WO2024038656A1 - 給液式スクリュー圧縮機 - Google Patents

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WO2024038656A1
WO2024038656A1 PCT/JP2023/020259 JP2023020259W WO2024038656A1 WO 2024038656 A1 WO2024038656 A1 WO 2024038656A1 JP 2023020259 W JP2023020259 W JP 2023020259W WO 2024038656 A1 WO2024038656 A1 WO 2024038656A1
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WO
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pressure
valve body
working space
coolant
path
Prior art date
Application number
PCT/JP2023/020259
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
茂幸 頼金
健太郎 山本
Original Assignee
株式会社日立産機システム
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Filing date
Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/08—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
    • 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 feed type screw compressor.
  • Some screw compressors have a liquid supply system that supplies liquid into the working chamber of the compression stroke for the purpose of sealing the internal gap between the screw rotor and casing, cooling the compressed gas, and lubricating sliding parts.
  • lubricating oil is often used as the liquid.
  • a separator is used to separate the lubricating oil from the compressed gas. The lubricating oil separated by the separator is self-circulated using the pressure difference between the discharge pressure generated by the compressor itself and the pressure in the working space of the compressor body, and is then supplied to the compressor body again (e.g. , see Patent Document 1).
  • a typical screw compressor is connected to customer equipment that uses compressed air via an air tank and various filters.
  • the pressure in the air tank varies depending on the amount of air used, so the screw compressor is controlled to switch between load operation and no-load operation, and to stop the screw compressor, depending on the information obtained from the pressure detection device attached to the compressor. It is common to do so.
  • the pressure at which the motor changes from load operation to no-load operation (hereinafter referred to as the upper limit pressure) and the pressure at which the rotation speed changes from no-load operation to load operation are determined.
  • the air tank is filled with compressed air and control is performed to maintain the pressure.
  • control pressure a preset pressure (hereinafter referred to as control pressure).
  • the air tank is filled with compressed air and controlled to maintain the pressure.
  • Patent Document 1 discloses that an oil-fed screw compressor has a structure that includes a normal oil feed path for the compressor body and another oil feed path provided with a oil feed valve, and reduces power loss by lubricating in consideration of the rated state.
  • a method for suppressing water condensation by supplying oil in consideration of water condensation is disclosed.
  • the temperature of the lubricating oil in the oil tank is measured, and if the temperature of the lubricating oil is higher than a predetermined temperature, the temperature of the lubricating oil is measured, and if the temperature of the lubricating oil is higher than a predetermined temperature, the temperature is Oil is supplied from both oil supply paths located in the high-pressure side working space provided at the On the other hand, if the temperature of the lubricating oil in the oil tank is lower than the specified temperature, the oil supply valve is closed and the oil is supplied only through the oil supply path located in the low-pressure side working space of the compressor body, reducing power loss. At the same time, water condensation is suppressed by lubricating with consideration given to moisture condensation.
  • Patent Document 1 discloses that the amount of oil supplied to the compressor body is adjusted in the rated state to reduce power loss, the amount of oil supplied to the compressor body is adjusted in consideration of the customer's usage condition. The method was not disclosed.
  • a liquid-fed screw compressor includes a compressor main body in which a screw rotor is housed, and a cooling liquid path that separates coolant from discharge gas discharged from the compressor main body and returns it to the compressor main body.
  • a liquid supply type screw compressor that supplies liquid by a pressure difference between the working space pressure of the compressor body and the coolant pressure of the coolant path, the first operation in which the working space pressure is a first pressure.
  • a second valve body position that opens the first supply passage and closes the second supply passage; a second valve body position that opens the first supply passage and the second supply passage; and a second valve body position that opens the first supply passage and the second supply passage; a valve body that can be slid in order to a third valve body position where the first supply passage is closed and the second supply passage is opened; a drive mechanism that slides and drives the valve body by a first biasing force and a second biasing force in a direction from the third valve body position to the first valve body position due to the discharge pressure of the discharged gas.
  • a liquid-fed screw compressor includes a compressor body in which a screw rotor is housed, and a cooling liquid that is separated from discharge gas discharged from the compressor body and returned to the compressor body.
  • a liquid supply type screw compressor which is equipped with a liquid path and supplies liquid by a differential pressure between the working space pressure of the compressor main body and the coolant pressure of the coolant path
  • pressure detection detects the pressure of the discharged gas.
  • a first supply path for supplying the coolant of the coolant path to a first working space where the working space pressure is a first pressure; and a second pressure where the working space pressure is lower than the first pressure.
  • a second supply path that supplies the coolant of the coolant path to a second working space; a first valve body position that opens the first supply path and closes the second supply path; and a first valve body position that opens the first supply path and closes the second supply path; a valve body that is movable between a second valve body position that opens the second supply path; a drive device that moves the valve body; a control device that controls movement of the valve body, and the control device moves the valve body to the first valve body when the coolant pressure based on the detected pressure value is higher than the first pressure. position, and if the coolant pressure based on the detected pressure value is less than or equal to the first pressure and greater than the second pressure, the valve body is moved to the second valve body position.
  • the amount of oil supplied to the compressor body can be appropriately adjusted regardless of the customer's operating pressure, and the reliability of the compressor body can be improved.
  • FIG. 1 is a diagram showing an example of a system diagram of a liquid supply type screw compressor in a first embodiment.
  • FIG. 2 is a diagram showing a switching device for lubricating oil that is circulated and supplied to the compressor main body.
  • FIG. 3 is a PV diagram illustrating the suction process, compression process, and discharge process of the compressor main body.
  • FIG. 4 is an enlarged view of the area in which the switching device of FIG. 2 is provided.
  • FIG. 5 is a diagram showing the sliding position of the refueling switching valve in a state where the discharge pressure is lower than the upper limit value of the discharge pressure.
  • FIG. 6 is a diagram showing a second embodiment of the liquid feed type screw compressor according to the present invention.
  • FIG. 1 is a diagram showing an example of a system diagram of a liquid supply type screw compressor 100 in the first embodiment.
  • a liquid supply type screw compressor water, oil, or the like is used as the liquid to be supplied, and below, a case will be described using lubricating oil as an example of the cooling liquid.
  • the liquid supply type screw compressor 100 will be simply called the compressor 100.
  • the compressor 100 includes a casing that reduces noise generated from the compressor main body 3.
  • Suction gas for example, air
  • the compressor main body 3 is rotationally driven by a main electric motor 4. Electric power is supplied to the main motor 4 from a control device 9 equipped with a compressor control board.
  • the lubricating oil contained in the compressed gas (for example, compressed air) compressed by the compressor main body 3 is separated by an oil separator 5, and then passed through a pressure regulating check valve 6, an aftercooler 7, a dryer (not shown), etc. After passing through, it is stored in a storage tank 10 installed downstream of the compressor.
  • the pressure value of the compressed gas supplied from the compressor 100 is detected by the pressure detection device 11 and displayed on a display section (not shown) provided in the control device 9.
  • the compressed gas stored in the storage tank 10 is used as a gas source for customer equipment.
  • the pressure value detected by the pressure detection device 11 becomes lower than the discharge pressure of the compressor main body 3 due to pressure loss when the compressed gas passes through the oil separator 5 and the aftercooler 7. Operation control of the screw compressor is performed based on the pressure value obtained by the pressure detection device 11.
  • the pressure detection device 11 is installed between the aftercooler 7 and the storage tank 10, but the installation location is not limited to this and can be installed anywhere from the compressor body 3 to the storage tank 10. It's okay.
  • the lubricating oil separated by the oil separator 5 is sent to the oil cooler 8 via the temperature control valve 12 and cooled. Thereafter, after passing through an oil filter (not shown), etc., the oil is returned to the compressor main body 3 through the return pipe 13 of the lubricating oil path, and is supplied to the rotor, bearings, etc. housed inside the compressor main body 3.
  • the temperature control valve 12 controls the amount of lubricating oil that bypasses the oil cooler 8 to keep the temperature of the lubricating oil supplied to the compressor main body 3 constant. In this way, the lubricating oil circulates through the lubricating oil path of the compressor 100.
  • variable speed control In general, there are roughly two types of control methods for the compressor 100.
  • the first type is constant speed control in which the main motor 4 is operated at a constant rotational speed
  • variable speed control in which the main electric motor 4 is operated at a variable rotational speed. Constant speed control is achieved by opening and closing the suction throttle valve 2 and repeating load operation and no-load operation so that the pressure detection value obtained from the pressure detection device 11 is within a preset upper limit pressure and return pressure range. This is a control that maintains pressure.
  • variable speed control is control that adjusts the rotational speed of the main motor 4 connected to the control device 9 so that the pressure value obtained from the pressure detection device 11 becomes a preset control pressure.
  • the rated state is a state in which the compressor main body 3 discharges a specified amount of gas at a specified pressure.
  • the lubricating oil supply position a in the compressor main body 3 where the lubricating oil has returned to the compressor main body 3 through the lubricating oil path is predetermined to be the position where the efficiency is highest in the rated state.
