冷却状态增大至(8)的状态。S卩，通过该过冷却的增加，蒸发器105的冷冻效果增加。
[0079]另一方面，再次流入中间冷却器103的低压部的制冷剂液体(低压侧制冷剂)(7)通过与高压侧制冷剂的换热而蒸发成为制冷剂气体(7a)。然后，该制冷剂气体(7a)经由节能器配管107和节能器流路50，从设置于滑阀12的节能器口 12p向压缩中的螺杆槽10被喷射，并与压缩气体混合((2) — (3))。
[0080]此时，根据向螺杆压缩机100的气体流入量和流入的时机，压缩动力发生变化。因此，尽可能地不增加压缩动力地增大冷冻能力成为提高性能系数的关键，存在最适合的中间压力Pm。
[0081]接下来，说明在部分负荷运转中高低差压小时的制冷剂回路的动作。
[0082]图9是本发明的实施方式I的冷冻循环装置200的部分负荷运转中高低差压小时的压力一比焓线图。
[0083]当在部分负荷运转中高低差压小时，如图9所示，中间压(中间冷却器出口)与压缩室间的差压小，在节能器运转时，过渡性地成为中间压< 压缩室11的状态，动作变得不稳定。此外，冷冻能力的扩大效果小，因节能器气体在压缩中途流入而造成的动力增加的这一方较大，性能系数下降。因此，在高低差压小的条件下，封闭图7的中间冷却器用膨张阀106，不进行节能器运转。
[0084](压缩机的动作说明)
[0085]接下来，说明如上述那样构成的螺杆压缩机100的动作。
[0086]图10是表示本发明的实施方式I的螺杆压缩机100的压缩原理的说明图。
[0087]如图10所示，电动机8 (参照图2)经由旋转轴9 (参照图2)使螺杆转子4旋转，由此，星轮7的星轮齿7a在螺杆槽10内相对地移动。由此，在压缩室11内中，以吸入冲程、压缩冲程和排出冲程为一个循环，并反复进行该循环。在这里，着眼于图10中用灰色部分表示的压缩室11来说明各冲程。
[0088]图10 (a)表示吸入冲程中的压缩室11的状态。当螺杆转子4被电动机8驱动而沿实线箭头的方向旋转时，图10所示的下侧的星轮7伴随着螺杆转子4的旋转，沿空白箭头的方向旋转。另外，图10所示的上侧的星轮7如空白箭头所示地沿与下侧的星轮7相反的方向旋转。在吸入冲程中，压缩室11具有最为扩大的容积，与壳体1(参照图2)的低压空间连通，充满了低压的制冷剂气体。
[0089]当螺杆转子4进一步旋转时，两个星轮7的星轮齿7a与该旋转联动地依次向排出口 15的一方旋转移动。由此，如图10(b)那样，压缩室11的容积(体积)缩小。此外，在图10(b)中省略了滑阀12的图示，但是在图10(b)中，可变口 16被滑阀12封闭，与图10(a)相比压缩室11的容积缩小，将压缩室11内的制冷剂气体压缩。
[0090]当螺杆转子4继续旋转时，如图10 (C)所示，压缩室11与排出口 15连通。由此，在压缩室11内被压缩了的高压的制冷剂气体从排出口 15向外部排出。然后，再次在螺杆转子4的背面进行同样的压缩。
[0091]此外，没有被壳体I ( S卩，收容部IA的内壁面)覆盖的开放的螺杆槽10 (参照图4)内与相反侧的星轮7和星轮支承室6 (在图4中没有示出的一方的星轮7和星轮支承室6)连通，成为吸入压力气氛。以后，将不被收容部IA的内壁面覆盖的、成为吸入压力气氛的壳体I内的空间(也包含星轮支承室6)定义为吸入压力室1C。
[0092]接下来，利用图11和图12说明节能器口 12p与螺杆槽10的位置关系。
[0093]图11和图12是用于说明本发明的实施方式I的螺杆压缩机100中的螺杆旋转角与节能器口 12p的关系的说明图。图11表示滑阀12配置于排出侧时的状态(全负荷运转等压缩比大的运转状态)。图12表示滑阀12配置于吸入侧时的状态(在部分负荷运转中压缩比比较小的运转状态)。另外，图11(a)?(C)和图12(a)?(C)表示螺杆转子4外周面的展开图。图11(d)和图12(d)是图11(a)和图12(a)的C 一 C剖视图。
[0094]图11的Al?A9和图12的BI?Bll分别表示螺杆旋转角Θ A(I)?θ A(9)、Θ B(I)?Θ B(Il)的螺杆槽10。即，图11表示螺杆槽10以旋转角Θ A(I) — θ A(2) — ΘΑ
(3)一 Θ A⑷一Θ A⑶一Θ A⑶一θ Α(7) — Θ A⑶一θ Α(9)的顺序变化，螺杆槽10的容积缩小的情况。并且，图12表示螺杆槽10以旋转角Θ B(I) — Θ B⑵一θ Β(3) — θ Β(4) — Θ B
(5)— θ B⑶一θ Β(7) — θ B⑶一θ B⑶一θ B(1) — θ B(Il)的顺序变化，螺杆槽10的容积缩小的情况。
