WO2021024607A1 - 液冷式ガス圧縮機 - Google Patents

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WO2021024607A1
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compressor
liquid
heat exchanger
temperature
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雄太 梶江
正彦 高野
茂幸 頼金
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株式会社日立産機システム
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    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04B39/00—Component parts, details, or accessories, of pumps or pumping systems specially adapted for elastic fluids, not otherwise provided for in, or of interest apart from, groups F04B25/00 - F04B37/00
    • F04B39/02—Lubrication
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B39/00—Component parts, details, or accessories, of pumps or pumping systems specially adapted for elastic fluids, not otherwise provided for in, or of interest apart from, groups F04B25/00 - F04B37/00
    • F04B39/06—Cooling; Heating; Prevention of freezing
    • 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
    • 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 gas compressor.
  • the purpose of supplying the coolant is to lubricate the compression mechanism, seal against gas leakage between the compression mechanisms, and cool the gas whose temperature rises due to compression.
  • the compressed gas has been cooled to improve efficiency by supplying a coolant cooled by a heat exchanger to the compressor body.
  • Patent Document 1 a cooling path different from the conventional cooling path is provided, the amount of water passing through each cooling path is adjusted by the difference between the detected water supply temperature and the ambient temperature, and the power consumption required for cooling the compressor is determined. We are trying to reduce it.
  • a part of the cooling water supplied to the compressor body is further cooled by the heat exchanger of the refrigeration cycle and supplied to the slide bearing.
  • the circulating water supplied to the slide bearing is not cooled only by the air cooling heat exchanger, but is cooled by using the refrigeration cycle. As a result, the energy required for cooling the circulating water can be minimized, and highly reliable operation is possible even under high ambient temperature conditions.
  • Patent Document 1 does not mention the problem of further improving the cooling effect by supplying cooling liquids having at least two kinds of temperatures to the compressor body and the technical means for solving the problem. ..
  • An object of the present invention is to further improve the cooling effect by supplying a coolant having at least two kinds of temperatures to the compressor main body.
  • the liquid-cooled gas compressor is a liquid-cooled gas compressor having a compressor main body, a first heat exchanger, and a second heat exchanger, and is the first.
  • a first cooling path that supplies a first cooling liquid having a first temperature that passes through the heat exchanger to the first portion of the compressor body, the first heat exchanger, and the second. It is characterized by having a second cooling path for supplying a second cooling liquid having a second temperature lower than the first temperature to the second portion of the compressor main body, which passes through the heat exchanger of the compressor. And.
  • the liquid-cooled gas compressor is a liquid-cooled gas compressor having a compressor main body and a single heat exchanger, and is a first type that passes through the heat exchanger.
  • the cooling effect can be further improved by supplying coolants having at least two or more temperatures to the compressor main body.
  • a liquid-cooled gas compressor of a related technique Since the temperature of the gas sucked into the compressor main body 1 rises in the compression process, a coolant is supplied to cool the gas.
  • the cooled compressed gas is discharged in a state of being mixed with the coolant, and is separated into the gas and the coolant in the separator 2.
  • the coolant is cooled to a lower temperature than the compressed gas during the compression process in the heat exchanger 3 using the cooling fan 4, and is supplied during the compression process via the cooling path 5 to cool the compressed gas again. ..
  • the compressed gas is cooled by supplying a low-temperature coolant cooled by the heat exchanger to the compressor main body to improve the efficiency.
  • the temperature of the coolant is determined by the specifications of the installed heat exchanger.
  • the coolant that has passed through the heat exchanger often passes through one cooling path without branching and is supplied to the compressor body, and even if it is branched, it is collected in one space and supplied from the same location. Will be done.
  • the paths of the coolant supplied to the compressor main body are branched, each of them is cooled, and the coolant is not returned to the same path, but is individually supplied to the compressor main body via different paths.
  • the coolant is supplied at one temperature, but in the embodiment, the coolants at different temperatures can be individually supplied to the compressor body, and the compressed gas can be cooled with high efficiency. This will be possible and will lead to a significant improvement in compressor performance.
  • examples will be described with reference to the drawings.
  • Example 1 The liquid-cooled gas compressor of the first embodiment will be described with reference to FIG.
  • the most different configuration of Example 1 from the liquid-cooled gas compressor of the related technology is that it has two heat exchangers 6 and 8 and compresses via two cooling paths 7 and 9. This is a point to supply to each of the two locations on the main body of the machine.