  • FIG. 2 is a diagram showing a switching device 40 for lubricating oil that is circulated and supplied to the compressor main body 3.
  • the switching device 40 is provided integrally with the casing of the compressor main body 3.
  • the compressor 100 of this embodiment is a twin-screw rotor compressor, and the rotor casing 30 includes a female rotor 31 in which a plurality of spiral grooves are formed and a male rotor (not shown).
  • a pair of screw rotors are provided.
  • a pair of screw rotors are arranged along the front and back directions of the page.
  • the female rotor 31 is rotatably supported by bearings 33 and 34 provided in a bearing casing 32 and a bearing 35 provided in the rotor casing 30.
  • the female rotor 31 is rotationally driven by the main electric motor 4 shown in FIG.
  • a suction port 300 is formed in the upper part of the rotor casing 30 in the drawing, and a discharge port 301 is formed in the bearing casing 32.
  • a closed working space is formed by the combination of the female rotor 31 and the male rotor and the rotor casing 30, and as the rotor rotates, the working space moves from the suction side (right side in the figure) to the discharge side (left side in the figure). Moving.
  • suction process a time when the air is connected only to the suction port 300
  • a time when it is connected only to the discharge port 301 There is a continuous time (discharge process), and the process of sucking in, compressing, and expelling gas such as air is performed continuously.
  • a part of the lubricating oil that has returned through the return pipe 13 shown in FIG. 1 is supplied into the rotor casing 30 via the switching device 40.
  • the switching device 40 is formed integrally with the rotor casing 30, but it may be formed separately.
  • a valve body chamber 41 is formed in the switching device 40 .
  • the valve body chamber 41 is provided with a refueling switching valve 42 that slides within the valve body chamber 41 in the left-right direction in the drawing.
  • the valve body chamber 41 is divided into an elastic body chamber 411, an oil passage chamber 412, and a control chamber 413 by the oil supply switching valve 42.
  • An elastic body 43 such as a spring is arranged in the elastic body chamber 411 .
  • the control chamber 413 is supplied with discharged gas from the discharge port 301 through a piping path 46 .
  • the piping route 46 connects the control chamber 413 to the discharge port 301 of the compressor main body 3, but it can be connected anywhere between the compressor main body 3 and the pressure regulating check valve 6. Also good.
  • the elastic body chamber 411 communicates with the surrounding outside air, and the internal pressure is maintained at atmospheric pressure.
  • the refueling switching valve 42 is urged to the right in the drawing by the elastic force of the elastic body 43, and to the left in the drawing by the pressure of the discharged gas from the control chamber 413. Therefore, the refueling switching valve 42 slides left and right depending on the magnitude of the discharge gas pressure.
  • Three working space oil supply paths 45a, 45b, and 45c are formed in the valve body chamber 41 and communicate with mutually different working spaces in the rotor casing 30.
  • a working space oil supply path 45a, a working space oil supply path 45b, and a working space oil supply path 45c are provided in order from the one with the highest working space pressure.
  • FIG. 3 is a PV diagram illustrating the suction process, compression process, and discharge process of the compressor main body 3, where the horizontal axis is the working space volume V, and the vertical axis is the working space pressure P.
  • curve L (ABC1) shows the PV diagram in the rated state
  • curve L (ABD1) shows the PV diagram when the set pressure is lower than the rated state.
  • C1 is a set pressure in the rated state
  • the discharge pressure is controlled to be C1.
  • D1 is the set pressure when the set pressure is lower than the rated state.
  • the compressor 100 will be described as being set between a set pressure C1 and a set pressure D1. Therefore, the pressures C1 and D1 are sometimes referred to as the discharge pressure upper limit value C1 and the discharge pressure lower limit value D1.
  • a lubricating screw compressor that is lubricated by differential pressure is lubricated by self-circulation using the pressure difference between the discharge pressure of the compressor main body 3 and the pressure in the working space that feeds the compressor main body 3 with lubricant.
  • the pressure of the return lubricating oil at the oil supply port a in FIG. 1 (hereinafter referred to as oil supply pressure) is the pressure loss when the lubricating oil passes through the oil separator 5, oil cooler 8, oil filter (not shown), etc.
  • the pressure decreases due to ⁇ P and becomes a pressure value C2, D2 lower than the discharge pressure C1, D1.
  • the working space volumes E and F are volumes corresponding to the oil supply pressures C2 and D2, and indicate the oil supply limit position.
  • the set pressure is set to the discharge pressure upper limit value C1
  • the lubrication possible range of the working space volume in the rated state is section BE
  • the set pressure is set to the discharge pressure lower limit value D1
  • the lubrication possible range is section BF.
  • the oil supply pressure C2 at the discharge pressure upper limit value C1 may be called the oil supply pressure upper limit value
  • the oil supply pressure D2 at the discharge pressure lower limit value D1 may be called the oil supply pressure lower limit value.
  • the oil supply pressure becomes the oil supply pressure lower limit value D2. Therefore, if a refueling position is provided near the refueling limit position of point E in consideration of the best efficiency in the rated state, the working space cannot be refueled in the area EF, and the reliability of the rotor decreases. On the other hand, if the setting pressure is lower than the rated state and the oil supply position is provided in the range of section BF, the amount of lubricating oil supplied will be excessive in the rated state of the delivery pressure C1 and the oil supply pressure D1, which means that the power This causes a problem of loss and reduced performance.
  • FIG. 4 is an enlarged view of the area in which the switching device 40 of FIG. 2 is provided.
  • the working space of the female rotor 31 is schematically shown instead of the rotor tooth shape shown in FIG. Band-shaped regions indicated by symbols 311, 312, and 313 represent operating spaces.
  • the working space oil supply paths 45a, 45b, and 45c communicate with different working spaces 313, 312, and 311, respectively.
  • the pressure of the working space 311 is P1, and the volume is V1.
  • the pressure of the working space 312 is P2 and the volume is V2
  • the pressure of the working space 313 is P3 and the volume is V3.
  • FIG. 4 shows the position of each working space at a certain moment, and as the female rotor 31 rotates over time, the working spaces 311, 312, and 313 move to the left in the figure.
  • the hatched area with the symbol G indicates the gas trapped in the working space, and the working space in which the gas G is trapped moves to the left as the rotor rotates.
  • the gas G When the working space in which the gas G is confined moves to the position indicated by the reference numeral 311 where it communicates with the working space oil supply path 45c, the gas G has a pressure of P1 and a volume of V1.
  • the term "working space 311" refers to the working space that has been moved to a position where it communicates with the working space oil supply path 45c.
  • the gas G when the working space in which the gas G is confined moves to a position called the working space 312, the gas G has a pressure of P2 and a volume of V2, and is in communication with the working space oil supply path 45b.
  • the pressure P3 in the working space 313 is higher than the oil supply pressure D2 when the discharge pressure lower limit value D1 is reached, and the pressures P1 and P2 in the working spaces 311 and 312 are lower than the oil supply pressure D2. That is, the working space oil supply paths 45b, 45c are formed to communicate with the working spaces 312, 311 in the oil supply possible range BF at the oil supply pressure lower limit value D2 when the set pressure is set to the discharge pressure lower limit value D1.
  • the refueling switching valve 42 When the refueling switching valve 42 has the same diameter as the valve body that partitions the valve body chamber 41, the refueling switching valve 42 of the switching device 40 is subjected to a rightward force FR by the elastic body 43 and a gas in the control chamber 413. A leftward force FL due to the pressure acts. The gas pressure in the control chamber 413 is the discharge pressure of the compressor main body 3. Then, the refueling switching valve 42 slides to a position where the force FR and the force FL are balanced. Note that the leftward movement of the refueling switching valve 42 is restricted by a locking portion 44a shown in FIG. 4, and the rightward movement is restricted by a locking portion 44b shown in FIG.
  • the movement range of the refueling switching valve 42 is from the locking portion 44a to the locking portion 44b.
  • the spring constant of the elastic body 43 satisfies FR(44a) ⁇ FL(C1) when the refueling switching valve 42 is in contact with the locking portion 44a, and the refueling switching valve 42 is in contact with the locking portion 44b.
  • the state is set so that FR(44b)>FL(D1) is satisfied. That is, the spring constant of the elastic body 43 is set as FL(C1)>FR(44a)>FR(44b)>FL(D1).
  • FIG. 4 shows the sliding position of the oil supply switching valve 42 when the discharge pressure of the compressor main body 3 is the discharge pressure upper limit value C1.
  • FIG. 5 shows the sliding position of the refueling switching valve 42 in a state where the discharge pressure is lower than the discharge pressure upper limit value C1.
  • the refueling switching valve 42 is in a state where the working space refueling path 45c is about to switch from the closed state to the opening state, as shown in the upper part of FIG.
  • the working space oil supply paths 45a, 45b, and 45c are in an open state, as shown in the middle part of FIG.
  • the working space oil supply path 45a is closed by the oil supply switching valve 42, and the working space oil supply paths 45b and 45c are opened. .
