rotor chamber for housing the male rotor, and a female rotor for housing the female rotor.
  • a rotor casing defining a chamber, and the rotor casing being provided to supply liquid to at least one side of the male rotor chamber and the female rotor chamber, and disposed out of phase around the rotation axis of the one side
  • a liquid-cooled screw compressor comprising at least two liquid supply ports.
  • the rotor casing is provided with at least two liquid supply ports that are out of phase around the rotation axis, so that uneven distribution of the liquid can be prevented.
  • the uneven distribution of the liquid heat exchange between the liquid and the compressed gas can be promoted, the heat exchange performance can be improved, and the seal performance by the liquid between the male rotor, the female rotor and the rotor casing can also be improved. Therefore, since the compression efficiency is improved, the energy saving performance can be improved.
  • the at least two liquid supply ports may be provided at different positions in the rotation axis direction of the one side.
  • the liquid can be widely supplied not only around the rotation axis but also in the direction in which the rotation axis extends, uneven distribution of the liquid can be further prevented.
  • the heat exchange performance and the sealing performance can be improved by preventing the uneven distribution of the liquid, the compression efficiency can be improved, and the energy saving performance can be improved.
  • the at least two liquid supply ports may be further provided with a linear liquid supply pipe that is disposed in a straight line and connects the at least two liquid supply ports.
  • the liquid supply pipe is linear, it is possible to prevent the shape of the liquid supply pipe from being complicated, and to reduce the number of steps for processing the liquid supply pipe.
  • the distance between the farthest points of the adjacent liquid supply ports may be smaller than the tooth groove width on the one side.
  • At least two liquid supply ports can be disposed in one tooth groove. Therefore, the lack of fluid in the tooth space can be suppressed. Therefore, the cooling performance and the sealing performance by a sufficient amount of liquid can be improved, and the compression efficiency can be improved.
  • the nearest point distance of the adjacent liquid supply ports is larger than the tooth groove width of the one side, or the farthest point distance of the adjacent liquid supply ports is the above It may be smaller than the width of one of the tooth gaps.
  • the distance between the nearest points of adjacent liquid supply ports is smaller than the width of the tooth groove on the side where the liquid supply ports are provided in the male rotor or female rotor, and the distance between the farthest points between adjacent liquid supply ports is If the width of the groove on the side of the male rotor or the female rotor on which the liquid supply port is provided is larger than the tooth width, the tooth tips are simultaneously positioned at two liquid supply ports. The pressure at the supply port rapidly increases due to the centrifugal force when the tip of the tooth passes, so if the pressure increases rapidly at the two adjacent supply ports at the same time, the pressure in the supply pipe rapidly increases. A sudden rise in pressure in the fluid supply pipe causes pulsation, which causes noise. Therefore, noise can be reduced by providing the liquid supply port while avoiding the above case.
  • a first virtual line connecting a rotation center point of the male rotor or the female rotor on one side and a discharge-side cusp point connecting the male rotor chamber and the female rotor chamber in a cross section perpendicular to the rotation axis A second virtual line segment in which the first virtual line segment is rotated around the one side rotation center point by a first predetermined angle in the direction away from the discharge side cusp point;
  • the liquid port may be provided in a range excluding the range from the first virtual line segment to the second virtual line segment.
  • the liquid supply port is provided in the range from the first virtual line segment to the second virtual line segment, the liquid will be supplied near the meshing position between the male rotor and the female rotor, so that the liquid is concentrated at the meshing position As a result, the stirring loss of the liquid may be excessive and the compression efficiency may be deteriorated.
  • the first predetermined angle is an angle that can prevent concentration of the liquid at the meshing position, and is determined according to the shapes of the male rotor and the female rotor, the shape of the rotor casing, the type of liquid, and the like.
  • a first center line passing through the rotation center point of the male rotor and the rotation center point of the female rotor is defined, and is orthogonal to the first center line and the rotation center on the one side
  • a second center line passing through a point is defined, and a third imaginary line segment rotated a second predetermined angle from the second center line in a direction away from the discharge side cusp point is defined around the rotation center point on one side
  • the first liquid supply port which is one of the at least two liquid supply ports, may be provided in a range from the second virtual line segment to the third virtual line segment.
  • the second predetermined angle is an angle that can prevent the liquid shortage at the meshing position, and is determined according to the shapes of the male and female rotors, the shape of the rotor casing, the type of liquid, and the like.
  • a second liquid supply port which is one of the at least two liquid supply ports, extends from the first liquid supply port around the rotation center point on one side. You may be provided in the range to the suction side cusp point which connects the said male rotor chamber and the said female rotor chamber.
  • the rotor casing has a suction port at a position corresponding to the end of the male rotor and the female rotor in the rotation axis direction, and the liquid supply port closest to the suction port among the at least two liquid supply ports.
  • the position of (1) may be separated from the suction port by the tooth groove width of the side on which the liquid supply port is provided among the male rotor or the female rotor.
  • the rotor casing has a discharge port at a position corresponding to an end of the male rotor and the female rotor in the rotation axis direction, and the liquid supply port closest to the discharge port among the at least two liquid supply ports.
  • the position of (1) may be separated from the discharge port by the tooth groove width of the side on which the liquid supply port is provided among the male rotor or the female rotor.
  • the present invention in the liquid-cooled screw compressor, since it is possible to supply the liquid by shifting the phase around the rotation axis, it is possible to prevent uneven distribution of the liquid and to improve the heat exchange performance and the sealing performance.
  • FIG. 1 A partial schematic configuration diagram of an oil-cooled screw compressor according to a first embodiment of the present invention
  • Sectional drawing which shows arrangement
  • Sectional drawing which shows arrangement
  • oil-cooling-type compressor which uses oil for the liquid supplied in a rotor casing is shown as what concerns on embodiment of this invention. Therefore, hereinafter, “oil” may be read as “liquid”.
  • FIG. 1 is a partial schematic configuration view of an oil-cooled screw compressor 1 according to a first embodiment of the present invention.
  • the oil-cooled screw compressor 1 is also referred to simply as the compressor 1.
  • FIG. 1 shows a portion of the compressor 1 that relates particularly to a compression mechanism. The compressor 1 sucks in air from the outside, compresses it inside, and discharges it. The air discharged from the compressor 1 is supplied to the supply destination through piping (not shown).
  • the compressor 1 includes a rotor casing 10 and bearing casings 20 and 21.
  • the rotor casing 10 and the bearing casings 20 and 21 are integrated.
  • the rotor casing 10 is disposed between the two bearing casings 20, 21.
  • the rotor casing 10 internally defines a rotor chamber 30, and the two bearing casings 20 and 21 respectively define bearing chambers 33 and 34 therein.
  • the rotor chamber 30 and the bearing chamber 33 are partitioned via the partition wall 11, and the rotor chamber 30 and the bearing chamber 34 are partitioned via the partition wall 12.
  • the partition walls 11 and 12 are both parts of the rotor casing 10.
  • a male rotor 50 and a female rotor 60 that meshes with the male rotor 50 and has more teeth than the male rotor 50 are disposed. That is, the screw rotor 40 is configured by the male rotor 50 and the female rotor 60.
  • the male rotor 50 has a four-tooth shape
  • the female rotor 60 has a six-tooth shape.
  • FIG. 2 is a schematic cross-sectional view of the rotor casing 10 taken along line II-II of FIG.
  • the rotor casing 10 defines a male rotor chamber 31 housing the male rotor 50 and a female rotor chamber 32 housing the female rotor 60.
  • the rotor chamber 30 is a space in which the male rotor chamber 31 and the female rotor chamber 32 are combined.
  • the rotor casing 10 has a shape in which two cylinders are connected on the side, in other words, the male rotor chamber 31 and the female rotor chamber 32 are both cylindrical spaces and are in communication with each other.
  • FIG. 2 is also a cross-sectional view of the female rotor 60 (see FIG. 1) as viewed from the rotational axis direction.
  • the rotation axis of the female rotor 60 and the rotation axis of the male rotor 50 extend horizontally in parallel with each other, and the male rotor chamber 31 and the female rotor chamber 32 extend in the same direction.
  • the male rotor chamber 31 and the female rotor chamber 32 are connected by the suction side cusp point 14a and the discharge side cusp point 14b.
  • the lowest point P3 of the male rotor chamber 31 is located below the discharge-side cusp point 14b connecting the male rotor chamber 31 and the female rotor chamber 32.