  • the flow of one coolant passes through one heat exchanger 6 and is supplied to the compressor main body via the cooling path 7.
  • the flow of the other coolant is supplied to a location different from the coolant through the heat exchanger 6 and then through the heat exchanger 8 and the cooling path 9 different from the cooling path 7. ..
  • the coolant is made colder and hotter than the compressor of the related technology in the configuration of the first embodiment. It is possible to cool to two different temperatures.
  • the total amount of coolant is 50 L / min and the heat exchanger 3 cools from 90 ° C to 60 ° C.
  • the amount of liquid passing through the cooling path 7 and the cooling path 9 is 25 L / min each in the first embodiment, and the total cooling capacity of the heat exchanger 6 and the heat exchanger 8 is the same as that of the heat exchanger 3.
  • the temperature of the coolant passing through the cooling path 7 is 75 ° C., and the amount of the liquid passing through the cooling path 9 is 45 ° C.
  • FIGS. 3 to 5 show the supply positions of the coolant to the compressor main body in the first embodiment.
  • FIG. 3 is a horizontal sectional view of the rotor of the screw compressor
  • FIG. 4 is a sectional view in the vertical direction of the rotor in the cross-sectional views II-II of the arrow in FIG. 3, and
  • FIG. 3 is a horizontal sectional view of the rotor of the screw compressor
  • FIG. 4 is a sectional view in the vertical direction of the rotor in the cross-sectional views II-II of the arrow in FIG. 3
  • the compressor main body 1 is configured by accommodating a male rotor 14 and a female rotor 15 in a compressor casing 12 and a discharge casing 13.
  • the compressor body 1 sucks gas by rotating the rotor by a drive source connected to either the male rotor 14 or the female rotor 15.
  • the gas passes through the suction path 16 and is confined in the rotor tooth groove space, and as the rotation of the rotor progresses, the tooth groove space becomes smaller and the gas is compressed. After the gas is compressed to a predetermined compression ratio, it passes through the discharge path 17 and is discharged.
  • the coolant is supplied during the process of reducing the tooth groove space to cool the gas.
  • the low-temperature coolant is discharged to the supply port 19 immediately after the suction completion position 18, and the high-temperature coolant is discharged to the supply port 21 immediately before the start position 20.
  • the cooling effect is compared between the case where the coolant at one temperature of the related technology is supplied and the case where the coolant at different temperatures of Example 1 is supplied separately.
  • FIG. 6 is used to compare the cooling effects.
  • FIG. 6 is a finger pressure diagram showing the operating state of the compressor, in which the horizontal axis represents the volume V of the compressor body and the vertical axis represents the pressure P.
  • 22 indicates a suction start position
  • 18 indicates a suction completion position
  • 20 indicates a discharge start position
  • 23 indicates a discharge completion position.
  • the temperature of the gas rises as the compression process progresses, but with the cooling method of the related technology, the coolant temperature is higher even if it is supplied immediately after the suction is completed, and a sufficient cooling effect cannot be obtained.
  • the coolant is supplied at the supply port 24 where the process has advanced. In the first embodiment, since the coolant is colder than the method of the related technique, it is possible to supply the coolant to the supply port 19 which is the first half of the compression process rather than the position 24.
  • a coolant having a lower temperature than the method of the related technology can be supplied at an early stage of the compression process, so that the polytropic index becomes small, and the lines 18 to 20 indicating the compression process change from the dotted line L1 to the solid line L2. Become.
  • the area surrounded by the line in the acupressure diagram indicates the power required for compression, but the area surrounded by the line L2 of the first embodiment is smaller than the area surrounded by the line L1 of the cooling method of the related technique. This leads to a reduction in compression power.
  • Control valve 10 adjusts the amount of coolant on the low temperature side. For example, when the compressed gas temperature is 10 degrees higher than the ambient temperature at the position where the low-temperature coolant is supplied, feedback control is performed so that the value measured by the temperature sensor 11 of the low-temperature side coolant falls below the ambient temperature +10 degrees. Change the solenoid valve opening.
  • FIG. 2 two heat exchangers are used and different cooling paths are used to supply two different temperatures to the compressor body. However, if a heat exchanger and a path are further provided, three types are supplied. It is also possible to supply the above-mentioned coolants having different temperatures.
  • the liquid-cooled gas compressor of the second embodiment will be described with reference to FIG. 7.
  • the difference between the second embodiment and the first embodiment in terms of configuration is that instead of using two heat exchangers, a heat exchanger having a plurality of paths and having a branch in the middle is used.
