单螺杆式压缩机的制作方法

专利名称：单螺杆式压缩机的制作方法
技术领域：
本发明涉及ー种单螺杆式压缩机，尤其涉及调节吸入排量与喷出排量之比率(排量比VI)的可变VI机构(排量比调节机构)的滑阀结构
背景技术：
迄今为止，具备利用螺杆转子的转动运动来压缩制冷剂的压缩机构的单螺杆式压缩机(參照图9)已广为人知。在这种单螺杆式压缩机(以下称为螺杆式压缩机)100中，闸转子150通过气缸壁131的开ロ与在机壳130所具有的上述气缸壁131中转动的螺杆转子140啮合，由此形成压缩室123。螺杆转子140的一端(图中左侧端部)为吸入侧，另ー端(图中右侧端部)为喷出侧。并且，如果螺杆转子140的吸入侧被闸转子150封闭，则形成将低压气体封入螺杆转子140的螺旋槽内的压缩室123，之后压缩室123进ー步通过螺杆转子140的转动ー边缩小一边向喷出侧移动，当该压缩室123与喷出ロ 125连通时，成为高压的气体流到机壳130的喷出侧。在该螺杆式压缩机100中，作为调节吸入排量与喷出排量之比率(排量比VI)的可变VI机构(排量比调节机构)103，提出了设置沿着螺杆转子140的轴向移动的滑阀104的方案(例如參照专利文献I)。通过使上述滑阀104朝着螺杆转子140的轴向滑动而改变高压气体开始喷出(完成压缩)的位置以使喷出排量变化，从而改变喷出排量相对于吸入排量的比率。上述螺杆式压缩机100构成为通过进行变频控制，改变未图示的电动机的转速，由此控制工作排量。并且，根据制冷剂回路利用侧的负荷对该工作排量(每单位时间的制冷剂喷出量)进行控制。此时，对上述可变VI机构103的滑阀104进行控制，以使排量比(压缩比)成为相对于根据负荷来控制的工作排量能够获得最适压缩效率的排量比。因此，按照根据运转状态是额定负荷(100%负荷)状态还是部分负荷状态而变化的工作排量，滑阀104的位置朝着螺杆转子140的轴向变化(參照图10(A)、图10(B))。优选滑阀104的喷出侧端面104a形成为与该喷出侧端面104a所面向的螺杆螺纹棱面(screw land) 142(在螺杆转子140的螺旋槽之间沿着螺旋向峰顶延伸的面)相对应的形状，以使喷出流体的压カ损耗减小。然而，螺杆螺纹棱面142的角度和宽度从吸入侧到喷出侧是不一样的。因此，在现有技术中，为了有效降低工作排量最大的额定负荷下的喷出流体压カ损耗，如图10(A)所示，滑阀104的喷出侧端面104a形成为与在额定负荷下该喷出侧端面104a所面向的螺杆螺纹棱面142的倾斜相对应的形状。现有技术文献专利文献专利文献I :日本特许第4147891号公报

发明内容
-发明所要解决的技术问题-
然而，如果滑阀104的喷出侧端面104a形成为与在额定负荷下该喷出侧端面104a所面向的螺杆螺纹棱面142的倾斜相对应的形状，则该傾斜度会较急(与垂直方向的夹角较小)，因此如图10(B)所示，在部分负荷下喷出侧端面104a会跨越该喷出侧端面104a所面向的倾斜较缓的螺杆螺纹棱面142。因此，在部分负荷下夹着螺杆螺纹棱面142的相邻压缩室彼此连通而无法得到所需的压缩比，有可能导致效率下降。本发明是鉴于上述各点而完成的，其目的在于在排量比可变的单螺杆式压缩机中，无论是在额定负荷运转状态下还是在部分负荷运转状态下都能防止喷出流体的压カ损耗和效率下降。-用以解决技术问题的技术方案-第一方面的发明是ー种单螺杆式压缩机，该单螺杆式压缩机包括螺杆转子40、气缸壁31、驱动机构26和滑阀4。在该螺杆转子40的外周面形成有螺旋槽41，该螺旋槽41的一端为流体的吸入侧，另一端为喷出侧；该气缸壁31收纳该螺杆转子40，螺杆转子40可转动；该驱动机构26驱动上述螺杆转子40，可根据负荷改变螺杆转子40的转速；该滑阀4 设置在形成于上述气缸壁31上的滑动槽33内，面向上述螺杆转子40的外周面且可沿轴向移动，该滑阀4根据上述转速沿轴向移动以调节喷出开始位置。上述滑阀4的喷出侧端面4a形成为沿着与该喷出侧端面4a位于小于额定负荷的部分负荷运转状态下的滑动位置时所面向的螺杆转子40的螺纹棱面(land)42的延伸方向相对应的方向延伸。在上述单螺杆式压缩机中，滑阀4随着负荷的増大向轴向的喷出侧移动以使喷出开始位置推后。也就是说，滑阀4的喷出侧端面4a在额定负荷下，面向螺杆转子40的螺纹棱面42的宽度较宽且倾斜角度较急的部分；而在小于额定负荷的部分负荷下，面向螺杆转子40的螺纹棱面42的宽度较窄且倾斜角度较缓(与垂直方向的夹角较大)的部分。在第一方面的发明中，在部分负荷下滑阀4的喷出侧端面4a不会跨越该喷出侧端面4a所面向的螺杆转子40的螺纹棱面42，相邻的压缩室(螺旋槽41)彼此不会连通。而且，由于滑阀4的喷出侧端面4a在部分负荷下所面向的螺杆转子40的螺纹棱面42倾斜角度比喷出侧端面4a在额定负荷下所面向的螺纹棱面42倾斜角度更缓，因此如果让滑阀4的喷出侧端面4a与在部分负荷下该喷出侧端面4a所面向的螺纹棱面42的倾斜相对应，则滑阀4的喷出侧端面4a不会跨越在额定负荷下该喷出侧端面4a所面向的螺纹棱面42，相邻的压缩室(螺旋槽41)彼此不会连通。也就是说，不但在部分负荷下而且在额定负荷下，夹着螺杆转子40的螺纹棱面42的相邻压缩室彼此也不会连通。第二方面的发明是，在第一方面的发明中，上述滑阀4的喷出侧端面4a形成为沿着与该喷出侧端面4a位于负荷率50%以上75%以下运转状态下的滑动位置时所面向的螺杆转子40的螺纹棱面42的延伸方向相对应的方向延伸。第三方面的发明是，在第二方面的发明中，上述滑阀4的喷出侧端面4a形成为沿着与该喷出侧端面4a位于负荷率50%以上75%以下运转状态下的滑动位置时所面向的螺杆转子40的螺纹棱面42的吸入侧端相对应的方向延伸。第四方面的发明是，在第三方面的发明中，上述滑阀4的喷出侧端面4a形成为 与该喷出侧端面4a位于负荷率50%以上75%以下运转状态下的滑动位置时所面向的螺杆转子40的螺纹棱面42的吸入侧端相对应的曲面形状。此处，季节性能系数作为制冷装置的性能系数(COP)已为众人所知。该季节性能系数的概念为在全年中存在负荷较大的时期、负荷较小的时期以及负荷中等程度的时期等，对各种负荷下的COP进行加权求出全年的COP。该季节性能系数包括例如由美国空调制冷协会制定的综合部分负荷性能系数(IPLV，Integrated Part Load Value)。该IPLV规定为，如果用A表示额定负荷(负荷率100% )下的C0P，用B表示负荷率75%下的C0P，用C表示负荷率50%下的C0P，用D表示负荷率25%下的C0P，则IPLV由下式求出IPLV = 0. 01A+0. 42B+0. 45C+0. 12D。这意味着，如果对作为IPLV的对象的所有制冷机进行平均，则全年运转时间的45%为负荷率50%运转，全年运转时间的42%为负荷率75%运转，而负荷率25%运转和负荷率100%运转分别为全年运转时间的12%和1%。虽然认为加权数值在美国和日本多少有差别，但是其大小关系大致相同。因此认为，在计算季节性能系数时应当重视部分负荷下的COP这一点没有改变，特别优选重视在全年中累积出现频率较高的负荷率50%以上75%以下运转状态下的C0P。 因此，在上述第二方面至第四方面的发明中，在负荷率50%以上75%以下运转状态下，沿着与滑阀4所面向的螺杆转子40的螺纹棱面42相对应的方向延伸形成滑阀4的喷出侧端面4a。这样ー来，能够防止在负荷率50%以上75%以下运转状态下喷出流体的压カ损耗和效率下降，因此季节性能系数提高。特别是，在上述第三方面的发明中，滑阀4的喷出侧端面4a在负荷率50%以上75%以下运转状态下形成与滑阀4所面向的螺杆转子40的螺纹棱面42的吸入侧端相对应的形状，而且在第四方面的发明中，滑阀4的喷出侧端面4a形成为在负荷率50%以上75%以下运转状态下与滑阀4所面向的螺杆转子40的螺纹棱面42的吸入侧端相对应的曲面形状。通过形成如上所述滑阀4的喷出侧端面4a，则能够更可靠地防止在负荷率50%以上75%以下运转状态下的喷出流体的压カ损耗和效率下降，上述负荷率的COP会进ー步提闻。第五方面的发明是，在第一方面的发明中，上述滑阀4的喷出侧端面4a形成为沿着与上述螺杆转子40的螺纹棱面42的宽度最窄的窄部42a的延伸方向相对应的方向延伸。在第五方面的发明中，螺杆转子40的螺纹棱面42的宽度和角度不同，该螺纹棱面42的窄部42a与其它部分相比，宽度更窄且倾斜角度更缓。因此，如果滑阀4的喷出侧端面4a构成为沿着与螺杆转子40的螺纹棱面42的窄部42a的延伸方向相对应的方向延伸，则无论滑阀4的喷出侧端面4a面向螺杆转子40的螺纹棱面42的哪个部分，该喷出侧端面4a都不会跨越该螺纹棱面42，相邻的压缩室(螺旋槽41)彼此也不会连通。-发明的效果_根据本发明，无论在额定负荷运转状态下还是在部分负荷运转状态下，都能够防止夹着螺杆转子40的螺纹棱面42的相邻压缩室彼此连通。因此，能够防止部分负荷下和额定负荷下喷出流体的压カ损耗和效率下降。根据第二方面至第四方面的发明，特别能够可靠地防止在全年中累积出现频率较高的负荷率50%以上75%以下运转状态下喷出流体的压カ损耗和效率下降，因此能够实现季节性能系数的提高并且大幅度降低年功率消耗总量(指定制冷/制热期间，每一室外温度的消耗功率在一年中的总量)。
