專利名稱：單螺桿壓縮機的制作方法
技術領域：
本發明涉及一種單螺桿壓縮機，特別涉及使閘轉子的耐久性提高的技術措施。
背景技術：
到目前為止已知有這樣的單螺桿壓縮機，其包括伴隨著螺桿轉子的旋轉運動對制冷劑進行壓縮的壓縮機構。例如在專利文獻I中所記載的單螺桿壓縮機(以下簡稱為螺桿壓縮機)中，螺桿轉子安裝在汽缸內部，閘轉子與該螺桿轉子相嚙合。于是，在形成在螺桿轉子的外周上的螺旋槽內部，在閘轉子的閘、螺桿轉子和汽缸內壁之間就會劃分出壓縮室。在螺桿壓縮機中，在螺桿轉子的軸向一端周圍(吸入側)形成有吸入口，在螺桿轉子的軸向另一端周圍(噴氣側)形成有噴出口。 在單螺桿壓縮機進行運轉的時候，流體經吸入口流入螺旋槽內。在該螺旋槽內伴隨著螺桿轉子的旋轉劃分出壓縮室。當螺桿轉子自該狀態進一步旋轉時，處于封住流體之狀態下的壓縮室的體積就會逐漸減小，這樣壓縮室內的流體就逐漸被壓縮。當螺桿轉子自該狀態進一步旋轉時，壓縮室和噴出口便會連通。其結果，壓縮室內的高壓流體通過噴出口噴向規定的空間。現有技術文獻專利文獻I :日本公開特許公報特開2004-137934號公報
發明內容
—發明要解決的技術問題一在使上述的螺桿壓縮機剛剛停止運轉后不久，有可能出現所謂的逆壓差現象，SP螺旋槽內的流體的壓力比螺桿轉子吸入側的壓力低。對這一點做詳細的說明。在螺桿壓縮機進行運轉時，在螺桿轉子的噴出側和吸入側之間會產生規定的壓差(所謂的高低壓差)。因此，在螺桿壓縮機剛剛停止運轉后不久有時會出現以下情況，即螺桿轉子朝著與正常運轉時相反的方向旋轉，螺桿轉子噴出側的流體通過螺旋槽內朝著螺桿轉子吸入側逆向流動。若如上所述流體逆向流動，那么螺旋槽內封存有流體的腔室的容積就會逐漸擴大，該流體會膨脹而被減壓。這樣的流體的減壓程度(即膨脹比)由正常運轉時螺桿轉子中流體的壓縮比決定。另一方面，在螺桿壓縮機剛剛停止后不久，所述高低壓差會逐漸減小。因此，螺桿轉子噴出側的壓力迅速降低，螺桿轉子吸入側的壓力迅速升高。在這樣的狀態下，若如上所述流體逆向流動，處于壓力比正常運轉時低之狀態下的噴出側流體就會按所述規定的膨脹比而被減壓。相對于此，吸入側流體處于壓力比通常運轉時高的狀態。因此，在螺桿壓縮機杠桿剛剛停止后不久，有可能產生所謂的逆壓差現象即螺旋槽內的流體的壓力比螺桿轉子吸入側的壓力低。如果如上所述螺旋槽內的壓力和吸入側的壓力的大小關系與正常運轉時相反，則用于對螺旋槽內部進行分隔的閘就會被朝著與正常運轉時相反的方向推去。對這一點做具體的說明。在閘轉子上設置閘是為了對螺旋槽內部和安裝有閘轉子的螺旋槽外部空間(吸入側空間)進行分隔。因此，在進行螺旋槽內的壓力高于螺旋槽外部空間的壓力的正常運轉的時候，流體的壓力會按照從螺旋槽內部朝向外部的方向作用于閘上。因此，設計閘轉子時，以這樣的正常運轉時的狀態為基準，在閘和螺桿轉子之間確保規定的密封。另一方面，如果在螺桿壓縮機剛剛好停止后不久就出現所述逆壓差現象，螺旋槽內的壓力就會比螺旋槽外部空間的壓力低。這樣流體的壓力就會按從螺旋槽外部朝向內部的方向作用于閘上，所以閘就會被朝著與上述正常運轉時相反的方向推去。在這樣的狀態下，如果螺桿轉子逆向旋轉，閘就會在與正常運轉時不同的部位和螺桿轉子接觸。其結果就有可能導致以下不良現象發生，即，例如樹脂制閘例如會從閘轉子的臂部脫落或者閘的密封部的磨損會加快。本發明正是鑒于上述問題而完成的，其目的在于在螺桿壓縮機剛剛停止后不久 抑制逆壓差現象的發生，進而使閘轉子的耐久性提高。-用以解決技術問題的技術方案-第一方面發明以單螺桿轉子為對象。其包括螺桿轉子40、閘轉子50、驅動機構15、汽缸31以及噴出口 25。螺旋槽41形成在該螺桿轉子40的外周面上，螺桿轉子40的軸向一端成為流體的吸入側，螺桿轉子40的軸向另一端成為噴出側。在該閘轉子50上與所述螺旋槽41嚙合的多個閘51形成為放射狀。該驅動機構15使所述螺桿轉子40旋轉。該汽缸31內安裝有所述螺桿轉子40來在所述螺旋槽41內劃分出流體的壓縮室23。該噴出口25用以使所述壓縮室23的流體向所述螺桿轉子40的噴出側流出。而且，該單螺桿轉子包括在規定的范圍內對所述壓縮室23的壓縮比進行調節的調節機構3。在即將使運轉中的螺桿轉子40停止以前或者在使運轉中的螺桿轉子40停止時，所述調節機構3使所述壓縮室23的壓縮比為最低壓縮比。在第一方面發明的單螺桿壓縮機中，當螺桿轉子40被驅動機構15驅動旋轉時，流體便被吸入螺旋槽41內。當伴隨著螺桿轉子40旋轉，螺旋槽41內的壓縮室23的容積變小時，壓縮室23內的流體就會被壓縮。但螺桿轉子40進一步旋轉，壓縮室23和噴出口 25連通以后，壓縮室23內的流體就會通過噴出口 25朝著壓縮室23外部噴出。在本發明的單螺桿壓縮機中設置有調節機構3，用以調節壓縮室(23)的壓縮比(即吸入容積Vs與噴出容積Vd之比(容積比VI( = Vs / Vd))。因此，在本發明的單螺桿壓縮機中，能夠根據運轉條件、用途等使壓縮室(23)的壓縮比在規定的范圍內變化。在本發明中，在即將使運轉中的螺桿轉子40停止以前或者使運轉中的螺桿轉子40停止時，由調節機構3將壓縮比設定為最低壓縮比。也就是說，本發明的壓縮室23的壓縮比能夠由調節機構3進行調節而在從規定的最低壓縮比到規定的最大壓縮比的范圍內發生變化。在單螺桿壓縮機停止運轉的那一時刻，該壓縮比成為所述范圍中的最低壓縮比。這樣就能夠避免在單螺桿壓縮機剛剛停止后不久發生上述逆壓差現象。具體而言，如果在單螺桿壓縮機停止運轉時將壓縮比設定為最低壓縮比，則即使螺桿轉子40由于高低壓差而逆向旋轉，流體在螺旋槽41內逆向流動，也能夠使流體螺旋槽41內膨脹而減壓的程度(即膨脹比)更小。也就是說，螺桿轉子40逆向旋轉時流體的膨脹比由正常運轉時的壓縮比決定，該壓縮比越大，逆向旋轉時的膨脹比也會越大。相對于此，在本發明中，因為在單螺桿壓縮機停止時將壓縮比設定為最低壓縮比，所以即使螺桿轉子40逆向旋轉，流體也僅會在最低的膨脹比下被減壓。