  • the oil supply switching valve 42 moves further to the right in the figure while the working space oil supply paths 45b and 45c remain open, and is stopped by the locking portion 44b.
  • the state will be as follows. Therefore, at the discharge pressure lower limit value D1, which is the oil supply pressure lower limit value D2, the oil supply switching valve 42 is in a state of being locked by the locking portion 44b.
  • the pressure in the working space 313 is the pressure P3 in state H3 in FIG.
  • return lubricating oil is supplied to the working spaces 313, 312 from the working space oil supply paths 45a, 45b.
  • the state is configured to realize the optimum oil supply state in the rated state (discharge pressure C1).
  • discharge pressure C1 discharge pressure
  • the working space to which lubricating oil is supplied is changed as shown in FIG.
  • the switching is made as follows: working spaces 312, 313) ⁇ (working spaces 311, 312, 313) ⁇ (working spaces 311, 312), so that appropriate lubricant oil is supplied according to the discharge pressure.
  • the oil supply switching valve 42 is slid according to the discharge pressure of the compressor body 3 regardless of the customer's usage status, and the oil supply to the compressor body 3 is controlled. It is possible to adjust the amount of oil supplied. Thereby, it is possible to provide an oil-fed screw compressor in which the reliability of the compressor main body 3 is improved.
  • FIG. 6 is a diagram showing a second embodiment of the liquid feed type screw compressor according to the present invention.
  • the driving method of the refueling switching valve 42 in the switching device 40B is different, and the refueling switching valve 42 is slidably driven by the driving device 18 such as a motor. I decided to do so.
  • the drive device 18 is controlled by the control device 9 based on the pressure value related to the discharge pressure detected by the pressure detection device 11.
  • the other configurations are the same as those of the first embodiment described above.
  • the valve body chamber 41 is divided by the oil supply switching valve 42 into an elastic body chamber 411B, an oil passage chamber 412, and a control chamber 413B.
  • the piping route 46 shown in FIG. 2 has been deleted.
  • the elastic body chamber 411B and the control chamber 413B communicate with the oil passage chamber 412, and the elastic body chamber 411B, the oil passage chamber 412, and the control chamber 413B are all at the same pressure.
  • the other configurations are the same as those in the first embodiment, and description thereof will be omitted.
  • the locking portions 44a and 44b may or may not be provided.
  • the pressure detection device 11 is provided to detect the pressure of the compressed gas discharged from the compressor main body 3B, but the pressure is different from the discharge pressure at the discharge port 301 of the compressor main body 3B. A pressure value lower by the pressure loss in the path to the detection device 11 is detected.
  • the control device 9 calculates a value obtained by adding the pressure loss amount to the detected pressure value as a discharge pressure, and controls the sliding drive of the oil supply switching valve 42 by the drive device 18 based on the calculated discharge pressure.
  • the control device 9 positions the refueling switching valve 42 at the position shown in FIG. 4.
  • the discharge pressure is "J1>(discharge pressure)>K1”
  • the refueling switching valve 42 is slid from the position shown in FIG. 4 to the right in the drawing in accordance with the pressure drop.
  • the discharge pressure is J1
  • the arrangement is as shown in FIG. 4
  • the discharge pressure is K1
  • the arrangement is as shown in the lower part of FIG.
  • the oil supply switching valve 42 is slid to a position where the working space oil supply passage 45a is completely closed and the working space oil supply passage 45c is completely opened.
  • the refueling switching valve 42 is moved according to the magnitude of the discharge pressure to switch the working space to be refueled so that the differential pressure for refueling does not become zero or less.
  • the refueling switching valve 42 may be positioned at a position corresponding to the set pressure based on the set pressure by the user.
  • the user inputs set pressure information into the control device 9.
  • the relationship between the set pressure in the control device 9 and the position of the refueling switching valve 42 may be the same as the relationship between the discharge pressure and the slide position described above, or if the set pressure satisfies "C1 ⁇ set pressure ⁇ predetermined value".
  • the open/close state of the working space oil supply paths 45a, 45b, 45c is set as (open, open, closed), and when the set pressure is "predetermined value ⁇ set pressure ⁇ D1", the working space oil supply paths 45a, 45b, 45c
  • the open/close state may be (closed, open, open).
  • oil is used as an example of the liquid to be supplied, but other liquids (for example, water) may be used.
  • other liquids for example, water
  • the left and right valve bodies of the refueling switching valve 42 have the same diameter, they may have different diameters.
  • the oil supply path 45b is configured to always communicate with the working space 312 to supply oil, but it may be omitted as long as the amount of oil supply is sufficient.
  • return lubricating oil is supplied to the twin screw female rotor 31 having male and female screw rotors via the switching devices 40 and 40B, but the male rotor is lubricated.
  • the present invention is not limited to a twin-screw configuration, but can be similarly applied to a liquid-fed screw compressor with a single-screw configuration.
  • the working space oil supply path 45a and the working space oil supply path 45c which communicate with two working spaces with different pressures, are configured to be opened and closed by the oil supply switching valve 42, but three or more It is also possible to adopt a configuration in which opening and closing of the working space oil supply path is switched.
  • the switching devices 40 and 40B are switching valves in which the valve body slides, various configurations are possible without being limited to the sliding type.
  • the liquid supply type screw compressor 100 separates lubricating oil from the compressor body 3 in which the screw rotor is housed and the discharge gas discharged from the compressor body 3.
  • a return pipe 13 that returns to the compressor main body 3 is provided, and oil is supplied by the differential pressure between the working space pressure of the compressor main body 3 and the oil supply pressure.
  • the liquid supply type screw compressor 100 has a working space oil supply path 45a that supplies lubricating oil of the return pipe 13 to the working space 313 where the working space pressure is pressure P3, and a working space oil supply path 45a that supplies the lubricating oil of the return pipe 13 to the working space 313 where the working space pressure is pressure P3.
  • a working space oil supply path 45c that supplies the lubricating oil of the return pipe 13 to the working space 311, which is P1, and a first valve body position that opens the working space oil supply path 45a shown in the upper part of FIG. 5 and closes the working space oil supply path 45c
  • the second valve body position opens the working space oil supply path 45a and the working space oil supply path 45c shown in the middle row of FIG. 5, and the third valve closes the working space oil supply path 45a and opens the working space oil supply path 45c shown in the bottom row of FIG.
  • a valve body chamber 41 that constitutes a drive mechanism that slides and drives the refueling switching valve 42 by the second biasing force FL in the direction from the position to the first valve body position is provided.
  • the oil supply switching valve 42 When the discharge pressure of the discharged gas is equal to or lower than the discharge pressure K1 at which the oil supply pressure becomes the pressure P3 and greater than the discharge pressure P0 at which the oil supply pressure becomes the pressure P1, the oil supply switching valve 42 is moved to the third valve body position ( 5), and if the discharge pressure is higher than the discharge pressure K1 and lower than the predetermined pressure J1 which is higher than the discharge pressure K1, the refueling switching valve 42 is moved to the second valve body position. (See the middle part of FIG. 5), and when the discharge pressure is equal to or higher than the predetermined pressure J1, the refueling switching valve 42 is slid to the first valve body position (see the upper part of FIG. 5).
  • the oil supply switching valve 42 is slid and driven according to the magnitude of the discharge pressure.
  • the working spaces to which lubricating oil is supplied are switched as follows: (working spaces 312, 313) ⁇ (working spaces 311, 312, 313) ⁇ (working spaces 311, 312). This makes it possible to maintain the lubricating oil supply in an appropriate state based on the differential pressure, and it is possible to improve the reliability of the compressor main body 3.
  • the liquid supply type screw compressor 100 separates lubricating oil from the compressor body 3B in which the screw rotor is housed and the discharge gas discharged from the compressor body 3B. and a return pipe 13 for returning the compressor main body 3B to the compressor main body 3B, and oil supply is performed by the differential pressure between the working space pressure of the compressor main body 3B and the oil supply pressure of the return pipe 13.
  • the pressure detection device 11 detects the pressure of discharged gas, the working space oil supply path 45a supplies lubricating oil of the return pipe 13 to the working space 313 whose working space pressure is pressure P3, and the working space oil supply path 45a which supplies lubricating oil of the return pipe 13 to the working space 313 whose working space pressure is pressure P3.
  • a first working space oil supply path 45c that supplies the lubricating oil of the return pipe 13 to the working space 311 whose pressure P1 is lower than
  • the refueling switching valve 42 is movable between the valve body position and the second valve body position shown in the lower part of FIG. 5 where the working space oiling path 45a is closed and the working space oiling path 45c is opened.
  • the control device 9 includes a drive device 18 and a control device 9 that controls movement of the oil supply switching valve 42 by the drive device 18 based on the pressure detection value of the pressure detection device 11. is larger than the pressure P3, the refueling switching valve 42 is moved to the first valve body position, and when the refueling pressure based on the pressure detection value is lower than the pressure P3 and larger than the pressure P1, the refueling switching valve 42 is moved. Move to the second valve body position.