根据第五方面的发明，能够在滑阀4的整个可动区域内防止喷出流体的压カ损耗和效率下降。因此，能够防止部分负荷下及额定负荷下喷出流体的压カ损耗和效率下降。


图I是表示本发明的第一实施方式所涉及的螺杆式压缩机主要部件的结构在与额定负荷相对应的高VI运转状态下的纵向剖视图。图2是表示图I中螺杆式压缩机主要部件的结构在与部分负荷相对应的低VI运转状态下的纵向剖视图。图3是图I中III-III线的横向剖视图。图4是表示将螺杆式压缩机的主要部件拔出的立体图。
图5是表示螺杆式压缩机的螺杆转子的立体图。图6(A)是表示额定负荷运转状态下滑阀的工作状态的展开图。图6(B)是表示负荷率75%运转状态下滑阀的工作状态的展开图。图6(C)是表示负荷率50%运转状态下滑阀的工作状态的展开图。图6(D)是表示负荷率25%运转状态下滑阀的工作状态的展开图，。图7 (A)是表示螺杆式压缩机的压缩机构吸入行程的工作的平面图。图7(B)是表示螺杆式压缩机的压缩机构压缩行程的工作的平面图。图7(C)是表示螺杆式压缩机的压缩机构喷出行程的工作的平面图。图8是表示第二实施方式所涉及的滑阀与螺杆转子的关系的展开图。图9是现有技术的螺杆式压缩机的纵向剖视图。图10(A)是表示现有技术的螺杆式压缩机在额定负荷运转状态下滑阀工作状态的展开图。图10(B)是表示现有技术的螺杆式压缩机在部分负荷运转状态下滑阀工作状态的展开图。图11是表示本发明的第三实施方式所涉及的螺杆式压缩机主要部件的结构在与额定负荷相对应的高VI运转状态下的纵向剖视图。图12是表示图11的螺杆式压缩机主要部件的结构在与部分负荷相对应的低VI运转状态下的纵向剖视图。图13是图11中XIII-XIII线的横向剖视图。图14是表示将螺杆式压缩机的主要部件拔出的立体图。图15是表示螺杆式压缩机的螺杆转子的立体图。图16(A)是表示额定负荷运转状态下滑阀的工作状态的展开图。图16(B)是表示负荷率75%运转状态下滑阀的工作状态的展开图。图16(C)是表示负荷率50%运转状态下滑阀的工作状态的展开图。图16(D)是表示负荷率25%运转状态下滑阀的工作状态的展开图。图17(A)是表示螺杆式压缩机的压缩机构吸入行程的工作的平面图。图17(B)是表示螺杆式压缩机的压缩机构压缩行程的工作的平面图。图17(C)是表示螺杆式压缩机的压缩机构喷出行程的工作的平面图。图18是现有技术的螺杆式压缩机的纵向剖视图。
图19(A)是表示现有技术的螺杆式压缩机的喷出ロ形状的展开图。图19(B)表示图19(A)所示压缩机的变形例的展开图。
具体实施例方式以下，參照附图对本发明的实施方式进行详细说明。[发明的第一实施方式]本第一实施方式的单螺杆式压缩机I (以下简称为螺杆式压缩机。)设置在进行制冷循环的制冷剂回路中用于压缩制冷剂。上述螺杆式压缩机I包括压缩机构20以及调节该压缩机构20的吸入排量与喷出排量之比率(排量比VI)的可变VI机构(排量比调节机构)3。〈压缩机构〉如图I 图3所示，上述压缩机构20包括形成在上述螺杆式压缩机I的机壳30内的气缸壁31、配置在该气缸壁31中可转动的ー个螺杆转子40、以及与该螺杆转子40啮合的两个闸转子50。在上述机壳30内分隔形成有面对上述压缩机构20的吸入ロ 24的吸入室SI和面对该压缩机构20的喷出ロ 25的喷出室S2。在上述气缸壁31周向上的两个位置上形成有连通部32，该连通部32沿径向朝外侧突出且将上述吸入室SI与喷出室S2连通。该连通部32包括沿着气缸壁31的轴向延伸的滑动槽33，在该滑动槽33内安装有后述滑阀4，该滑阀4可朝轴向移动。并且，由上述滑动槽33和滑阀4构成上述可变VI机构3。此外，上述喷出ロ 25包括形成在滑阀4上的阀侧喷出ロ 27和形成在气缸壁31上的气缸侧喷出ロ28。从未图示的电动机延伸出的驱动轴21插入上述螺杆转子40内。螺杆转子40和驱动轴21由轴键(key) 22连结在一起，由上述电动机和驱动轴21构成的驱动机构26驱动螺杆转子40。驱动轴21配置成与螺杆转子40同轴。驱动轴21的顶端部转动自如地由位于压缩机构20的喷出侧(以图I中驱动轴21的轴向为左右方向时的右侧)的轴承座60所支承。该轴承座60经球轴承61支承驱动轴21。而且，上述螺杆转子40可转动地嵌合在气缸壁31内，该螺杆转子40的外周面经油膜与气缸壁31的内周面滑动接触。上述电动机构成为能够利用变频控制来调节转速。这样ー来，上述螺杆式压缩机I就能够调节电动机的转速以改变工作排量。根据制冷剂回路利用侧的负荷控制螺杆式压缩机I的工作排量(每单位时间的制冷剂喷出量)。此时，对上述可变VI机构3的滑阀4进行控制，以使排量比(压缩比)成为相对于根据负荷来控制的工作排量能够获得最适压缩效率的排量比。具体而言，工作排量根据运转状态是额定负荷状态(负荷率100%的状态)还是部分负荷状态(负荷率不足100%的状态)而变化，滑阀4的位置根据工作排量朝着螺杆转子40的轴向变化。此外，在上述螺杆式压缩机I中，如果将额定负荷运转状态(图I的状态)与部分负荷运转状态(图2的状态)进行比较，则在负荷较小的运转状态下上述滑阀4的位置朝着图I中左侧(吸入侧)变化，使上述气缸侧喷出ロ 28的面积増大。 图4、图5所示的螺杆转子40是形成为近似圆柱状的金属制部件。在螺杆转子40的外周面形成有多条(本第一实施方式中为六条)螺旋槽41，该螺旋槽41从螺杆转子40的一端(流体(制冷剂)吸入侧的端部)朝着另一端(喷出侧的端部)呈螺旋状延伸。
上述螺杆转子40的各螺旋槽41以图5中左端(吸入侧的端部)为始端，以图5中右端为末端(流体喷出侧)。而且，螺杆转子40在图5中左端部形成为锥形。如图5所示，螺旋槽41的始端朝形成为锥面状的螺杆转子40的左端面敞开，而螺旋槽41的末端朝螺杆转子40的右端面敞开。上述各闸转子50为树脂制部件。在各闸转子50上呈放射状地设置有形成为长方形板状的多个(在本第一实施方式为十一个)闸(gate)51。各闸转子50相对于螺杆转子 40的转动轴呈轴对称地配置在气缸壁31的外側。也就是说，在本第一实施方式的螺杆式压缩机I中，两个闸转子50围绕螺杆转子40的转动中心轴间隔相等角度(在本第一实施方式中间隔180° )配置。各闸转子50的轴心与螺杆转子40的轴心正交。各闸转子50配置成闸51贯穿气缸壁31的一部分(未图示)并与螺杆转子40的螺旋槽41啮合。上述闸转子50安装在金属制的转子支持部件55上(參照图4)。转子支持部件55包括基部56、臂部57和轴部58。基部56形成为厚度稍厚的圆板状。臂部57设置成数量与闸转子50的闸51相同，并且臂部57从基部56的外周面朝外侧呈放射状延伸。轴部58形成为棒状，立设在基部56上。轴部58的中心轴与基部56的中心轴一致。闸转子50安装在基部56和臂部57的与轴部58相反一侧的面上。各臂部57与闸51的背面抵接。安装有上述闸转子50的转子支持部件55收纳于与气缸壁31邻接且在机壳30内分隔形成的闸转子室90中(參照图3)。配置在图3中螺杆转子40右侧的转子支持部件55以闸转子50位于该支持部件55下侧的状态设置。另ー方面，配置在图3中螺杆转子40左侧的转子支持部件55以闸转子50位于该支持部件55上侧的状态设置。各转子支持部件55的轴部58可自由转动地由球轴承92、93支承在闸转子室90内的轴承外套91中。此夕卜，各闸转子室90与吸入室SI连通。在上述压缩机构20中，由气缸壁31的内周面、螺杆转子40的螺旋槽41和闸转子50的闸51所围成的空间成为压缩室23。压缩室23由第一压缩室23a和第二压缩室23b构成，第一压缩室23a位于图3中水平方向中心线的上侧，第二压缩室23b位于该中心线的下侧(參照图5)。螺杆转子40的螺旋槽41在吸入侧一端向吸入室SI开放，该开放部分成为上述压缩机构20的吸入ロ 24。〈可变VI机构(排量比调节机构)〉上述可变VI机构3除了上述气缸壁31的连通部32的滑动槽33以及嵌合收纳于该滑动槽33内可自由滑动的滑阀4之外，还包括固定在上述轴承座60的喷出侧且位于上述喷出室S2内的油压气缸5 (參照图I、2)。上述滑阀4设置在第一压缩室23a和第二压缩室23b两个压缩室中。如上所述，在上述滑阀4和上述气缸壁31上分別形成有阀侧喷出ロ 27和气缸侧喷出ロ 28，由阀侧喷出口 27和气缸侧喷出ロ 28构成上述压缩机构20的喷出ロ 25，上述压缩室23通过该喷出ロ 25与上述喷出室S2连通。而且，上述滑阀4的内表面构成气缸壁31内周面的一部分，并且构成为可沿气缸壁31的轴心方向滑动。上述滑阀4的一端面向上述喷出室S2，另一端面向上述吸入室SI。