  • a shaft member 51 serving as a rotation axis of the male rotor 50 extends from one end of the male rotor 50.
  • the shaft member 51 penetrates the partition wall 11 and extends from the male rotor chamber 31 to the bearing chamber 33, and is rotatably supported by the bearing 54 in the bearing chamber 33.
  • a shaft member 61 serving as a rotation shaft of the female rotor 60 extends.
  • the shaft member 61 penetrates the partition wall 11 and extends from the female rotor chamber 32 to the bearing chamber 33, and is rotatably supported by the bearing 63 in the bearing chamber 33.
  • a shaft member 52 serving as a rotation shaft of the male rotor 50 extends from the male rotor chamber 31 to the bearing chamber 34 through the partition wall 12 and is rotatably supported by the bearing 54 in the bearing chamber 34.
  • a shaft member 62 serving as a rotation shaft of the female rotor 60 extends.
  • the shaft member 62 extends from the female rotor chamber 32 to the bearing chamber 34 through the partition wall 12 and is rotatably supported by the bearing 64 in the bearing chamber 34.
  • the shaft member 52 of the male rotor 50 extends to a motor (not shown) and is mechanically connected to the motor.
  • the male rotor 50 is rotationally driven by this motor, rotational power is transmitted from the male rotor 50 to the female rotor 60, and the male rotor 50 and the female rotor 60 mesh with each other and rotate to compress air.
  • the right side is the suction side
  • the left side is the discharge side. Therefore, when the male rotor 50 and the female rotor 60 rotate, in the rotor chamber 30, air is sucked from the bearing chamber 34 side, and the air is discharged to the bearing chamber 33 side.
  • the rotor casing 10 is provided with a filler port (first filler port) 13 a and a filler port (second filler port) 13 b only on the side of the female rotor chamber 32.
  • the fuel inlet 13a and the fuel inlet 13b are disposed out of phase with each other around the rotation center point P1 of the female rotor 60.
  • the filler ports 13a and 13b are also simply referred to as the filler port 13.
  • Three virtual line segments S1 to S3 are defined in order to define the detailed position of the fuel filler 13.
  • a first virtual line segment S1 connecting the rotation center point P1 of the female rotor 60 and the discharge side cusp point 14b is defined.
  • a second virtual line segment S2 is defined by rotating the first virtual line segment S1 by a first predetermined angle ⁇ 1 in a direction away from the male rotor 50 around the rotation center point P1 of the female rotor 60.
  • the first predetermined angle ⁇ 1 is an angle that can prevent the concentration of oil at the meshing position (which substantially matches the discharge-side cusp point 14b), and the shapes of the male rotor 50 and the female rotor 60, the rotor casing 10 It depends on the shape of the and the type of oil.
  • a first center line L1 including the rotation center point P2 of the male rotor 50 and the rotation center point P2 of the female rotor 60 is defined.
  • the first center line L1 is a horizontal line.
  • a second center line L2 that is orthogonal to the first center line L1 and passes through the rotation center point P1 of the female rotor 60 is defined.
  • a third imaginary line segment S3 rotated about the rotation center point P1 of the female rotor 60 from the second center line L2 by the second predetermined angle ⁇ 2 in a direction away from the discharge-side cusp point 14b is defined.
  • the second predetermined angle ⁇ 2 is an angle that can prevent oil shortage at the meshing position, and depends on the shapes of the male rotor 50 and the female rotor 60, the shape of the rotor casing 10, the type of oil, etc. It becomes settled.
  • the filler opening 13a is provided in a range excluding the range from the first virtual line segment S1 to the second virtual line segment S2, and more specifically, provided in the range from the second virtual line segment S2 to the third virtual line segment S3. Being preferred. More specifically, it is preferable that even a part of the fuel supply port 13a be provided in the range from the second virtual line segment S2 to the third virtual line segment S3.
  • the first predetermined angle ⁇ 1 be, for example, about 30 degrees or more.
  • the second predetermined angle ⁇ 2 is, for example, about 1 ⁇ 4 or less of the angle of one tooth of the female rotor 60, and in the present embodiment, since the six-tooth female rotor 60 is employed, 15 degrees It is preferable that it is below a grade.
  • the fuel supply port 13a is provided in the range from the second virtual line segment S2 to the third virtual line segment S3, and specifically, is provided on the second center line L2.
  • the fuel supply port 13b be provided in the range from the fuel supply port 13a to the suction side cusp point 14a around the rotation center point P1 (see thick line in the figure).
  • the fuel supply port 13b is provided around the rotation center point P1 from the fuel supply port 13a and at a position of about 30 degrees from the fuel supply port 13a toward the suction side cusp point 14a.
  • FIG. 3 is a schematic cross-sectional view showing the positions of the fuel inlets 13a and 13b in the rotor casing 10.
  • a plurality of (three in FIG. 3) fuel ports 13a are linearly arranged in a state in which they are connected by the linear fuel piping 15a, and a plurality of (two in FIG. 3) fuel ports 13 b is also arranged on a straight line in a manner connected by another linear oil supply pipe 15 b. That is, in the present embodiment, two refueling pipes 15a and 15b are provided.
  • the two oil supply pipes 15 a and 15 b extend in parallel with the rotation axis of the female rotor 60.
  • the three filler openings 13a are disposed at equal intervals c1, and the two filler openings 13b are disposed at an interval c2.
  • Distance d1 between the farthest points of adjacent filler openings 13a (distance d1 of the farthest part between adjacent filler openings 13a) and distance between the farthest point d2 between the filler openings 13b (farthest between adjacent filler openings 13b)
  • the part distance d2) is smaller than the tooth groove width D1 of the female rotor 60 (d1, d2 ⁇ D1). That is, at least two filler openings 13 are disposed in one tooth groove.
  • the radius r1 of the filler opening 13a and the radius r2 of the filler opening 13b are the same, the intervals c1 and c2 are the same, and the distance between the farthest points d1 and the distance between the farthest points d2 are also the same. It is.
  • the tooth tips of the female rotor 60 are not simultaneously positioned at the adjacent two filler openings 13a or two filler openings 13b by this arrangement, so that the pressure in the filler piping 15 will be described later. Can prevent the sudden rise of Further, in order to prevent the rapid increase of the pressure, the closest point distance d3 between the adjacent filler ports 13a (the closest distance d3 between the adjacent filler ports 13a) and the closest point distance between the filler ports 13b The d4 (the distance d4 of the closest part between the adjacent fuel inlets 13b) may be larger than the tooth groove width D1 of the female rotor 60 (d3, d4> D1).
  • the rotor casing 10 has a suction port 10 a on one end side (upper side in FIG. 3, right side in FIG. 4) of the screw rotor 40 in the rotational axis direction.
  • the suction port 10 a is provided at the top of the rotor casing 10 and extends around the male rotor 50 and the female rotor 60. Further, the position of the filler port 13a closest to the suction port 10a among the plurality of filler ports 13a and 13b in the rotational axis direction is separated from the suction port 10a by the tooth groove width D1 or more of the female rotor 60.
  • the distance ⁇ 1 from the fuel inlet 13a closest to the suction port 10a to the suction port 10a among the plurality of fuel ports 13a and 13b is equal to or greater than the tooth groove width D1 of the female rotor 60 ( ⁇ 1 D D1).
  • the rotor casing 10 has a discharge port 10 b on the other end side (upper side in FIG. 3, left side in FIG. 4) in the rotational axis direction.
  • the discharge port 10 b is provided at the lower part of the rotor casing 10.
  • the position of the fuel supply port 13a closest to the discharge port 10b among the plurality of fuel supply ports 13a and 13b in the rotational axis direction is separated from the discharge port 10b by the tooth groove width D1 or more of the female rotor 60.
  • the distance ⁇ 2 from the fuel supply port 13a closest to the discharge port 10b to the discharge port 10b among the plurality of fuel supply ports 13a and 13b is equal to or greater than the tooth groove width D1 of the female rotor 60 ( ⁇ 2 ⁇ D1).
  • the rotor casing 10 is provided with the plurality of fuel ports 13a and 13b shifted in phase around the rotation axis of the female rotor 60, so that uneven distribution of oil is prevented. it can.
  • heat exchange between oil and compressed gas can be promoted, heat exchange performance can be improved, and sealing performance with oil between male rotor 50, female rotor 60 and rotor casing 10 can also be improved. . Therefore, since the compression efficiency is improved, the energy saving performance can be improved.