其結果，能夠防逆壓差現象于未然，即，在單螺桿壓縮機剛剛停止運轉后不久，螺旋槽內的流體的壓力比螺桿轉子40吸入側的壓力低。第二方面發明是這樣的，在第一方面發明中，包括用以在所述螺桿轉子40停止時抑制該螺桿轉子40逆向旋轉的逆轉抑制機構15、82。在第二方面發明中，在螺桿轉子40停止時由逆轉抑制機構15、82抑制螺桿轉子40逆向旋轉。其結果，能夠抑制螺桿轉子40噴出側的流體朝著吸入側逆向流動，進而也就能夠抑制所述逆壓差現象發生。第三方面發明是這樣的,在第二方面發明中，包括機殼30和噴出管26。該機殼30 上形成有噴出室S2，來自所述噴出口 25的流體從該噴出室S2流出。該噴出管26連接在所述機殼30上與所述噴出室S2連通，所述逆轉抑制機構15、82是對從所述噴出室S2流向所述噴出口 25的流體施加阻力的逆流阻擋部82。在第三方面發明的單螺桿壓縮機中設置有作為逆轉抑制機構的逆流阻擋部82。在螺桿轉子40停止時逆流阻擋部82對自噴出管26流向噴出室S2的流體施加阻力。這樣便能夠抑制流體在單螺桿壓縮機剛剛停止后不久逆向流動，進而也就能夠抑制螺桿轉子40逆向旋轉。第四方面發明是這樣的，在第二方面發明中，所述逆轉抑制機構15、82是對所述螺桿轉子40的逆向旋轉施加阻力并作為所述驅動機構的帶再生制動功能的馬達15。在第四方面發明中，作為驅動機構的帶再生制動功能的馬達15構成逆轉抑制機構。也就是說，如果在單螺桿壓縮機剛剛停止后不久流體逆向流動，螺桿轉子40逆向旋轉的話，帶再生制動功能的馬達15就會對該逆向旋轉施加制動(旋轉阻力)。這樣就能夠在帶再生制動功能的馬達15中將螺桿轉子40的動能作為電能回收起來。第五方面發明是這樣的，在第一到第四方面任一方面的發明中，所述調節機構3具有滑槽33、滑閥4以及變位部10b、31a。該滑槽33沿著該汽缸31的軸向形成在所述汽缸31的內壁上。該滑閥4能夠滑動地與該滑槽33嵌合，使所述壓縮室23和所述噴出口 25的連通位置能夠發生變化。該變位部10b、31a在即將使運轉中的螺桿轉子40停止以前或者在使運轉中的螺桿轉子40停止時，使滑閥4變位而讓滑閥4處于離所述螺桿轉子40的吸入側最近的第一位置。第五方面發明的調節機構3具有滑槽33、滑閥4和變位部10b、31a。當滑閥4在滑槽33的內部沿軸向變位時，壓縮室23和噴出口 25的連通位置就會發生變化。具體而言，當滑閥4離螺桿轉子40的吸入側較近時，壓縮室23和噴出口 25連通的時刻就早。其結果是，壓縮室23的壓縮比變得較小。另一方面，當滑閥4離螺桿轉子40的吸入側較遠時，壓縮室23和噴出口 25連通的時刻就晚。其結果，壓縮室23的壓縮比變得較大。如上所述，本發明的調節機構3通過調節滑閥4的位置來調節壓縮室23和噴出口 25連通的時刻，進而在規定的范圍內對壓縮室23的壓縮比進行調節。在本發明中，在即將使運轉中的螺桿轉子40停止以前或者使運轉中的螺桿轉子40停止時，由變位部10b、31a使滑閥4移動到第一位置(離螺桿轉子吸入側最近的位置)。其結果，因為在使單螺桿壓縮機停止的那一時刻壓縮比成為最低壓縮比，所以能夠可靠地避免所述逆壓差現象。第六方面發明是這樣的，在第五方面發明中，所述調節機構3構成為當所述滑閥4位于第一位置時，所述螺桿轉子40的吸入側空間SI和所述噴出口 25通過所述螺旋槽41相連通。在第六方面發明中，在當單螺桿壓縮機停止時滑閥4位于第一位置的狀態下，螺桿轉子40噴出側的噴出口 25和螺桿轉子40的吸入側通過螺旋槽41直接連通。這樣一來，即使在單螺桿壓縮機停止時螺桿轉子40的噴出側的流體在螺旋槽41內逆向流動，該螺旋槽41內的流體也不會膨脹，而是會朝著螺桿轉子40的吸入側流出。也就是說，在本發明中，即使螺桿轉子40發生了逆向旋轉，也會因為流體的膨脹比實質上是1.0，而能夠進一步可靠地避免所述逆壓差現象。一發明的效果一
根據本發明，在即將使螺桿轉子40停止以前或者使螺桿轉子40時，將壓縮比設定為最低壓縮比。因此，在單螺桿壓縮機停止時能夠避免出現所謂的逆壓差現象，即能夠避免螺旋槽41內部的壓力比螺桿轉子40吸入側的壓力低。若如上所述避免了逆壓差現象，那么，就能夠避免在螺桿轉子40進行逆向旋轉的過程中，閘轉子50上的閘51被朝著與正常運轉時相反的方向推去。這樣就能夠避免以下不良現象，例如樹脂制閘51從閘轉子50的臂部脫落，或者閘轉子50上的閘51的密封部的磨損加快。因此而能夠使閘轉子50的耐久性提聞。特別是在第二方面發明中，因為由逆轉抑制機構15、82抑制螺桿轉子40逆向旋轉，所以能夠防由于這樣的螺桿轉子40的逆向旋轉而引起的逆壓差現象于未然。而且，在本發明中，即使發生了逆壓差現象，也能夠降低螺桿轉子40逆向旋轉的速度。因此，能夠抑制上述的閘51從臂部脫落，或者閘51磨損。在第三方面發明中，由逆流阻擋部82對自噴出室S2朝向噴出口的流體的流動施加阻力。因此，利用較簡單的結構即能夠抑制螺桿轉子40逆向旋轉。在第四方面發明中，因為使驅動機構由帶再生制動功能的馬達15構成，所以既能夠抑制螺桿轉子40逆向旋轉，還能夠將逆向旋轉的螺桿轉子40的動能(換句話說，逆向流動的流體的動能)作為電能回收起來。因此，能夠謀求提高該單螺桿壓縮機的節能性。在第五方面發明中，在即將使螺桿轉子40停止以前或者使螺桿轉子40停止時，讓滑閥4位于第一位置。其結果，能夠可靠地使單螺桿壓縮機剛剛停止不久的壓縮比為最低壓縮比，從而發揮上述作用，收到上述效果。特別是，在第六方面發明中，通過使滑閥4位于第一位置，螺桿轉子40的噴出側和吸入側便會通過螺旋槽41而直接連通。因此，即使螺桿轉子40逆向旋轉，流體逆向流動，也能夠可靠地防止該流體在螺旋槽41內膨脹進而減壓。其結果，因為能夠可靠地避免逆壓差現象，所以能夠有效地提高螺桿轉子40的耐久性。
圖I是縱向剖視圖，以對應于額定負荷的最大VI運轉狀態示出了本發明實施方式所涉及的螺桿壓縮機的主要部分的結構。
