CN102803732A - 单螺杆压缩机 - Google Patents

Abstract

单螺杆压缩机（1）包括在规定的范围内对压缩室(23)的压缩比进行调节的调节机构(3)。调节机构(3)在即将使运转中的螺杆转子(40)停止以前或者使运转中的螺杆转子(40)停止时使压缩比为最低压缩比。

Description

单螺杆压缩机

技术领域

本发明涉及一种单螺杆压缩机，特别涉及使闸转子的耐久性提高的技术措施。

背景技术

到目前为止已知有这样的单螺杆压缩机，其包括伴随着螺杆转子的旋转运动对制冷剂进行压缩的压缩机构。

例如在专利文献1中所记载的单螺杆压缩机(以下简称为螺杆压缩机)中，螺杆转子安装在汽缸内部，闸转子与该螺杆转子相啮合。于是，在形成在螺杆转子的外周上的螺旋槽内部，在闸转子的闸、螺杆转子和汽缸内壁之间就会划分出压缩室。在螺杆压缩机中，在螺杆转子的轴向一端周围(吸入侧)形成有吸入口，在螺杆转子的轴向另一端周围(喷气侧)形成有喷出口。

在单螺杆压缩机进行运转的时候，流体经吸入口流入螺旋槽内。在该螺旋槽内伴随着螺杆转子的旋转划分出压缩室。当螺杆转子自该状态进一步旋转时，处于封住流体之状态下的压缩室的体积就会逐渐减小，这样压缩室内的流体就逐渐被压缩。当螺杆转子自该状态进一步旋转时，压缩室和喷出口便会连通。其结果，压缩室内的高压流体通过喷出口喷向规定的空间。

现有技术文献

专利文献1：日本公开特许公报特开2004-137934号公报

发明内容

－发明要解决的技术问题－

在使上述的螺杆压缩机刚刚停止运转后不久，有可能出现所谓的逆压差现象，即螺旋槽内的流体的压力比螺杆转子吸入侧的压力低。对这一点做详细的说明。

在螺杆压缩机进行运转时，在螺杆转子的喷出侧和吸入侧之间会产生规定的压差(所谓的高低压差)。因此，在螺杆压缩机刚刚停止运转后不久有时会出现以下情况，即螺杆转子朝着与正常运转时相反的方向旋转，螺杆转子喷出侧的流体通过螺旋槽内朝着螺杆转子吸入侧逆向流动。若如上所述流体逆向流动，那么螺旋槽内封存有流体的腔室的容积就会逐渐扩大，该流体会膨胀而被减压。这样的流体的减压程度(即膨胀比)由正常运转时螺杆转子中流体的压缩比决定。

另一方面，在螺杆压缩机刚刚停止后不久，所述高低压差会逐渐减小。因此，螺杆转子喷出侧的压力迅速降低，螺杆转子吸入侧的压力迅速升高。在这样的状态下，若如上所述流体逆向流动，处于压力比正常运转时低之状态下的喷出侧流体就会按所述规定的膨胀比而被减压。相对于此，吸入侧流体处于压力比通常运转时高的状态。因此，在螺杆压缩机杠杆刚刚停止后不久，有可能产生所谓的逆压差现象即螺旋槽内的流体的压力比螺杆转子吸入侧的压力低。

如果如上所述螺旋槽内的压力和吸入侧的压力的大小关系与正常运转时相反，则用于对螺旋槽内部进行分隔的闸就会被朝着与正常运转时相反的方向推去。对这一点做具体的说明。

在闸转子上设置闸是为了对螺旋槽内部和安装有闸转子的螺旋槽外部空间(吸入侧空间)进行分隔。因此，在进行螺旋槽内的压力高于螺旋槽外部空间的压力的正常运转的时候，流体的压力会按照从螺旋槽内部朝向外部的方向作用于闸上。因此，设计闸转子时，以这样的正常运转时的状态为基准，在闸和螺杆转子之间确保规定的密封。

