螺杆压缩机以及制冷循环装置的制作方法

本发明涉及螺杆压缩机以及制冷循环装置。

背景技术：

以往，存在如下的制冷循环装置：在制冷循环装置中，出于增大能力、提高制冷循环的性能以及性能系数(制冷能力与压缩机输入之比)的目的而在制冷循环中设置中间冷却器，进行将在中间冷却器中冷却主流液后的制冷剂气体(以下称为节能器(economizer)气体)向压缩机中间部引导的节能器运转(例如参照专利文献1)。在该制冷循环装置中，在制冷循环的冷凝器和蒸发器之间配置有中间冷却器，该制冷循环装置具有：在从冷凝器到蒸发器的中途分支的节能器配管、设置于节能器配管的中间冷却用膨胀阀、以及具有与节能器配管连接的节能器端口的螺杆压缩机。

另外，作为以往的螺杆压缩机，存在如下的螺杆压缩机：具有螺杆转子和收纳该螺杆转子的壳体，该壳体具有用于向在螺杆转子和壳体的内表面之间形成的压缩室喷出制冷剂的节能器端口(例如参照专利文献2)。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开平11-248264号公报(第4页、图1)

专利文献2：日本专利第4140488号公报(第5页、图1)

技术实现要素：

发明要解决的课题

作为搭载有螺杆压缩机的制冷循环装置的节能的指标，以往，使用额定条件(满负荷条件：100％负荷)下的性能系数(能力/消耗电力)是主流。但是，最近，接近实际运转条件的指标、例如在美国所规定的期间性能系数IPLV(Integrated Part Load Value：综合部分负荷性能系数)正受到关注。

在一般的制冷循环装置中，全年在额定条件下进行运转的时间非常短，全年的运转时间中的九成以上在部分负荷运转下进行运转。而且，对于部分负荷而言，满负荷中的、尤其是75～50％负荷下的运转占其大部分。在满负荷运转和部分负荷运转中，制冷剂循环流量、运转压缩比不同，性能系数也变化。考虑到这样的实际运转的状况，期间性能系数受到关注。即，期间性能系数成为重视了部分负荷条件下的性能系数的指标。

在满负荷运转中，制冷循环的高低差压大而成为大容量运转，在部分负荷运转中，制冷循环的高低差压小而成为小容量运转。在满负荷运转中，高低差压也大，通过进行节能器运转，可以提高性能系数。但是，在部分负荷运转中，高低差压变小，高低差压越小，则节能器运转的效果越小。因此，在部分负荷运转中，根据不同条件，能力增大的效果小，消耗电力进一步增大，从而导致性能系数恶化。因此，根据满负荷运转和部分负荷运转等运转条件来切换节能器运转的驱动/停止，从而可以谋求提高期间性能系数。

但是，在专利文献1以及专利文献2的技术中，节能器端口总是与压缩室连通。因此，节能器端口成为从低压到高压徒劳无益地被压缩的容积部(死体积)。因此，在使节能器运转停止了的状态下节能器端口在压缩室上通过时会产生再膨胀损失，成为使性能降低的主要原因。

本发明为了解决上述那样的问题而作出，其目的在于提供一种改善节能器端口的位置、能够在宽广的运转范围实现高性能系数并提高性能的螺杆压缩机以及制冷循环装置。

用于解决课题的方案

本发明的螺杆压缩机具有：壳体；螺杆转子，所述螺杆转子配置成在壳体内旋转；压缩室，所述压缩室在壳体和螺杆转子之间形成，对制冷剂气体进行压缩；滑动槽，所述滑动槽形成于壳体的内筒面，沿螺杆转子的旋转轴方向延伸；节能器气体流路，所述节能器气体流路形成于壳体，将壳体的外部和滑动槽连通；第一滑阀，所述第一滑阀沿螺杆转子的旋转轴方向滑动移动自如地设置在滑动槽内；以及节能器端口，所述节能器端口形成于第一滑阀，根据第一滑阀的位置，使节能器气体流路与压缩室连通，第一滑阀在使节能器气体流路与压缩室连通的第一位置和使节能器端口与压缩室不连通的第二位置之间移动。