圖2是縱向剖視圖，以對應于部分負荷的低VI運轉狀態示出了圖I中的螺桿壓縮機的主要部分的結構。圖3是沿圖I中III — III線剖開的橫向剖視圖。圖4是取出螺桿壓縮機的主要部分而示出的立體圖。圖5是示出螺桿壓縮機的螺桿轉子的立體圖。圖6是示出螺桿壓縮機的壓縮機構的工作過程的俯視圖，其中圖6(A)示出吸入行程，圖6 (B)示出壓縮行程，圖6 (C)示出噴出行程。圖7是示出最大VI運轉狀態下壓縮機構的工作過程的展開圖，示出螺桿轉子按照圖7 (A)、圖7 (B)、圖7 (C)、圖7⑶這樣的順序正向旋轉的情況。
圖8是示出中間VI運轉狀態下壓縮機構的工作過程的展開圖，示出螺桿轉子按照圖8 (A)、圖8 (B)、圖8 (C)、圖8⑶這樣的順序正向旋轉的情況。圖9是示出停止狀態下的螺桿壓縮機的主要部分的結構的縱向剖視圖。圖10是示出在螺桿壓縮機已停止時壓縮機構的工作過程的展開圖，示出了螺桿轉子按照圖10(A)、圖10 (B)、圖10 (C)、圖10(D)這樣的順序逆向旋轉的情況。圖11是實施方式所涉及的逆流阻擋閥的結構略圖，其中圖Il(A)是縱向剖視圖，圖11 (B)是后視圖。圖12是在螺桿轉子正向旋轉的狀態下逆流阻擋閥的縱向剖視圖，箭頭表示流體的流動方向。圖13是在螺桿轉子逆向旋轉的狀態下逆流阻擋閥的縱向剖視圖，箭頭表示逆向流動的流體的流動方向。圖14是變形例I所涉及的逆流阻擋閥的結構略圖，圖14(A)是縱向剖視圖，14(B)是后視圖。
具體實施例方式下面，參照附圖對本發明的實施方式做詳細的說明。本發明所涉及的單螺桿壓縮機I (以下簡稱為螺桿壓縮機)用在對較大規模大樓等里的各個房間進行空調的冷卻單元中。該冷卻單元構成讓制冷劑回路中的制冷劑循環而進行蒸氣壓縮式制冷循環的制冷裝置，單螺桿壓縮機I連接在該制冷劑回路中。螺桿壓縮機I包括壓縮機構20、用以驅動壓縮機構20的驅動機構15以及用以調節壓縮機構20的容積比VI的可變VI機構3。螺桿壓縮機I包括用來安裝壓縮機構20和驅動機構15的機殼30。如圖I 圖3所示，壓縮機構20包括形成在機殼30內的汽缸壁31、一個設置在該汽缸壁31中且能夠旋轉的螺桿轉子40以及兩個與該螺桿轉子40嚙合的閘轉子50。機殼30內通過劃分而形成有面對壓縮機構20的吸入口 24的吸入室SI、和面對壓縮機構20的噴出口 25的噴出室S2。機殼30上連接有噴出管26，該噴出管26與噴出室S2連通。噴出管26是用以將噴出室S2內的制冷劑送到機殼30外部(制冷劑回路的高壓制冷劑管道系統)的管道。所述汽缸壁31的周向兩處位置形成有朝著徑向外側鼓出且使所述吸入室SI和噴出室S2連通的連通部32。該連通部32包括沿汽缸壁31的軸向延伸的滑槽33，后述滑閥4能夠沿軸向移動地安裝在該滑槽33中。此外，所述噴出口 25包括形成在滑閥4上的閥側噴出口 27和形成在汽缸壁31上的汽缸側噴出口 28。驅動機構15具有插入螺桿轉子40中的驅動軸21和讓該驅動軸21旋轉的電動機16。螺桿轉子40和驅動軸21通過鍵22連結。這樣螺桿轉子40即會被驅動機構15驅動旋轉。驅動軸21與螺桿轉子40同軸布置。驅動軸21的端部能夠旋轉地支承在位于壓縮機構20噴出側(以圖I中驅動軸21的軸向為左右方向時的右側)的軸承座60上。該軸承座60通過球軸承61支承驅動軸21。螺桿轉子40可旋轉地與汽缸壁31嵌合，螺桿轉子40的外周面通過油膜與汽缸壁31的內周面滑動接觸。電動機16構成為其轉速能夠通過變頻控制加以調節。這樣螺桿壓縮機I就能夠通過調節電動機16的轉速來改變其排氣量。螺桿壓縮機I的排氣量(每單位時間從壓縮 機構20噴出的制冷劑的噴出量)根據制冷劑回路的利用側負荷進行控制。此時，對可變VI機構3的滑閥4進行控制，以便成為相對于根據利用側負荷控制的排氣量能夠獲得最佳壓縮效率的容積比(壓縮比)。具體而言，滑閥4的位置視根據運轉狀態是額定負荷(100%負荷)狀態還是部分負荷狀態而變化的排氣量而在螺桿轉子40的軸向上發生變化。此外，對額定負荷的運轉狀態(圖I所示的狀態)和部分負荷的運轉狀態(圖2所示的狀態)做一比較可知，在螺桿壓縮機I中，滑閥4移動到圖I中左側(吸入側)時，負荷較小的運轉狀態下所述汽缸側噴出口 28的面積更大。圖4、圖5所示螺桿轉子40是形成為大致圓柱狀的金屬制部件。在螺桿轉子40的外周面上形成有多個(在本實施方式中為6個)螺旋槽41，該螺旋槽41從螺桿轉子40的一端(流體(制冷劑)的吸入側端部)朝向另一端(噴出側端部)螺旋狀延伸。螺桿轉子40上的各螺旋槽41情況相同，即圖5中的左端(吸入側端部)成為始端，圖5中的右端成為終端(流體噴出側)。螺桿轉子40在該圖5中的左端部形成為斜面。在圖5所示的螺桿轉子40中，螺旋槽41的始端朝著形成為斜面的左端面開放，螺旋槽41的終端未朝著其右端面開放。螺桿轉子40上的螺旋槽41在吸入側端部朝著吸入室SI開放，該開放部分成為所述壓縮機構20的吸入口 24。各閘轉子50是樹脂制部件。形成為長方形板狀的多個(在本實施方式中為11個)閘51放射狀地設置在各閘轉子50上。各閘轉子50相對于螺桿轉子40的旋轉軸呈軸對稱狀態地布置在汽缸壁31外側。在本實施方式的螺桿壓縮機I中，兩個閘轉子50以等角度間隔(在本實施方式中間隔為180° )布置在螺桿轉子40的旋轉中心軸的周圍。各閘轉子