另一方面，如果在螺杆压缩机刚刚好停止后不久就出现所述逆压差现象，螺旋槽内的压力就会比螺旋槽外部空间的压力低。这样流体的压力就会按从螺旋槽外部朝向内部的方向作用于闸上，所以闸就会被朝着与上述正常运转时相反的方向推去。在这样的状态下，如果螺杆转子逆向旋转，闸就会在与正常运转时不同的部位和螺杆转子接触。其结果就有可能导致以下不良现象发生，即，例如树脂制闸例如会从闸转子的臂部脱落或者闸的密封部的磨损会加快。

本发明正是鉴于上述问题而完成的，其目的在于：在螺杆压缩机刚刚停止后不久抑制逆压差现象的发生，进而使闸转子的耐久性提高。

-用以解决技术问题的技术方案-

第一方面发明以单螺杆转子为对象。其包括螺杆转子40、闸转子50、驱动机构15、汽缸31以及喷出口25。螺旋槽41形成在该螺杆转子40的外周面上，螺杆转子40的轴向一端成为流体的吸入侧，螺杆转子40的轴向另一端成为喷出侧。在该闸转子50上与所述螺旋槽41啮合的多个闸51形成为放射状。该驱动机构15使所述螺杆转子40旋转。该汽缸31内安装有所述螺杆转子40来在所述螺旋槽41内划分出流体的压缩室23。该喷出口25用以使所述压缩室23的流体向所述螺杆转子40的喷出侧流出。而且，该单螺杆转子包括：在规定的范围内对所述压缩室23的压缩比进行调节的调节机构3。在即将使运转中的螺杆转子40停止以前或者在使运转中的螺杆转子40停止时，所述调节机构3使所述压缩室23的压缩比为最低压缩比。

在第一方面发明的单螺杆压缩机中，当螺杆转子40被驱动机构15驱动旋转时，流体便被吸入螺旋槽41内。当伴随着螺杆转子40旋转，螺旋槽41内的压缩室23的容积变小时，压缩室23内的流体就会被压缩。但螺杆转子40进一步旋转，压缩室23和喷出口25连通以后，压缩室23内的流体就会通过喷出口25朝着压缩室23外部喷出。

在本发明的单螺杆压缩机中设置有调节机构3，用以调节压缩室(23)的压缩比(即吸入容积Vs与喷出容积Vd之比(容积比：VI(＝Vs／Vd))。因此，在本发明的单螺杆压缩机中，能够根据运转条件、用途等使压缩室(23)的压缩比在规定的范围内变化。

在本发明中，在即将使运转中的螺杆转子40停止以前或者使运转中的螺杆转子40停止时，由调节机构3将压缩比设定为最低压缩比。也就是说，本发明的压缩室23的压缩比能够由调节机构3进行调节而在从规定的最低压缩比到规定的最大压缩比的范围内发生变化。在单螺杆压缩机停止运转的那一时刻，该压缩比成为所述范围中的最低压缩比。这样就能够避免在单螺杆压缩机刚刚停止后不久发生上述逆压差现象。

具体而言，如果在单螺杆压缩机停止运转时将压缩比设定为最低压缩比，则即使螺杆转子40由于高低压差而逆向旋转，流体在螺旋槽41内逆向流动，也能够使流体螺旋槽41内膨胀而减压的程度(即膨胀比)更小。也就是说，螺杆转子40逆向旋转时流体的膨胀比由正常运转时的压缩比决定，该压缩比越大，逆向旋转时的膨胀比也会越大。相对于此，在本发明中，因为在单螺杆压缩机停止时将压缩比设定为最低压缩比，所以即使螺杆转子40逆向旋转，流体也仅会在最低的膨胀比下被减压。其结果，能够防逆压差现象于未然，即，在单螺杆压缩机刚刚停止运转后不久，螺旋槽内的流体的压力比螺杆转子40吸入侧的压力低。