  • the control device 9 controls the control device 9 to set the oil supply pressure based on the pressure detection value to a predetermined oil supply pressure J2 higher than the pressure P3. If it is smaller than , the refueling switching valve 42 is moved to the third valve body position (see the middle part of FIG. 5) where the working space refueling path 45a and the working space refueling path 45c are opened.
  • the configuration (C2) above by providing a third valve body position between the first valve body position and the second valve body position, which opens the working space oil supply path 45a and the working space oil supply path 45c, the supply Sudden changes in the amount of lubricating oil can be suppressed.
  • the working space pressure is higher than the pressure P1 and lower than the pressure P3.
  • the small working space 312 is further provided with a working space oil supply path 45b for supplying lubricating oil to the return pipe 13, so that lubricating oil is always supplied through the working space oiling path 45b regardless of the position of the valve body of the oil supply switching valve 42.
  • piping route 100 ...Liquid supply screw compressor, 300...Suction port, 301...Discharge port, 311-313...Working space, 411, 411B...Elastic body chamber, 412...Oil passage chamber, 413, 413B...Control room

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Abstract

給液式スクリュー圧縮機において、弾性体の弾性力による第１弁***置から第３弁***置の方向への第１付勢力と、吐出ガスの吐出圧力による第３弁***置から第１弁***置の方向への第２付勢力とにより、弁体をスライド駆動する駆動機構は、吐出圧力が、冷却液圧力が第１圧力となる第１吐出圧力以下、かつ、冷却液圧力が第２圧力となる第２吐出圧力より大きい場合には、弁体を第３弁***置へスライド駆動させ、吐出圧力が、第１吐出圧力よりも大きく、かつ、第１吐出圧力より大きな所定圧力よりも小さい場合には、弁体を第２弁***置へスライド駆動させ、吐出圧力が所定圧力以上の場合には、弁体を第１弁***置へスライド駆動させる。

Description

給液式スクリュー圧縮機
　本発明は、給液式スクリュー圧縮機に関する。
　スクリュー圧縮機の中には、スクリューロータとケーシングとの間に生じる内部隙間の封止、圧縮気体の冷却、摺動部品の潤滑などを目的として、圧縮行程の作動室内に液体を供給する給液式のものがある。使用される液体としては、例えば、潤滑油が用いられる場合が多い。そのような給油式のスクリュー圧縮機では、吐出される圧縮気体に潤滑油が混入するので、分離器を用いて圧縮気体から潤滑油を分離している。分離器により分離された潤滑油は、圧縮機自身が生み出す吐出圧力と圧縮機本体の作動空間内の圧力との圧力差を利用して自己循環給油され、再び圧縮機本体に供給される（例えば、特許文献１参照）。
　一般的なスクリュー圧縮機では、空気槽や各種フィルタを介して圧縮空気を使用する顧客設備に接続される。その場合、使用空気量により空気槽の圧力が変動するので、圧縮機に取り付けられた圧力検出装置から得られる情報に応じて、スクリュー圧縮機の負荷運転、無負荷運転の切替制御や停止制御をするのが一般的である。
　例えば、圧縮機本体を駆動する電動機の回転速度が一定となる一定速機の容量制御の場合、負荷運転から無負荷運転に切り替わる圧力（以下、上限圧力と称する）と、無負荷運転から負荷運転に切り替わる圧力（以下、復帰圧力と称する）に基づき、空気槽に圧縮空気を充填し、圧力を維持する制御を行う。
　また圧縮機本体を駆動する電動機の回転速度が可変となる可変速機の容量制御の場合、予め設定された圧力（以下、制御圧力と称する）を維持するように電動機の回転速度を変化させ、空気槽に圧縮空気を充填し、圧力を維持する制御を行う。
　これらの上限圧力、復帰圧力、制御圧力などは、工場出荷時の設定値（以下、定格状態と称する）の状態から顧客設備に応じて設定変更可能である。そのため、差圧によって給油される給油式スクリュー圧縮機では、圧縮機本体に給油される潤滑油の給油量は、これらの設定値に応じて変動することになる。つまり、定格状態において効率が最も良くなるように設定した給油位置に対し、顧客使用状態では最適な給油位置が異なっている可能性がある。
　特許文献１には、給油式スクリュー圧縮機において、通常の圧縮機本体の給油経路と、給油弁を設けた別の給油経路を備えた構造とし、定格状態を考慮した給油によって動力ロスを低減するとともに、水分凝縮を考慮した給油によって水分凝縮を抑制する方法が開示されている。特許文献１では、オイルタンク内の潤滑油の温度を測定し、潤滑油の温度が所定の温度よりも高い場合は、圧縮機本体の低圧側作動空間に位置する給油経路と、給油弁を介して設けられた高圧側作動空間に位置する給油経路の両方から給油する。一方、オイルタンク内の潤滑油の温度が所定の温度よりも低い場合には、給油弁を閉塞し、圧縮機本体の低圧側作動空間に位置する給油経路のみで給油することで動力ロスを低減するとともに、水分凝縮を考慮した給油によって水分凝縮を抑制している。
日本国特許６８４３０３３号公報
　しかしながら、特許文献１には、定格状態において圧縮機本体への給油量を調整し、動力ロス低減を図ることは開示されているが、顧客の使用状態を考慮した圧縮機本体への給油量調整方法については開示されていない。
　本発明の態様による給液式スクリュー圧縮機は、スクリューロータが収められた圧縮機本体と、前記圧縮機本体から吐出された吐出ガスから冷却液を分離して前記圧縮機本体に戻す冷却液経路とを備え、前記圧縮機本体の作動空間圧力と前記冷却液経路の冷却液圧力との差圧によって給液を行う給液式スクリュー圧縮機において、作動空間圧力が第１圧力である第１作動空間に、前記冷却液経路の冷却液を供給する第１供給路と、作動空間圧力が前記第１圧力よりも小さい第２圧力である第２作動空間に、前記冷却液経路の冷却液を供給する第２供給路と、前記第１供給路を開き前記第２供給路を閉じる第１弁***置、前記第１供給路および前記第２供給路を開く第２弁***置、および、前記第１供給路を閉じ前記第２供給路を開く第３弁***置に順にスライド移動可能な弁体と、弾性体の弾性力による前記第１弁***置から前記第３弁***置の方向への第１付勢力と、前記吐出ガスの吐出圧力による前記第３弁***置から前記第１弁***置の方向への第２付勢力とにより、前記弁体をスライド駆動する駆動機構と、を備え、前記駆動機構は、前記吐出圧力が、前記冷却液圧力が前記第１圧力となる第１吐出圧力以下、かつ、前記冷却液圧力が前記第２圧力となる第２吐出圧力より大きい場合には、前記弁体を前記第３弁***置へスライド駆動させ、前記吐出圧力が、前記第１吐出圧力よりも大きく、かつ、前記第１吐出圧力より大きな所定圧力よりも小さい場合には、前記弁体を前記第２弁***置へスライド駆動させ、前記吐出圧力が前記所定圧力以上の場合には、前記弁体を前記第１弁***置へスライド駆動させる。