50的軸心與螺桿轉子40的軸心垂直。各閘轉子50布置成其上的閘51貫穿汽缸壁31的一部分(未圖不)與螺桿轉子40的螺旋槽41哨合。閘轉子50安裝在金屬制轉子支承部件55上(參照圖4)。轉子支承部件55包括基部56、臂部57和軸部58。基部56形成為厚度較厚的圓板狀。該臂部57從該基部56的外周面朝著外側放射狀延伸，其數量與閘轉子50上的閘51的數量相等。軸部58形成為桿狀，立著設置在基部56上。軸部58的中心軸與基部56的中心軸一致。閘轉子50安裝在基部56和臂部57的與軸部58相反一側的面上。各臂部57與閘51的背面抵接。其上安裝有閘轉子50的轉子支承部件55安裝在閘轉子室90內，該閘轉子室90與汽缸壁31相鄰，是通過劃分機殼30的內部空間而形成的(參照圖3)。閘轉子室90與吸入室SI相連通，呈低壓環境。也就是說，螺桿轉子40吸入側的制冷劑的壓力作用于閘轉子50上。布置在圖3中螺桿轉子40右側的轉子支承部件55以閘轉子50成為下端一側的狀態設置好。另一方面，布置在圖3中螺桿轉子40左側的轉子支承部件55以閘轉子50成為上端一側的狀態設置好。各轉子支承部件55的軸部58能夠旋轉地通過球軸承92、93支承在閘轉子室90內的軸承套(bearing housing) 91上。在壓縮機構20中，由汽缸壁31的內周面、螺桿轉子40的螺旋槽41和閘轉子50上的閘51包圍起來的空間成為壓縮室23。壓縮室23由位于圖3中水平方向中心線上側的第一壓縮室23a和位于該中心線下側的第二壓縮室23b構成(參照圖5)。如上所述，螺桿壓縮機I包括用來調節壓縮機構20的容積比VI的可變VI機構(調節機構)3。該容積比VI指的是壓縮機構20的吸入容積Ns與噴出容積Vd之比(Vs /Vd)。換句話說，該容積比VI指的是壓縮機構20的壓縮比。 可變VI機構3具有上述滑槽33和滑閥4、用以改變滑閥4在滑槽33內的位置的閥變位機構18。而且，閥變位機構18具有液壓缸5和壓力調節機構70 (參照圖I和圖2)。第一壓縮室23a和第二壓縮室23b中各設置有一個滑閥4。滑閥4能夠滑動地嵌合在滑槽33中。在滑槽33內，滑閥4構成為能夠在離螺桿轉子40的吸入側(吸入口 24)最近的位置(第一位置)和離吸入口 24最遠的位置(第二位置)之間進退。此外，當滑閥4位于第一位置時，滑槽33的軸向一端周圍(吸入側)的內壁和滑閥4的軸向一端周圍的端部接觸。也就是說，在汽缸壁31上形成有與滑閥4抵接的抵接部31a，來將滑閥4保持在第一位置。在滑閥4的軸向另一端部形成有與軸向傾斜的傾斜面4a(參照圖7(A))。該傾斜面4a形成為伴隨著螺桿轉子40朝著旋轉方向(圖7(A)所示的箭頭方向)旋轉，使噴出口 25的開口寬度增大。在壓縮機構20中，噴出口 25的開口面積隨著滑閥4的位置而變化(參照圖7、圖8和圖10)。這樣壓縮室23a、23b和噴出口 25相連通的位置就會改變。其結果，從壓縮室23a、23b噴出制冷劑的噴出行程的時刻得到調節，容積比VI得到調節。此外，上述汽缸側噴出口 28的開口形狀是以滑閥4位于第二位置時為基準決定下來的。具體而言，汽缸側噴出口 28構成為無論滑閥4位于從第一位置到第二位置之間的哪一個位置，該汽缸側噴出口28都不會被滑閥4堵住，總是開著的，制冷劑能夠噴出。當滑閥4位于圖7所示的第二位置時，壓縮室23a、23b和噴出口 25在離吸入口 24最遠的位置(離噴出室S2最近的位置)連通。這樣壓縮室23a、23b的噴出行程的開始時刻(壓縮行程的結束時刻)就變得最晚，容積比VI就成為最大容積比VImax (即最大壓縮比)。另一方面，當滑閥4位于圖10所示的第一位置時，壓縮室23a、23b和噴出口 25則在離吸入口 24最近的位置連通。這樣壓縮室23a、23b的噴出行程的開始時刻(壓縮行程的結束時刻)就最早，容積比VI就成為最低容積比VImin(即最低壓縮比)。液壓汽缸5包括缸體6、裝在該缸體6內的活塞7、與該活塞7的活塞桿8連結的臂9、連結該臂9和滑閥4的連桿IOa以及朝著圖I中的左方(將臂9拉向機殼30的方向)對臂9施力的彈簧10b。彈簧IOb構成朝著螺桿轉子40的吸入側對滑閥4施力的施力機構。
缸體6內部形成有由活塞7劃分出的兩個汽缸室11、12。具體而言，在活塞7的軸向一端周圍(圖I中活塞7的左側)形成有第一汽缸室11，在活塞7的軸向另一端周圍(圖I中活塞7的右側)形成有第二汽缸室12。兩汽缸室11、12內部的壓力基本上與高壓制冷劑(噴出制冷劑)的壓力相等。壓力調節機構70利用壓縮室23吸入側的制冷劑的壓力和壓縮室23噴出側的制冷劑的壓力差使滑閥4移動。壓力調節機構70具有第一到第三連通管71、72、73和與各連通管71、72、73相對應的第一到第三開關閥74、75、76。各連通管71、72、73的一端與第二汽缸室12連接，另一端與吸入室SI相連通。在第二汽缸室12中，第一連通管71的連接口設置在比第二連通管72的連接口更靠近活塞7的位置。而且，在第二汽缸室12中，第二連通管72的連接口設置在比第三連通管73的連接口更靠近活塞7的位置。各開關閥74、75、76由用于打開、關閉連通管71、72、73的電磁閥構成。螺桿壓縮機I包括控制器(控制部)80 (參照圖I和圖2)，該控制器80用來控制各開關閥74、75、76的開關狀態、電動機16的 運轉狀態(電動機16的工作/非工作、工作頻率)。本實施方式的螺桿壓縮機I構成為在進行螺桿轉子40的轉速達到規定轉速的恒速運轉時適當地改變容積比VI。具體而言，在螺桿壓縮機I進行恒速運轉時，壓縮機構20的排氣量根據制冷劑回路利用側的負荷而改變，因此也就改變容積比VI以與該排氣量的變化相適應。更詳細而言，在例如利用側負荷是額定負荷(100%負荷)的情況下，驅動軸21的轉速較大，排氣量也較大。在該情況下，調節滑閥4的位置以使容積比VI成為最大容積比VImax (例如VImax = 3. 0)。而且，在例如利用側負荷是部分負荷的情況下，驅動軸21的轉速較小，排氣量也較小。在該情況下，調節滑閥4的位置以使容積比VI成為比最大容積比VImax小的規定容積比(例如中間容積比VImid = I. 5)。如上所述，在螺桿壓縮機I進行恒速運轉時，在規定的控制范圍(例如VI = I. 5 3. 0的范圍)內對壓縮機構20的容積比VI進行調節。本實施方式的螺桿壓縮機I，在使運轉中的螺桿轉子40停止之際(即，使螺桿壓縮機I停止運轉之際)容積比VI被調節為最低容積比。具體而言，在本實施方式中，在即將使螺桿轉子40停止以前，處于受彈簧IOb作用之狀態下的滑閥4與抵接部31a抵接而被保持在第一位置上。其結果，之后在螺桿轉子40停止的那一時刻容積比VI成為最低容積比VImin0如上所述，在本實施方式中，彈簧IOb和抵接部31a構成在螺桿轉子40即將停止以前使滑閥4變位到第一位置的變位部。