  • a heat exchanger having a branch port is used when one pass is passed in two passes.
  • the high-temperature coolant that has passed only through the first pass 251 is supplied to the supply port 21 on the discharge side, and the low-temperature coolant that has passed through the first pass 251 and the second pass 253 is supplied to the suction side. It is supplied to the mouth 19 (see FIG. 3).
  • the coolant is supplied at one temperature in the past, but the coolants at different temperatures can be individually supplied to the compressor body, which enables highly efficient cooling of the compressed gas and compresses the compressor. This will lead to a significant improvement in machine performance.
  • Cooling fan 5 Supply path of coolant to the compressor body 6: First heat exchanger 7: Supply of high temperature side coolant to the compressor body Path 8: Second heat exchanger 9: Supply of low-temperature side coolant to the compressor body 10: Control valve 11: Temperature sensor 12: Compressor casing 13: Discharge casing 14: Male rotor 15: Female rotor 16: Suction Path 17: Discharge path 18: Suction completion position 19: Low temperature side coolant supply port 20: Discharge start position 21: High temperature side coolant supply port 22: Suction start position 23: Discharge completion position 24: Related technology Coolant supply port in cooling method L1: Related technology Compression process in cooling method L2: Compression process in Example 1 25: Heat exchanger

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Abstract

第１の熱交換器を通過する第１の温度を有する第１の冷却液を圧縮機本体の第１の箇所へ供給する第１の冷却経路と、第１の熱交換器及び第２の熱交換器を通過する第１の温度より低い第２の温度を有する第２の冷却液を圧縮機本体の第２の箇所へ供給する第２の冷却経路とを有する。

Description

液冷式ガス圧縮機
　本発明は、液冷式ガス圧縮機に関する。
　空気等の気体を吸込み、容積型の圧縮機構によって高圧気体を吐き出すガス圧縮機では、圧縮空間中に冷却液を供給する液冷式ガス圧縮機がよく知られている。
　冷却液を供給する目的は、圧縮機構の潤滑、圧縮機構同士の気体漏れに対するシール及び圧縮によって温度が上昇する気体の冷却である。従来、圧縮機本体に対し熱交換器で冷却した冷却液を供給することで、圧縮気体を冷却し高効率化を図ってきた。
　例えば、特許文献１では、従来の冷却経路とは別の冷却経路を設け、検出した給水温度と周囲温度の差によってそれぞれの冷却経路を通る水量を調整し、圧縮機の冷却に要する消費動力の低減を図っている。