上述油压气缸5包括气缸筒(cylinder tube)6、装填在该气缸筒6内的活塞7、连结在该活塞7的活塞杆8上的臂9、将该臂9与上述滑阀4连结起来的连结杆10a、以及将臂9压向图I的右侧方向(使臂9离开机壳30的方向)的弹簧10b。而且，在上述气缸筒6内的活塞7的两侧形成有第一气缸室11 (图I中活塞7的左侧)和第二气缸室12 (图I中活塞7的右侧)。上述油压气缸5构成为通过调节活塞7左右的气缸室11、12的压カ来调节滑阀4的位置。如果滑阀4滑动，则喷出ロ 25的开度改变而使压缩行程的終止位置(喷出行程的开始位置)发生变化。例如，图I表示滑阀4向右滑动的状态，在该状态下喷出ロ 25在螺旋槽41的大致末端附近敞开。该状态是与额定负荷运转状态相对应的状态(高VI运转状态)。在螺杆式压缩机I中，该状态是喷出时刻最晚的状态，压缩比最大。图2表示滑阀4向左滑动的状态，在该状态下，喷出口 25在螺旋槽41的靠近中间位置敞开。该状态是与部分负荷运转状态相对应的状态(低VI运转状态)。在该状态下，喷出时刻比上述高VI运转状态(參照图I)早，压缩比也比高VI运转状态小。在本第一实施方式中，根据制冷剂回路的运转状态选择最适VI值，以使螺杆式压 缩机I达到最高效率，由此调节滑阀4的位置。此时，利用未图示的控制机构，根据运转状态(利用侧的负荷)，由变频控制来控制电动机的转数，以进行排量控制。此外，对滑阀4的转动进行限制(未图示)以使滑阀4的内周面无论在该滑阀4工作中处于哪ー个位置都与阀导套15的外周面滑动接触。这样ー来，滑阀4的内周面就保持与机壳30的气缸壁31的内周面位于同一圆筒上的状态。因此，在本第一实施方式中，滑阀4不发生转动，滑阀4的内周面就不会与螺杆转子40的外周面彼此干扰。另ー方面，如图6(A) 图6(D)所示，构成上述喷出口 25的气缸侧喷出口 28包括主喷出ロ 28a和副喷出ロ 28b、28c、28d。主喷出ロ 28a是根据滑阀4在额定负荷运转状态下的位置来决定开ロ形状的通ロ，如图6 (A) 图6(D)所示，该主喷出口 28a是在额定负荷运转状态和部分负荷运转状态下都会开放而不被滑阀4闭塞从而喷出流体的通ロ。而且，副喷出口 28b、28c、28d是根据滑阀4在部分负荷运转状态下的位置来决定开ロ形状的通ロ，并且该副喷出口 28b、28c、28d是在额定负荷运转状态下被滑阀4闭塞，在部分负荷运转状态下由滑阀4开放而喷出流体的通ロ。在本第一实施方式中，与多种部分负荷运转状态相对应设置有多个通ロ，作为上述副喷出口 28b、28c、28d。具体而言，上述副喷出口 28b、28c、28d包括三个与负荷率75%、负荷率50%和负荷率25%的运转状态相对应的通ロ。主喷出ロ 28a与各副喷出ロ 28b、28c、28d形成在彼此离开的位置上。图6 (A) 图6 (D)是表示在将螺杆转子40展开后的状态下滑阀4与气缸侧喷出ロ 28的位置关系的图。与负荷率75%运转状态相对应的副喷出口 28b (称为第一副喷出ロ 28b)形成于在如图6(A)所示的额定负荷运转状态下被滑阀4闭塞，而在如图6(B) 图6(D)所示的负荷率75%、负荷率50%和负荷率25%的运转状态下开放的位置上。与负荷率50%运转状态相对应的副喷出口 28c (称为第二副喷出口 28c)形成于在如图6(A)和图6(B)所示的额定负荷和负荷率75%的运转状态下被滑阀4闭塞，而在如图6(C)和图6(D)所示的负荷率50%和负荷率25%的运转状态下开放的位置上。而且，与负荷率25%运转状态相对应的副喷出ロ 28d(称为第三副喷出ロ 28d)形成于在如图6(A) 图6(C)所示的额定负荷、负荷率75%和负荷率50%的运转状态下被滑阀4闭塞，而在如图6 (D)所示的负荷率25%的运转状态下开放的位置上。另ー方面，上述滑阀4的喷出侧端面4a形成为沿着与滑阀4在部分负荷运转状态下所面向的螺杆螺纹棱面42(螺杆转子40的螺旋槽41之间沿着峰顶延伸的面)的延伸方向相对应的方向延伸。具体而言，在本第一实施方式中，如图6(B)和图6(C)所不,滑阀4的喷出侧端面4a根据在负荷率50%以上75%以下的运转状态下该喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42的傾斜度(该倾斜度是将图6(B)和图6(C)中喷出侧端面4a的两个角点P、Q朝着轴直角方向投影到螺杆螺纹棱面42的吸入侧端得到点P’、Q’，将点P’、Q’连接而成的线段P’ Q’所对应的傾斜度)来決定。也就是说，当螺杆转子40转动使得螺杆螺纹棱面42吸入侧端的线段 P’Q’到达滑阀4的喷出侧端面4a的位置吋，与线段PQ重合。上述各副喷出ロ 28b、28c、28d的侧面沿着上述滑阀4的喷出侧端面4a的倾斜而倾斜形成。此外，上述各副喷出口 28b、28c、28d形成为宽度比作为滑阀4的喷出侧端面4a的倾斜基准的螺杆螺纹棱面42的相应部分(线段P’ Q’所对应的部分)窄。而且，上述多个副喷出口 28b、28c、28d形成为从喷出侧起越靠近吸入侧宽度越窄。如图6 (A) 图6 (D)所示，各副喷出ロ 28b、28c、28d的宽度是根据在滑阀4的可动区域内，滑阀4的喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42的宽度从喷出侧起越靠近吸入侧越窄的情况来进行设定的。这样ー来，如上所述在负荷率50%以上75%以下的运转状态下，与滑阀4的喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42的吸入侧端的倾斜相对应形成该喷出侧端面4a，其理由如下。首先，季节性能系数作为制冷装置的性能系数(COP)这ー概念为众人所知。该季节性能系数的概念为在全年中存在负荷较大的时期、负荷较小的时期以及负荷中等程度的时期等，对各种负荷下的COP进行加权求出全年的C0P。该季节性能系数包括例如由美国空调制冷协会制定的综合部分负荷性能系数(IPLV, Integrated Part Load Value)。该IPLV规定为，如果用A表示额定负荷(负荷率100%)下的C0P，用B表示负荷率75%下的C0P，用C表示负荷率50%下的C0P，用D表示负荷率25%下的C0P，则IPLV由下式求出IPLV = 0. 01A+0. 42B+0. 45C+0. 12D。这意味着，如果对作为IPLV的对象的所有制冷机进行平均，则全年运转时间的45%为负荷率50%运转，全年运转时间的42%为负荷率75%运转，而负荷率25%运转和负荷率100%运转分别为全年运转时间的12%和1%。虽然认为加权数值在美国和日本多少有差别，但是其大小关系大致相同。因此认为，在计算季节性能系数时应当重视部分负荷下的COP这一点没有改变，特别优选重视在全年中累积出现频率较高的负荷率50%以上75%以下运转状态下的C0P。因此，在本第一实施方式中，滑阀4的喷出侧端面4a形成为在负荷率50%以上75%以下的运转状态下，与滑阀4的喷出侧端面4a所面向的螺杆转子40的吸入侧端相对应的形状。这样ー来，能够更可靠地防止在负荷率50%以上75%以下的运转状态下，滑阀4的喷出侧端面4a跨越该喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42并与该螺杆螺纹棱面42相邻的压缩室23彼此连通，因而能够降低喷出阻力防止喷出制冷剂的压カ损耗和效率下降。由此，在本第一实施方式中，能够在负荷率50%以上75%以下的运转状态下提高COP并提高季节性能系数。-运转工作-以下对上述螺杆式压缩机I的压缩机构20和可变VI机构3的运转工作进行说明。〈压缩机构〉
上述电动机一起动，螺杆转子40就随着驱动轴21的转动而转动。闸转子50也随着该螺杆转子40的转动而转动，上述压缩机构20反复进行吸入行程、压缩行程和喷出行程。此处，着眼于图7中带网点的压缩室23进行说明。在图7(A)中，带网点的压缩室23与吸入室SI连通。而且，形成该压缩室23的螺旋槽41与位于图7(A)下侧的闸转子50的闸51啮合。在螺杆转子40转动吋，则该闸51朝着螺旋槽41的末端相对移动，压缩室23的排量随之増大。结果，吸入室SI的低压气体制冷剂通过吸入ロ 24被吸向压缩室23。如果螺杆转子40进ー步转动，则成为图7(B)的状态。在图7(B)中，带网点的压缩室23成为封闭状态。也就是说，形成该压缩室23的螺旋槽41与位于图7(B)上侧的闸转子50的闸51啮合，由该闸51将压缩室23与吸入室SI隔开。然后，当闸51随着螺杆转子40的转动而向螺旋槽41的末端移动时，压缩室23的排量逐渐减小。结果，压缩室23内的气体制冷剂被压缩。