  • the plurality of fuel ports 13 are provided at different positions in the direction in which the rotation axis of the female rotor 60 extends. Therefore, since oil can be widely supplied not only around the rotation axis but also in the direction in which the rotation axis extends, uneven distribution of oil can be further prevented. Since the heat exchange performance and the sealing performance can be improved as described above by preventing the uneven distribution of oil, the compression efficiency can be improved and the energy saving performance can be improved.
  • the oil supply pipes 15a and 15b are linear, it is possible to prevent the shapes of the oil supply pipes 15a and 15b from being complicated and to reduce the number of steps for processing the oil supply pipes 15a and 15b.
  • the distances d1 and d2 between the farthest points of the filler openings 13a and 13b are set to be less than the tooth groove width D1, at least two filler holes 13 are disposed in one tooth groove. it can. Therefore, the oil shortage in the tooth space can be suppressed. Therefore, the cooling performance and the sealing performance by a sufficient amount of oil can be improved, and the compression efficiency can be improved.
  • the closest point distance d3 between adjacent filler ports 13a or the closest point distance d4 between adjacent filler ports 13b is smaller than the groove width D1 of female rotor 60, and adjacent to each other.
  • the distance d1 between the farthest points of the fuel inlets 13a or the distance d2 between the farthest points between adjacent fuel holes 13b is the groove width D1 of the female rotor 60 If it is larger (d1, d2> D1> d3, d4), at the same time, the tooth top will be located at the adjacent two filler openings 13a, 13a or the two adjacent filler openings 13b, 13b. Since the pressure at the filler opening 13 rapidly increases due to centrifugal force when the tip of the tooth passes, it is assumed that simultaneous rapid pressure increase occurs in two adjacent filler openings 13a, 13a or two adjacent filler openings 13b, 13b. The pressure in the oil supply pipes 15a and 15b rises rapidly. A sudden rise in pressure in the oil supply piping 15a, 15b causes pulsation, which causes noise. Therefore, noise can be reduced by providing the fuel filler 13 while avoiding the above case.
  • the oil-cooled screw compressor 1 the rotation of the male rotor 50 and the female rotor 60 tends to concentrate the oil at the meshing position between the male rotor 50 and the female rotor 60. If the fuel supply port 13a is provided in the range from the first imaginary line segment S1 to the second imaginary line segment S2, the oil is engaged near the meshing position between the male rotor 50 and the female rotor 60. By concentrating on the above, there is a possibility that the loss of stirring of the oil will be excessive and the compression efficiency will deteriorate.
  • the oil supply port 13a is provided at a position distant from the meshing position by a certain degree (a range excluding the range from the first virtual line segment S1 to the second virtual line segment S2). Can be prevented, and the deterioration of the compression efficiency can be prevented.
  • the sealability at the meshing position between the male rotor 50 and the female rotor 60 can be secured. If the fuel supply port is disposed at a position far away from the meshing position, there is a possibility that oil can not be sufficiently supplied to the meshing position between the male rotor 50 and the female rotor 60. In that case, gas leakage may occur at the meshing position between the male rotor 50 and the female rotor 60, and the compression efficiency may be degraded.
  • the fuel supply port 13a is provided in the range from the second virtual line segment S2 to the third virtual line segment S3, oil can be sufficiently supplied to the meshing position. Therefore, the sealability at the meshing position can be secured, and the deterioration of the compression efficiency can be prevented.
  • the uneven distribution of oil can be prevented.
  • the oil tends to concentrate at the meshing position between the male rotor 50 and the female rotor 60 due to the rotation of the male rotor 50 and the female rotor 60 as described above. Therefore, the amount of oil at a position away from the meshing position decreases, and at a position away from the meshing position, the sealing performance tends to deteriorate due to oil film breakage. Therefore, by providing the oil supply port 13b in the range from the oil supply port 13a to the suction side cusp point 14a, it is possible to supply oil to a position with a small amount of oil, and it is possible to prevent uneven distribution of oil.
  • the distance ⁇ 1 from the filler port 13a closest to the suction port 10a among the plurality of filler ports 13a and 13b to the suction port 10a is equal to or greater than the tooth groove width D1 of the female rotor 60. Therefore, even if the male rotor 50 and the female rotor 60 rotate, the oil supply port 13a closest to the suction port 10a (most low pressure side) and the suction port 10a are not fluidly connected. Therefore, oil can be leaked to the suction port 10a, suction heating can occur, and the volumetric efficiency can be prevented from decreasing.
  • the distance ⁇ 2 from the filler port 13a closest to the discharge port 10b among the plurality of filler ports 13a and 13b to the discharge port 10b is equal to or greater than the tooth groove width D1 of the female rotor 60. Therefore, even if the male rotor 50 and the female rotor 60 rotate, the fuel supply port 13a closest to the discharge port 10b (on the highest pressure side) and the discharge port 10b are not fluidly connected. Therefore, oil can be backflowed from the discharge port 10b into the fuel supply port 13 to prevent reduction in volumetric efficiency, and power loss due to recompression can be prevented.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view of the rotor casing 10 of the compressor 1 of the first modified example, and is a view corresponding to FIG.
  • the rotor casing 10 is disposed in a state where the first center line L1 is inclined from the horizontal line HL.
  • the rotation axis CL1 of the female rotor 60 and the rotation axis CL2 of the male rotor 50 are not disposed in the horizontal plane, and the rotation axis CL1 of the female rotor 60 is lower than the rotation axis CL2 of the male rotor 50.
  • the first center line L1 is, for example, about 30 degrees from the horizontal line HL. Therefore, the female rotor chamber 32 is disposed below the male rotor chamber 31.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view of the rotor casing 10 of the compressor 1 of the second modified example, corresponding to FIG.
  • the rotor casing 10 is disposed in a state where the first center line L1 is vertical.
  • the rotation axis CL1 of the female rotor 60 and the rotation axis CL2 of the male rotor 50 are not disposed in the horizontal plane, and the rotation axis CL2 of the male rotor 50 is directly below the rotation axis CL1 of the female rotor 60. It is arranged. Therefore, the entire male rotor chamber 31 is disposed below the entire female rotor chamber 32.
  • FIG. 7 is a cross-sectional view of the rotor casing 10 of the compressor 1 according to the second embodiment, which corresponds to FIG. 3 of the first embodiment.
  • the compressor 1 of the present embodiment is the same as the configuration of the compressor 1 of the first embodiment except for the configuration related to the fuel filler 13. Therefore, the same parts as those of the configuration shown in the first embodiment are given the same reference numerals and the description thereof is omitted.
  • the number of the oil supply ports 13a provided in the oil supply pipe 15a is two, and the number of the oil supply ports 13b provided in the oil supply pipe 15b is one.
  • the number of the fuel inlets 13 is not particularly limited.
  • FIG. 8 is a cross-sectional view of the rotor casing 10 of the compressor 1 according to the third embodiment, which corresponds to FIG. 3 of the first embodiment.
  • the compressor 1 of the present embodiment is the same as the configuration of the compressor 1 of the first embodiment except for the configuration related to the fuel filler 13. Therefore, the same parts as those of the configuration shown in the first embodiment are given the same reference numerals and the description thereof is omitted.
  • the oil supply port 13c to the male rotor chamber 31 is connected.
  • One oil supply pipe 15c is provided.
  • the filling ports 13a, 13b, and 13c are also referred to simply as the filling port 13.
  • a port 13c is provided on the third center line L3.
  • the three fueling ports 13c are provided on a straight line, and are connected by a linear fueling pipe 15c.
  • the distance d5 between the farthest points of adjacent fuel inlets 13c (the distance d5 of the farthest part between adjacent fuel inlets 13c) is smaller than the groove width D2 of the male rotor 50 (d5 ⁇ D2). According to this dimensional relationship, when the male rotor 50 is rotated and its tip is moved, at least two filler openings 13c are disposed in one tooth groove. Further, with this arrangement, since the tooth tips of the female rotor 60 are not simultaneously positioned at the two adjacent fuel inlets 13c, it is possible to prevent a rapid rise in pressure in the fuel supply piping 15c.
  • the distance d6 between the closest points of the adjacent filler openings 13c (the distance d6 between the closest parts of the adjacent filler openings 13c) is set to the tooth groove width D2 of the male rotor 50. It may be larger (d6> D2).