　具体的には、圧縮機本体へ供給する冷却水の一部を冷凍サイクルの熱交換器によって更に冷却し滑り軸受へ供給する。滑り軸受へ供給する循環水について、空冷用熱交換器のみで冷却するのではなく、冷凍サイクルを用いて冷却を行う。これにより、循環水の冷却に要するエネルギーを最小にすることができ、高温の周囲温度条件においても信頼性が高い運転を可能としている。
特開２０１０－４３５８９号公報
　特許文献１では、少なくとも２種類以上の温度の冷却液を圧縮機本体へ供給することで更なる冷却効果の向上を図るという課題及びその課題を解決するための技術的手段については言及されていない。
　本発明の目的は、少なくとも２種類以上の温度の冷却液を圧縮機本体へ供給することで更なる冷却効果の向上を図ることにある。
　本発明の一態様の液冷式ガス圧縮機は、圧縮機本体と、第１の熱交換器と、第２の熱交換器と、を有する液冷式ガス圧縮機であって、前記第１の熱交換器を通過する、第１の温度を有する第１の冷却液を前記圧縮機本体の第１の箇所へ供給する第１の冷却経路と、前記第１の熱交換器及び前記第２の熱交換器を通過する、前記第１の温度より低い第２の温度を有する第２の冷却液を前記圧縮機本体の第２の箇所へ供給する第２の冷却経路とを有することを特徴とする。
　本発明の一態様の液冷式ガス圧縮機は、圧縮機本体と、単一の熱交換器と、を有する液冷式ガス圧縮機であって、前記熱交換器を通過する、第１の温度を有する第１の冷却液を前記圧縮機本体の第１の箇所へ供給する第１の冷却経路と、前記熱交換器を通過する、前記第１の温度より低い第２の温度を有する第２の冷却液を前記圧縮機本体の第２の箇所へ供給する第２の冷却経路とを有することを特徴とする。
　本発明の一態様によれば、少なくとも２種類以上の温度の冷却液を圧縮機本体へ供給することで更なる冷却効果の向上を図ることができる。
関連技術の液冷式ガス圧縮機の構成を示す図である。 実施例１の液冷式ガス圧縮機の構成を示す図である。 スクリュー圧縮機のロータ水平方向断面図である。 スクリュー圧縮機のロータ垂直方向断面図である。 スクリュー圧縮機のロータ径方向への展開図である。 圧縮機の指圧線図である。 実施例２の液冷式ガス圧縮機の構成を示す図である。
　最初に、図１を参照して、関連技術の液冷式ガス圧縮機について説明する。
  圧縮機本体１に吸入された気体は圧縮過程において温度が上昇するため、冷却液を供給し冷却を行う。冷却された圧縮気体は冷却液と混合された状態で吐出され、分離器２において気体と冷却液に分離される。その後、冷却液は冷却ファン４を用いて熱交換器３において圧縮過程中の圧縮気体よりも低温に冷却され、冷却経路５を介し圧縮過程中に供給されることで再度圧縮気体の冷却を行う。
  このように、関連技術の液冷式ガス圧縮機では、圧縮機本体に対し、熱交換器によって冷却した低温な冷却液を供給することで圧縮気体を冷却し高効率化を図ってきた。
　一般的に、省エネ・省スペース化のため、冷却に使用される熱交換器は一つであり、搭載する熱交換器の仕様によって冷却液の温度が決定されてしまう。また、熱交換器を通った冷却液は分岐されることなく一つの冷却経路を通り、圧縮機本体へ供給されることが多く、分岐していたとしても一つの空間に集約され同一箇所から供給される。
　以下の実施例では、圧縮機本体へ供給する冷却液の経路を分岐させ、それぞれ冷却し、且つ冷却液を同一経路に戻さず、それぞれ別の経路を介して圧縮機本体へ個別に供給する。
　これにより、関連技術では、一つの温度で冷却液を供給していたのに対して、実施例では、異なる温度の冷却液を圧縮機本体に個別に供給でき、圧縮ガスの高効率な冷却が可能となり圧縮機性能の大幅な向上につながる。
  以下、図面を用いて実施例について説明する。
　図２を参照して、実施例１の液冷式ガス圧縮機について説明する。
  実施例１が関連技術の液冷式ガス圧縮機と構成上で最も異なる点は、２つの熱交換器６と熱交換器８を持ち、２つの冷却経路７と冷却経路９を経由し、圧縮機本体の２箇所へそれぞれ供給する点である。
　１つの冷却液の流れは、１つの熱交換器６を通り、冷却経路７を経由し圧縮機本体へ供給する。もう１つの冷却液の流れは、熱交換器６を通った後に、更に熱交換器８を通り、冷却経路７とは別の冷却経路９を経由し、前記冷却液とは異なる箇所に供給する。
　本実施例と関連技術の圧縮機で、同一の冷却ファン４を使用し冷却液量が変わらないとすれば、実施例１の構成で冷却液を関連技術の圧縮機よりも低温なものと高温なものの２種類の異なる温度に冷却することが可能である。