本发明的制冷循环装置具有：制冷剂回路，所述制冷剂回路将上述螺杆压缩机、冷凝器、中间冷却器的高压部、减压装置以及蒸发器依次用制冷剂配管连接；以及节能器配管，所述节能器配管从中间冷却器和减压装置之间分支，经由中间冷却器用的膨胀阀以及中间冷却器的低压部与螺杆压缩机的节能器气体流路连接。

发明的效果

根据本发明，可以得到改善节能器端口的位置、可以在宽广的运转范围实现高性能系数并提高性能的螺杆压缩机以及制冷循环装置。

附图说明

图1是具有本发明实施方式1的螺杆压缩机的制冷循环装置的制冷剂回路图。

图2是本发明实施方式1的螺杆压缩机的概略纵剖视图。

图3是表示本发明实施方式1的螺杆压缩机的压缩原理的图。

图4是表示本发明实施方式1的螺杆压缩机的满负荷运转等高差压运转条件下的节能器端口位置的概略剖视图。

图5是本发明实施方式1的螺杆压缩机的满负荷运转等高差压运转条件下的壳体内筒面以及螺杆转子的展开图。

图6是表示本发明实施方式1的螺杆压缩机的部分负荷运转等低差压运转条件下的节能器端口位置的概略剖视图。

图7是本发明实施方式1的螺杆压缩机的部分负荷运转等低差压运转条件下的壳体内筒面以及螺杆转子的展开图。

图8是表示本发明实施方式1的螺杆压缩机的满负荷运转等高差压运转条件下的节能器端口位置的概略剖视图。

图9是表示本发明实施方式1的螺杆压缩机的部分负荷运转等低差压运转条件下的节能器端口位置的概略剖视图。

图10是本发明实施方式2的螺杆压缩机的壳体内筒面以及螺杆转子的展开图。

图11是本发明实施方式3的螺杆压缩机的壳体内筒面以及螺杆转子的展开图。

具体实施方式

以下，参照附图来说明本发明的实施方式。在此，以两个星轮与一个螺杆转子卡合这种类型的单螺杆压缩机的例子来说明本发明的实施方式。

实施方式1.

图1是具有本发明实施方式1的螺杆压缩机的制冷循环装置的制冷剂回路图。在此，包括图1在内，在以下的附图中，标注相同的附图标记的部件是相同或与其相当的部件，在以下所记载的实施方式的全文中通用。另外，说明书全文所示的结构要素的形态仅仅是例示，并非限定于这些记载。尤其是结构要素的组合并非仅限定于各实施方式中的组合，可以将其他的实施方式中记载的结构要素适当地应用于别的实施方式。而且，关于压力的高低，并非特意以与绝对的值之间的关系来确定高低，而是在系统、装置等的状态、动作等中相对地确定。

制冷循环装置100具有将由变频器(inverter)101驱动的螺杆压缩机102、冷凝器103、中间冷却器104的高压部、作为减压装置的膨胀阀105、以及蒸发器106依次用制冷剂配管连接的制冷剂回路。制冷循环装置100还具有节能器配管108，该节能器配管108从中间冷却器104和膨胀阀105之间分支，并经由中间冷却器用膨胀阀107以及中间冷却器104的低压部与螺杆压缩机102连接。

冷凝器103使来自螺杆压缩机102的排出气体冷却并冷凝。膨胀阀105使流出了中间冷却器104的主流制冷剂节流膨胀。蒸发器106使流出了膨胀阀105的主流制冷剂蒸发。中间冷却器104如上所述具有高压部和低压部，冷凝器103和膨胀阀105之间的主流制冷剂即高压侧制冷剂通过高压部，由中间冷却器用膨胀阀107对一部分高压侧制冷剂进行了减压的制冷剂(从制冷循环整体上看时与中间压相当的中间压制冷剂)通过低压部。而且，中间冷却器104使高压侧制冷剂和中间压制冷剂进行热交换而冷却高压侧制冷剂。

制冷循环装置100还具有控制装置109。控制装置109进行变频器101、膨胀阀105、中间冷却器用膨胀阀107的控制、螺杆压缩机102的后述的滑阀的位置控制、将节能器气体喷射到压缩室的节能器运转的驱动以及停止等的控制。