  • the distance ⁇ 3 from the fuel inlet 13c closest to the suction port 10a to the suction port 10a among the plurality of fuel ports 13c is equal to or greater than the tooth groove width D2 of the male rotor 50. Further, the distance ⁇ 4 from the fuel supply port 13c closest to the discharge port 10b among the plurality of fuel supply ports 13c to the discharge port 10b is equal to or greater than the tooth groove width D2 of the male rotor 50.
  • the filler port 13 may be arranged to be fed to the male rotor chamber 31.
  • the effects and advantages of the compressor 1 of the present embodiment are substantially the same as those of the first embodiment.
  • FIG. 9 is a cross-sectional view of the rotor casing 10 of the compressor 1 according to the fourth embodiment, which corresponds to FIG. 3 of the first embodiment.
  • the compressor 1 of the present embodiment is the same as the configuration of the compressor 1 of the first embodiment except for the configuration related to the fuel filler 13. Therefore, the same parts as those of the configuration shown in the first embodiment are given the same reference numerals and the description thereof is omitted.
  • the direction of the two oil supply pipes 15a and 15b connecting the oil supply ports 13a and 13b to the female rotor chamber 32 described in the first embodiment is inclined from the rotation axis.
  • the two fuel supply ports 13a and 13b are provided in the fuel supply pipes 15a and 15b.
  • the oil supply pipes 15a and 15b may be arranged to be inclined from the rotation axis.
  • the arrangement configuration of the fuel supply port 13 provided on the female rotor 60 side can be similarly applied to the male rotor 50 side, and vice versa. That is, the arrangement configuration of the fuel filler 13 of each of the above-described embodiments can be adopted for either one or both of the male rotor 50 and the female rotor 60 without distinction between the male rotor 50 and the female rotor 60.
  • the oil-cooled compressor using oil for the liquid supplied into the rotor casing has been shown.
  • the present invention is applicable to liquid-cooled compressors other than oil-cooled compressors.
  • the present invention can also be applied to a water jet compressor using water as the liquid supplied into the rotor casing.

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Abstract

圧縮機１は、雄ロータ５０と、雄ロータ５０と噛合し、雄ロータ５０の回転軸と平行な回転軸を有する雌ロータ６０と、雄ロータ５０を収容する雄ロータ室３１および雌ロータ６０を収容する雌ロータ室３２を画定するロータケーシング１０と、ロータケーシング１０において、雌ロータ室３２に給油するように設けられ、雌ロータ６０の回転軸まわりに位相をずらして配置された複数の給油口１３ａ，１３ｂとを備える。

Description

液冷式スクリュ圧縮機
　本発明は、液冷式スクリュ圧縮機に関する。
　液冷式スクリュ圧縮機の一種である油冷式圧縮機において、噴射ノズル（給油口）の配置を工夫することで、圧縮中のガスと油との熱交換を促進するようにしたものが、例えば特許文献１に開示されている。特許文献１の油冷式スクリュ圧縮機では、噴射ノズルから圧縮室(ロータ室)内への噴射方向が、スクリュロータの回転方向と反対方向に向けられている。これにより、油が圧縮室内のガス中を飛行する時間を長く確保し、油とガスとの熱交換を促進する。
特開平９－１５１８７０号公報
　液冷式スクリュ圧縮機は、スクリュロータを高速に回転させてガスを圧縮するため、前述のように噴射方向を変えても液がロータケーシングおよびスクリュロータと接触するまでに空気と接触する時間はわずかしか増加しないと考えられる。従って、熱交換性能もわずかな向上しか見込めず、さらなる熱交換性能向上のために改善の余地がある。さらに言えば、雄ロータと雌ロータとロータケーシングとの間における液によるシール性能の向上については特段の検討もなされていない。
　本発明は、液冷式スクリュ圧縮機において、熱交換性能およびシール性能を向上させることを課題とする。
　本発明は、雄ロータと、前記雄ロータと噛合し、前記雄ロータの回転軸と平行な回転軸を有する雌ロータと、前記雄ロータを収容する雄ロータ室および前記雌ロータを収容する雌ロータ室を画定するロータケーシングと、前記ロータケーシングにおいて、前記雄ロータ室および前記雌ロータ室の少なくとも一方側に給液するように設けられ、前記一方側の前記回転軸まわりに位相をずらして配置された少なくとも２つの給液口とを備える、液冷式スクリュ圧縮機を提供する。
　この構成によれば、ロータケーシングにおいて、回転軸まわりに位相をずらした少なくとも２つの給液口が設けられているため、液の偏在を防止できる。液の偏在を防止できることで、液と圧縮ガスとの熱交換が促進され、熱交換性能を向上できるとともに、雄ロータと雌ロータとロータケーシングとの間における液によるシール性能も向上できる。従って、圧縮効率が向上するため、省エネ性能を向上できる。
　前記少なくとも２つの給液口は、前記一方側の前記回転軸方向において異なる位置に設けられていてもよい。