　本発明の他の態様による給液式スクリュー圧縮機は、スクリューロータが収められた圧縮機本体と、前記圧縮機本体から吐出された吐出ガスから冷却液を分離して前記圧縮機本体に戻す冷却液経路とを備え、前記圧縮機本体の作動空間圧力と前記冷却液経路の冷却液圧力との差圧によって給液を行う給液式スクリュー圧縮機において、前記吐出ガスの圧力を検出する圧力検出装置と、作動空間圧力が第１圧力である第１作動空間に、前記冷却液経路の冷却液を供給する第１供給路と、作動空間圧力が前記第１圧力よりも小さい第２圧力である第２作動空間に、前記冷却液経路の冷却液を供給する第２供給路と、前記第１供給路を開き前記第２供給路を閉じる第１弁***置と、前記第１供給路を閉じ前記第２供給路を開く第２弁***置との間を移動可能な弁体と、前記弁体を移動させる駆動装置と、前記圧力検出装置の圧力検出値に基づいて、前記駆動装置による前記弁体の移動を制御する制御装置と、を備え、前記制御装置は、前記圧力検出値に基づく前記冷却液圧力が前記第１圧力よりも大きい場合には、前記弁体を前記第１弁***置へ移動させ、前記圧力検出値に基づく前記冷却液圧力が前記第１圧力以下で第２圧力よりも大きい場合には、前記弁体を前記第２弁***置へ移動させる。
　本発明によれば、顧客の使用圧力に関わらず圧縮機本体への給油量を適切に調整することができ、圧縮機本体の信頼性向上を図ることができる。
図１は、第１の実施形態における給液式スクリュー圧縮機の系統図の一例を示す図である。 図２は、圧縮機本体に循環供給される潤滑油の切替装置を示す図である。 図３は、圧縮機本体の吸込過程、圧縮過程および吐出過程を説明するＰＶ線図である。 図４は、図２の切替装置が設けられた領域の拡大図である。 図５は、吐出圧力が吐出圧力上限値よりも低い状態における給油切替弁のスライド位置を示す図である。 図６は、本発明による給液式スクリュー圧縮機の第２の実施形態を示す図である。
　以下、図を参照して本発明を実施するための形態について説明する。以下の記載および図面は、本発明を説明するための例示であって、説明の明確化のため、適宜、省略および簡略化がなされている。また、以下の説明では、同一または類似の要素および処理には同一の符号を付し、重複説明を省略する場合がある。なお、以下に記載する内容はあくまでも本発明の実施の形態の一例を示すものであって、本発明は下記の実施の形態に限定されるものではなく、他の種々の形態でも実施する事が可能である。
（第１の実施形態）
　図１は、第１の実施形態における給液式スクリュー圧縮機１００の系統図の一例を示す図である。給液式スクリュー圧縮機においては、供給する液体として水や油等が用いられるが、以下では、冷却液として潤滑油を用いる場合を例に説明する。なお、以下では、給液式スクリュー圧縮機１００のことを単に圧縮機１００と呼ぶことにする。
　図示は省略したが、圧縮機１００は、圧縮機本体３から発生する騒音を低減する筐体を備えている。吸入ガス（例えば、空気）は、筐体に設けられた開口部から吸入フィルタ１および吸込み絞り弁２を通過して圧縮機本体３へ吸い込まれ、圧縮機本体３により所定の圧力まで圧縮される。圧縮機本体３は主電動機４によって回転駆動される。主電動機４には、圧縮機制御基板を搭載した制御装置９から電力が供給される。
　圧縮機本体３により圧縮された圧縮ガス（例えば、圧縮空気）は、圧縮ガスに含まれる潤滑油が油分離器５で分離され、調圧逆止弁６、アフタークーラ７および図示しないドライヤ等を通過した後、圧縮機下流側に設置された貯留槽１０に貯められる。圧縮機１００から供給される圧縮ガスの圧力値は、圧力検出装置１１によって検出され制御装置９に設けられた表示部（不図示）に表示される。貯留槽１０に貯められた圧縮ガスは、顧客設備のガス源として使用される。
　圧力検出装置１１で検出される圧力値は、圧縮ガスが油分離器５やアフタークーラ７を通過する際の圧力損失により、圧縮機本体３の吐出圧力よりも低くなる。スクリュー圧縮機の運転制御は圧力検出装置１１で得られた圧力値に基づいて行われる。図１に示す例では、圧力検出装置１１はアフタークーラ７と貯留槽１０との間に設置されているが、設置場所はここに限らず圧縮機本体３から貯留槽１０までのいずれに設置しても良い。
　一方、油分離器５で分離された潤滑油は、温調弁１２を介してオイルクーラ８に送られて冷却される。その後、図示しないオイルフィルタ等を通過した後に、潤滑油経路の戻り配管１３により圧縮機本体３に戻され、圧縮機本体３の内部に収納されたロータや軸受等に供給される。なお、温調弁１２は、オイルクーラ８をバイパスする潤滑油の量を制御して、圧縮機本体３に供給される潤滑油の温度を一定に制御するものである。このように、潤滑油は圧縮機１００の潤滑油経路を循環する。
　一般に、圧縮機１００の制御方式は大きく分けて２種類存在する。一つ目は主電動機４の回転速度を一定にして運転する一定速制御であり、二つ目は主電動機４の回転速度を可変にして運転する可変速制御である。一定速制御は、圧力検出装置１１から得られる圧力検出値が予め設定された上限圧力および復帰圧力の範囲内になるように吸込み絞り弁２を開閉し、負荷運転と無負荷運転を繰り返すことにより圧力を維持する制御である。一方、可変速制御は、圧力検出装置１１から得られる圧力値が予め設定された制御圧力となるように、制御装置９に接続された主電動機４の回転速度を調整する制御である。
　また、圧縮機１００には定格状態と呼ばれる設計点が設定されている。定格状態は、圧縮機本体３が仕様圧力において規定ガス量を吐き出す状態である。そして、潤滑油経路を圧縮機本体３まで戻ってきた潤滑油の圧縮機本体３における給油位置ａは、定格状態において最も高効率となる位置に予め決められている。
　図２は、圧縮機本体３に循環供給される潤滑油の切替装置４０を示す図である。本実施形態では、切替装置４０は圧縮機本体３のケーシングに一体に設けられている。本実施形態の圧縮機１００は二軸型のスクリューロータ圧縮機であって、ロータケーシング３０内には、複数条の螺旋溝が形成された雌ロータ３１と雄ロータ（不図示）とで構成される一対のスクリューロータが設けられている。図２においては、紙面表裏方向に沿って一対のスクリューロータが配置されている。雌ロータ３１は、軸受ケーシング３２に設けられた軸受３３，３４とロータケーシング３０に設けられた軸受３５とにより回転自在に支持されている。雌ロータ３１は、図１に示した主電動機４により回転駆動される。
　ロータケーシング３０の図示上方には吸込口３００が形成され、軸受ケーシング３２には吐出口３０１が形成されている。圧縮機１００では、雌ロータ３１および雄ロータのかみ合いとロータケーシング３０の組み合わせで閉じられた作動空間が形成され、ロータ回転に伴い作動空間が吸込側（図示右側）から吐出側（図示左側）へ移動する。移動の過程において、吸込口３００だけに繋がっている時間(吸入過程)、吸込口３００および吐出口３０１どちらにも繋がっておらず作動空間容積が減少する時間(圧縮過程)、吐出口３０１にだけ繋がる時間(吐出過程)があり、空気等のガスの吸い込み、圧縮、吐き出しという過程を連続で行う。
　図１に示す戻り配管１３を戻ってきた潤滑油の一部は、切替装置４０を介してロータケーシング３０内へ供給される。本実施形態では切替装置４０はロータケーシング３０に一体に形成されているが、別体で形成しても良い。切替装置４０には、弁体室４１が形成されている。弁体室４１には、弁体室４１内を図示左右方向にスライド移動する給油切替弁４２が設けられている。弁体室４１は、給油切替弁４２により弾性体室４１１、油路室４１２および制御室４１３に区画される。弾性体室４１１には、バネ等の弾性体４３が配置される。油路室４１２には、戻り配管１３により戻り潤滑油が供給される。制御室４１３には、吐出口３０１からの吐出ガスが配管経路４６により供給される。なお、本実施形態では、配管経路４６は制御室４１３を圧縮機本体３の吐出口３０１に接続しているが、圧縮機本体３から調圧逆止弁６の間であればどこに接続しても良い。
　弾性体室４１１は、周囲の外気と連通しており内部圧力は大気圧に維持されている。給油切替弁４２は、弾性体４３の弾性力により図示右方向に付勢され、かつ、制御室４１３の吐出ガスの圧力により図示左方向に付勢されている。そのため、給油切替弁４２は、吐出ガス圧力の大きさに応じて左右にスライド移動する。弁体室４１には、ロータケーシング３０内の互いに異なる作動空間に連通する３つの作動空間給油経路４５ａ，４５ｂ，４５ｃが形成されている。作動空間圧力が高い方から順に、作動空間給油経路４５ａ、作動空間給油経路４５ｂ、作動空間給油経路４５ｃが設けられている。