[0095]在图12中用斜线画出阴影的螺杆槽B1、Β2是吸入过程的螺杆槽10。S卩，螺杆槽B1、Β2位于没有被由星轮7和收容部IA的内壁面完全地封入的状态的位置。另外，在图11和图12中被涂满的螺杆槽Al、Α2、A3、Β3是处于压缩过程的螺杆槽10。另外，没有被涂满的螺杆槽Α4?Α9、Β4?Bll是处于排出过程的螺杆槽10。排出过程中的实际的排出面积是排出口 15与螺杆槽10的相对区域面积，用图11、图12的格子线部表示。
[0096](全负荷运转时的情况)
[0097]利用图11，说明全负荷运转时的节能器口 12ρ与螺杆槽10的位置关系。
[0098]在全负荷运转中进行节能器运转。在节能器运转中，滑阀12如图11 (d)所示移动至排出侧，如图11(a)?(C)所示地配置于将可变口 16完全闭塞的位置。另外，设置于壳体I的节能器流路50和节能器口 12p成为连通的状态。
[0099]如图11(a)所示，节能器口 12p与刚刚完成吸入的低压的螺杆槽Al开始连通。然后，节能器口 12p在压缩冲程中的螺杆槽A2 —A3上行进。在节能器口 12p在螺杆槽A2 —A3上行进期间，由于中间压力Pm与螺杆槽10的差压，节能器气体从节能器口 12p向螺杆槽10喷射。当使节能器口 12p向高压的螺杆槽10开口时，中间压上升，由节能器运转产生的能力扩大效果(图8的(8)的过冷却度)变小。因此，在这里，尽可能地向低压的螺杆槽10喷射节能器气体。
[0100]另外，如果向吸入过程的螺杆槽10喷射大量的制冷剂气体则制冷剂循环量减少，成为使冷冻能力下降的主要原因。因此，在吸入大致完成的时机使节能器口 12p与螺杆槽10连通。S卩，节能器口 12p如图11(a)所示地从压缩开始时的螺杆槽Al开始连通，通过压缩过程中的螺杆槽A2、A3，在螺杆槽A4完全不向螺杆槽开口，并反复进行该过程。
[0101]此外，在部分负荷运转中高低差压比较大、能够得到节能器效果的条件下，使设置于壳体I的节能器流路50与节能器口 12p连通，进行节能器运转。在部分负荷运转中的节能器运转中，使滑阀12比全负荷运转更向吸入侧移动，或者使滑阀12位于与全负荷运转相同的滑动位置。
[0102](在部分负荷运转中高低差压小的情况)
[0103]接下来，利用图12，说明在部分负荷运转中高低差压小时的节能器口 12p与螺杆槽10的位置关系。
[0104]在部分负荷运转中高低差压小时，停止节能器运转。在停止节能器运转的情况下，滑阀12如图12(d)所示地移动至吸入侧，将节能器口 12p如图4(b)所示地配置在收容部IA的没有内壁面的部分(吸入压力室1C)。在该状态下，设置于壳体I的节能器流路50和节能器口 12p成为不连通的状态。另外，在节能器运转中，节能器口 12p始终是与吸入压力室IC连通的状态。因此，在部分负荷运转中高低差压小时，从吸入过程到排出过程为止，节能器口 12p都以不干预螺杆槽10的状态运转。
[0105]在上述专利文献2中，如上所述，当停止节能器运转的状态下节能器口在螺杆槽上通过时会发生再膨张损失。但是，在本实施方式I的结构中，由于在停止了节能器运转的运转中节能器口 12p完全不参与，因此能够防止由再膨张损失造成的性能低下。另外，部分负荷运转的容量小，相邻的压缩室间的泄漏的影响变得显著，而在本实施方式I的结构中，在停止了节能器运转的情况下节能器口 12p完全不参与，由此，能够消除因经由节能器口12p而造成的螺杆槽10间的泄漏。
[0106]如以上说明的那样，在实施方式I中能够得到以下的效果。即，在本实施方式I中，在滑阀12位于最靠排出侧的状态下，将节能器口 12p设置于与压缩室11和节能器流路50连通的位置。另外，在滑阀12位于最靠吸入侧的状态下，将节能器口 12p设置于与吸入压力室IC连通的位置。通过该结构，在节能器效果大、高低差压大的全负荷运转等中，能够实现由节能器运转带来的性能系数的提高。另一方面，在无法预见到由节能器运转带来的性能系数的提高的低差压的部分负荷运转中，通过停止节能器运转，不会发生因节能器口 12p造成的再膨张损失和泄漏损失，能够得到高的性能系数。即，根据本实施方式1，能够得到在大的运转范围内能实现高的性能系数的螺杆压缩机100和冷冻循环装置200。
[0107]实施方式2.
[0108]在实施方式I中，在滑阀12的安装位置，当将从星轮开口面Iaa到滑阀12的中心为止的角度作为Φ 3时，设置在30° < Φ3 < 90°的范围中，而在实施方式2中，说明Φ3=30。的例子。
[0109]图13是本发明的实施方式2的螺杆压缩机100的滑阀120附近的说明图。
[0110]此外，在本实施方式2中，对与实施方式I的不同点进行说明，在本实施方式2中没有被说明的结构与实施方式I相同。
[0111]在本实施方式2中，如图13所示，将滑阀120的中心配置为Φ3 =