(螺杆压缩机)

以下，使用图2说明本发明实施方式1的螺杆压缩机102。

图2是本发明实施方式1的螺杆压缩机的概略纵剖视图。

如图2所示，在构成螺杆压缩机102的筒状的壳体1内配置有电动机2。该电动机2具有：内接固定于壳体1的定子2a和配置在定子2a的内侧的电机转子2b。

在壳体1内配置有螺杆转子3，该螺杆转子3和电机转子2b相互配置在同一轴线上，两转子3、2b固定于螺杆轴4。螺杆转子3在其外周面上形成有多个螺旋状的螺杆槽5a，与固定于螺杆轴4的电机转子2b连结而被旋转驱动。星轮6的齿6a与螺杆槽5a啮合，由星轮6的齿6a、螺杆槽5a以及壳体1的内筒面包围的空间成为压缩室5。另外，壳体1内由隔壁(未图示)划分为低压侧(吸入侧)和高压侧(排出侧)，在高压侧形成有在排出室(未图示)开口的排出口7(后述的图3)。

另外，如图2所示，在壳体1的内筒面上，形成有沿螺杆转子3的旋转轴方向延伸的滑动槽1a，在该滑动槽1a内，滑动移动自如地收纳有作为第一滑阀的滑阀8。并且，该滑阀8为了形成压缩室5而与壳体1一同形成内筒面的一部分。另外，在滑阀8上形成有节能器端口8a。节能器端口8a形成为，从滑阀8上的与滑动槽1a滑动接触的滑动接触面即外周面，贯通到滑阀8上的与螺杆转子3滑动接触的滑动接触面即内周面。图2表示形成有节能器端口8a的滑阀8在壳体1内设置有一个的情况下的图。

壳体1具有用于将来自中间冷却器104的制冷剂气体引导到压缩室5(处于压缩行程的螺杆槽5a)的节能器气体流路1b，节能器气体流路1b经由节能器端口8a与压缩室5连通。节能器配管108与该节能器气体流路1b连接。通过该结构，从中间冷却器104流出而分支并冷却了主流液的制冷剂气体，经过节能器配管108、节能器气体流路1b以及节能器端口8a流入到压缩室5。在此，壳体1内的该节能器气体流路1b也存在如下的流路：设置有用于抑制气体流动时的脉动的空间(未图示)，经由该空间向压缩室5连通。

滑阀8经由连结杆9与活塞等驱动装置10连接，通过使驱动装置10驱动，滑阀8在滑动槽1a内沿螺杆转子3的旋转轴方向移动。在此，驱动滑阀8的驱动装置10是由气压驱动的装置、由液压驱动的装置、不同于活塞而由电机等驱动的装置等，不限定驱动方法。

(制冷剂回路的动作说明)

接着，说明本实施方式1的动作。

首先，参照图1说明满负荷运转(100％负荷运转)等制冷循环的高低差压大的情况下的制冷剂回路的动作。

从蒸发器106流出的制冷剂气体被吸入到螺杆压缩机102而被压缩后排出。排出的制冷剂气体在冷凝器103中被冷却。被冷凝器103冷却了的制冷剂流入到中间冷却器104。在中间冷却器104中，流出冷凝器103而流入到了高压部的高压侧制冷剂与通过中间冷却器104后被分支并在中间冷却器用膨胀阀107中被减压而流入到了低压部的中间压制冷剂进行热交换。即，流出冷凝器103而直接流入到了中间冷却器104的高压部的高压侧制冷剂，通过与中间压制冷剂的热交换而被过冷却。借助该过冷却的增加，蒸发器106的制冷效果增强。

另一方面，流入到了中间冷却器104的低压部的中间压制冷剂，在对高压部侧的高压侧制冷剂进行冷却后，经由节能器配管108以及节能器气体流路1b从设置于滑阀8的节能器端口8a喷射到压缩室5。即，借助高压以及节能器气体的中间压力与压缩室5内的压力的差压，节能器气体从节能器端口8a喷射到压缩室5，与压缩气体混合。