　図３は、圧縮機本体３の吸込過程、圧縮過程および吐出過程を説明するＰＶ線図であり、横軸は作動空間容積Ｖ、縦軸は作動空間圧力Ｐである。図３において、曲線Ｌ(ABC1)は定格状態のＰＶ線図を示し、曲線Ｌ(ABD1)は設定圧力を定格状態より低くした場合のＰＶ線図を示している。Ｃ１は定格状態の設定圧力であって、吐出圧力がＣ１となるように制御される。Ｄ１は設定圧力を定格状態より低くした場合の設定圧力である。以下では、圧縮機１００は、設定圧力Ｃ１と設定圧力Ｄ１の間に設定されるとして説明する。そのため、圧力Ｃ１，Ｄ１のことを吐出圧力上限値Ｃ１および吐出圧力下限値Ｄ１と呼ぶ場合もある。
　差圧によって給油が行われる給油式スクリュー圧縮機は、圧縮機本体３の吐出圧力と、圧縮機本体３に給油する作動空間内の圧力との圧力差を利用して自己循環給油される。戻り潤滑油の図１の給油口ａでの圧力（以下では、給油圧力と称する）は、潤滑油が油分離器５やオイルクーラ８、オイルフィルタ（図示しない）等を通過する際の圧力損失ΔＰにより圧力が低下し、吐出圧力Ｃ１，Ｄ１よりも低い圧力値Ｃ２，Ｄ２になる。そのため、給油する作動空間の圧力が給油圧力Ｃ２，Ｄ２と等しい場合には給油のための差圧が発生しなくなり、Ｃ２，Ｄ２は給油限界圧力を示している。作動空間容積Ｅ、Ｆは給油圧力Ｃ２，Ｄ２に対応する容積であり、給油限界位置を示している。設定圧力を吐出圧力上限値Ｃ１に設定した場合の定格状態における作動空間容積の給油可能範囲は区間ＢＥとなり、設定圧力を吐出圧力下限値Ｄ１に設定した場合の給油可能範囲は区間ＢＦとなる。なお、以下では、吐出圧力上限値Ｃ１での給油圧力Ｃ２を給油圧力上限値、吐出圧力下限値Ｄ１での給油圧力Ｄ２を給油圧力下限値と呼ぶ場合もある。
　ところで、設定圧力を吐出圧力下限値Ｄ１に設定すると給油圧力は給油圧力下限値Ｄ２になる。そのため、定格状態において最も効率が良くなることを考慮して点Ｅの給油限界位置付近に給油位置を設けた場合、区間ＥＦの範囲は作動空間に給油できなくなり、ロータの信頼性が低下する。逆に設定圧力を定格状態より低くした状態を考慮して区間ＢＦの範囲に給油位置を設けた場合、吐出圧力Ｃ１で給油圧力Ｄ１の定格状態では潤滑油の給油量が過多になり、つまり動力損失となり性能が低下するという問題が生じる。
　一方、本実施形態では、図２に示すような切替装置４０を設けたので、上述のような問題の発生を防止することができる。図４は、図２の切替装置４０が設けられた領域の拡大図である。なお、図４では、雌ロータ３１に関しては図２に示すロータ歯形状に代えて作動空間を模式化して示した。符号３１１，３１２，３１３で示す帯状領域は、作動空間を表している。作動空間給油経路４５ａ，４５ｂ，４５ｃは、それぞれ異なる作動空間３１３，３１２，３１１に連通している。作動空間３１１の圧力はＰ１、容積はＶ１である。同様に、作動空間３１２の圧力はＰ２、容積はＶ２であり、作動空間３１３の圧力はＰ３、容積はＶ３である。
　スクリューロータの螺旋溝の条数に応じた数の作動空間が形成され、上述したように、ロータ回転に伴い作動空間は図示右側から左方向に移動する。図４はある瞬間における各作動空間の位置を示したものであり、時間経過とともに雌ロータ３１が回転すると作動空間３１１，３１２，３１３は図示左方向に移動する。別の言い方をすると、符号Ｇを付したハッチング領域は作動空間に閉じ込められたガスを示しているが、このガスＧが閉じ込められた作動空間はロータ回転に伴って左方向に移動する。
　ガスＧが閉じ込められた作動空間が作動空間給油経路４５ｃと連通する符号３１１で示す位置まで移動すると、ガスＧは圧力Ｐ１、容積Ｖ１となる。作動空間３１１という呼び方は、このように作動空間給油経路４５ｃに連通する位置まで移動した作動空間のことを表している。同様に、ガスＧが閉じ込められた作動空間が、作動空間３１２と呼ぶ位置まで移動すると、ガスＧは圧力Ｐ２、容積Ｖ２となり、作動空間給油経路４５ｂに連通する状態となる。さらに、ガスＧが閉じ込められた作動空間が、作動空間３１３と呼ぶ位置まで移動すると、ガスＧは圧力Ｐ３、容積Ｖ３となり、作動空間給油経路４５ａに連通する状態となる。図３に示すＰＶ線図の点Ｈ１，Ｈ２，Ｈ３が、それぞれの状態に対応している。
　図３に示すように、作動空間３１３の圧力Ｐ３は、吐出圧力下限値Ｄ１のときの給油圧力Ｄ２よりも大きく、作動空間３１１，３１２の圧力Ｐ１，Ｐ２は給油圧力Ｄ２よりも低い。すなわち、作動空間給油経路４５ｂ，４５ｃは、設定圧力を吐出圧力下限値Ｄ１に設定した場合の給油圧力下限値Ｄ２における給油可能範囲ＢＦの作動空間３１２，３１１に連通するように形成されている。
　給油切替弁４２が弁体室４１を区画する弁体径が同径である場合、切替装置４０の給油切替弁４２には、弾性体４３により右方向の力ＦＲ、および、制御室４１３のガス圧による左方向の力ＦＬが作用する。制御室４１３のガス圧は、圧縮機本体３の吐出圧力である。そして、給油切替弁４２は、力ＦＲと力ＦＬとが釣り合う位置にスライド移動する。なお、給油切替弁４２の左方向への移動は図４に示す係止部４４ａにより制限され、右方向への移動は図４に示す係止部４４ｂにより制限されている。そのため、給油切替弁４２の移動範囲は係止部４４ａから係止部４４ｂまでである。弾性体４３のバネ定数は、給油切替弁４２が係止部４４ａに当接している状態においてＦＲ(44a)＜ＦＬ(C1)を満たし、給油切替弁４２が係止部４４ｂに当接している状態においてＦＲ(44b)＞ＦＬ(D1)を満たすように設定されている。すなわち、弾性体４３のバネ定数は、ＦＬ(C1)＞ＦＲ(44a)＞ＦＲ(44b)＞ＦＬ(D1)のように設定されている。
　次に、図３～５を参照して、切替装置４０の動作、すなわち、制御室４１３のガス圧（すなわち、圧縮機本体３の吐出圧力）と給油切替弁４２のスライド位置との関係について説明する。図４は、圧縮機本体３の吐出圧力が吐出圧力上限値Ｃ１である場合の給油切替弁４２のスライド位置を示す。また、図５は、吐出圧力が吐出圧力上限値Ｃ１よりも低い状態における給油切替弁４２のスライド位置を示す。
　まず、圧縮機本体３の吐出圧力が吐出圧力上限値Ｃ１の場合には、制御室４１３には圧力Ｃ１の圧縮ガスが供給され、図４に示すように給油切替弁４２は係止部４４ａに当接している。すなわち、定格状態においては、作動空間給油経路４５ｃは給油切替弁４２により塞がれ、作動空間給油経路４５ａ，４５ｂは開いた状態となる。図３に示すように、吐出圧力上限値Ｃ１の場合には、油路室４１２の圧力、すなわち、戻り潤滑油の給油圧力Ｃ２の大きさは、作動空間３１１，３１２，３１３の圧力Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３に対してＣ２＞Ｐ３＞Ｐ２＞Ｐ１となっている。そのため、油路室４１２の潤滑油は、作動空間給油経路４５ａ，４５ｂを介して作動空間３１３，３１２へ流れ込むことになる。
　次いで、吐出圧力が吐出圧力上限値Ｃ１から圧力Ｊ１に低下した場合を考える。その場合、給油切替弁４２は、図５の上段に示すように、作動空間給油経路４５ｃが閉状態から開き始めの状態へ切り替わる寸前の状態となる。吐出圧力がＪ１より小さくＫ１よりも大きい状態では、図５の中段に示すように、作動空間給油経路４５ａ，４５ｂ，４５ｃが開いた状態になる。そして、吐出圧力がさらに低下してＫ１になると、図５の下段に示すように、作動空間給油経路４５ａが給油切替弁４２により塞がれると共に作動空間給油経路４５ｂ，４５ｃが開いた状態となる。図示は省略するが、さらに吐出圧力が低下すると、作動空間給油経路４５ｂ，４５ｃが開いた状態を維持したまま給油切替弁４２は図示右方向にさらに移動して、係止部４４ｂに係止された状態となる。そのため、給油圧力下限値Ｄ２となる吐出圧力下限値Ｄ１においては、給油切替弁４２は係止部４４ｂに係止された状態になっている。
　吐出圧力がＪ１の場合の給油圧力はＪ２で、吐出圧力がＫ１の場合の給油圧力はＫ２で、吐出圧力下限値Ｄ１の場合には給油圧力は給油圧力下限値Ｄ２となる。作動空間３１３の圧力は図３の状態Ｈ３における圧力Ｐ３である。Ｃ１≧吐出圧力＞Ｋ１の場合には給油圧力はＣ２≧給油圧力＞Ｋ２＞Ｐ３となるので、作動空間３１３に潤滑油を供給するための差圧（＝給油圧力－Ｐ３）を確実に確保することができる。一方、Ｋ１≧吐出圧力≧Ｄ１の場合には給油圧力はＫ２≧給油圧力≧Ｄ２となるが、作動空間３１３へ潤滑油を供給する作動空間給油経路４５ａは給油切替弁４２により塞がれるので、給油圧力が作動空間３１３の圧力Ｐ３よりも低下した場合であっても、作動空間３１３の圧縮ガスが油路室４１２へ逆流することはない。