如果螺杆转子40再进ー步转动，则成为图7(C)的状态。在图7(C)中，带网点的压缩室23成为经由喷出ロ 25与喷出室S2连通的状态。然后，当闸51随着螺杆转子40的转动而向螺旋槽41的末端移动时，已被压缩的制冷剂气体从压缩室23被压出到喷出室S2。〈可变VI机构(排量比调节机构)〉接着，对可变VI机构3的工作进行说明。如上所述，如果在调节螺杆式压缩机I的工作排量时滑阀4滑动，则喷出ロ 25的喷出开始位置改变，结果喷出口 25的开度改变压缩行程的終止位置(喷出行程的开始位置)也改变。图I表示滑阀4向右滑动的状态，在该状态下喷出ロ 25在螺旋槽41的大致末端附近敞开，使制冷装置处于与在额定负荷下运转的状态相对应的高VI运转状态。在螺杆式压缩机I中，该状态是喷出时刻最晚的状态，压缩比也最大。图2表示滑阀4向左滑动的状态，在该状态下，喷出口 25在螺旋槽41的靠近中间的位置敞开，使制冷装置处于与在部分负荷下运转的状态相对应的低VI运转状态。这样ー来，喷出时刻就比上述高VI运转状态(參照图I)早，压缩比也比高VI运转状态小。此处，在滑阀4位干与额定负荷运转状态相对应的位置即图6(A)的状态下，三个副喷出口 28b、28c、28d全都被滑阀4闭塞，主喷出口 28a开放而未被滑阀4闭塞。此时，已在压缩室23被压缩的制冷剂通过主喷出ロ 28a流向喷出室S2。在滑阀4位于与负荷率75%运转状态相对应的位置即图6(B)的状态下，第二副喷出口 28c和第三副喷出口 28d被滑阀4闭塞，主喷出口 28a和第一副喷出口 28b由滑阀4开放。此时，已在压缩室23被压缩的制冷剂通过主喷出ロ 28a和第一副喷出ロ 28b流向 喷出室S2。在滑阀4位于与负荷率50 %的运转状态相对应的位置即图6 (C)的状态下，第三副喷出口 28d被滑阀4闭塞，主喷出口 28a、第一副喷出口 28b和第二副喷出口 28c由滑阀4开放。此时，已在压缩室23被压缩的制冷剂通过主喷出ロ 28a、第一副喷出ロ 28b和第二副喷出ロ 28c而流向喷出室S2。在滑阀4位于与负荷率25%的运转状态相对应的位置即图6(D)的状态下，主喷出ロ 28a、第一副喷出ロ 28b、第二副喷出ロ 28c和第三副喷出ロ 28d都由滑阀4开放。此时，已在压缩室23被压缩的制冷剂通过主喷出ロ 28a、第一副喷出ロ 28b、第二副喷出ロ 28c和第三副喷出ロ 28d流向喷出室S2。这样ー来，在本第一实施方式中，在所有部分负荷运转状态下，不但从主喷出口28a喷出制冷剂，也从相应的副喷出口 28b、28c、28d喷出制冷剂。因此，喷出阻カ减小，压カ损耗下降。但是，在滑阀4的可动区域内该滑阀4的喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42，从吸入侧到喷出侧宽度变宽且倾斜角度变急。也就是说，在额定负荷下滑阀4的喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42的部分与在部分负荷下该喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42的部分相比，宽度更宽且倾斜更急。因此，如果与在额定负荷下滑阀4的喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42的吸入侧端的倾斜相对应(參照图6(A)的双点划线)形成该喷出侧端面4a，则不但其倾斜变急，而且如图6(D)中双点划线所示在处于部分负荷运转状态时，相邻的压缩室23彼此连通。如果相邻的压缩室23彼此连通，则得不到所需的 压缩比。因此，在本第一实施方式中，使滑阀4的喷出侧端面4a与在部分负荷下特别是全年中累积出现频率较高的负荷率50%以上75%以下的运转状态下该喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42的吸入侧端的倾斜(线段P’ Q’的傾斜)相对应地傾斜。这样ー来，滑阀4的喷出侧端面4a在负荷率50%以上75%以下的运转状态下的滑动位置上，不会跨越该喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42。而且，滑阀4的喷出侧端面4a在大于上述规定负荷率的负荷率(规定负荷率以上100%以下)运转状态下的滑动位置上，也不会跨越喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42。这样ー来，在本第一实施方式中，无论是在部分负荷下(负荷率50%以上75%以下)还是在额定负荷下(负荷率100%)下相邻的螺旋槽41 (压缩室23)都不会彼此连通。-第一实施方式的效果_根据本第一实施方式，通过使滑阀4的喷出侧端面4a形状与部分负荷下该喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42的倾斜相对应，无论在部分负荷下还是在额定负荷下，滑阀4的喷出侧端面4a都不会跨越该喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42，因此能够防止夹着该螺杆螺纹棱面42的相邻压缩室23、23彼此连通。因此，能够防止部分负荷下和额定负荷下喷出流体的压カ损耗和效率下降。而且，根据第一实施方式，沿着与上滑阀4的喷出侧端面4a位于负荷率50%以上75%以下运转状态下的滑动位置时所面向的螺杆螺纹棱面42的吸入侧端相对应的方向延伸形成该喷出侧端面4a。这样ー来，特别能够可靠地防止在全年中累积出现频率较高的负荷率50%以上75%以下的运转状态下喷出流体的压カ损耗和效率下降，因此能够实现季节性能系数的提高并大幅度降低年功率消耗总量。[发明的第二实施方式]第二实施方式是在第一实施方式所涉及的螺杆式压缩机I中，改变滑阀4的喷出侧端面4a的形状。具体而言，如图8所示，滑阀4的喷出侧端面4a的形状形成为沿着与螺杆螺纹棱面42的宽度最窄的窄部42a相对应的方向延伸。更具体而言，滑阀4的喷出侧端面4a根据螺杆螺纹棱面42的窄部42a的傾斜度(该倾斜度是将图8中喷出侧端面4a的两个角点R、S朝着轴向投影到螺杆螺纹棱面42的窄部42a的吸入侧端得到点R’、S’，将R’，S’连接而成的线段R’ S’所对应的傾斜度)来決定。此处，螺杆螺纹棱面42宽度和角度不同，该螺杆螺纹棱面42的窄部42a与其它部分相比宽度更窄且倾斜角度更缓。因此，如果沿着与螺杆螺纹棱面42的窄部42a相对应的方向延伸构成滑阀4的喷出侧端面4a，则无论滑阀4的喷出侧端面4a面向螺纹棱面42的哪个部分，该喷出侧端面4a都不会跨越该螺纹棱面42。因此，根据第二实施方式，能 够在滑阀4的整个可动区域内，防止喷出流体的压カ损耗，并且能够抑制夹着螺杆螺纹棱面42的相邻压缩室23彼此连通，从而防止效率下降。也就是说，能够实现本发明的目的即防止部分负荷和额定负荷下喷出流体的压カ损耗和效率下降。[第一实施方式和第二实施方式的其它实施方式]对于上述第一实施方式和第二实施方式，还可以采用以下结构。在上述第一实施方式中，沿着与在负荷率50%以上75%以下的运转状态下滑阀4的喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42的延伸方向相对应的方向延伸形成该喷出侧端面4a，但在除此之外的负荷率的运转状态下也可以沿着与喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42的延伸方向相对应的方向延伸形成该喷出侧端面4a。例如，还可以沿着与在负荷率25%的运转状态下滑阀4的喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42的延伸方向相对应的方向延伸形成该喷出侧端面4a。在上述情况下，能够可靠地防止喷出流体在负荷率25%运转状态下的压カ损耗和效率下降。而且，认为在负荷率25%和负荷率100%的情况下，负荷率25%的季节性能系数的加权较大(全年内累积出现频率较高)。因此，即使在上述情况下，与沿着和在额定负荷下滑阀4的喷出侧端面4a所面向的螺杆螺纹棱面42的延伸方向相对应的方向延伸形成该喷出侧端面4a的情况相比，能够实现季节性能系数的提高，并能够降低年功率消耗总量。在上述第一实施方式和第二实施方式中，分别沿着与螺杆螺纹棱面42的规定部分的吸入侧端相对应的方向延伸形成滑阀4的喷出侧端面4a，但也可以沿着与喷出侧端相对应的方向延伸形成该喷出侧端面4a，还可以沿着与喷出侧端相对应的方向和与吸入侧端相对应的方向之间的方向延伸形成喷出侧端面4a。而且，在上述第一实施方式和第二实施方式中，滑阀4的喷出侧端面4a分别形成为沿着与螺杆螺纹棱面42的规定部分的吸入侧端相对应的方向延伸的斜面，但也可以形成为与螺杆螺纹棱面42的规定部分的吸入侧端相对应的曲面形状。通过形成这样的形状，能够更可靠地防止喷出流体在所需运转状态下的压カ损耗和效率下降。[发明的第三实施方式]第三实施方式是在第一实施方式所涉及的螺杆式压缩机I中对以下问题加以考虑后完成的实施方式。根据现有技术，具备利用螺杆转子的转动运动来压缩制冷剂的压缩机构的单螺杆式压缩机(參照图18)已广为人知。