　この構成によれば、回転軸まわりだけでなく回転軸が延びる方向にも広く給液できるため、液の偏在を一層防止できる。液の偏在を防止できることで、前述のように、熱交換性能およびシール性能を向上できるため、圧縮効率を向上でき、省エネ性能を向上できる。
　前記少なくとも２つの給液口は、直線上に配置され、前記少なくとも２つの給液口を接続する直線状の給液配管をさらに備えてもよい。
　この構成によれば、給液配管が直線状であるため、給液配管の形状が複雑化することを防止し、給液配管を加工する工数を削減できる。なお、給液口の全てが直線上に設けられる必要はなく、直線上に配置された複数の給液口に加えて、当該直線外に配置された給液口が存在してもよい。
　前記一方側の前記回転軸方向において、隣接する前記給液口同士の最遠点間距離は、前記一方側の歯溝幅よりも小さくてもよい。
　この構成によれば、１つの歯溝内に少なくとも２つの給液口を配置できる。そのため、歯溝内における液不足を抑制できる。従って、十分な量の液による冷却性能およびシール性能が向上し、圧縮効率を向上できる。
　前記一方側の前記回転軸方向において、隣接する前記給液口の最近点間距離が前記一方側の歯溝幅よりも大きいか、または、隣接する前記給液口の最遠点間距離が前記一方側の歯溝幅よりも小さくてもよい。
　この構成によれば、騒音を低減できる。仮に、隣接する給液口の最近点間距離が雄ロータまたは雌ロータのうち給液口が設けられた側の歯溝幅よりも小さく、かつ、隣接する給液口の最遠点間距離が雄ロータまたは雌ロータのうち給液口が設けられた側の歯溝幅よりも大きいと、歯先が同時に２つの給液口に位置することになる。給液口における圧力は歯先が通過する際に遠心力により急激に増加するため、隣接する２つの給液口において同時に急激な圧力上昇が起こると給液配管内の圧力が急上昇する。給液配管内の圧力の急上昇は、脈動の原因となり、この脈動は騒音の元となる。従って、上記の場合を避けて給液口を設けることで騒音を低減することができる。
　前記回転軸に垂直な断面において、前記一方側の前記雄ロータまたは前記雌ロータの回転中心点と、前記雄ロータ室と前記雌ロータ室とを接続する吐出側カスプ点とを結ぶ第１仮想線分を規定し、前記第１仮想線分を前記一方側の回転中心点まわりに、前記吐出側カスプ点から離れる方向へ第１の所定角度回転させた第２仮想線分を規定し、前記給液口は、前記第１仮想線分から前記第２仮想線分までの範囲を除く範囲に設けられていてもよい。
　この構成によれば、液が雄ロータと雌ロータとの噛合位置（概ねカスプ点に一致）に集中することを防止できる。一般に、液冷式スクリュ圧縮機では、雄ロータおよび雌ロータの回転によって、液が雄ロータと雌ロータとの噛合位置に集中する傾向がある。仮に、給液口を第１仮想線分から第２仮想線分までの範囲に設けると、雄ロータと雌ロータとの噛合位置付近に給液することになるため、液が噛合位置に集中することによって液の撹拌ロスが過大となり圧縮効率が悪化するおそれがある。しかし、上記構成では、給液口を噛合位置から一定程度遠い位置（第１仮想線分から第２仮想線分までの範囲を除く範囲）に設けているため、液の集中を防止でき、圧縮効率の悪化を防止できる。ここで、第１の所定角度とは、噛合位置への液の集中を防止できる程度の角度であり、雄ロータと雌ロータの形状、ロータケーシングの形状、および液の種類などに応じて定まる。
　前記回転軸に垂直な断面において、前記雄ロータの回転中心点と前記雌ロータの回転中心点とを通る第１中心線を規定し、前記第１中心線と直交し、前記一方側の回転中心点を通る第２中心線を規定し、前記一方側の回転中心点まわりに前記吐出側カスプ点から離れる方向へ前記第２中心線から第２の所定角度回転させた第３仮想線分を規定し、前記少なくとも２つの給液口のうちの１つの給液口である第１給液口は、前記第２仮想線分から前記第３仮想線分までの範囲に設けられていてもよい。
　この構成によれば、雄ロータと雌ロータとの噛合位置におけるシール性を確保できる。噛合位置から大幅に遠い位置に給液口を配置すると、雄ロータと雌ロータとの噛合位置に液を十分に給液できないおそれがある。その場合、雄ロータと雌ロータとの噛合位置におけるガスの漏出が発生し、圧縮効率が悪化するおそれがある。しかし、上記構成では、給液口を第２仮想線分から第３仮想線分までの範囲に設けているため、噛合位置にも十分に液を供給できる。従って、噛合位置におけるシール性を確保でき、圧縮効率の悪化を防止できる。ここで、第２の所定角度とは、噛合位置における液不足を防止できる程度の角度であり、雄ロータと雌ロータの形状、ロータケーシングの形状、および液の種類などに応じて定まる。
　前記回転軸に垂直な断面において、前記少なくとも２つの給液口のうちの１つの給液口である第２給液口は、前記一方側の回転中心点まわりに、前記第１給液口から前記雄ロータ室と前記雌ロータ室とを接続する吸込側カスプ点までの範囲に設けられていてもよい。
　この構成によれば、液の偏在を防止できる。給液した液の分布を考えると、前述のように雄ロータおよび雌ロータの回転によって雄ロータとの雌ロータとの噛合位置に液が集中する傾向がある。そのため、噛合位置から離れた位置での液量は少なくなり、噛合位置から離れた位置では液膜切れによってシール性能が低下する傾向がある。従って、上記範囲に第２給液口を設けることで、液量の少ない位置に給液でき、液の偏在を防止できる。
　前記ロータケーシングは、前記回転軸方向における前記雄ロータおよび前記雌ロータの端部に対応する位置に吸込口を有し、前記少なくとも２つの給液口のうち前記吸込口に最も近い前記給液口の位置は、前記雄ロータまたは前記雌ロータのうち前記給液口が設けられた側の歯溝幅以上前記吸込口から離されていてもよい。
　この構成によれば、雄ロータと雌ロータが回転しても最も吸込口に近い（最も低圧側の）給液口と吸込口が流体的に接続されることがない。そのため、液が吸込口に漏出し、吸込加熱が発生し、体積効率が低下することを防止できる。
　前記ロータケーシングは、前記回転軸方向における前記雄ロータおよび前記雌ロータの端部に対応する位置に吐出口を有し、前記少なくとも２つの給液口のうち前記吐出口に最も近い前記給液口の位置は、前記雄ロータまたは前記雌ロータのうち前記給液口が設けられた側の歯溝幅以上前記吐出口から離されていてもよい。
　この構成によれば、雄ロータと雌ロータが回転しても最も吐出口に近い（最も高圧側の）給液口と吐出口が流体的に接続されることがない。そのため、液が吐出口から給液口内に逆流し、体積効率が低下することを防止できるとともに、再圧縮による動力ロスを防止できる。
　本発明によれば、液冷式スクリュ圧縮機において、回転軸まわりに位相をずらして給液できるため、液の偏在を防止でき、熱交換性能およびシール性能を向上させることができる。
本発明の第１実施形態に係る油冷式スクリュ圧縮機の部分的な概略構成図 図１のII－II線に沿ったロータケーシングの模式的な断面図 ロータケーシング内の給油口の位置を示す模式的な断面図 ロータケーシング内の給油口の位置を示す模式的な断面図 第１変形例の油冷式スクリュ圧縮機のロータケーシングの配置を示す断面図 第２変形例の油冷式スクリュ圧縮機のロータケーシングの配置を示す断面図 第２実施形態に係る油冷式スクリュ圧縮機のロータケーシング内の給油口の位置を示す模式的な断面図 第３実施形態に係る油冷式スクリュ圧縮機のロータケーシング内の給油口の位置を示す模式的な断面図 第４実施形態に係る油冷式スクリュ圧縮機のロータケーシング内の給油口の位置を示す模式的な断面図
　以下、添付図面を参照して本発明の実施形態を説明する。なお、本発明の実施形態に係るものとして、ロータケーシング内に供給する液に油を使用した油冷式圧縮機を示す。従って、以下、「油」を「液」と読み替えてもよい。
（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圧縮機１の部分的な概略構成図である。以降、油冷式スクリュ圧縮機１を単に圧縮機１ともいう。図１は、圧縮機１の中でも特に圧縮機構に関する部分を示している。圧縮機１は、外部から空気を吸い込み、内部で圧縮し、吐出する。圧縮機１から吐出された空気は、図示しない配管を通じて供給先に供給される。