　圧縮機本体３の作動空間圧力と給油圧力との差圧によって給液を行う圧縮機１００において、本実施形態では、戻り潤滑油を作動空間給油経路４５ａ，４５ｂから作動空間３１３，３１２へ供給する状態が、定格状態（吐出圧力Ｃ１）における最適な給油状態を実現するように構成されている。そして、吐出圧力が吐出圧力上限値Ｃ１よりも低い状態においては、吐出圧力に応じて給油切替弁４２をスライド駆動することで、潤滑油が供給される作動空間を、図５に示すように（作動空間３１２，３１３）←→（作動空間３１１，３１２，３１３）←→（作動空間３１１，３１２）のように切り替え、吐出圧力に応じた適切な潤滑油供給が行われるようにした。
　例えば、切替装置４０を備えず、吐出圧力の大きさに関係なく作動空間３１２，３１３に潤滑油を供給する構成を考えてみる。ユーザが設定圧力を吐出圧力上限値Ｃ１から吐出圧力下限値Ｄ１に変更した場合、給油圧力Ｄ２は作動空間３１３の圧力Ｐ３よりも低くなる。その結果、適切な潤滑油供給ができなくなるという不具合が生じてしまう。一方、本実施形態では、吐出圧力が吐出圧力下限値Ｄ１になると、切替装置４０は、作動空間給油経路４５ａを閉じると共に作動空間給油経路４５ｃを開いて、作動空間３１３への潤滑油供給を停止すると共に新たにより低圧な作動空間３１１へ潤滑油を供給する。その結果、差圧による潤滑油供給を適切な状態に維持することが可能となり、圧縮機本体３の信頼性向上を図ることができる。
　上述のように、本実施形態の給液式スクリュー圧縮機においては、顧客の使用状態に関わらず圧縮機本体３の吐出圧力に応じて給油切替弁４２をスライド移動させ、圧縮機本体３への給油量を調整することが可能である。それにより、圧縮機本体３の信頼性向上を図った給油式スクリュー圧縮機を提供することができる。
（第２の実施形態）
　図６は、本発明による給液式スクリュー圧縮機の第２の実施形態を示す図である。第２の実施形態の圧縮機本体３Ｂと上述した圧縮機本体３と比較した場合、切替装置４０Ｂにおける給油切替弁４２の駆動方法が異なり、モータ等の駆動装置１８により給油切替弁４２をスライド駆動するようにした。駆動装置１８は、圧力検出装置１１で検出された吐出圧力に関する圧力値に基づいて制御装置９により制御される。その他の構成は、上述した第１の実施形態と同様である。
　上述した第１の実施形態と同様に、弁体室４１は給油切替弁４２によって弾性体室４１１Ｂ，油路室４１２，制御室４１３Ｂに区画されている。ただし、図２に示した配管経路４６は削除されている。弾性体室４１１Ｂおよび制御室４１３Ｂは油路室４１２に連通しており、弾性体室４１１Ｂ，油路室４１２および制御室４１３Ｂは全て同じ圧力になっている。その他の構成は第１の実施形態と同様の構成であり、説明を省略する。なお、係止部４４ａ，４４ｂについては、設けても良いし設けなくても良い。
　次に、給油切替弁４２による切替動作について説明する。前述したように、圧力検出装置１１は圧縮機本体３Ｂから吐出された圧縮ガスの圧力を検出するために設けられたものであるが、圧縮機本体３Ｂの吐出口３０１における吐出圧力に対して圧力検出装置１１までの経路の圧力損失分だけ低い圧力値が検出される。制御装置９は、圧力検出値に圧力損失分を加算した値を吐出圧力として算出し、その算出された吐出圧力に基づいて駆動装置１８による給油切替弁４２のスライド駆動を制御する。
　制御装置９は、吐出圧力が条件「圧力Ｃ１≧（吐出圧力）≧Ｊ１」を満たしている場合には、給油切替弁４２を図４に示す位置に位置決めする。吐出圧力が「Ｊ１＞（吐出圧力）＞Ｋ１」である場合には、圧力低下に応じて給油切替弁４２を図４に示す位置から図示右方向にスライド移動させる。その場合、吐出圧力＝Ｊ１では図４に示す配置、吐出圧力＝Ｋ１では図５の下段に示す配置とする。さらに、吐出圧力が吐出圧力＜Ｋ１となったならば、作動空間給油経路４５ａが完全に閉じると共に作動空間給油経路４５ｃが完全に開く位置へと給油切替弁４２をスライド移動させる。
　第２の実施形態においても、吐出圧力の大きさに応じて給油切替弁４２を移動させて、給油のための差圧がゼロ以下にならないように給油する作動空間を切り替えるようにしている。その結果、差圧による潤滑油供給を適切な状態に維持することが可能となり、圧縮機本体３Ｂの信頼性向上を図ることができる。
　なお、駆動装置１８を用いて給油切替弁４２をスライド移動させる場合には、「圧力Ｃ１≧（吐出圧力）≧Ｊ１」の範囲内のいずれかの吐出圧力の時に、作動空間給油経路４５ａ，４５ｂ，４５ｃの開閉状態を（開、開、閉）から（閉、開、開）へと急速にステップ状に移動させることも可能である。ただし、ステップ状に移動させた場合には給油量が急激に変化して負荷が急変する場合があるので、上述のように吐出圧力の変化に応じて徐々に（開、開、閉）状態から（閉、開、開）へと変化させるのが好ましく、給油量の急変を抑えることができる。
　また、別の動作方法としては、ユーザによる設定圧力に基づいて、給油切替弁４２を設定圧力に応じた位置に位置決めするようにしても良い。ユーザは制御装置９に設定圧力情報を入力する。なお、制御装置９における設定圧力と給油切替弁４２の位置との関係は、上述した吐出圧力とスライド位置との関係と同様としても良いし、設定圧力が「Ｃ１≧設定圧力≧所定値」の場合には作動空間給油経路４５ａ，４５ｂ，４５ｃの開閉状態を（開、開、閉）とし、設定圧力が「所定値≧設定圧力≧Ｄ１」の場合には作動空間給油経路４５ａ，４５ｂ，４５ｃの開閉状態を（閉、開、開）とするようにしても良い。
　なお、上述した第１，２の実施形態では供給する液体として油の場合を例に記載したが、その他の液体（例えば水）であっても構わない。また、給油切替弁４２の弁体径を左右で同径としているが、異径で構成しても構わない。第１，２の実施形態では、給油経路４５ｂは常に作動空間３１２と連通し給油する構成としているが、給油量が十分であれば無くても構わない。
　上述した第１，２の実施形態では、雄雌のスクリューロータを有するツインスクリューの雌ロータ３１に、切替装置４０，４０Ｂを介して戻り潤滑油を供給する構成としたが、雄ロータに給油する構成であっても同様に適用することができる。さらに、本発明は、ツインスクリュー構成に限らず、シングルスクリュー構成の給液式スクリュー圧縮機にも同様に適用することができる。
　上述した第１，２の実施形態では、圧力の異なる２つの作動空間に連通する作動空間給油経路４５ａと作動空間給油経路４５ｃとの開閉を給油切替弁４２で切り替える構成としたが、３つ以上の作動空間給油経路の開閉を切り替える構成としても良い。また、切替装置４０，４０Ｂでは弁体がスライドする方式の切替弁としたが、スライド方式に限らず種々の形態が可能である。
　以上説明した本発明の第１、２の実施形態によれば、以下の作用効果を奏する。
（Ｃ１）図１～５に示すように、給液式スクリュー圧縮機１００は、スクリューロータが収められた圧縮機本体３と、圧縮機本体３から吐出された吐出ガスから潤滑油を分離して圧縮機本体３に戻す戻り配管１３と、を備え、圧縮機本体３の作動空間圧力と給油圧力との差圧によって給油を行う。そして、給液式スクリュー圧縮機１００は、作動空間圧力が圧力Ｐ３である作動空間３１３に、戻り配管１３の潤滑油を供給する作動空間給油経路４５ａと、作動空間圧力が圧力Ｐ３よりも小さい圧力Ｐ１である作動空間３１１に、戻り配管１３の潤滑油を供給する作動空間給油経路４５ｃと、図５の上段に示す作動空間給油経路４５ａを開き作動空間給油経路４５ｃを閉じる第１弁***置、図５の中段に示す作動空間給油経路４５ａおよび作動空間給油経路４５ｃを開く第２弁***置、および、図５の下段に示す作動空間給油経路４５ａを閉じ作動空間給油経路４５ｃを開く第３弁***置に順にスライド移動可能な給油切替弁４２と、弾性体４３の弾性力による第１弁***置から第３弁***置の方向への第１付勢力ＦＲと、吐出圧力による第３弁***置から第１弁***置の方向への第２付勢力ＦＬとにより、給油切替弁４２をスライド駆動する駆動機構を構成する弁体室４１と、を備える。そして、吐出ガスの吐出圧力が、給油圧力が圧力Ｐ３となる吐出圧力Ｋ１以下、かつ、給油圧力が圧力Ｐ１となる吐出圧力Ｐ０より大きい場合には、給油切替弁４２を第３弁***置（図５の下段を参照）へスライド駆動させ、吐出圧力が、吐出圧力Ｋ１よりも大きく、かつ、吐出圧力Ｋ１より大きな所定圧力Ｊ１よりも小さい場合には、給油切替弁４２を第２弁***置（図５の中段を参照）へスライド駆動させ、吐出圧力が所定圧力Ｊ１以上の場合には、給油切替弁４２を第１弁***置（図５の上段を参照）へスライド駆動させる。