在该单螺杆式压缩机(以下称为螺杆式压缩机)100中，让闸转子150与在机壳130所具有的气缸壁131中转动的螺杆转子140通过上述气缸壁131的开ロ啮合，由此形成压缩室123。螺杆转子140的一端(图中左侧端部)为吸入侦牝另一端(图中右侧端部)为喷出侧。而且，如果螺杆转子140的吸入侧被闸转子150封闭，则在螺杆转子140的螺旋槽内形成已封入低压气体的压缩室123，通过螺杆转子140在此基础上进ー步转动，该压缩室123 —边缩小一边朝喷出侧移动，当该压缩室123与喷出ロ125连通时，成为高压的气体流到机壳130的喷出侧。在该螺杆式压缩机100中，作为对吸入排量与喷出排量的比率(排量比VI)进行调节的可变VI机构(排量比调节机构)103，提出了设置沿螺杆转子140的轴向移动的滑阀104的方案(例如，參照日本公开特许公报特开2004-137934号公报)。上述滑阀104通过改变朝着螺杆转子140的轴向滑动而开始喷出高压气体(压缩完成)的位置，使喷出排量发生变化，以改变喷出排量与吸入排量的比率。上述螺杆式压缩机100构成为通过进行变频控制改变未图示的电动机的转速，由此控制工作排量。然后，根据制冷剂回路利用侧的负荷控制该工作排量(每单位时间的制冷剂喷出量)。此时，对上述可变VI机构103的滑阀104进行控制，以使排量比(压缩比)成为相对于根据负荷而控制的工作排量能够获得最适压缩效率的排量比。因此，按照根据运转状态是额定负荷(100%负荷)状态还是部分负荷状态而变化的工作排量，滑阀104的位置朝着螺杆转子140的轴向变化。此外，在上述螺杆式压缩机100中，上述滑阀104的位 置发生变化，使喷出侧的开ロ在部分负荷运转状态下比在额定负荷运转状态下更大。此处，如果设置在上述机壳130上的喷出口 125形成为在如图19(A)所示的部分负荷运转状态下可获得最大开ロ面积，则会产生以下不良现象因为喷出口跨越螺杆转子140的螺纹棱面而使相邻的螺旋槽连通，所以在额定负荷运转状态下，压カ不同的相邻的压缩室彼此连通，无法获得所需压缩比。因此，上述喷出口需要按照如图19(B)所示的额定负荷运转状态决定开ロ面积。但是，反之如果按照额定负荷运转状态设定机壳130的喷出ロ 125的开ロ面积，则当滑阀104的位置位于与图19⑶中用双点划线表示的部分负荷状态相对应的位置吋，无法得到足够的开ロ面积。結果，由部分负荷运转下的喷出阻力造成的压カ损耗增大，螺杆式压缩机的性能下降。第三实施方式是鉴于上述问题而做出的发明，其目的在干防止在额定负荷运转状态下发生由压カ不同的压缩室彼此连通而造成的不良现象，并且防止在部分负荷运转状态下为了获得足够大小的喷出开ロ面积而导致螺杆式压缩机的性能下降。第三实施方式的第一例以ー种单螺杆式压缩机为前提，该单螺杆式压缩机包括螺杆转子40、机壳30、驱动机构26、排量比调节机构3和喷出ロ 28。在该螺杆转子40的外周面形成有螺旋槽41，且该螺杆转子40的一端为流体的吸入侧，另一端为喷出侧；该机壳30包括气缸壁31，该气缸壁31收纳该螺杆转子40，螺杆转子40可转动；该驱动机构26驱动螺杆转子40，可根据负荷改变螺杆转子40的转速；该排量比调节机构3具有调节喷出开始位置的滑阀4，该滑阀4安装在沿着上述气缸壁31的轴向形成在该气缸壁31上的滑动槽33内，且该滑阀4可沿轴向移动；喷出口 28形成在上述机壳30上，该喷出口 28在上述螺杆转子40的喷出侧与形成在该螺杆转子40的螺旋槽41上的压缩室23连通。该单螺杆式压缩机的喷出ロ 28包括主喷出ロ 28a和副喷出ロ 28b、28c、28d，主喷出口 28a是按照在额定负荷运转状态下滑阀4的位置决定开ロ形状的通ロ，并且该主喷出ロ 28a是在额定负荷运转状态和部分负荷运转状态下都会开放而不被滑阀4闭塞从而喷出流体的通ロ。副喷出ロ 28b、28c、28d是按照在部分负荷运转状态下滑阀4的位置决定开ロ形状的通口，并且该副喷出口 28b、28c、28d是在额定负荷运转状态下被滑阀4闭塞，在部分负荷运转状态下由滑阀4开放而喷出流体的通口。在该第三实施方式的第一例中，当螺杆式压缩机处于额定负荷运转状态时，副喷出口 28b、28c、28d被滑阀4闭塞，因此只会从主喷出口 28a喷出制冷剂等流体。由于该主喷出口 28a是按照在额定负荷运转状态下滑阀4的位置而形成的，因此相邻的压缩室23彼此不连通。而且，如果让螺杆式压缩机处于部分负荷运转状态，则滑阀4移动到与工作排量相对应的位置，副喷出口 28b、28c、28d由滑阀4开放，因此流体从主喷出口 28a和副喷出口28b、28c、28d这两种喷出口喷出，喷出阻力降低。第三实施方式的第二例是，在第三实施方式的第一例中，单螺杆式压缩机的喷出口 28包括与多种部分负荷运转状态相对应的多个副喷出口 28b、28c、28d。在该第三实施方式的第二例中，由于设置有多个副喷出口 28b、28c、28d，因此根据多种部分负荷运转状态，采用多个副喷出口 28b、28c、28d来进行控制。 第三实施方式的第三例是，在第三实施方式的第二例中，上述副喷出口 28b、28c是分别与75%负荷和50%负荷的运转状态相对应的两个通口。与75%负荷运转状态相对应的副喷出口 28b形成于在额定负荷运转状态下被滑阀4所闭塞，而在75%负荷和50%负荷的运转状态开放的位置上；与50%负荷运转状态相对应的副喷出口 28c形成于在额定负荷和75%负荷的运转状态下被滑阀4闭塞，而在50%负荷运转状态下开放的位置上。第三实施方式的第四例是，在第三实施方式的第二例中，上述副喷出口 28b、28c、28d是与75%负荷、50%负荷和25%负荷的运转状态相对应的三个通口。与75%负荷运转状态相对应的副喷出口 28b形成于在额定负荷运转状态被滑阀4闭塞，而在75%负荷、50%负荷和25%负荷的运转状态下开放的位置上；与50%负荷运转状态相对应的副喷出口 28c形成于在额定负荷和75%负荷运转状态下被滑阀4闭塞，而在50%负荷和25%负荷的运转状态下开放的位置上；与25%负荷运转状态相对应的副喷出口 28d形成于在额定负荷、75%负荷和50%负荷的运转状态下被滑阀4闭塞，而在25%负荷运转状态下开放的位置上。此处，季节性能系数作为制冷装置的性能系数(COP)已为众人所知。该季节性能系数的概念为在全年中存在负荷较大的时期、负荷较小的时期以及负荷中等程度的时期等，对各种负荷下的COP进行加权求出全年的C0P。该季节性能系数包括例如由美国空调制冷协会制定的综合部分负荷性能系数(IPLV，Integrated Part Load Value)。该IPLV规定为，如果用A表示额定(100% )负荷下的C0P，用B表示负荷率75%下的C0P，用C表示负荷率50%下的C0P，用D表示负荷率25%下的C0P，则IPLV由下式求出IPLV = O. 01A+0. 42B+0. 45C+0. 12D。这意味着，如果对作为IPLV的对象的所有制冷机进行平均，则全年运转时间的45%为50%负荷，全年运转时间的42%为75%负荷，25%负荷下和100%负荷下分别为全年运转时间的12%和1%。虽然认为加权数值在美国和日本多少有差别，但是在计算季节性能系数时应当重视部分负荷下的COP这一点没有改变，为此优选提高部分负荷下的运转效率。因此，在上述第三实施方式的第三例中，以75%负荷和50%负荷这两种运转状态为基准，形成在部分负荷下使用的副喷出口 28b、28c，而在上述第三实施方式的第四例中，以75%负荷、50%负荷和25%负荷这三种运转状态为基准，形成在部分负荷下使用的副喷出口 28b、28c、28d。这样一来，当喷出口 28被设定在部分负荷运转状态的位置上时，喷出口 28的面积增大，因此能够降低对于提高季节性能系数而言很重要的部分负荷运转下的喷出阻力。第三实施方式的第五例是在第三实施方式的第二例至第四例的任一例中，上述滑阀4的喷出侧端面4a形成为沿着与部分负荷运转状态下螺旋槽41在滑阀4喷出侧的倾斜相对应的方向倾斜，上述副喷出口 28b、28c、28d的侧面形成为沿着上述滑阀4的喷出侧端面4a的倾斜而倾斜。在该第三实施方式的第五例中，在部分负荷下滑阀4的位置所对应的螺旋槽41的倾斜度比在额定负荷下滑阀4的位置所对应的螺旋槽41的倾斜度更缓(参照图16)，因此滑阀4的喷出侧端面4a的倾斜变缓，副喷出口 28b、28c、28 d侧面的倾斜也变缓。虽然认为该倾斜如果较急则相邻的压缩室23会彼此连通，但在该第三实施方式的第五例中，由于上述倾斜较缓，因此能够防止相邻的压缩室23彼此连通。第三实施方式的第六例是，在第三实施方式的第五例中，上述副喷出口 28b、28c、28d形成为该副喷出口 28b、28c、28d的宽度比与滑阀4的喷出侧端面4a的倾斜相对应而倾斜的螺杆的螺纹棱面宽度(称为相邻的螺旋槽41之间的峰宽度)更窄。