第二方面发明是这样的，在第一方面发明中，包括用以在所述螺杆转子40停止时抑制该螺杆转子40逆向旋转的逆转抑制机构15、82。

在第二方面发明中，在螺杆转子40停止时由逆转抑制机构15、82抑制螺杆转子40逆向旋转。其结果，能够抑制螺杆转子40喷出侧的流体朝着吸入侧逆向流动，进而也就能够抑制所述逆压差现象发生。

第三方面发明是这样的，在第二方面发明中，包括机壳30和喷出管26。该机壳30上形成有喷出室S2，来自所述喷出口25的流体从该喷出室S2流出。该喷出管26连接在所述机壳30上与所述喷出室S2连通，所述逆转抑制机构15、82是对从所述喷出室S2流向所述喷出口25的流体施加阻力的逆流阻挡部82。

在第三方面发明的单螺杆压缩机中设置有作为逆转抑制机构的逆流阻挡部82。在螺杆转子40停止时逆流阻挡部82对自喷出管26流向喷出室S2的流体施加阻力。这样便能够抑制流体在单螺杆压缩机刚刚停止后不久逆向流动，进而也就能够抑制螺杆转子40逆向旋转。

第四方面发明是这样的，在第二方面发明中，所述逆转抑制机构15、82是对所述螺杆转子40的逆向旋转施加阻力并作为所述驱动机构的带再生制动功能的马达15。

在第四方面发明中，作为驱动机构的带再生制动功能的马达15构成逆转抑制机构。也就是说，如果在单螺杆压缩机刚刚停止后不久流体逆向流动，螺杆转子40逆向旋转的话，带再生制动功能的马达15就会对该逆向旋转施加制动(旋转阻力)。这样就能够在带再生制动功能的马达15中将螺杆转子40的动能作为电能回收起来。

第五方面发明是这样的，在第一到第四方面任一方面的发明中，所述调节机构3具有滑槽33、滑阀4以及变位部10b、31a。该滑槽33沿着该汽缸31的轴向形成在所述汽缸31的内壁上。该滑阀4能够滑动地与该滑槽33嵌合，使所述压缩室23和所述喷出口25的连通位置能够发生变化。该变位部10b、31a在即将使运转中的螺杆转子40停止以前或者在使运转中的螺杆转子40停止时，使滑阀4变位而让滑阀4处于离所述螺杆转子40的吸入侧最近的第一位置。

第五方面发明的调节机构3具有滑槽33、滑阀4和变位部10b、31a。当滑阀4在滑槽33的内部沿轴向变位时，压缩室23和喷出口25的连通位置就会发生变化。具体而言，当滑阀4离螺杆转子40的吸入侧较近时，压缩室23和喷出口25连通的时刻就早。其结果是，压缩室23的压缩比变得较小。另一方面，当滑阀4离螺杆转子40的吸入侧较远时，压缩室23和喷出口25连通的时刻就晚。其结果，压缩室23的压缩比变得较大。如上所述，本发明的调节机构3通过调节滑阀4的位置来调节压缩室23和喷出口25连通的时刻，进而在规定的范围内对压缩室23的压缩比进行调节。

在本发明中，在即将使运转中的螺杆转子40停止以前或者使运转中的螺杆转子40停止时，由变位部10b、31a使滑阀4移动到第一位置(离螺杆转子吸入侧最近的位置)。其结果，因为在使单螺杆压缩机停止的那一时刻压缩比成为最低压缩比，所以能够可靠地避免所述逆压差现象。

第六方面发明是这样的，在第五方面发明中，所述调节机构3构成为：当所述滑阀4位于第一位置时，所述螺杆转子40的吸入侧空间S1和所述喷出口25通过所述螺旋槽41相连通。