此外，本實施方式的最低容積比VImin小于恒速運轉下的容積比VI的控制范圍(VI = I. 5 3.0的范圍)小。而且，在本實施方式中，最低容積比VImin被設定為1.0。在本實施方式的螺桿壓縮機I中，在螺桿轉子40的噴出側設置有逆流阻擋閥82(例如參照圖I)。該逆流阻擋閥82設置在噴出口 25和噴出管26之間的流路上。逆流阻擋閥82構成逆流阻擋部，該逆流阻擋部在螺桿壓縮機I剛剛停止后不久螺桿轉子40發生了逆向旋轉時(詳情后述)，對自噴出室S2流向噴出口 25的制冷劑施加阻力。具體而言，如圖11和圖12所示，逆流阻擋閥82具有其上形成有圓形開口 84a的閥座部84、用來打開或關閉該閥座部84內的開口 84a的閥體85、支承著閥體85使該閥體85能夠旋轉的閥體支承部86。閥座部84跨越連接噴出口 25和噴出管26的制冷劑流路而設。閥座部84的開口 84a的軸向一端朝向噴出口 25—側，軸向另一端朝向噴出管26側空間。閥體85形成為能夠打開或關閉閥座部84上的開口 84a的近似圓板狀。閥體85的外徑比開口 84a的內徑大。如果以正常運轉時制冷劑的流動方向(參照圖12)為基準，閥體85則是設置在閥座部84的下游側。在閥體85上形成有近似圓筒狀的連通孔85a。連通孔85a沿軸向貫通從閥體85的軸心朝著徑向外側偏心的部位。閥體支承部86使閥體85轉動，以便閥體85能夠將開口 84a打開或者關閉。這樣，閥體85就能夠根據制冷劑的流動方向在使開口 84a開放的位置(圖12所示的位置)和將開口 84a蓋起來的位置(圖13所示的位置)之間變位。更具體而言，在正常運轉(螺桿轉子40正向旋轉的運轉)下，制冷劑按圖12所示的方向流動，閥體85受該制冷劑的壓力的作用而變位到使開口 84a開放的位置。另一方面，如果在正常運轉剛剛體停止后不久螺桿轉子40發生了逆向旋轉，制冷劑則會朝著圖13所示的方向逆向流動，閥體85就會受制冷劑的壓力的作用而變位到將開口 84a關閉的位置。
開口 84a被關閉以后，逆向流動的制冷劑就會通過連通孔85a被送往噴出口 25 —偵U。如上所述，逆流阻擋閥82對自噴出室S2流向噴出口 25的流體施加阻力，抑制螺桿轉子40逆向旋轉。也就是說，逆流阻擋閥82構成用以在螺桿壓縮機I停止時抑制螺桿轉子40逆向旋轉的逆轉抑制機構。—工作過程一對螺桿壓縮機I的工作過程做說明。〈基本工作過程〉首先，參照圖6對螺桿壓縮機I的基本工作過程做說明。處于運轉過程中的螺桿壓縮機I的壓縮機構20，重復地依次進行圖6(A)所示的吸入行程、圖6(B)所示的壓縮行程和圖6(C)所示的噴出行程。在以下說明中，重點放在圖6中用小黑點表示的壓縮室23上。在圖6(A)中，用小黑點表示的壓縮室23與吸入室SI連通。已形成該壓縮室23的螺旋槽41與位于該圖下側的閘轉子50上的閘51嚙合。當螺桿轉子40旋轉時，該閘51就朝著螺旋槽41的終端做相對移動，壓縮室23的容積伴隨于此而增大。其結果，吸入室SI內的低壓氣態制冷劑通過吸入口 24被吸入壓縮室23內。螺桿轉子40進一步旋轉，則成為圖6(B)所示的狀態。在該圖6(B)中，用小黑點表示的壓縮室23處于完全封閉狀態。也就是說，已形成該壓縮室23的螺旋槽41與位于該圖上側的閘轉子50上的閘51嚙合，由該閘51將螺旋槽41與吸入室SI隔開。當閘51伴隨著螺桿轉子40旋轉而朝著螺旋槽41)的終端移動時，壓縮室23的容積就逐漸縮小。其結果，壓縮室23內的氣態制冷劑被壓縮。螺桿轉子40進一步旋轉，則成為圖6(C)所示的狀態。在該圖6(C)中，用小黑點表示的壓縮室23成為通過噴出口 25與噴出室S2連通的狀態。當閘51伴隨著螺桿轉子40旋轉而朝著螺旋槽41的終端移動時，已壓縮的高壓氣態制冷劑就會從壓縮室23通過噴出口 25被壓向噴出室S2。已朝著噴出室S2流出的高壓氣態制冷劑通過逆流阻擋閥82。在螺桿壓縮機I正常運轉時，該高壓氣態制冷劑的壓力作用于閥體85的一端面(圖12所示左側的端面)。因此，如圖12所示，閥體85變位到將閥座部84的開口 84a打開的位置。因此，高壓氣態制冷劑依次通過開口 84a和閥體85周圍。已通過逆流阻擋閥82的制冷劑經由規定流路，從噴出管26朝著機殼30外部流出(參照圖I)。該制冷劑被送往制冷劑回路的高壓氣態制冷劑管道系統，用于進行制冷循環。〈恒速運轉時對容積比VI的調節動作〉接下來，說明在螺桿壓縮機I進行恒速運轉時是如何調節容積比VI的。當螺桿壓縮機I進行恒速運轉時，至少能夠進行最大VI運轉和中間VI運轉。[最大VI運轉]在制冷裝置的負荷是額定負荷的情況下，壓縮機構20的壓縮室23的容積比VI被調節為最大容積比VImax(例如VImax = 3. 0)。具體而言，如果制冷裝置的負荷是額定負
荷，電動機16的工作頻率則由控制器80控制為最大頻率，驅動軸21的轉速為高速。其結果，壓縮機構20的排氣量也就成為最大排氣量。由控制器80將第一開關閥74和第二開關閥75控制為關閉狀態，由控制器80將第三開關閥76控制為打開狀態。第三開關閥76成為打開狀態以后，與第一汽缸室11的內壓相比，與吸入室SI連通的第二汽缸室12的內壓相對就較低。因此，活塞7就會朝著第二汽缸室12 —側(圖I中的右側)移動。如圖I所示，當該活塞7移動到將第三連通管73堵起來的位置時，第二汽缸室12的壓力就上升,活塞7就移動到第一汽缸室11 一側(圖I中的左側)。于是，第三連通管73的開口端就再次被打開，第二汽缸室12的內壓再次下降。其結果，活塞7再次移動到將第三連通管73的開口端堵起來的位置。如上所述，活塞7實質上被保持在第三連通管73的開口端附近(參照圖I)。其結果，與活塞7連結的滑閥4保持在離吸入口 24最遠的第二位置上。如圖7所示，在滑閥4位于第二位置的狀態下，噴出口 25的開口面積最小，噴出行程的開始時刻(即壓縮行程的結束時刻)最晚。參照圖7(A)所示粗實線內的螺旋槽41 (螺旋槽41a)對這一點做具體的說明。此外，在圖7(B)、圖7(C)、圖7(D)中，一方面省略圖示滑閥4，另一方面，噴出口 25用虛線表示。