在该第三实施方式的第六例中，由于副喷出口 28b、28c、28d的宽度比螺杆的螺纹棱面宽度窄，因此副喷出口 28b、28c、28d不会跨越螺纹棱面，相邻的压缩室23 (螺旋槽41)彼此不连通。第三实施方式的第七例是，在第三实施方式的第五例或第六例中，上述多个副喷出口 28b、28c、28d形成为其宽度从喷出侧起越靠近吸入侧越窄。在该第三实施方式的第七例中，根据在滑阀4的可动区域内，与滑阀4的喷出侧相对应的螺纹棱面的宽度从喷出侧起越靠近吸入侧就越窄(参照图16)的情况来设定各副喷出口 28b、28c、28d的宽度。因此，在该第三实施方式的第七例中，副喷出口 28b、28c、28d也不会跨越螺纹棱面，相邻的压缩室23 (螺旋槽41)彼此不会连通。根据第三实施方式的第一例，当螺杆式压缩机处于额定负荷运转状态时，流体只会从主喷出口 28a喷出，此时由于相邻的压缩室23彼此不连通，因此能够防止由压力不同的压缩室23彼此连通而产生的不良现象。而且，如果让螺杆式压缩机处于部分负荷运转状态，则流体会从主喷出口 28a和副喷出口 28b、28c、28d这两种喷出口喷出，所以能够获得足够大小的喷出开口面积。因此，由喷出阻力引起的压力损耗不会增大，因而能够防止螺杆式压缩机的性能下降。根据上述第三实施方式的第二例，通过设置多个副喷出口 28b、28c、28d，能够根据多种部分负荷运转状态进行精密控制，因此能够更可靠地防止螺杆式压缩机的性能下降。根据上述第三实施方式的第三例，以75%负荷和50%负荷两种运转状态为基准形成在部分负荷下使用的副喷出口 28b、28c ;根据上述第三实施方式的第四例，以75%负荷、50%负荷和25%负荷三种运转状态为基准形成在部分负荷下使用的副喷出口 28b、28c、28d，所以能够在这些部分负荷运转状态下增大喷出口 28的面积。因此，由于能够降低部分负荷运转状态下的喷出阻力，所以也能够降低压力损耗，进而提高季节性能系数。根据上述第三实施方式的第五例，由于使滑阀4的喷出侧端面4a的倾斜和副喷出口 28b、28c、28d侧面的倾斜变缓，因此在进行额定负荷运转时，能够可靠地防止相邻的压缩室23彼此经由副喷出ロ 28b、28c、28d而连通。因此，能够可靠地防止无法获得所需压缩比的不良现象。
根据上述第三实施方式的第六例，使副喷出ロ 28b、28c、28d的宽度比螺杆的螺纹棱面宽度窄，并且相邻的压缩室23 (螺旋槽41)彼此不会因副喷出口 28b、28c、28d而连通，因此在进行额定负荷运转时，相邻的压缩室23彼此不连通，从而能够更加可靠地获得第三实施方式的第五例的效果。根据上述第三实施方式的第七例，与滑阀4喷出侧相对应的螺纹棱面的宽度从喷出侧起越靠近吸入侧就越窄，根据此情况使各副喷出ロ 28b、28c、28d的宽度从喷出侧起越靠近吸入侧就越窄，因此在进行额定负荷运转时，相邻的压缩室23彼此不连通，从而能够更加可靠地获得第三实施方式的第五、第六例的效果。以下，根据附图对第三实施方式进行详细说明。本第三实施方式的单螺杆式压缩机I (以下简称螺杆式压缩机)设置在进行制冷循环的制冷剂回路中用于对制冷剂进行压缩。上述螺杆式压缩机I包括压缩机构20以及调节该压缩机构20的吸入排量与喷出排量之比率(排量比VI)的可变VI机构(排量比调节机构)3。〈压缩机构〉如图11 图13所示，上述压缩机构20包括形成在上述螺杆式压缩机I的机壳30内的气缸壁31、配置在该气缸壁31中且可转动的ー个螺杆转子40、以及与该螺杆转子40啮合的两个闸转子50。在上述机壳30内分隔形成有面对上述压缩机构20的吸入ロ 24的吸入室SI和面对该压缩机构20的喷出ロ 25的喷出室S2。在上述气缸壁31周向上的两个位置上形成有连通部32，该连通部32沿径向朝外侧突出且将上述吸入室SI与喷出室S2连通。该连通部32包括沿着气缸壁31的轴向延伸的滑动槽33，在该滑动槽33内安装有后述滑阀4，该滑阀4可朝轴向移动。并且，由上述滑动槽33和滑阀4构成上述可变VI机构3。此外，上述喷出ロ 25包括形成在滑阀4上的阀侧喷出ロ 27和形成在气缸壁31上的气缸侧喷出ロ28。从未图示的电动机延伸出的驱动轴21插入上述螺杆转子40内。螺杆转子40和驱动轴21由轴键(key) 22连结在一起，由上述电动机和驱动轴21构成的驱动机构26驱动螺杆转子40。驱动轴21配置成与螺杆转子40同轴。驱动轴21的顶端部转动自如地由位于压缩机构20的喷出侧(以图11中驱动轴21的轴向为左右方向时的右侧)的轴承座60所支承。该轴承座60经球轴承61支承驱动轴21。而且，上述螺杆转子40可转动地嵌合在气缸壁31内，该螺杆转子40的外周面经油膜与气缸壁31的内周面滑动接触。上述电动机构成为能够利用变频控制来调节转速。这样ー来，上述螺杆式压缩机I就能够调节电动机的转速以改变工作排量。根据制冷剂回路利用侧的负荷控制螺杆式压缩机I的工作排量(每单位时间的制冷剂喷出量)。此时，根据按照负荷来控制的工作排量，控制上述可变VI机构3的滑阀4，以成为能获得最适压缩效率的排量比(压缩比)。具体而言，工作排量根据运转状态是额定负荷(不足100%负荷)状态还是部分负荷状态而变化，滑阀4的位置根据工作排量朝着螺杆转子40的轴向变化。此外，在上述螺杆式压缩机I中，如果将额定负荷运转状态(图11的状态)与部分负荷运转状态(图12的状态)进行比较，则在负荷较小的运转状态下上述滑阀4的位置朝着图11中左侧(吸入侧)变化，使上述气缸侧喷出ロ 28的面积増大。
如图14、图15所示的螺杆转子40是形成为近似圆柱状的金属制部件。在螺杆转子40的外周面形成有多条(本第三实施方式中为六条)螺旋槽41，该螺旋槽41从螺杆转子40的一端(流体(制冷剂)吸入侧的端部)朝着另一端(喷出侧的端部)呈螺旋状延伸。上述螺杆转子40的各螺旋槽41以图15中左端(吸入侧的端部)为始端，以图15中右端为末端(流体喷出侧)。而且，螺杆转子40在图15中左端部形成为锥形。如图15所示，螺旋槽41的始端朝形成为锥面状的螺杆转子40的左端面敞开，而螺旋槽41的末端朝螺杆转子40的右端面敞开。上述各闸转子50为树脂制部件。在各闸转子50上呈放射状地设置有形成为长方形板状的多个(在本第三实施方式为十一个)闸(gate)51。各闸转子50相对于螺杆转子40的转动轴呈轴对称地配置在气缸壁31的外側。也就是说，在本第三实施方式的螺杆式压缩机I中，两个闸转子50围绕螺杆转子40的转动中心轴间隔相等角度(在本第三实施方式中间隔180° )配置。各闸转子50的轴心与螺杆转子40的轴心正交。各闸转子50配置成闸51贯穿气缸壁31的一部分(未图示)并与螺杆转子40的螺旋槽41啮合。上述闸转子50安装在金属制的转子支持部件55上(參照图14)。转子支持部件55包括基部56、臂部57和轴部58。基部56形成为厚度稍厚的圆板状。臂部57设置成数量与闸转子50的闸51相同，并且臂部57从基部56的外周面朝外侧呈放射状延伸。轴部58形成为棒状，立设在基部56上。轴部58的中心轴与基部56的中心轴一致。闸转子50安装在基部56和臂部57的与轴部58相反一侧的面上。各臂部57与闸51的背面抵接。安装有上述闸转子50的转子支持部件55收纳于与气缸壁31邻接且在机壳30内分隔形成的闸转子室90中(參照图13)。配置在图13中螺杆转子40右侧的转子支持部件55以闸转子50位于该支持部件55下侧的状态设置。另ー方面，配置在图13中螺杆转子40左侧的转子支持部件55以闸转子50位于该支持部件55上侧的状态设置。各转子支持部件55的轴部58可自由转动地由球轴承92、93支承在闸转子室90内的轴承外套91中。此外，各闸转子室90与吸入室SI连通。在上述压缩机构20中，由气缸壁31的内周面、螺杆转子40的螺旋槽41和闸转子50的闸51所围成的空间成为压缩室23。压缩室23由第一压缩室23a和第二压缩室23b构成，第一压缩室23a位于图13中水平方向中心线的上侧，第二压缩室23b位于该中心线的下侧(參照图15)。螺杆转子40的螺旋槽41在吸入侧一端向吸入室SI开放，该开放部分成为上述压缩机构20的吸入ロ 24。〈可变VI机构(排量比调节机构)〉上述可变VI机构3除了上述气缸壁31的连通部32的滑动槽33以及嵌合收纳于该滑动槽33内可自由滑动的滑阀4之外，还包括固定在上述轴承座60的喷出侧且位于上述喷出室S2内的油压气缸5 (參照图11、12)。上述滑阀4设置在第一压缩室23a和第二压缩室23b两个压缩室中。如上所述，在上述滑阀4和上述气缸壁31上分別形成有阀侧喷出ロ 27和气缸侧喷出ロ 28，由阀侧喷出口 27和气缸侧喷出ロ 28构成上述压缩机构20的喷出ロ 25，上述压缩室23通过该喷出ロ 25与上述喷出室S2连通。而且，上述滑阀4的内表面构成气缸壁31内周面的一部分，并且构成为可沿气缸壁31的轴心方向滑动。上述滑阀4的一端面向上述喷出室S2，另一端面向上述吸入室SI。