　圧縮機１は、ロータケーシング１０と、軸受ケーシング２０，２１とを備える。本実施形態では、ロータケーシング１０と軸受ケーシング２０，２１は、一体化されている。ロータケーシング１０は、２つの軸受ケーシング２０，２１の間に配置されている。ロータケーシング１０は内部にロータ室３０を画定しており、２つの軸受ケーシング２０，２１はそれぞれ内部に軸受室３３，３４を画定している。ロータ室３０と軸受室３３は、仕切壁１１を介して区画され、ロータ室３０と軸受室３４は仕切壁１２を介して区画されている。仕切壁１１，１２は、ともにロータケーシング１０の一部である。
　ロータケーシング１０内には、雄ロータ５０と、雄ロータ５０と噛合し、雄ロータ５０よりも歯数が多い雌ロータ６０とが配置されている。即ち、雄ロータ５０と雌ロータ６０とによって、スクリュロータ４０が構成されている。詳細を図示しないが、本実施形態では、例えば、雄ロータ５０が４枚歯形であり、雌ロータ６０が６枚歯形である。
　図２は、図１のII－II線に沿ったロータケーシング１０の模式的な断面図である。ロータケーシング１０は、雄ロータ５０を収容する雄ロータ室３１および雌ロータ６０を収容する雌ロータ室３２を画定している。上記のロータ室３０は、雄ロータ室３１と雌ロータ室３２とを合わせた空間である。ロータケーシング１０は２つの円筒が側面において接続された形状を有しており、換言すると、雄ロータ室３１および雌ロータ室３２はともに円柱状の空間であり、互いに連通している。
　図２は、雌ロータ６０（図１参照）の回転軸方向から見た断面図でもある。本実施形態では、雌ロータ６０の回転軸と、雄ロータ５０の回転軸とが互いに平行に水平に延びており、雄ロータ室３１と雌ロータ室３２は同方向に延びている。図２の断面図において、雄ロータ室３１と雌ロータ室３２は、吸込側カスプ点１４ａと吐出側カスプ点１４ｂとによって接続されている。雄ロータ室３１の最下点Ｐ３は、雄ロータ室３１と雌ロータ室３２とを接続する吐出側カスプ点１４ｂよりも下方に位置する。
　図１に示すように、雄ロータ５０の一端からは、雄ロータ５０の回転軸となる軸部材５１が延びている。軸部材５１は、仕切壁１１を貫通して雄ロータ室３１から軸受室３３まで延びており、軸受室３３内にて軸受５４によって回転可能に軸支されている。また、雌ロータ６０の一端からも、雌ロータ６０の回転軸となる軸部材６１が延びている。軸部材６１は、仕切壁１１を貫通して雌ロータ室３２から軸受室３３まで延びており、軸受室３３内にて軸受６３によって回転可能に軸支されている。
　雄ロータ５０の他端からは、雄ロータ５０の回転軸となる軸部材５２が延びている。軸部材５２は、仕切壁１２を貫通して雄ロータ室３１から軸受室３４まで延びており、軸受室３４内にて軸受５４によって回転可能に軸支されている。また、雌ロータ６０の他端からも、雌ロータ６０の回転軸となる軸部材６２が延びている。軸部材６２は、仕切壁１２を貫通して雌ロータ室３２から軸受室３４まで延びており、軸受室３４内にて軸受６４によって回転可能に軸支されている。特に、雄ロータ５０の軸部材５２は、図示しないモータまで延びており、このモータに機械的に接続されている。従って、雄ロータ５０はこのモータによって回転駆動され、回転動力が雄ロータ５０から雌ロータ６０に伝えられ、雄ロータ５０および雌ロータ６０が互いに噛合して回転し、空気を圧縮する。なお、図１では、右側が吸込側であり、左側が吐出側である。そのため、雄ロータ５０と雌ロータ６０が回転すると、ロータ室３０内において、軸受室３４側から空気を吸込み、軸受室３３側へ空気を吐出する。
　図２に示すように、ロータケーシング１０には、雌ロータ室３２側にのみ、給油口（第１給油口）１３ａおよび給油口（第２給油口）１３ｂが設けられている。給油口１３ａはと給油口１３ｂは、雌ロータ６０の回転中心点Ｐ１まわりに位相をずらして配置されている。以降、給油口１３ａ，１３ｂを単に給油口１３ともいう。給油口１３の詳細な位置を定義するために、３つの仮想線分Ｓ１～Ｓ３を規定する。雌ロータ６０の回転中心点Ｐ１と、吐出側カスプ点１４ｂとを結ぶ第１仮想線分Ｓ１と規定する。第１仮想線分Ｓ１を雌ロータ６０の回転中心点Ｐ１回りに雄ロータ５０から離れる方向へ第１の所定角度θ１回転させた第２仮想線分Ｓ２を規定する。ここで、第１の所定角度θ１は、噛合位置（吐出側カスプ点１４ｂに概ね一致）への油の集中を防止できる程度の角度であり、雄ロータ５０と雌ロータ６０の形状、ロータケーシング１０の形状、および油の種類などに応じて定まる。そして、雄ロータ５０の回転中心点Ｐ２と雌ロータ６０の回転中心点Ｐ２とを含む第１中心線Ｌ１を規定する。第１中心線Ｌ１は、水平線である。また、第１中心線Ｌ１と直交し、雌ロータ６０の回転中心点Ｐ１を通る第２中心線Ｌ２を規定する。そして、雌ロータ６０の回転中心点Ｐ１回りに吐出側カスプ点１４ｂから離れる方向へ第２中心線Ｌ２から第２の所定角度θ２回転させた第３仮想線分Ｓ３を規定する。ここで、第２の所定角度θ２とは、噛合位置における油不足を防止できる程度の角度であり、雄ロータ５０と雌ロータ６０の形状、ロータケーシング１０の形状、および油の種類などに応じて定まる。
　給油口１３ａは、第１仮想線分Ｓ１から第２仮想線分Ｓ２までの範囲を除く範囲に設けられ、具体的には第２仮想線分Ｓ２から第３仮想線分Ｓ３までの範囲に設けられることが好ましい。より詳細には、給油口１３ａの一部でも第２仮想線分Ｓ２から第３仮想線分Ｓ３までの範囲に設けられることが好ましい。ここで、第１の所定角度θ１は例えば３０度程度以上であることが好ましい。また、第２の所定角度θ２は、例えば雌ロータ６０の１歯分の角度の１／４程度以下であり、本実施形態では６枚歯形の雌ロータ６０を採用していることから、１５度程度以下であることが好ましい。本実施形態では、給油口１３ａは、第２仮想線分Ｓ２から第３仮想線分Ｓ３までの範囲に設けられ、具体的には第２中心線Ｌ２上に設けられている。
　給油口１３ｂは、回転中心点Ｐ１まわりに、給油口１３ａから吸込側カスプ点１４ａまでの範囲に設けられていることが好ましい（図の太線部参照）。本実施形態では、給油口１３ｂは、給油口１３ａから回転中心点Ｐ１まわりに、給油口１３ａから吸込側カスプ点１４ａに向かって３０度程度の位置に設けられている。
　図３は、ロータケーシング１０内の給油口１３ａ，１３ｂの位置を示す模式的な断面図である。本実施形態では、複数（図３では３個）の給油口１３ａが直線状の給油配管１５ａによって接続された態様で直線上に配置されており、また複数（図３では２個）の給油口１３ｂも別の直線状の給油配管１５ｂによって接続された態様で直線上に配置されている。即ち、本実施形態では２つの給油配管１５ａ，１５ｂが設けられている。２つの給油配管１５ａ，１５ｂは、雌ロータ６０の回転軸と平行に延びている。３個の給油口１３ａはそれぞれ等間隔ｃ１で配置されており、２個の給油口１３ｂは間隔ｃ２で配置されている。隣接する給油口１３ａ同士の最遠点間距離ｄ１（隣接する給油口１３ａ同士の最も遠い部分の距離ｄ１）および給油口１３ｂ同士の最遠点間距離ｄ２（隣接する給油口１３ｂ同士の最も遠い部分の距離ｄ２）は、雌ロータ６０の歯溝幅Ｄ１よりも小さい（ｄ１，ｄ２＜Ｄ１）。つまり、１つの歯溝内に少なくとも２つの給油口１３が配置される。なお、本実施形態では、給油口１３ａの半径ｒ１と給油口１３ｂの半径ｒ２は同じであり、間隔ｃ１と間隔ｃ２も同じであり、最遠点間距離ｄ１と最遠点間距離ｄ２も同じである。
　また、この配置によって、後述するように、隣接する２つの給油口１３ａまたは２つの給油口１３ｂに同時に雌ロータ６０の歯先が位置することにならないため、後述するように給油配管１５内の圧力の急上昇を防止できる。また、この圧力の急上昇を防止するためには、隣接する給油口１３ａ同士の最近点間距離ｄ３（隣接する給油口１３ａ同士の最も近い部分の距離ｄ３）および給油口１３ｂ同士の最近点間距離ｄ４（隣接する給油口１３ｂ同士の最も近い部分の距離ｄ４）を、雌ロータ６０の歯溝幅Ｄ１よりも大きくしてもよい（ｄ３，ｄ４＞Ｄ１）。
　図３および図４に示すように、ロータケーシング１０は、回転軸方向におけるスクリュロータ４０の一端側（図３において上側、図４において右側）に吸込口１０ａを有している。吸込口１０ａは、ロータケーシング１０の上部に設けられており、雄ロータ５０および雌ロータ６０の周囲に延びている。また、回転軸方向において、複数の給油口１３ａ，１３ｂのうち吸込口１０ａに最も近い給油口１３ａの位置は、雌ロータ６０の歯溝幅Ｄ１以上吸込口１０ａから離されている。即ち、複数の給油口１３ａ，１３ｂのうち吸込口１０ａに最も近い給油口１３ａから吸込口１０ａまでの距離Δ１は、雌ロータ６０の歯溝幅Ｄ１以上である（Δ１≧Ｄ１）。