接着，说明部分负荷运转(比100％小的负荷运转)等制冷循环的高低差压小的情况下的制冷剂回路的动作。

在高低差压小的情况下，中间冷却器出口和压缩室5之间的差压小，节能器气体难以流入到压缩室5。这样，在节能器运转时差压变小而使得动作变得不稳定。此外，制冷能力的放大效果小并且由节能器气体在压缩中途流入而引起的动力增加变大，从而导致性能系数降低。因此，在高低差压小的条件下，将中间冷却器用膨胀阀107关闭而不进行节能器运转。

(螺杆压缩机的动作说明)

接着，说明本实施方式1的螺杆压缩机102的动作。

图3是表示本发明实施方式1的螺杆压缩机的压缩原理的图。

如图3所示，螺杆转子3利用电动机2(参照图2)经由螺杆轴4(参照图2)使其旋转，从而使星轮6的齿6a在压缩室5(螺杆槽5a)内相对移动。由此，在压缩室5内，将吸入行程、压缩行程以及排出行程作为一个循环，反复进行该循环。在此，着眼于在图3中用点的阴影表示的压缩室5说明各行程。

图3(a)表示吸入行程中的压缩室5的状态。螺杆转子3由电动机2驱动而沿实线箭头的方向旋转。由此，如图3(b)那样压缩室5的容积缩小。

在螺杆转子3继续旋转时，如图3(c)所示，压缩室5与排出口7连通。由此，在压缩室5内被压缩后的高压的制冷剂气体从排出口7向外部排出。接着，再次在螺杆转子3的背面进行相同的压缩。

另外，在图3中针对节能器端口8a以及具有该节能器端口8a的滑阀8、滑动槽1a省略了图示，但在节能器运转时，在压缩行程中节能器气体从节能器端口8a流入到压缩室5。接着，流入到了压缩室5的节能器气体与吸入气体一起被压缩，在排出行程中排出到外部。

(高差压运转条件：进行节能器运转)

接着，说明满负荷运转等高差压运转条件下的节能器端口8a与节能器气体流路1b以及压缩室5(螺杆槽5a)之间的位置关系。

图4是表示本发明实施方式1的螺杆压缩机的满负荷运转等高差压运转条件下的节能器端口位置的概略剖视图。图5是本发明实施方式1的螺杆压缩机的满负荷运转等高差压运转条件下的壳体内筒面以及螺杆转子的展开图。

在进行节能器运转的情况下，控制装置109使具有节能器端口8a的滑阀8如图4以及图5的空心箭头所示向排出侧(图4以及图5的左侧)移动，使节能器端口8a位于与节能器气体流路1b以及压缩室5连通的位置(第一位置)。由此，设置于壳体1的节能器气体流路1b经由节能器端口8a与压缩室5连通。

在压缩行程中，在压缩室5与节能器端口8a连通期间，节能器气体经由节能器气体流路1b从节能器端口8a喷射到压缩室5。此时，在节能器端口8a与压缩室5连通时的压力(中间压)上升时，由节能器运转带来的能力放大效果变小。另外，当在压缩室5的封入未完成的状态下将节能器气体喷射到压缩室5时，节能器气体从压缩室5向吸入侧流出而阻碍吸入气体流入到螺杆槽5a。因此，移动滑阀8以使节能器端口8a位于图5所示的位置，以便尽可能地在不阻碍吸入气体流入到压缩室5的范围内将节能器气体喷射到低压的压缩室5。关于这一点在下面说明。

在图5中用虚线包围的压缩室5处于吸入气体的吸入(吸入气体的封入)完成的位置。因此，通过使节能器端口8a位于图5所示的位置、即吸入气体的封入完成(压缩开始)时开始与压缩室5连通的位置，从而可以尽可能地在不阻碍吸入气体流入到压缩室5的范围内将节能器气体喷射到低压的压缩室5。

另外，即便是部分负荷运转，在高低差压比较大而能够得到节能器效果的条件下，控制装置109也进行节能器运转。即，控制装置109使滑阀8移动到图5所示的位置以使设置于壳体1的节能器气体流路1b、节能器端口8a以及压缩室5连通，将节能器气体喷射到压缩室5。