　上述のように、圧縮機本体３の作動空間圧力と給油圧力との差圧によって給液を行う給液式スクリュー圧縮機１００において、吐出圧力の大きさに応じて給油切替弁４２をスライド駆動して、潤滑油が供給される作動空間を、図５に示すように（作動空間３１２，３１３）←→（作動空間３１１，３１２，３１３）←→（作動空間３１１，３１２）のように切り替えることにより、差圧による潤滑油供給を適切な状態に維持することが可能となり、圧縮機本体３の信頼性向上を図ることができる。
（Ｃ２）図１，３～６に示すように、給液式スクリュー圧縮機１００は、スクリューロータが収められた圧縮機本体３Ｂと、圧縮機本体３Ｂから吐出された吐出ガスから潤滑油を分離して圧縮機本体３Ｂに戻す戻り配管１３と、を備え、圧縮機本体３Ｂの作動空間圧力と戻り配管１３の給油圧力との差圧によって給油を行う。そして、吐出ガスの圧力を検出する圧力検出装置１１と、作動空間圧力が圧力Ｐ３である作動空間３１３に、戻り配管１３の潤滑油を供給する作動空間給油経路４５ａと、作動空間圧力が圧力Ｐ３よりも小さい圧力Ｐ１である作動空間３１１に、戻り配管１３の潤滑油を供給する作動空間給油経路４５ｃと、図５の上段に示す作動空間給油経路４５ａを開き作動空間給油経路４５ｃを閉じる第１弁***置と、図５の下段に示す作動空間給油経路４５ａを閉じ作動空間給油経路４５ｃを開く第２弁***置との間を移動可能な給油切替弁４２と、給油切替弁４２を移動させる駆動装置１８と、圧力検出装置１１の圧力検出値に基づいて、駆動装置１８よる給油切替弁４２の移動を制御する制御装置９と、を備え、制御装置９は、圧力検出値に基づく給油圧力が圧力Ｐ３よりも大きい場合には、給油切替弁４２を第１弁***置へ移動させ、圧力検出値に基づく給油圧力が圧力Ｐ３以下で圧力Ｐ１よりも大きい場合には、給油切替弁４２を第２弁***置へ移動させる。
　上述のように、吐出圧力の大きさに応じて給油切替弁４２を第１弁***置または第２弁***置に移動させることで、給油のための差圧がゼロ以下にならないように給油する作動空間を切り替えるようにしている。その結果、差圧による潤滑油供給を適切な状態に維持することが可能となり、圧縮機本体３Ｂの信頼性向上を図ることができる。
（Ｃ３）上記（Ｃ２）において、図１，３～６に示すように、制御装置９は、圧力検出値に基づく給油圧力が圧力Ｐ３よりも大きく、かつ、圧力Ｐ３より大きな所定の給油圧力Ｊ２よりも小さい場合には、給油切替弁４２を、作動空間給油経路４５ａおよび作動空間給油経路４５ｃを開く第３弁***置（図５の中段を参照）へ移動させる。上記（Ｃ２）の構成に対して、第１弁***置と第２弁***置との間に、作動空間給油経路４５ａおよび作動空間給油経路４５ｃを開く第３弁***置を設けることで、供給される潤滑油の量の急変を抑えることができる。
（Ｃ４）上記（Ｃ１）から（Ｃ３）までのいずれか一に記載の給液式スクリュー圧縮機において、図２に示すように、作動空間圧力が圧力Ｐ１よりも大きく、かつ、圧力Ｐ３よりも小さい作動空間３１２に、戻り配管１３の潤滑油を供給する作動空間給油経路４５ｂをさらに備え、給油切替弁４２の弁***置によらず常に作動空間給油経路４５ｂによる潤滑油の供給を行わせる。作動空間給油経路４５ｂを設けることにより、より大きな給油量を必要とする場合にも対応することができる。
　以上説明した各実施形態や各種変形例はあくまで一例であり、発明の特徴が損なわれない限り、本発明はこれらの内容に限定されるものではない。また、上記では種々の実施形態や変形例を説明したが、本発明はこれらの内容に限定されるものではない。本発明の技術的思想の範囲内で考えられるその他の態様も本発明の範囲内に含まれる。
　１…吸入フィルタ、２…吸込み絞り弁、３，３Ｂ…圧縮機本体、４…主電動機、５…油分離器、６…調圧逆止弁、７…アフタークーラ、８…オイルクーラ、９…制御装置、１０…貯留槽、１１…圧力検出装置、１２…温調弁、１３…戻り配管、１８…駆動装置、３０…ロータケーシング、３１…雌ロータ、３２…軸受ケーシング、３３～３５…軸受、４０，４０Ｂ…切替装置、４１…弁体室、４２…給油切替弁、４３…弾性体、４４ａ，４４ｂ…係止部、４５ａ，４５ｂ，４５ｃ…作動空間給油経路、４６…配管経路、１００…給液式スクリュー圧縮機、３００…吸込口、３０１…吐出口、３１１～３１３…作動空間、４１１，４１１Ｂ…弾性体室、４１２…油路室、４１３，４１３Ｂ…制御室

Claims (4)

  1. 　スクリューロータが収められた圧縮機本体と、前記圧縮機本体から吐出された吐出ガスから冷却液を分離して前記圧縮機本体に戻す冷却液経路とを備え、前記圧縮機本体の作動空間圧力と前記冷却液経路の冷却液圧力との差圧によって給液を行う給液式スクリュー圧縮機において、
    　作動空間圧力が第１圧力である第１作動空間に、前記冷却液経路の冷却液を供給する第１供給路と、
    　作動空間圧力が前記第１圧力よりも小さい第２圧力である第２作動空間に、前記冷却液経路の冷却液を供給する第２供給路と、
    　前記第１供給路を開き前記第２供給路を閉じる第１弁***置、前記第１供給路および前記第２供給路を開く第２弁***置、および、前記第１供給路を閉じ前記第２供給路を開く第３弁***置に順にスライド移動可能な弁体と、
    　弾性体の弾性力による前記第１弁***置から前記第３弁***置の方向への第１付勢力と、前記吐出ガスの吐出圧力による前記第３弁***置から前記第１弁***置の方向への第２付勢力とにより、前記弁体をスライド駆動する駆動機構と、を備え、
    　前記駆動機構は、
    　前記吐出圧力が、前記冷却液圧力が前記第１圧力となる第１吐出圧力以下、かつ、前記冷却液圧力が前記第２圧力となる第２吐出圧力より大きい場合には、前記弁体を前記第３弁***置へスライド駆動させ、
    　前記吐出圧力が、前記第１吐出圧力よりも大きく、かつ、前記第１吐出圧力より大きな所定圧力よりも小さい場合には、前記弁体を前記第２弁***置へスライド駆動させ、
    　前記吐出圧力が前記所定圧力以上の場合には、前記弁体を前記第１弁***置へスライド駆動させる、給液式スクリュー圧縮機。
  2. 　スクリューロータが収められた圧縮機本体と、前記圧縮機本体から吐出された吐出ガスから冷却液を分離して前記圧縮機本体に戻す冷却液経路とを備え、前記圧縮機本体の作動空間圧力と前記冷却液経路の冷却液圧力との差圧によって給液を行う給液式スクリュー圧縮機において、
    　前記吐出ガスの圧力を検出する圧力検出装置と、
    　作動空間圧力が第１圧力である第１作動空間に、前記冷却液経路の冷却液を供給する第１供給路と、
    　作動空間圧力が前記第１圧力よりも小さい第２圧力である第２作動空間に、前記冷却液経路の冷却液を供給する第２供給路と、
    　前記第１供給路を開き前記第２供給路を閉じる第１弁***置と、前記第１供給路を閉じ前記第２供給路を開く第２弁***置との間を移動可能な弁体と、
    　前記弁体を移動させる駆動装置と、
    　前記圧力検出装置の圧力検出値に基づいて、前記駆動装置による前記弁体の移動を制御する制御装置と、を備え、
    　前記制御装置は、
    　前記圧力検出値に基づく前記冷却液圧力が前記第１圧力よりも大きい場合には、前記弁体を前記第１弁***置へ移動させ、
    　前記圧力検出値に基づく前記冷却液圧力が前記第１圧力以下で第２圧力よりも大きい場合には、前記弁体を前記第２弁***置へ移動させる、給液式スクリュー圧縮機。
  3. 　請求項２に記載の給液式スクリュー圧縮機において、
    　前記制御装置は、前記圧力検出値に基づく前記冷却液圧力が前記第１圧力よりも大きく、かつ、前記第１圧力より大きな所定冷却液圧力よりも小さい場合には、前記弁体を、前記第１供給路および前記第２供給路を開く第３弁***置へスライド駆動させる、給液式スクリュー圧縮機。
  4. 　請求項１から請求項３までのいずれか一項に記載の給液式スクリュー圧縮機において、
    　作動空間圧力が前記第２圧力よりも大きく、かつ、前記第１圧力よりも小さい第３作動空間に、前記冷却液経路の冷却液を供給する第３供給路をさらに備え、
    　前記弁体の弁***置によらず常に前記第３供給路による冷却液の供給を行わせる、給液式スクリュー圧縮機。
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