而且，在圖7 (B)、圖7 (C)、圖7 (D)中，對形成在所觀看的螺旋槽41a內的壓縮室23加注了小黑點。在圖7⑷所示的狀態下，吸入口 24和螺旋槽41a尚未被閘51隔開。而且，螺旋槽41a和噴出口 25被滑閥4隔開。因此，在圖7(A)所示狀態下的螺旋槽41a進行上述吸入行程。當圖7(A)所示狀態下的螺桿轉子40旋轉而成為圖7(B)所示的狀態時，吸入口 24和螺旋槽41a就會被閘51隔開。而且,螺旋槽41a和噴出口 25被滑閥4隔開。因此,在圖7(B)所示狀態下的螺旋槽41a中，吸入行程結束，上述壓縮行程開始。當圖7(B)所示狀態下的螺桿轉子40旋轉時，螺旋槽41a內的壓縮室23的容積就逐漸變小。這樣壓縮行程就繼續進行，壓縮室23內的制冷劑的壓力就不斷升高。當螺桿轉子40成為圖7 (C)所示的狀態時，壓縮室23和噴出口 25就會連通。其結果，壓縮行程結束，上述噴出行程開始。如上所述，在額定負荷下的運轉過程中，壓縮室23和噴出口 25連通的時刻最晚。因此，因為噴出容量Vd變小，所以容積比VI就成為最大容積比Vmax。如圖7(D)所示，螺桿轉子40進一步旋轉時，高壓氣態制冷劑便會從噴出口 25不斷地流出。該噴出行程一直進行到螺旋槽41a內的壓縮室23和噴出口 25被切斷為止。
[中間VI運轉]在制冷裝置的負荷是部分負荷的情況下，壓縮機構20的壓縮室23的容積比VI被調節為中間容積比VImid(例如VImid = I. 5)。具體而言，當制冷裝置的負荷是部分負荷時，就由控制器80將電動機16的工作頻率控制為規定頻率(小于所述最大頻率的頻率)，驅動軸21的轉速就比所述最大VI運轉時低。其結果，壓縮機構20的排氣量也比最大VI運轉時小。而且，由控制器80將第二開關閥75控制為打開狀態，由控制器80將第一和第三開關閥74、76控制為關閉狀態。當第二開關閥75成為打開狀態時，與第一汽缸室11的內壓相比，與吸入室SI連通的第二汽缸室12的內壓相對就較低。因此，活塞7朝著第二汽缸室12 —側(圖2中的右側)移動。如圖2所示，當該活塞7移動到將第二連通管72堵住的位置時，第二汽缸室12的壓力就上升了，活塞7就移動到第一汽缸室11 一側(圖2中的左側)。于是，通過使第二連通管72的開口端開放，第二汽缸室12的壓力就再次下降。其結果，活塞7再次變位到將第二連通管72的開口端堵住的位置。如上所述，活塞7實質上被保持在第二連通管72的開口端附近(參照圖2)。其結果，與活塞7相連結的滑閥4被保持在第一位置和第二位 置之間的規定位置(中間位置)上。如圖8所示，在滑閥4位于中間位置的狀態下，噴出口 25的開口面積也成為中間面積(最大面積和最小面積之間的規定面積)，噴出行程的開始時刻比額定負荷下的運轉時要晚。在圖8⑷所示的狀態下，吸入口 24和螺旋槽41a尚未被閘51隔開，螺旋槽41a和噴出口 25被滑閥4隔開。因此，在處于圖8(A)所示狀態下的螺旋槽41a中，進行上述吸入行程。當圖8 (A)所示狀態下的螺桿轉子40旋轉而成為圖8 (B)所示的狀態時，吸入口 24和螺旋槽41a就會被閘51隔開,螺旋槽41a和噴出口 25被滑閥4隔開。因此,在處于圖8 (B)所示狀態下的螺旋槽41a中，吸入行程結束，上述壓縮行程開始。當圖8 (B)所示狀態下的螺桿轉子40旋轉時，螺旋槽41a內的壓縮室23的容積就逐漸變小。這樣壓縮行程就繼續進行，壓縮室23內的制冷劑的壓力就不斷升高。當螺桿轉子40成為圖8 (C)所示的狀態時，壓縮室23和噴出口 25就會連通。其結果，壓縮行程結束，上述噴出行程開始。如上所述，在額定負荷下的運轉過程中，壓縮室23和噴出口 25連通的時刻比額定負荷下的運轉過程中(參照圖7)早。因此，因為噴出容量Vd增大，所以容積比VI就成為中間容積比Vmid。如圖8(D)所示，螺桿轉子40進一步旋轉時，高壓氣態制冷劑便會從噴出口 25不斷地流出。該噴出行程一直進行到螺旋槽41a內的壓縮室23和噴出口 25被切斷為止。〈最低VI下的停止動作〉在螺桿壓縮機I進行運轉的時候，會在螺桿轉子40的噴出側和吸入側之間產生規定的壓差(所謂的高低壓差)。也就是說，在螺桿壓縮機I進行運轉的時候，噴出室S2的壓力與制冷劑回路內的高壓制冷劑管道系統的壓力相等，吸入室SI的壓力與制冷劑回路內的低壓制冷劑管道系統的壓力相等。特別是，在進行所述最大VI運轉的時候，這樣的高低壓差會更加明顯。若使螺桿壓縮機I自該狀態停止運轉，則有可能出現以下情況，即，螺桿轉子40在所述高低壓差的作用下朝著與正常運轉時相反的方向旋轉，噴出室S2內的制冷劑通過螺旋槽41的內部，朝著吸入室SI逆向流動。若如上所述螺桿轉子40逆向旋轉，那么，在螺旋槽41內部，由于閘51的作用而封入有制冷劑的腔室的容積就會逐漸增大，該制冷劑因此膨脹而減壓。另一方面，當使螺桿壓縮機I停止以后，制冷劑回路的高低壓差就會迅速減小。因此，噴出室S2的內壓迅速降低，吸入室SI的內壓迅速升高。如果這樣做而壓力下降的噴出室S2內的制冷劑，在正在進行逆向旋轉的螺桿轉子40的螺旋槽41內膨脹，該制冷劑的壓力就會進一步下降。因為相對于此吸入室SI的內壓迅速上升，所以就有可能發生逆壓差現象，即在螺旋槽41內已膨脹的制冷劑的壓力有可能比吸入室SI的內壓低。如果這樣做以后，螺旋槽41內的壓力和吸入室SI的壓力之間的大小關系變得與正常運轉時相反，那么，方向與正常運轉時相反的推力就會作用在閘51上，而會發生閘51從臂部57上脫落或者閘51的磨損加快等不良現象。具體而言，在正常運轉時，因為處于完全關閉狀態的螺旋槽41的內壓比閘轉子室90的內壓高，所以推力會從螺旋槽41的內部一 側朝向閘轉子室90 —側作用在閘51上。在正常運轉時，確保了這樣的狀態下閘51和螺桿轉子40之間的線密封。相對于此，當螺桿轉子40逆向旋轉而產生了上述逆壓差現象時，螺旋槽41的內壓就會比閘轉子室90的內壓低。其結果，推力會自閘轉子室90 —側朝著螺旋槽41的內部一側作用在閘51上。