　例えば、関連技術の方式において総冷却液量が５０Ｌ／ｍｉｎで、熱交換器３で９０℃から６０℃まで冷却していたとする。実施例１において冷却経路７と冷却経路９を通る液量が２５Ｌ／ｍｉｎずつで、熱交換器６と熱交換器８の合計の冷却能力が熱交換器３と同じであると仮定すれば、冷却経路７を通る冷却液温度は７５℃、冷却経路９を通る液量は４５℃となる。
　続いて、図３～図５を用いて実施例１における圧縮機本体への冷却液の供給位置を示す。
  図３はスクリュー圧縮機のロータ水平方向断面図、図４は図３中の矢視断面II－IIにおけるロータ垂直方向断面図、図５はロータ径方向への展開図である。
　圧縮機本体１は、圧縮機ケーシング１２と吐出ケーシング１３の中に雄ロータ１４及び雌ロータ１５を収容し構成されている。圧縮機本体１は、雄ロータ１４または雌ロータ１５のいずれかに接続された駆動源により、ロータを回転させることで気体を吸込む。気体は吸込み経路１６を通過し、ロータ歯溝空間に閉じ込められ、ロータの回転が進むにつれ、歯溝空間が小さくなり、気体は圧縮される。気体は既定の圧縮比まで圧縮された後、吐出し経路１７を通過し吐き出される。
　液冷式スクリュー圧縮機では、歯溝空間が小さくなる過程中に冷却液を供給し、気体の冷却を図る。実施例１では、低温な冷却液を吸込み完了位置１８直後である供給口１９に、高温な冷却液を吐出し開始位置２０手前である供給口２１に供給する。
　熱交換器でのトータルの冷却能力を同じとして、関連技術の１つの温度の冷却液を供給した場合と実施例１の異なる温度の冷却液を別々に供給した場合で冷却効果を比較する。
　冷却効果を比較する上で、図６を用いる。図６は圧縮機の作動状態を表す指圧線図であり、横軸は圧縮機本体の容積Ｖ、縦軸は圧力Ｐを示す。
　指圧線図において、２２は吸込み開始位置、１８は吸込み完了位置、２０は吐出し開始位置、２３は吐出し完了位置を示す。
　圧縮過程が進むにつれ気体の温度が上昇していくが、関連技術の冷却方式では吸込み完了直後に供給しても冷却液温度の方が高温であり、十分な冷却効果を得られないため、圧縮過程が進んだ供給口２４で冷却液を供給する。実施例１では、関連技術の方式よりも冷却液が低温であることから、位置２４よりも圧縮過程の前半である供給口１９に供給することが可能である。
　結果的に、関連技術の方式よりも低温な冷却液を圧縮過程の早い段階に供給することができるため、ポリトロープ指数が小さくなり、圧縮過程を示す１８から２０の線は点線Ｌ１から実線Ｌ２となる。
　圧縮過程の後半位置において、高温な冷却液を供給することとなるが、その際には圧縮された気体が冷却液と比較し非常に高温な状態であるため、高温な冷却液でも十分冷却することが可能である。また、高温側の冷却液を供給する供給口２１が圧縮過程の後半であるため、冷却液が気体を冷却できる時間が短く、圧縮過程を示す１８から２０の線には大きく影響しない。
　指圧線図において線で囲まれる面積は圧縮に必要な動力を示すが、実施例１の線Ｌ２で囲まれる面積の方が関連技術の冷却方式の線Ｌ１で囲まれる面積よりも小さくなるため、圧縮動力の低減につながる。
　低温側の冷却液温度が圧縮過程中の気体温度よりも低温でなければ、十分な冷却効果が得られないため、常に低温側の冷却温度が圧縮過程中の気体温度以下となるように電磁弁（制御弁）１０で低温側の冷却液量を調節する。例えば、低温の冷却液を供給する位置において圧縮気体温度が周囲温度よりも１０度高い場合には、低温側冷却液の温度センサ１１で計測する値が周囲温度＋１０度を下回るようにフィードバック制御によって電磁弁開度を変更する。
　なお、図２では二つの熱交換器を使用し冷却経路を別とすることで、２種類の異なる温度を圧縮機本体へ供給しているが、更に熱交換器と経路を設ければ３種類以上の異なる温度の冷却液を供給することも可能である。
　図７を参照して、実施例２の液冷式ガス圧縮機について説明する。
  実施例２が実施例１と構成上で異なる点は、２つの熱交換器を使用するのではなく、複数パスを有し途中で分岐を持つ熱交換器を使用する点である。例として、２パスで、１パスを通過した時点で分岐口を持つ熱交換器を使用した場合を考える。
　１つの冷却液の流れは、熱交換器２５に入り第１のパス２５１を通った時点で第１の分岐口２５２から出て、冷却経路７を経由し圧縮機本体１へ供給する。
　もう１つの冷却液の流れは、熱交換器２５に入り第１のパス２５１及び第２のパス２５３を通った後に、第２の分岐口２５４から出て、冷却経路９を経由し、圧縮機本体１へ供給する。
　供給口については、第１のパス２５１のみを通過した高温な冷却液を吐出側の供給口２１に、第１のパス２５１及び第２のパス２５３を通過した低温な冷却液を吸込み側の供給口１９に供給する（図３参照）。