在第六方面发明中，在当单螺杆压缩机停止时滑阀4位于第一位置的状态下，螺杆转子40喷出侧的喷出口25和螺杆转子40的吸入侧通过螺旋槽41直接连通。这样一来，即使在单螺杆压缩机停止时螺杆转子40的喷出侧的流体在螺旋槽41内逆向流动，该螺旋槽41内的流体也不会膨胀，而是会朝着螺杆转子40的吸入侧流出。也就是说，在本发明中，即使螺杆转子40发生了逆向旋转，也会因为流体的膨胀比实质上是1.0，而能够进一步可靠地避免所述逆压差现象。

－发明的效果－

根据本发明，在即将使螺杆转子40停止以前或者使螺杆转子40时，将压缩比设定为最低压缩比。因此，在单螺杆压缩机停止时能够避免出现所谓的逆压差现象，即能够避免螺旋槽41内部的压力比螺杆转子40吸入侧的压力低。若如上所述避免了逆压差现象，那么，就能够避免在螺杆转子40进行逆向旋转的过程中，闸转子50上的闸51被朝着与正常运转时相反的方向推去。这样就能够避免以下不良现象，例如树脂制闸51从闸转子50的臂部脱落，或者闸转子50上的闸51的密封部的磨损加快。因此而能够使闸转子50的耐久性提高。

特别是在第二方面发明中，因为由逆转抑制机构15、82抑制螺杆转子40逆向旋转，所以能够防由于这样的螺杆转子40的逆向旋转而引起的逆压差现象于未然。而且，在本发明中，即使发生了逆压差现象，也能够降低螺杆转子40逆向旋转的速度。因此，能够抑制上述的闸51从臂部脱落，或者闸51磨损。

在第三方面发明中，由逆流阻挡部82对自喷出室S2朝向喷出口的流体的流动施加阻力。因此，利用较简单的结构即能够抑制螺杆转子40逆向旋转。

在第四方面发明中，因为使驱动机构由带再生制动功能的马达15构成，所以既能够抑制螺杆转子40逆向旋转，还能够将逆向旋转的螺杆转子40的动能(换句话说，逆向流动的流体的动能)作为电能回收起来。因此，能够谋求提高该单螺杆压缩机的节能性。

在第五方面发明中，在即将使螺杆转子40停止以前或者使螺杆转子40停止时，让滑阀4位于第一位置。其结果，能够可靠地使单螺杆压缩机刚刚停止不久的压缩比为最低压缩比，从而发挥上述作用，收到上述效果。

特别是，在第六方面发明中，通过使滑阀4位于第一位置，螺杆转子40的喷出侧和吸入侧便会通过螺旋槽41而直接连通。因此，即使螺杆转子40逆向旋转，流体逆向流动，也能够可靠地防止该流体在螺旋槽41内膨胀进而减压。其结果，因为能够可靠地避免逆压差现象，所以能够有效地提高螺杆转子40的耐久性。