如果在這樣的狀態下螺桿轉子40進一步旋轉，則樹脂制閘51會從金屬制臂部57上卷起來，閘51就有可能從臂部57上脫落。閘51和螺桿轉子40在與正常運轉不同的地方接觸，就有可能促進閘51磨損。于是，在本實施方式中，為避免這樣的不良現象于未然，在螺桿壓縮機I停止之際將容積比VI調節為最低容積比VImin。具體而言，螺桿壓縮機I的停止信號一從控制器80輸出，就由控制器80將所有開關閥74、75、76控制為關閉狀態。如圖9所示，當所有開關閥74、75、76都成為關閉狀態以后，第二汽缸室12就會完全與吸入室SI切斷，第二汽缸室12的內壓與第一汽缸室11的內壓就相等。其結果，被彈簧IOb施力的滑閥4會與抵接部31a抵接，該滑閥4即被保持為第一位置上(參照圖9)。控制器80，在滑閥4被保持在第一位置以后向驅動機構15發送螺桿轉子40的停止信號。也就是說，在本實施方式中，在螺桿轉子40即將停止以前，將容積比VI設定為最低容積比VImin。當驅動機構15不工作，螺桿轉子40停止旋轉時，則如上所述，制冷劑就會由于高低壓差而逆向流動。這里，在本實施方式中，因為在制冷劑這樣逆向流動時容積比VI被設定為最低容積比VImin，所以能夠避免制冷劑在螺旋槽41內膨脹，進而發生逆壓差現象于未然。參照圖10(A)到圖10⑶對這一點做說明。此外，這里，參照圖10(A)到圖10⑶中粗實線所示的螺旋槽41b做說明。如圖10(A)所示，在噴出口 25和螺旋槽41b的內部已連通的狀態下，噴出室S2側的高壓制冷劑不斷地從噴出口 25流入螺旋槽41b內。同時，螺桿轉子40不斷地朝著與正常運轉相反的方向(圖10中箭頭所示方向)旋轉。當螺桿轉子40進一步逆向旋轉而成為圖10(B)所示的狀態時，制冷劑會進一步流入螺旋槽41b內。當螺桿轉子40進一步逆向旋轉，螺旋槽41b與吸入口 24連通時(參照圖10 (C))，螺旋槽41b內的制冷劑就會從吸入口 24朝著吸入室SI流出。在本實施方式中，在螺旋槽41b與吸入口 24已連通的狀態下，該螺旋槽41b尚未與噴出口 25連通。也就是說，可變VI機構3構成為通過使滑閥4位于第一位置，吸入室SI和噴出室S2便會通過螺旋槽41b相連通。因此，在螺桿轉子40進行逆向旋轉時，螺旋槽41b的內部不會成為封閉空間。因此，螺旋槽41b中不會發生制冷劑膨脹而減壓的情況。即，在本實施方式中，逆向旋轉時的螺桿轉子40的膨脹比實質上是I. O。當螺桿轉子40從圖10 (C)所示的狀態進一步旋轉時，噴出口 25和螺旋槽41b被隔開了，螺旋槽41b和吸入口 24卻仍然連通(參照圖10 (D))。因此，螺桿轉子40進一步旋轉，螺旋槽41b的容積就逐漸變小(圖示省略)，螺旋槽41b內的制冷劑就會伴隨于此不斷地朝著吸入室SI流出。如上所述，在本實施方式中，因為在螺桿轉子40進行逆向旋轉的時候，容積比VI 是最低容積比VImin( = 1.0)，所以能夠避免制冷劑在螺旋槽41b內膨脹。其結果，能夠抑制上述逆壓差現象的發生。在本實施方式中，在螺桿壓縮機I停止時，螺桿轉子40的逆向旋轉本身也會受到抑制。具體而言，從噴出室S2朝著噴出口 25逆向流動的制冷劑在中途的流路中通過所述逆流阻擋閥82。在逆流阻擋閥82中，高壓氣態制冷劑的壓力作用于閥體85的后端面(圖13所示右側的端面)。因此，如圖13所示，移動到閥體85與閥座部84抵接而將開口 84a封閉的位置。因此，高壓氣態制冷劑會在貫通閥體85的連通孔85a中流動。這里，連通孔85a的內徑比閥體85的前后流路的內徑、開口 84a的內徑都小。因此，朝著螺桿轉子40 —側逆向流動的制冷劑的流量在連通孔85a的節流作用下減少。這樣在實施方式中螺桿轉子40的逆向旋轉本身就會得到抑制。一實施方式的效果一根據上述實施方式，在即將使螺桿轉子40停止以前將容積比VI設定為最低容積比VImin。因此，在螺桿壓縮機I停止時能夠避免逆壓差現象，即能夠避免螺旋槽41內部的壓力比吸入室SI的壓力低。因此，能夠避免出現閘51從閘轉子50的臂部57上脫落或者閘51的磨損加快等不良現象。其結果，能夠使閘轉子50的耐久性提高，從而能夠確保螺桿壓縮機I的可靠性。特別是，在上述實施方式中，在螺桿轉子40進行逆向旋轉時，容積比VI成為最低容積比VI = 1.0，制冷劑根本不會膨脹。因此，能夠進一步可靠地避免逆壓差現象。在螺桿轉子40逆向旋轉、制冷劑逆向流動之際，利用逆流阻擋閥82抑制制冷劑逆向流動。因此，在螺桿壓縮機I停止時，螺桿轉子40的逆向旋轉本身也受到抑制。因此，能夠更加可靠地抑制螺桿轉子40逆向旋轉所引起的逆壓差現象。還有，因為處于逆向旋轉過程中的螺桿轉子40的轉速低，所以也能夠抑制閘51由于逆向旋轉所造成的磨損。(實施方式的變形例)在上述實施方式中采用以下變形例中的結構也是可以的。〈逆流阻擋閥的其他結構(變形例I))作為逆流阻擋閥82，可以采用圖14所示變形例I中的結構。在變形例I中，閥體85的形狀與上述實施方式中的不一樣。具體而言，變形例I中的閥體85，近似圓板狀的主體的外周緣部的一部分被切割成弓狀后而構成。也就是說，在閥體85的外周緣部形成有平面形狀的缺口面85b。在圖14所示的例子中，缺口面85b形成在閥體85的下端。這樣，在變形例I中，即使在制冷劑逆向流動，閥體85位于將開口 84a封起來的位置，開口 84a的一部分(圖14(B)中用小黑點表示的區域84b)被不會被閥體85堵住，而是會露出來。因此，逆向流動的制冷劑會通過該露出口 84b朝著噴出口 25 —側流動。這里，因為與閥座部84上的開口 84a的總開口面積相比，露出口 84b的開口面積較小，所以能夠收到對逆向流動的制冷劑的節流作用。因此，在變形例I中，也能夠抑制制冷劑逆向流動，進而能夠抑制螺桿轉子40逆向旋轉。〈作為逆轉抑制機構帶再生制動功能的馬達的結構(變形例2))在上述實施方式中，作為抑制螺桿轉子40逆向旋轉的逆轉抑制機構，使用的是抑制制冷劑逆向流動的逆流阻擋閥82。但是，例如還可以用帶再生制動功能的馬達構成圖I所示的驅動機構15，并以其作為該逆轉抑制機構。