　また、ロータケーシング１０は、回転軸方向における他端側（図３において上側、図４において左側）に吐出口１０ｂを有している。吐出口１０ｂは、ロータケーシング１０の下部に設けられている。回転軸方向において、複数の給油口１３ａ，１３ｂのうち吐出口１０ｂに最も近い給油口１３ａの位置は、雌ロータ６０の歯溝幅Ｄ１以上吐出口１０ｂから離されている。即ち、複数の給油口１３ａ，１３ｂのうち吐出口１０ｂに最も近い給油口１３ａから吐出口１０ｂまでの距離Δ２は、雌ロータ６０の歯溝幅Ｄ１以上である（Δ２≧Ｄ１）。
　以下では、本実施形態の圧縮機１の作用効果について説明する。
　本実施形態によれば、図２に示すように、ロータケーシング１０において、雌ロータ６０の回転軸まわりに位相をずらした複数の給油口１３ａ，１３ｂが設けられているため、油の偏在を防止できる。油の偏在を防止できることで、油と圧縮ガスとの熱交換が促進され、熱交換性能を向上できるとともに、雄ロータ５０と雌ロータ６０とロータケーシング１０との間における油によるシール性能も向上できる。従って、圧縮効率が向上するため、省エネ性能を向上できる。
　また、本実施形態によれば、図３に示すように、雌ロータ６０の回転軸が延びる方向にも異なる位置に複数の給油口１３が設けられている。従って、回転軸まわりだけでなく回転軸が延びる方向にも広く給油できるため、油の偏在を一層防止できる。油の偏在を防止できることで、前述のように、熱交換性能およびシール性能を向上できるため、圧縮効率を向上でき、省エネ性能を向上できる。
　また、本実施形態によれば、給油配管１５ａ，１５ｂが直線状であるため、給油配管１５ａ，１５ｂの形状が複雑化することを防止し、給油配管１５ａ，１５ｂを加工する工数を削減できる。
　また、本実施形態によれば、給油口１３ａ，１３ｂの最遠点間距離ｄ１，ｄ２を歯溝幅Ｄ１未満に規定しているため、１つの歯溝内に少なくとも２つの給油口１３を配置できる。そのため、歯溝内における油不足を抑制できる。従って、十分な量の油による冷却性能およびシール性能が向上し、圧縮効率を向上できる。
　また、本実施形態によれば、騒音を低減できる。図３を参照して、仮に、隣接する給油口１３ａ同士の最近点間距離ｄ３または隣接する給油口１３ｂ同士の最近点間距離ｄ４が雌ロータ６０の歯溝幅Ｄ１よりも小さく、かつ、隣接する給油口１３ａ同士の最遠点間距離ｄ１または隣接する給油口１３ｂ同士の最遠点間距離ｄ２（隣接する給油口１３ｂ同士の最も遠い部分の距離ｄ２）が雌ロータ６０の歯溝幅Ｄ１よりも大きいと（ｄ１，ｄ２＞Ｄ１＞ｄ３，ｄ４）、同時に歯先が隣接する２つの給油口１３ａ，１３ａまたは隣接する２つの給油口１３ｂ，１３ｂに位置することになる。給油口１３における圧力は歯先が通過する際に遠心力により急激に増加するため、隣接する２つの給油口１３ａ，１３ａまたは隣接する２つの給油口１３ｂ，１３ｂにおいて同時に急激な圧力上昇が起こると給油配管１５ａ，１５ｂ内の圧力が急上昇する。給油配管１５ａ，１５ｂ内の圧力の急上昇は、脈動の原因となり、この脈動は騒音の元となる。従って、上記の場合を避けて給油口１３を設けることで騒音を低減することができる。
　また、本実施形態によれば、油が雄ロータ５０と雌ロータ６０との噛合位置に集中することを防止できる。一般に、油冷式スクリュ圧縮機１では、雄ロータ５０および雌ロータ６０の回転によって、油が雄ロータ５０と雌ロータ６０との噛合位置に集中する傾向がある。仮に、給油口１３ａを第１仮想線分Ｓ１から第２仮想線分Ｓ２までの範囲に設けると、雄ロータ５０と雌ロータ６０との噛合位置付近に給油することになるため、油が噛合位置に集中することによって油の撹拌ロスが過大となり圧縮効率が悪化するおそれがある。しかし、本実施形態の構成では、給油口１３ａを噛合位置から一定程度遠い位置（第１仮想線分Ｓ１から第２仮想線分Ｓ２までの範囲を除く範囲）に設けているため、油の集中を防止でき、圧縮効率の悪化を防止できる。
　また、本実施形態によれば、雄ロータ５０と雌ロータ６０との噛合位置におけるシール性を確保できる。噛合位置から大幅に遠い位置に給油口を配置すると、雄ロータ５０と雌ロータ６０との噛合位置に油を十分に給油できないおそれがある。その場合、雄ロータ５０と雌ロータ６０との噛合位置におけるガスの漏出が発生し、圧縮効率が悪化するおそれがある。しかし、本実施形態の構成では、給油口１３ａを第２仮想線分Ｓ２から第３仮想線分Ｓ３までの範囲に設けているため、噛合位置にも十分に油を供給できる。従って、噛合位置におけるシール性を確保でき、圧縮効率の悪化を防止できる。
　また、本実施形態によれば、油の偏在を防止できる。給油した油の分布を考えると、前述のように雄ロータ５０および雌ロータ６０の回転によって雄ロータ５０との雌ロータ６０との噛合位置に油が集中する傾向がある。そのため、噛合位置から離れた位置での油量は少なくなり、噛合位置から離れた位置では油膜切れによってシール性能が低下する傾向がある。従って、給油口１３ａから吸込側カスプ点１４ａまでの範囲に給油口１３ｂを設けることで、油量の少ない位置に給油でき、油の偏在を防止できる。
　また、本実施形態によれば、複数の給油口１３ａ，１３ｂのうち吸込口１０ａに最も近い給油口１３ａから吸込口１０ａまでの距離Δ１は、雌ロータ６０の歯溝幅Ｄ１以上である。従って、雄ロータ５０と雌ロータ６０が回転しても最も吸込口１０ａに近い（最も低圧側の）給油口１３ａと吸込口１０ａが流体的に接続されることがない。そのため、油が吸込口１０ａに漏出し、吸込加熱が発生し、体積効率が低下することを防止できる。
　また、本実施形態によれば、複数の給油口１３ａ，１３ｂのうち吐出口１０ｂに最も近い給油口１３ａから吐出口１０ｂまでの距離Δ２は、雌ロータ６０の歯溝幅Ｄ１以上である。従って、雄ロータ５０と雌ロータ６０が回転しても最も吐出口１０ｂに近い（最も高圧側の）給油口１３ａと吐出口１０ｂが流体的に接続されることがない。そのため、油が吐出口１０ｂから給油口１３内に逆流し、体積効率が低下することを防止できるとともに、再圧縮による動力ロスを防止できる。
（第１変形例）
　図５は、第１変形例の圧縮機１のロータケーシング１０の断面図であり、図２に対応する図である。本変形例の圧縮機１は、第１中心線Ｌ１が水平線ＨＬから傾斜した状態でロータケーシング１０が配置されている。
　本変形例では、雌ロータ６０の回転軸ＣＬ１と、雄ロータ５０の回転軸ＣＬ２とが水平面内に配置されておらず、雌ロータ６０の回転軸ＣＬ１が雄ロータ５０の回転軸ＣＬ２よりも下方に配置されている。具体的には、第１中心線Ｌ１が水平線ＨＬから例えば３０度程度している。そのため、雌ロータ室３２が雄ロータ室３１より下方に配置されている。このように、第１中心線Ｌ１が水平でない場合であっても、本発明を構成するものの相対的な位置には変化はなく、第１中心線Ｌ１が水平であるか否かは本発明の効果には何ら影響を及ぼさない。
（第２変形例）
　図６は、第２変形例の圧縮機１のロータケーシング１０の断面図であり、図２に対応する図である。本実施形態の圧縮機１は、第１中心線Ｌ１が鉛直の状態でロータケーシング１０が配置されている。
　本変形例では、雌ロータ６０の回転軸ＣＬ１と、雄ロータ５０の回転軸ＣＬ２とが水平面内に配置されておらず、雄ロータ５０の回転軸ＣＬ２が雌ロータ６０の回転軸ＣＬ１の直下に配置されている。そのため、雄ロータ室３１の全体が雌ロータ室３２の全体より下方に配置されている。
（第２実施形態）
　図７は、第２実施形態の圧縮機１のロータケーシング１０の断面図であり、第１実施形態の図３に対応する図である。本実施形態の圧縮機１は、給油口１３に関する構成以外、第１実施形態の圧縮機１の構成と同様である。従って、第１実施形態に示した構成と同様の部分については同様の符号を付して説明を省略する。
　本実施形態では、給油配管１５ａに設けられた給油口１３ａの数は２個であり、給油配管１５ｂに設けられた給油口１３ｂの数は１個である。このように、給油口１３の数は、特に限定されない。
（第３実施形態）
　図８は、第３実施形態の圧縮機１のロータケーシング１０の断面図であり、第１実施形態の図３に対応する図である。本実施形態の圧縮機１は、給油口１３に関する構成以外、第１実施形態の圧縮機１の構成と同様である。従って、第１実施形態に示した構成と同様の部分については同様の符号を付して説明を省略する。