　実施例２の場合には、熱交換器のパスごとに分岐口を設け、圧縮機への供給経路を別とすれば新たに熱交換器を追加することなく、３種類以上の異なる温度の冷却液を供給することが可能である。
　上記実施例によれば、従来一つの温度で冷却液を供給していたのに対して、異なる温度の冷却液を圧縮機本体に個別に供給でき、圧縮ガスの高効率な冷却が可能となり圧縮機性能の大幅な向上につながる。
１：圧縮機本体
２：分離器
３：熱交換器
４：冷却ファン
５：冷却液の圧縮機本体への供給経路
６：第１熱交換器
７：高温側冷却液の圧縮機本体への供給経路
８：第２熱交換器
９：低温側冷却液の圧縮機本体への供給経路
１０：制御弁
１１：温度センサ
１２：圧縮機ケーシング
１３：吐出ケーシング
１４：雄ロータ
１５：雌ロータ
１６：吸込み経路
１７：吐出し経路
１８：吸込み完了位置
１９：低温側冷却液の供給口
２０：吐出し開始位置
２１：高温側冷却液の供給口
２２：吸込み開始位置
２３：吐出し完了位置
２４：関連技術冷却方式での冷却液供給口
Ｌ１：関連技術冷却方式の圧縮過程
Ｌ２：実施例１の圧縮過程
２５：熱交換器

Claims (7)

  1. 　圧縮機本体と、
    　第１の熱交換器と、
    　第２の熱交換器と、を有する液冷式ガス圧縮機であって、
    　前記第１の熱交換器を通過する、第１の温度を有する第１の冷却液を前記圧縮機本体の第１の箇所へ供給する第１の冷却経路と、
    　前記第１の熱交換器及び前記第２の熱交換器を通過する、前記第１の温度より低い第２の温度を有する第２の冷却液を前記圧縮機本体の第２の箇所へ供給する第２の冷却経路と、
    　を有することを特徴とする液冷式ガス圧縮機。
  2. 　前記圧縮機本体は、
    　前記第１の冷却液を吐出する側に設けられた吐出側供給口と、
    　前記第２の冷却液を吸込む側に設けられた吸込み側供給口と、を有し、
    　前記圧縮機本体の前記第１の箇所は、前記吐出側供給口に対応し、
    　前記圧縮機本体の前記第２の箇所は、前記吸込み側供給口に対応することを特徴とする請求項１に記載の液冷式ガス圧縮機。
  3. 　前記第２の冷却経路には、制御弁と温度センサが設けられており、
    　前記温度センサで測定された前記第２の冷却液の前記第２の温度が、前記圧縮機本体での圧縮過程中の圧縮気体の温度以下となるように前記制御弁により前記第２の冷却液の液量を調節することを特徴とする請求項１に記載の液冷式ガス圧縮機。
  4. 　圧縮機本体と、
    　単一の熱交換器と、を有する液冷式ガス圧縮機であって、
    　前記熱交換器を通過する、第１の温度を有する第１の冷却液を前記圧縮機本体の第１の箇所へ供給する第１の冷却経路と、
    　前記熱交換器を通過する、前記第１の温度より低い第２の温度を有する第２の冷却液を前記圧縮機本体の第２の箇所へ供給する第２の冷却経路と、
    　を有することを特徴とする液冷式ガス圧縮機。
  5. 　前記熱交換器は、
    　第１のパスと、
    　前記第１のパスに接続された第２のパスと、
    　第１の分岐口と、
    　第２の分岐口と、とを有し、
    　前記熱交換器に入った冷却液は、前記第１のパスを通過した後に、前記第１の分岐口から出て、前記第１の冷却経路を経由して前記圧縮機本体の前記第１の箇所へ供給され、
    　前記熱交換器に入った前記冷却液は、前記第１のパス及び前記第２のパスを通過した後に、前記第２の分岐口から出て、前記第２の冷却経路を経由して前記圧縮機本体の前記第２の箇所へ供給されることを特徴とする請求項４に記載の液冷式ガス圧縮機。
  6. 　前記圧縮機本体は、
    　前記第１の冷却液を吐出する側に設けられた吐出側供給口と、
    　前記第２の冷却液を吸込む側に設けられた吸込み側供給口と、を有し、
    　前記圧縮機本体の前記第１の箇所は、前記吐出側供給口に対応し、
    　前記圧縮機本体の前記第２の箇所は、前記吸込み側供給口に対応することを特徴とする請求項４に記載の液冷式ガス圧縮機。
  7. 　前記第２の冷却経路には、制御弁と温度センサが設けられており、
    　前記温度センサで測定された前記第２の冷却液の前記第２の温度が、前記圧縮機本体での圧縮過程中の圧縮気体の温度以下となるように前記制御弁により前記第２の冷却液の液量を調節することを特徴とする請求項４に記載の液冷式ガス圧縮機。
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