這樣，在螺桿壓縮機I停止時，制冷劑逆向流動，螺桿轉子40逆向旋轉之際,能夠由驅動機構15對該逆向旋轉施加制動(旋轉阻力)。在變形例I中的驅動機構15中，能夠將逆向旋轉的螺桿轉子40的動能(即逆向流動 的制冷劑的能量)作為電能回收起來。此外，作為用以對驅動機構15施加再生制動的控制方式，能夠采用電阻控制、晶閘管相位控制、電樞斬波(Chopper )控制、磁場斬波控制(fieldchopper control)、加場勵磁控制(field added excitation control)、可變電壓可變頻率變頻控制(varible voltage variable frequency inverter control)等各種控制方式。(其它實施方式)還可以在上述實施方式中采用以下結構。在上述實施方式中，在螺桿轉子40即將停止以前將容積比VI調節為最低容積比VImin0但是，在使螺桿轉子40停止時將容積比VI調節為最低容積比VImin也是可以的。具體而言，可以在由控制器80輸出驅動機構15的停止信號的同時，由控制器80向可變VI機構3輸出用以使容積比VI為最低容積比VI的指令。在該情況下，在螺桿壓縮機I停止后不久也能夠抑制抑制逆壓差現象的發生。上述實施方式中彈簧IOb的位置僅為一例而已。例如還可以使彈簧IOb與滑閥4直接連接，而由彈簧IOb朝著第一位置一側對滑閥4施力。還可以將彈簧IOb連接在第二汽缸室12上，而由彈簧IOb朝著吸入室SI 一側對活塞7施力。還可以使閥變位機構18為其他結構。具體而言，閥變位機構例如可以使使滑閥4在小型馬達等的作用下滑動的結構。而且，例如可以用使第二汽缸室12和吸入室SI連通的一根連通管和能夠對該連通管的開度進行微調的電動閥等來代替將多個閘連通管71、72、73和多個閘開關閥74、75、76，而能夠對第二汽缸室12的內壓進行調節。在上述實施方式中，將螺桿壓縮機I停止時的最低容積比VImin設定為I. 0,但只要是最低容積比即可，并不限于此，容積比大于1.0也是可以的。此外，以上實施方式是本質上優選的示例，并沒有限制本發明、其應用物以及其用途范圍的意圖。一實用性一綜上所述，本發明作為使螺桿壓縮機的閘轉子的耐久性提高的技術措施很有用。-符號說明-I-螺桿壓縮機(單螺桿壓縮機);3_可變VI機構(調節機構);4_滑閥；10b_彈簧(施力機構、變位部)；15_驅動機構(帶再生制動功能的馬達)；23_壓縮室；25-噴出口 ；26_噴出管；30-機殼；31-汽缸壁(汽缸)；31a-抵接部(變位部)；33_滑槽；40-螺桿 轉子；41_螺旋槽；50_閘轉子；51_閘；80_控制器(控制部)；82_逆流阻擋閥(逆流阻擋部、逆轉抑制機構)；S1-吸入側空間(吸入室)；S2-噴出室。
權利要求
1.一種單螺桿壓縮機，其包括螺桿轉子(40)、閘轉子(50)、驅動機構(15)、汽缸(31)以及噴出口(25)，在該螺桿轉子(40)的外周面上形成有螺旋槽(41)，該螺桿轉子(40)的軸向一端成為流體的吸入側，該螺桿轉子(40)的軸向另一端成為噴出側，在該閘轉子(50)上與所述螺旋槽(41)嚙合的多個閘(51)形成為放射狀，該驅動機構(15)使所述螺桿轉子(40)旋轉，在該汽缸(31)內安裝有所述螺桿轉子(40)來在所述螺旋槽(41)內劃分出流體的壓縮室(23)，該噴出口(25)用以使所述壓縮室(23)的流體向所述螺桿轉子(40)的噴出側流出，其特征在于 該單螺桿壓縮機包括在規定的范圍內對所述壓縮室(23)的壓縮比進行調節的調節機構⑶， 在即將使運轉中的螺桿轉子(40)停止以前或者在使運轉中的螺桿轉子(40)停止時，所述調節機構(3)使所述壓縮室(23)的壓縮比為最低壓縮比。
2.根據權利要求I所述的單螺桿壓縮機，其特征在于 該單螺桿壓縮機包括用以在所述螺桿轉子(40)停止時抑制該螺桿轉子(40)逆向旋轉的逆轉抑制機構(15、82)。
3.根據權利要求2所述的單螺桿壓縮機，其特征在于 該單螺桿壓縮機包括機殼(30)和噴出管(26), 該機殼(30)內形成有噴出室(S2)，來自所述噴出口(25)的流體流向該噴出室(S2)， 該噴出管(26)連接在所述機殼(30)上與所述噴出室(S2)連通， 所述逆轉抑制機構(15、82)是對從所述噴出室(S2)流向所述噴出口(25)的流體施加阻力的逆流阻擋部(82)。
4.根據權利要求2所述的單螺桿壓縮機，其特征在于 所述逆轉抑制機構(15、82)是對所述螺桿轉子(40)的逆向旋轉施加阻力并作為所述驅動機構的帶再生制動功能的馬達(15)。
5.根據權利要求I到4中任一項權利要求所述的單螺桿壓縮機，其特征在于 所述調節機構(3)具有滑槽(33)、滑閥(4)以及變位部(10b、31a)， 該滑槽(33)沿著該汽缸(31)的軸向形成在所述汽缸(31)的內壁上， 該滑閥(4)能夠滑動地與該滑槽(33)嵌合，使所述壓縮室(23)和所述噴出口(25)的連通位置能夠發生變化， 該變位部(10b、31a)在即將使運轉中的螺桿轉子(40)停止以前或者在使運轉中的螺桿轉子(40)停止時，使滑閥(4)變位以使滑閥(4)位于離所述螺桿轉子(40)的吸入側最近的第一位置。
6.根據權利要求5所述的單螺桿壓縮機，其特征在于 所述調節機構(3)構成為當所述滑閥(4)位于第一位置時，所述螺桿轉子(40)的吸入側空間(SI)和所述噴出口(25)通過所述螺旋槽(41)相連通。
全文摘要
單螺桿壓縮機(1)包括在規定的范圍內對壓縮室(23)的壓縮比進行調節的調節機構(3)。調節機構(3)在即將使運轉中的螺桿轉子(40)停止以前或者使運轉中的螺桿轉子(40)停止時使壓縮比為最低壓縮比。
文檔編號F04C28/06GK102803732SQ20118001426
公開日2012年11月28日 申請日期2011年3月2日 優先權日2010年3月18日
發明者M·A·侯賽因, 上野廣道, 增田正典 申請人:大金工業株式會社