　本実施形態では、第１実施形態で説明した雌ロータ室３２への給油口１３ａ，１３ｂを接続する２本の給油配管１５ａ，１５ｂに加えて、雄ロータ室３１への給油口１３ｃを接続する１本の給油配管１５ｃが設けられている。以降、給油口１３ａ，１３ｂ，１３ｃを単に給油口１３ともいう。
　図２を参照して、雄ロータ室３１への給油口１３ｃは、第１中心線Ｌ１と直交し、雄ロータ５０の回転中心点Ｐ２を通る第３中心線Ｌ３を規定すると、３個の給油口１３ｃが、第３中心線Ｌ３上に設けられている。３個の給油口１３ｃは、直線上に設けられており、直線状の給油配管１５ｃによって接続されている。
　隣接する給油口１３ｃ同士の最遠点間距離ｄ５（隣接する給油口１３ｃ同士の最も遠い部分の距離ｄ５）は、雄ロータ５０の歯溝幅Ｄ２よりも小さい（ｄ５＜Ｄ２）。この寸法関係によって、雄ロータ５０が回転してその歯先が移動した際、１つの歯溝内に、少なくとも２つの給油口１３ｃが配置される。また、この配置によって、隣接する２つの給油口１３ｃに同時に雌ロータ６０の歯先が位置することにならないため、給油配管１５ｃ内の圧力の急上昇を防止できる。また、この圧力の急上昇を防止するためには、隣接する給油口１３ｃ同士の最近点間距離ｄ６（隣接する給油口１３ｃ同士の最も近い部分の距離ｄ６）を、雄ロータ５０の歯溝幅Ｄ２よりも大きくしてもよい（ｄ６＞Ｄ２）。
　複数の給油口１３ｃのうち吸込口１０ａに最も近い給油口１３ｃから吸込口１０ａまでの距離Δ３は、雄ロータ５０の歯溝幅Ｄ２以上である。また、複数の給油口１３ｃのうち吐出口１０ｂに最も近い給油口１３ｃから吐出口１０ｂまでの距離Δ４は、雄ロータ５０の歯溝幅Ｄ２以上である。
　このように、給油口１３は、雄ロータ室３１に給油されるように配置されていてもよい。本実施形態の圧縮機１の作用効果は、実質的に第１実施形態と同じである。
（第４実施形態）
　図９は、第４実施形態の圧縮機１のロータケーシング１０の断面図であり、第１実施形態の図３に対応する図である。本実施形態の圧縮機１は、給油口１３に関する構成以外は、第１実施形態の圧縮機１の構成と同様である。従って、第１実施形態に示した構成と同様の部分については同様の符号を付して説明を省略する。
　本実施形態では、第１実施形態で説明した雌ロータ室３２への給油口１３ａ，１３ｂを接続する２本の給油配管１５ａ，１５ｂの向きが回転軸から傾斜している。また、給油配管１５ａ，１５ｂには、それぞれの２個の給油口１３ａ，１３ｂが設けられている。このように、給油配管１５ａ，１５ｂは回転軸から傾斜して配置されていてもよい。
　以上より、本発明の具体的な各実施形態について説明したが、本発明は上記形態に限定されるものではなく、この発明の範囲内で種々変更して実施することができる。
　特に上記各実施形態において、雌ロータ６０側に設けた給油口１３の配置構成は、雄ロータ５０側にも同様に適用でき、その逆もまた然りである。即ち、上記の各実施形態の給油口１３の配置構成は、雄ロータ５０と雌ロータ６０の区別なく、雄ロータ５０と雌ロータ６０のいずれか一方または両方に対して採用可能である。
　上述のとおり、本発明の実施形態に係るものとして、ロータケーシング内に供給する液に油を使用した油冷式圧縮機を示した。但し、本発明は油冷式圧縮機以外の液冷式圧縮機にも適用が可能である。例えば、本発明を、ロータケーシング内に供給する液に水を使用した水噴射式圧縮機に適用することもできる。
　　１　圧縮機（油冷式スクリュ圧縮機）
　　１０　ロータケーシング
　　１０ａ　吸込口
　　１０ｂ　吐出口
　　１１，１２　仕切壁
　　１３　給油口
　　１３ａ　給油口（第１給油口）
　　１３ｂ　給油口（第２給油口）
　　１３ｃ　給油口
　　１４　カスプ点
　　１４ａ　吸込側カスプ点
　　１４ｂ　吐出側カスプ点
　　１５ａ，１５ｂ，１５ｃ　給油配管
　　２０，２１　軸受ケーシング
　　３０　ロータ室
　　３１　雄ロータ室
　　３２　雌ロータ室
　　３３，３４　軸受室
　　４０　スクリュロータ
　　５０　雄ロータ
　　５１，５２　軸部材
　　５３，５４　軸受
　　６０　雌ロータ
　　６１，６２　軸部材
　　６３，６４　軸受

Claims (10)

  1. 　雄ロータと、
    　前記雄ロータと噛合し、前記雄ロータの回転軸と平行な回転軸を有する雌ロータと、
    　前記雄ロータを収容する雄ロータ室および前記雌ロータを収容する雌ロータ室を画定するロータケーシングと、
    　前記ロータケーシングにおいて、前記雄ロータ室および前記雌ロータ室の少なくとも一方側に給液するように設けられ、前記一方側の前記回転軸まわりに位相をずらして配置された少なくとも２つの給液口と
    　を備える、液冷式スクリュ圧縮機。
  2. 　前記少なくとも２つの給液口は、前記一方側の前記回転軸方向において異なる位置に設けられている、請求項１に記載の液冷式スクリュ圧縮機。
  3. 　前記少なくとも２つの給液口は、直線上に配置され、
    　前記少なくとも２つの給液口を接続する直線状の給液配管をさらに備える、請求項２に記載の液冷式スクリュ圧縮機。
  4. 　前記一方側の前記回転軸方向において、隣接する前記給液口同士の最遠点間距離は、前記一方側の歯溝幅よりも小さい、請求項２または請求項３に記載の液冷式スクリュ圧縮機。
  5. 　前記一方側の前記回転軸方向において、隣接する前記給液口の最近点間距離が前記一方側の歯溝幅よりも大きいか、または、隣接する前記給液口の最遠点間距離が前記一方側の歯溝幅よりも小さい、請求項２または請求項３のいずれか１項に記載の液冷式スクリュ圧縮機。
  6. 　前記回転軸に垂直な断面において、
    　前記一方側の前記雄ロータまたは前記雌ロータの回転中心点と、前記雄ロータ室と前記雌ロータ室とを接続する吐出側カスプ点とを結ぶ第１仮想線分を規定し、
    　前記第１仮想線分を前記一方側の回転中心点まわりに、前記吐出側カスプ点から離れる方向へ第１の所定角度回転させた第２仮想線分を規定し、
    　前記給液口は、前記第１仮想線分から前記第２仮想線分までの範囲を除く範囲に設けられている、請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の液冷式スクリュ圧縮機。
  7. 　前記回転軸に垂直な断面において、
    　前記雄ロータの回転中心点と前記雌ロータの回転中心点とを通る第１中心線を規定し、
    　前記第１中心線と直交し、前記一方側の回転中心点を通る第２中心線を規定し、
    　前記一方側の回転中心点まわりに前記吐出側カスプ点から離れる方向へ前記第２中心線から第２の所定角度回転させた第３仮想線分を規定し、
    　前記少なくとも２つの給液口のうちの１つの給液口である第１給液口は、前記第２仮想線分から前記第３仮想線分までの範囲に設けられている、請求項６に記載の液冷式スクリュ圧縮機。
  8. 　前記回転軸に垂直な断面において、
    　前記少なくとも２つの給液口のうちの１つの給液口である第２給液口は、前記一方側の回転中心点まわりに、前記第１給液口から前記雄ロータ室と前記雌ロータ室とを接続する吸込側カスプ点までの範囲に設けられている、請求項７に記載の液冷式スクリュ圧縮機。
  9. 　前記ロータケーシングは、前記回転軸方向における前記雄ロータおよび前記雌ロータの端部に対応する位置に吸込口を有し、
    　前記少なくとも２つの給液口のうち前記吸込口に最も近い前記給液口の位置は、前記雄ロータまたは前記雌ロータのうち前記給液口が設けられた側の歯溝幅以上前記吸込口から離されている、請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の液冷式スクリュ圧縮機。
  10. 　前記ロータケーシングは、前記回転軸方向における前記雄ロータおよび前記雌ロータの端部に対応する位置に吐出口を有し、
    　前記少なくとも２つの給液口のうち前記吐出口に最も近い前記給液口の位置は、前記雄ロータまたは前記雌ロータのうち前記給液口が設けられた側の歯溝幅以上前記吐出口から離されている、請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の液冷式スクリュ圧縮機。
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