上述油压气缸5包括气缸筒(cylinder tube) 6、装填在该气缸筒6内的活塞7、连结在该活塞7的活塞杆8上的臂9、将该臂9与上述滑阀4连结起来的连结杆10a、以及将臂9压向图11的右侧方向(使臂9离开机壳30的方向)的弹簧10b。而且，在上述气缸筒6内的活塞7的两侧形成有第一气缸室11 (图11中活塞7的左侧)和第二气缸室12 (图11中活塞7的右侧)。上述油压气缸5构成为通过调节活塞7左右的气缸室11、12的压カ来调节滑阀4的位置。如果滑阀4滑动，则喷出ロ 25的开度改变而使压缩行程的終止位置(喷出行程的开始位置)发生变化。例如，图11表示滑阀4向右滑动的状态，在该状态下喷出ロ 25在螺旋槽41的大致末端附近敞开。该状态是与额定负荷运转状态相对应的状态(高VI运转状态)。在螺杆式压缩机I中，该状态是喷出时刻最晚的状态，压缩比最大。图12表示滑阀4向左滑动的状态，在该状态下，喷出ロ 25在螺旋槽41的靠近中间位置敞开。该状态是与部分负荷运转状态相对应的状态(低VI运转状态)。在该状态下，喷出时刻比上述高VI运转状态(參照图11)早，压缩比也比高VI运转状态小。在本第三实施方式中，根据制冷剂回路的运转状态选择最适VI值，以使螺杆式压缩机I达到最高效率，由此调节滑阀4的位置。此时，利用未图示的控制机构，根据运转状态(利用侧的负荷)，由变频控制来控制电动机的转数，以进行排量控制。此外，对滑阀4的转动进行限制(未图示)以使滑阀4的内周面无论在该滑阀4工作中处于哪ー个位置都与阀导套15的外周面滑动接触。这样ー来，滑阀4的内周面就保持与机壳30的气缸壁31的内周面位于同一圆筒上的状态。因此，在本第三实施方式中，滑阀4不发生转动，滑阀4的内周面就不会干扰螺杆转子40的外周面。另ー方面，如图16(A) 图16⑶所示，构成上述喷出口 25的气缸侧喷出口 28包括主喷出ロ 28a和副喷出ロ 28b、28c、28d。主喷出ロ 28a是根据滑阀4在额定负荷运转状态下的位置来决定开ロ形状的通ロ，如图16(A) 图16(D)所示，该主喷出口 28a是在额定负荷运转状态和部分负荷运转状态下都会开放而不被滑阀4闭塞从而喷出流体的通ロ。而且，副喷出口 28b、28c、28d是根据滑阀4在部分负荷运转状态下的位置来决定开ロ形状的通ロ，并且该副喷出ロ 28b、28c、28d是在额定负荷运转状态下被滑阀4闭塞，在部分负荷运转状态下由滑阀4开放而喷出流体的通ロ。在本第三实施方式中，与多种部分负荷运转状态相对应设置有多个通ロ，作为上述副喷出口 28b、28c、28d。具体而言，上述副喷出口 28b、28c、28d包括三个与负荷率75%、负荷率50%和负荷率25%的运转状态相对应的通ロ。主喷出ロ 28a与各副喷出ロ 28b、28c、28d形成在彼此离开的位置上。而且，各副喷出口 28b、28c、28d形成为相对于主喷出口 28a更靠近吸入侧。图16(A) 图16(D)是表示在将螺杆转子40展开后的状态下滑阀4与气缸侧喷出口 28的位置关系的图。与负荷率75%运转状态相对应的副喷出口 28b (称为第一副喷出ロ 28b)形成于在如图16(A)所示的额定负荷运转状态下被滑阀4闭塞，而在如图16(B) 图16(D)所示的负荷率75%、负荷率50%和负荷率25%的运转状态下开放的位置上。与负荷率50%运转状态相对应的副喷出口 28c (称为第二副喷出口 28c)形成于在如图16(A)和图16(B)所示的额定负荷和负荷率75%的运转状态下被滑阀4闭塞,而在如图16(C)和图16(D)所示的负荷率50%和负荷率25%的运转状态下开放的位置上。而且，与负荷率25%运转状态相对应的副喷出口 28d(称为第三副喷出口 28d)形成于在如图16(A) 图16(C)所示的额定负荷、负荷率75%和负荷率50%的运转状态下被滑阀4闭塞，而在如图16(D)所示的负荷率25%的运转状态下开放的位置上。另ー方面，上述滑阀4的喷出侧端面4a形成为沿着与部分负荷运转状态下螺旋槽41在滑阀4喷出侧的倾斜相对应的方向傾斜。具体而言，如图16⑶和图16(C)所示，滑阀4的喷出侧端面4a根据在75%负荷到50%负荷之间的运转状态下螺旋槽的傾斜度(该倾斜度是将图16(B)和图16(C)中滑阀4的喷出侧端面4a的两个角点P、Q朝着轴直角方向投影到螺杆螺纹棱面42得到点P’、Q’，将点P’、Q’连接而成的线段P’ Q’所对应的傾斜度)来決定。也就是说，当螺杆转子40转动使得线段P’ Q’到达滑阀4的喷出侧端面4a的位置时，与线段PQ重合。而且，上述各副喷出口 28b、28c、28d的侧面沿着上述滑阀4的喷出侧端面4a的倾斜而倾斜形成。 上述各副喷出口 28b、28c、28d形成为宽度比作为滑阀4的喷出侧端面4a的倾斜基准的螺旋槽41的部分(线段P’Q’所对应的部分)的螺纹棱面宽度(称为螺杆的螺纹棱面宽度)窄。而且，上述多个副喷出口 28b、28c、28d形成为从喷出侧起越靠近吸入侧宽度越窄。如图16(A) 图16(D)所示，各副喷出口 28b、28c、28d的宽度根据在滑阀4的可动区域内，与滑阀4的喷出侧相对应的螺纹棱面宽度从喷出侧起越靠近吸入侧越窄的情况来进行设定的。除了与额定负荷运转状态相对应的主喷出口 28a之外，还设置有与75%负荷、50%负荷和25%负荷相对应的三个副喷出口 28b、28c、28d的理由如下。首先，季节性能系数作为制冷装置的性能系数(COP)已为众人所知。该季节性能系数的概念为在全年中存在负荷较大的时期、负荷较小的时期以及负荷中等程度的时期等，对各种负荷下的COP进行加权求出全年的C0P。该季节性能系数包括例如由美国空调制冷协会制定的综合部分负荷性能系数(IPLV，Integrated Part Load Value)。该IPLV规定为，如果用A表示额定负荷(负荷率100% )下的C0P，用B表示负荷率75%下的C0P，用C表示负荷率50%下的C0P，用D表示负荷率25%下的C0P，则IPLV由下式求出IPLV = 0. 01A+0. 42B+0. 45C+0. 12D。这意味着，如果对作为IPLV的对象的所有制冷机进行平均，则全年运转时间的45%为负荷率50%运转，全年运转时间的42%为负荷率75%运转，而负荷率25%运转和负荷率100%运转分别为全年运转时间的12%和1%。虽然认为加权数值在美国和日本不同，但是在计算季节性能系数时应当重视部分负荷下的COP这一点没有改变，为此优选提高部分负荷下的运转效率。因此，在本第三实施方式中，当滑阀4被设置在部分负荷运转状态的位置上时，通过增大气缸侧喷出口 28的面积以降低喷出阻力，能够防止由部分负荷运转状态下的压カ损耗造成的效率下降，由此提高季节性能系数。-运转エ作_以下对上述螺杆式压缩机I的压缩机构20和可变VI机构3的运转工作进行说明。
〈压缩机构〉上述电动机一起动，螺杆转子40就随着驱动轴21的转动而转动。闸转子50也随着该螺杆转子40的转动而转动，上述压缩机构20反复进行吸入行程、压缩行程和喷出行程。此处，着眼于图17中带网点的压缩室23进行说明。在图17(A)中，带网点的压缩室23与吸入室SI连通。而且，形成该压缩室23的螺旋槽41与位于图17(A)下侧的闸转子50的闸51啮合。在螺杆转子40转动时，则该闸51朝着螺旋槽41的末端相对移动，压缩室23的排量随之増大。结果，吸入室SI的低压气体制冷剂通过吸入ロ 24被吸向压缩室23。如果螺杆转子40进ー步转动，则成为图17(B)的状态。在图17(B)中，带网点的压缩室23成为封闭状态。也就是说，形成该压缩室23的螺旋槽41与位于图17(B)上侧的 闸转子50的闸51啮合，由该闸51将压缩室23与吸入室SI隔开。然后，当闸51随着螺杆转子40的转动而向螺旋槽41的末端移动时，压缩室23的排量逐渐减小。结果，压缩室23内的气体制冷剂被压缩。如果螺杆转子40再进ー步转动，则成为图17(C)的状态。在图17(C)中，带网点的压缩室23成为经由喷出ロ 25与喷出室S2连通的状态。然后，当闸51随着螺杆转子40的转动而向螺旋槽41的末端移动时，已被压缩的制冷剂气体从压缩室23被压出到喷出室S2。〈可变VI机构(排量比调节机构)〉接着，对可变VI机构3的工作进行说明。如上所述，如果在调节螺杆式压缩机I的工作排量时滑阀4滑动，则喷出ロ 25的喷出开始位置改变，结果喷出口 25的开度改变压缩行程的終止位置(喷出行程的开始位置)也改变。图11表示滑阀4向右滑动的状态，在该状态下喷出ロ 25在螺旋槽41的大致末端附近敞开，使制冷装置处于与在额定负荷下运转的状态相对应的高VI运转状态。在螺杆式压缩机I中，该状态是喷出时刻最晚的状态，压缩比也最大。图12表示滑阀4向左滑动的状态，在该状态下，喷出ロ 25在螺旋槽41的靠近中间的位置敞开，使制冷装置处于与在部分负荷下运转的状态相对应的低VI运转状态。这样一来，喷出时刻就比上述高VI运转状态(參照图11)早，压缩比也比高VI运转状态小。此处，在滑阀4位干与额定负荷运转状态相对应的位置即图16(A)的状态下，三个副喷出ロ 28b、28c、28d全都被滑阀4闭塞，主喷出ロ 28a开放而未被滑阀4闭塞。此时，已在压缩室23被压缩的制冷剂通过主喷出ロ 28a流向喷出室S2。在滑阀4位于与负荷率75%运转状态相对应的位置即图16⑶的状态下，第二副喷出口 28c和第三副喷出口 28d被滑阀4闭塞，主喷出口 28a和第一副喷出口 28b由滑阀4开放。此时，已在压缩室23被压缩的制冷剂通过主喷出ロ 28a和第一副喷出ロ 28b流向喷出室S2。在滑阀4位于与负荷率50%的运转状态相对应的位置即图16(C)的状态下，第三副喷出口 28d被滑阀4闭塞，主喷出口 28a、第一副喷出口 28b和第二副喷出口 28c由滑阀4开放。此时，已在压缩室23被压缩的制冷剂通过主喷出ロ 28a、第一副喷出ロ 28b和第二副喷出ロ 28c而流向喷出室S2。