(低差压运转条件：停止节能器运转)

接着，说明部分负荷运转等低差压运转条件下的节能器端口8a与节能器气体流路1b以及压缩室5(螺杆槽5a)之间的位置关系。

图6是表示本发明实施方式1的螺杆压缩机的部分负荷运转等低差压运转条件下的节能器端口位置的概略剖视图。图7是本发明实施方式1的螺杆压缩机的部分负荷运转等低差压运转条件下的壳体内筒面以及螺杆转子的展开图。

在停止节能器运转的情况下，控制装置109使具有节能器端口8a的滑阀8如图6以及图7的空心箭头所示向吸入侧(图6以及图7的右侧)移动。具体而言，使节能器端口8a移动至与压缩室5(螺杆槽5a)不连通的轴向位置(以下称为第二位置)。由此，设置于壳体1的节能器气体流路1b和节能器端口8a不连通，进而压缩室5和节能器端口8a也不连通。即，在节能器运转停止中，压缩室5和节能器端口8a完全不连通。

这样，在节能器运转停止中，节能器端口8a移动至与压缩室5(螺杆槽5a)不连通的轴向位置，从压缩室5(螺杆槽5a)被截断。因此，在节能器运转停止时，从吸入行程到排出行程，在节能器端口8a以及节能器气体流路1b不干预压缩室5的状态下进行运转。因此，节能器端口8a以及节能器气体流路1b部分不会成为徒劳无益地被压缩的容积部(死体积)。即，在本实施方式1的螺杆压缩机102中不会存在死体积。

另外，即便是满负荷运转，在高低差压比较小而节能器效果小的条件下，控制装置109也停止节能器运转。即，控制装置109使滑阀8移动到第二位置，以使设置于壳体1的节能器气体流路1b、节能器端口8a以及压缩室5不连通。

如上所述，在实施方式1中，将具有节能器端口8a的滑阀8能够沿螺杆转子3的旋转轴方向滑动地收纳在壳体1内。而且，滑阀8构成为能够在节能器气体流路1b、节能器端口8a以及压缩室5连通的第一位置、以及节能器气体流路1b、节能器端口8a以及压缩室5不连通的第二位置之间移动。

通过以上结构，在高差压运转条件(制冷循环的高低差压比规定差压大的运转条件)下进行节能器运转，从而能够得到节能器效果，性能系数提高。并且，在低差压运转条件(制冷循环的高低差压为规定差压以下的运转条件)下停止节能器运转，在其停止时如上所述不存在死体积，因此，不会产生再膨胀损失，可以提高性能系数。即，根据实施方式1，可以得到能够在宽广的运转范围实现高性能系数的螺杆压缩机102以及制冷循环装置100。

另外，滑阀8的可移动范围并未特别限定，也可以构成滑阀8、连结杆9以及驱动装置10，以便通过使滑阀8移动到可移动范围中的“最靠近排出侧”而使滑阀8位于第一位置，并且通过使滑阀8移动到可移动范围中的“最靠近吸入侧”而使滑阀8位于第二位置。

并且，在进行节能器运转的情况下，如图8的空心箭头所示向吸入侧(图8的右侧)移动，使节能器端口8a位于与节能器气体流路1b以及压缩室5连通的轴向位置。由此，设置于壳体1的节能器气体流路1b经由节能器端口8a与压缩室5连通。接着，在停止节能器运转的情况下，使节能器端口8a如图9的空心箭头所示向排出侧(图9的左侧)移动。具体而言，使节能器端口8a移动至与压缩室5(螺杆槽5a)不连通的轴向位置。这样，也可以与上述相反地构成用于使压缩室和节能器流路连通的位置以及使其不连通的位置。

实施方式2.