附图说明

图1是纵向剖视图，以对应于额定负荷的最大VI运转状态示出了本发明实施方式所涉及的螺杆压缩机的主要部分的结构。

图2是纵向剖视图，以对应于部分负荷的低VI运转状态示出了图1中的螺杆压缩机的主要部分的结构。

图3是沿图1中III－III线剖开的横向剖视图。

图4是取出螺杆压缩机的主要部分而示出的立体图。

图5是示出螺杆压缩机的螺杆转子的立体图。

图6是示出螺杆压缩机的压缩机构的工作过程的俯视图，其中图6(A)示出吸入行程，图6(B)示出压缩行程，图6(C)示出喷出行程。

图7是示出最大VI运转状态下压缩机构的工作过程的展开图，示出螺杆转子按照图7(A)、图7(B)、图7(C)、图7(D)这样的顺序正向旋转的情况。

图8是示出中间VI运转状态下压缩机构的工作过程的展开图，示出螺杆转子按照图8(A)、图8(B)、图8(C)、图8(D)这样的顺序正向旋转的情况。

图9是示出停止状态下的螺杆压缩机的主要部分的结构的纵向剖视图。

图10是示出在螺杆压缩机已停止时压缩机构的工作过程的展开图，示出了螺杆转子按照图10(A)、图10(B)、图10(C)、图10(D)这样的顺序逆向旋转的情况。

图11是实施方式所涉及的逆流阻挡阀的结构略图，其中图11(A)是纵向剖视图，图11(B)是后视图。

图12是在螺杆转子正向旋转的状态下逆流阻挡阀的纵向剖视图，箭头表示流体的流动方向。

图13是在螺杆转子逆向旋转的状态下逆流阻挡阀的纵向剖视图，箭头表示逆向流动的流体的流动方向。

图14是变形例1所涉及的逆流阻挡阀的结构略图，图14(A)是纵向剖视图，14(B)是后视图。

具体实施方式

下面，参照附图对本发明的实施方式做详细的说明。

本发明所涉及的单螺杆压缩机1(以下简称为螺杆压缩机)用在对较大规模大楼等里的各个房间进行空调的冷却单元中。该冷却单元构成让制冷剂回路中的制冷剂循环而进行蒸气压缩式制冷循环的制冷装置，单螺杆压缩机1连接在该制冷剂回路中。

螺杆压缩机1包括压缩机构20、用以驱动压缩机构20的驱动机构15以及用以调节压缩机构20的容积比VI的可变VI机构3。螺杆压缩机1包括用来安装压缩机构20和驱动机构15的机壳30。

如图1～图3所示，压缩机构20包括形成在机壳30内的汽缸壁31、一个设置在该汽缸壁31中且能够旋转的螺杆转子40以及两个与该螺杆转子40啮合的闸转子50。

机壳30内通过划分而形成有面对压缩机构20的吸入口24的吸入室S1、和面对压缩机构20的喷出口25的喷出室S2。机壳30上连接有喷出管26，该喷出管26与喷出室S2连通。喷出管26是用以将喷出室S2内的制冷剂送到机壳30外部(制冷剂回路的高压制冷剂管道系统)的管道。

所述汽缸壁31的周向两处位置形成有朝着径向外侧鼓出且使所述吸入室S1和喷出室S2连通的连通部32。该连通部32包括沿汽缸壁31的轴向延伸的滑槽33，后述滑阀4能够沿轴向移动地安装在该滑槽33中。此外，所述喷出口25包括形成在滑阀4上的阀侧喷出口27和形成在汽缸壁31上的汽缸侧喷出口28。

驱动机构15具有插入螺杆转子40中的驱动轴21和让该驱动轴21旋转的电动机16。螺杆转子40和驱动轴21通过键22连结。这样螺杆转子40即会被驱动机构15驱动旋转。

驱动轴21与螺杆转子40同轴布置。驱动轴21的端部能够旋转地支承在位于压缩机构20喷出侧(以图1中驱动轴21的轴向为左右方向时的右侧)的轴承座60上。该轴承座60通过球轴承61支承驱动轴21。螺杆转子40可旋转地与汽缸壁31嵌合，螺杆转子40的外周面通过油膜与汽缸壁31的内周面滑动接触。

电动机16构成为：其转速能够通过变频控制加以调节。这样螺杆压缩机1就能够通过调节电动机16的转速来改变其排气量。螺杆压缩机1的排气量(每单位时间从压缩机构20喷出的制冷剂的喷出量)根据制冷剂回路的利用侧负荷进行控制。此时，对可变VI机构3的滑阀4进行控制，以便成为相对于根据利用侧负荷控制的排气量能够获得最佳压缩效率的容积比(压缩比)。具体而言，滑阀4的位置视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排气量而在螺杆转子40的轴向上发生变化。此外，对额定负荷的运转状态(图1所示的状态)和部分负荷的运转状态(图2所示的状态)做一比较可知，在螺杆压缩机1中，滑阀4移动到图1中左侧(吸入侧)时，负荷较小的运转状态下所述汽缸侧喷出口28的面积更大。