在滑阀4位于与负荷率25%的运转状态相对应的位置即图16(D)的状态下，主喷出口 28a、第一副喷出口 28b、第二副喷出口 28c和第三副喷出口 28d都由滑阀4开放。此时，已在压缩室23被压缩的制冷剂通过主喷出ロ 28a、第一副喷出ロ 28b、第二副喷出ロ 28c和第三副喷出口 28d流向喷出室S2。这样ー来，在本第三实施方式中，在所有部分负荷运转状态下，不但从主喷出口28a喷出制冷剂，也从相应的副喷出口 28b、28c、28d喷出制冷剂。因此，喷出阻カ减小，压カ损耗下降。而且，在额定负荷运转状态下，制冷剂只从主喷出口 28a喷出。在本第三实施方式中，使滑阀4的喷出侧端面4a与部分负荷运转状态下螺旋槽41在滑阀4喷出侧的傾斜度(线段P’ Q’的傾斜度)相对应地傾斜。与之相対，如果使滑阀4的喷出侧端面4a与额定负荷运转状态下螺旋槽41在滑阀4喷出侧的傾斜度相对应地倾斜(參照图16(A)的双点划线)，则该倾斜度会很急，因此如图16⑶中双点划线所示，在处于部分负荷运转状态时，相邻的压缩室23有时会彼此连通。这样ー来，就无法获得所需的压缩比。另ー方面，在本第三实施方式中，将滑阀4的傾斜度设定为与螺旋槽41在部分负荷状态下的傾斜度相对应。在额定负荷运转状态下螺旋槽41的傾斜度比部分负荷状态下的傾斜度更急，因此在本第三实施方式中，在所有运转状态下，相邻的螺旋槽41 (压缩室23)都不会彼此连通。在本第三实施方式中，使各副喷出口 28b、28c、28d的侧面倾斜，并使各副喷出口28b、28c、28d的宽度从喷出侧起越靠近吸入侧就越窄，即从第一副喷出ロ 28b起越靠近第三副喷出口 28d就越窄，而且由于各副喷出口 28b、28c、28d的宽度比与各部分负荷相对应的螺杆螺纹棱面的宽度窄，因此能够在各副喷出ロ 28b、28c、28d由滑阀4开放时，使相邻的螺旋槽41 (压缩室23)彼此不连通的状态更加可靠。-第三实施方式的效果_根据本第三实施方式，除了主喷出ロ 28a之外还设置了副喷出ロ 28b、28c、28d，由此能降低由部分负荷下制冷剂的喷出阻力引起的压カ损耗。因此，能够提高部分负荷下的运转效率，进而能够使季节性能系数提高。而且，在额定负荷运转状态下制冷剂只从主喷出ロ 28a喷出，相邻的压缩室23彼此不连通，因而不会产生无法获得所需压缩比的不良现象。通过使滑阀4的喷出侧端面4a与部分负荷运转状态下螺旋槽在滑阀4喷出侧的傾斜度相对应地倾斜，能够防止在运转中出现由相邻的螺旋槽(压缩室23)彼此连通而造成的不良现象。而且，通过以上述方式特别规定各副喷出口 28b、28c、28d的宽度、倾斜度，能够更可靠地防止相邻的螺旋槽(压缩室23)彼此连通。具体而言，与部分负荷下滑阀4的位置相对应的螺旋槽41的傾斜度比与额定负荷下滑阀4的位置相对应的螺旋槽41的傾斜度更缓，因此滑阀4的喷出侧端面4a的倾斜变缓，副喷出ロ 28b、28c、28d侧面的倾斜也变缓。虽然认为该倾斜如果很急则相邻的压缩室23彼此连通，但在本第三实施方式中由于上述倾斜变缓，所以能够可靠地防止相邻的压缩室23彼此连通。因此，能够可靠地防止无法获得所需压缩比的不良现象。
在本第三实施方式中，使副喷出ロ 28b、28c、28d的宽度比螺杆螺纹棱面宽度更窄，再加上在滑阀4的可动区域内与滑阀4喷出侧相对应的螺纹棱面的宽度从喷出侧起越靠近吸入侧就越窄，各副喷出口的宽度28b、28c、28d也从喷出侧起越靠近吸入侧就越窄，因此副喷出口 28b、28c、28d不会跨越螺纹棱面，相邻的压缩室23(螺旋槽41)不会彼此连通。因此，能够更可靠地防止无法获得所需压缩比的不良现象。[第三实施方式的其它形态]对于上述第三实施方式，可以采用以下结构。例如，在上述第三实施方式中，除了主喷出ロ 28a之外还设置了三个副喷出ロ28b、28c、28d，但也可以只设置与75%负荷和50%负荷的运转状态相对应的两个副喷出口28b、28c。而且，根据不同情况，副喷出口可以设置ー个，也可以设置4个以上。此时，作为部分负荷而设定的值并不限于75%、50%和25%，可以适当改变。如图16(A)中双点划线所示，如果主喷出口 28a形成为主喷出口 28a的宽度达到滑阀4位于额定负荷下的位置时的喷出侧端面4a的P点位置，则能够进ー步降低喷出阻力。在上述第三实施方式中，只在图16(A) 图16(D)中滑阀4的下侧设置副喷出口 28b、28c、28d，但如图16(A)中双点划线所示，可以在滑阀4的下侧和上侧均设置副喷出口28b、28c、28d。这样ー来，能够进ー步增大喷出开ロ在部分负荷下的面积，因此能够更有效地降低制冷剂喷出时的压力损耗。以上实施方式是本质上优选的示例，并没有限制本发明，本发明的应用对象或本发明的用途范围等意图。-产业实用性_综上所述，本发明对于具备调节吸入排量与喷出排量之比率的可变VI机构(排量比调节机构)的单螺杆式压缩机很有用。-符号说明_I-单螺杆式压缩机；3_可变VI机构；4_滑阀；4a_喷出侧端面；23_压缩室；26_驱动机构；30_机壳；31_气缸壁；33_滑动槽；40_螺杆转子；41_螺旋槽；42_螺杆螺纹棱面(螺纹棱面)；42a-窄部。
权利要求
1.ー种单螺杆式压缩机，包括螺杆转子(40)、气缸壁(31)、驱动机构(26)和滑阀(4)，在该螺杆转子(40)的外周面形成有螺旋槽(41)，该螺旋槽(41)的一端为流体的吸入侧，另一端为喷出侧；该气缸壁(31)收纳所述螺杆转子(40)，所述螺杆转子(40)可转动；该驱动机构(26)驱动所述螺杆转子(40)，可根据负荷改变所述螺杆转子(40)的转速；该滑阀(4)设置在形成于所述气缸壁(31)上的滑动槽(33)内，面向所述螺杆转子(40)的外周面且可沿轴向移动，该滑阀(4)根据所述转速沿轴向移动以调节喷出开始位置，其特征在于 所述滑阀(4)的喷出侧端面(4a)形成为沿着与该喷出侧端面(4a)位于小于额定负荷的部分负荷运转状态下的滑动位置时所 面向的所述螺杆转子(40)的螺纹棱面(42)延伸方向相对应的方向延伸。
2.根据权利要求I所述的单螺杆式压缩机，其特征在于 所述滑阀(4)的喷出侧端面(4a)形成为沿着与该喷出侧端面(4a)位于负荷率50%以上75%以下运转状态下的滑动位置时所面向的所述螺杆转子(40)的所述螺纹棱面(42)延伸方向相对应的方向延伸。
3.根据权利要求2所述的单螺杆式压缩机，其特征在于 所述滑阀(4)的喷出侧端面(4a)形成为沿着与该喷出侧端面(4a)位于负荷率50%以上75%以下运转状态下的滑动位置时所面向的所述螺杆转子(40)的所述螺纹棱面(42)的吸入侧端相对应的方向延伸。
4.根据权利要求3所述的单螺杆式压缩机，其特征在于 所述滑阀(4)的喷出侧端面(4a)形成为与该喷出侧端面(4a)位于负荷率50%以上75%以下运转状态下的滑动位置时所面向的所述螺杆转子(40)的所述螺纹棱面(42)的吸入侧端相对应的曲面形状。
5.根据权利要求I所述的单螺杆式压缩机，其特征在于 所述滑阀(4)的喷出侧端面(4a)形成为沿着与所述螺杆转子(40)的所述螺纹棱面(42)的宽度最窄的窄部(42a)的延伸方向相对应的方向延伸。
全文摘要
单螺杆式压缩机(1)包括螺杆转子(40)、具备气缸壁(31)的机壳(30)、驱动机构(26)和滑阀(4)，该气缸壁(31)收纳该螺杆转子(40)，螺杆转子(40)可转动；该驱动机构(26)驱动上述螺杆转子(40)，可根据负荷改变工作排量；该滑阀(4)设置在形成在上述气缸壁(31)上的滑动槽(33)内，面向上述螺杆转子(40)的外周面且可沿轴向移动，该滑阀(4)根据上述工作排量沿轴向移动以调节喷出开始位置。上述滑阀(4)的喷出侧端面(4a)形成为沿着与该喷出侧端面(4a)位于部分负荷运转状态下的滑动位置时所面向的螺杆螺纹棱面(42)相对应的方向延伸。
文档编号F04C28/12GK102656367SQ20108005687
公开日2012年9月5日 申请日期2010年12月22日 优先权日2009年12月22日
发明者M·A·侯赛因, 上野广道, 增田正典 申请人:大金工业株式会社