实施方式2与实施方式1相比，不同之处仅在于具有节能器端口8a的滑阀8的吸入侧端面形状。

图10是本发明实施方式2的螺杆压缩机的壳体内筒面以及螺杆转子的展开图。另外，在本实施方式2中，说明与实施方式1的不同点，在本实施方式2中未说明的结构与实施方式1相同。

在实施方式2中，具有节能器端口8a的滑阀8的吸入侧端面8b成为如下的形状、即沿着螺杆槽5a的倾斜。通过采用这样的形状，与如实施方式1那样将滑阀8的吸入侧端面8b设为与螺杆轴4垂直的面的情况相比，可得到以下的效果。即，不需要用于供滑阀8驱动的多余的空间，可以在实现部件的小型化的同时得到与实施方式1相同的效果。另外，在此，将滑阀8的吸入侧端面8b设为如下的形状、即沿着螺杆槽5a的倾斜，但总之只要以倾斜面形成即可。但是，通过将滑阀8的吸入侧端面8b设为如下的形状、即沿着螺杆槽5a的倾斜，可以确保螺杆槽5a的封入所需的面，因此，可以构成更合适的形状(小型化)。另外，通过消除对于封入而言不需要的面，可以减小在滑阀8和螺杆转子外周部之间存在的油的粘性阻力。

实施方式3.

上述实施方式1以及实施方式2是具有用于变更节能器端口8a的位置的滑阀8的结构，但实施方式3涉及进一步具有用于改变内部容积比的滑阀的能够控制容量的螺杆压缩机102。

图11是本发明实施方式3的螺杆压缩机的壳体内筒面以及螺杆转子的展开图。另外，在本实施方式3中，说明与实施方式1的不同点，在本实施方式3中未说明的结构与实施方式1相同。

实施方式3的螺杆压缩机102除滑阀8之外，还在壳体1内能够沿螺杆转子3的旋转轴方向移动地收纳有作为第二滑阀的用于改变内部容积比的滑阀11。滑阀11根据滑动位置来调节在压缩室5中被压缩了的高压气体的排出开始(压缩完成)时机。滑阀11的排出侧端面11a构成排出口7的一部分，根据滑动位置使排出口7的排出面积变化，从而调节排出时机，并变更内部容积比。即，在使排出时机提前时，成为低内部容积比的运转，在使排出时机延迟时，成为高内部容积比的运转。

在此，内部容积比指的是吸入完成(压缩开始)时的压缩室5的容积与即将排出之前的压缩室5的容积之比，表示完成了吸入时的容积和打开排出口7时的容积之比。通常螺杆压缩机在实际的压缩比与内部容积比相匹配的适当压缩比的运转条件下，不会产生不适当压缩损失，但在进行低压缩比的运转时，直至排出口打开为止被压缩了的气体被过度压缩到排出压力以上，会做多余的压缩功。反之，在以高压缩比进行运转时，在达到排出压力之前排出口打开，而成为产生气体的倒流的压缩不足的状态。于是，调节滑阀11的位置以使排出的时机成为最佳。

具有节能器端口8a的滑阀8如与节能器气体流路1b、节能器端口8a以及压缩室5连通的情况、不连通的情况那样分二阶段进行移动，相比之下，用于改变内部容积比的滑阀11可以自由移动，因此，能够进行与适当的排出时机相应的移动。

如以上已说明的那样，根据本实施方式3，可以得到与实施方式1相同的效果，并且，由于还设置有用于改变内部容积比的滑阀11，因此，通过移动到排出的时机变得适当的位置，可以抑制过度压缩、压缩不足，可以提高性能系数。即，根据实施方式3，可以得到能够在宽广的运转范围实现更高的性能系数的螺杆压缩机102以及制冷循环装置100。

另外，作为本发明的螺杆压缩机，除单螺杆压缩机之外，也可以应用于具有一对阴阳螺杆转子且通过其啮合而形成压缩室5的双螺杆压缩机。

附图标记说明

1壳体、1a滑动槽、1b节能器气体流路、2电动机、2a定子、2b电机转子、3螺杆转子、4螺杆轴、5压缩室、5a螺杆槽、6星轮、6a齿、7排出口、8滑阀、8a节能器端口、8b吸入侧端面、9连结杆、10驱动装置、11滑阀、11a排出侧端面、100制冷循环装置、101变频器、102螺杆压缩机、103冷凝器、104中间冷却器、105膨胀阀、106蒸发器、107中间冷却器用膨胀阀、108节能器配管、109控制装置。