图4、图5所示螺杆转子40是形成为大致圆柱状的金属制部件。在螺杆转子40的外周面上形成有多个(在本实施方式中为6个)螺旋槽41，该螺旋槽41从螺杆转子40的一端(流体(制冷剂)的吸入侧端部)朝向另一端(喷出侧端部)螺旋状延伸。

螺杆转子40上的各螺旋槽41情况相同，即图5中的左端(吸入侧端部)成为始端，图5中的右端成为终端(流体喷出侧)。螺杆转子40在该图5中的左端部形成为斜面。在图5所示的螺杆转子40中，螺旋槽41的始端朝着形成为斜面的左端面开放，螺旋槽41的终端未朝着其右端面开放。螺杆转子40上的螺旋槽41在吸入侧端部朝着吸入室S1开放，该开放部分成为所述压缩机构20的吸入口24。

各闸转子50是树脂制部件。形成为长方形板状的多个(在本实施方式中为11个)闸51放射状地设置在各闸转子50上。各闸转子50相对于螺杆转子40的旋转轴呈轴对称状态地布置在汽缸壁31外侧。在本实施方式的螺杆压缩机1中，两个闸转子50以等角度间隔(在本实施方式中间隔为180°)布置在螺杆转子40的旋转中心轴的周围。各闸转子50的轴心与螺杆转子40的轴心垂直。各闸转子50布置成其上的闸51贯穿汽缸壁31的一部分(未图示)与螺杆转子40的螺旋槽41啮合。

闸转子50安装在金属制转子支承部件55上(参照图4)。转子支承部件55包括基部56、臂部57和轴部58。基部56形成为厚度较厚的圆板状。该臂部57从该基部56的外周面朝着外侧放射状延伸，其数量与闸转子50上的闸51的数量相等。轴部58形成为杆状，立着设置在基部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。

其上安装有闸转子50的转子支承部件55安装在闸转子室90内，该闸转子室90与汽缸壁31相邻，是通过划分机壳30的内部空间而形成的(参照图3)。闸转子室90与吸入室S1相连通，呈低压环境。也就是说，螺杆转子40吸入侧的制冷剂的压力作用于闸转子50上。

布置在图3中螺杆转子40右侧的转子支承部件55以闸转子50成为下端一侧的状态设置好。另一方面，布置在图3中螺杆转子40左侧的转子支承部件55以闸转子50成为上端一侧的状态设置好。各转子支承部件55的轴部58能够旋转地通过球轴承92、93支承在闸转子室90内的轴承套（bearing housing）91上。

在压缩机构20中，由汽缸壁31的内周面、螺杆转子40的螺旋槽41和闸转子50上的闸51包围起来的空间成为压缩室23。压缩室23由位于图3中水平方向中心线上侧的第一压缩室23a和位于该中心线下侧的第二压缩室23b构成(参照图5)。

如上所述，螺杆压缩机1包括用来调节压缩机构20的容积比VI的可变VI机构(调节机构)3。该容积比VI指的是压缩机构20的吸入容积Vs与喷出容积Vd之比(Vs／Vd)。换句话说，该容积比VI指的是压缩机构20的压缩比。

可变VI机构3具有上述滑槽33和滑阀4、用以改变滑阀4在滑槽33内的位置的阀变位机构18。而且，阀变位机构18具有液压缸5和压力调节机构70(参照图1和图2)。

第一压缩室23a和第二压缩室23b中各设置有一个滑阀4。滑阀4能够滑动地嵌合在滑槽33中。在滑槽33内，滑阀4构成为：能够在离螺杆转子40的吸入侧(吸入口24)最近的位置(第一位置)和离吸入口24最远的位置(第二位置)之间进退。此外，当滑阀4位于第一位置时，滑槽33的轴向一端周围(吸入侧)的内壁和滑阀4的轴向一端周围的端部接触。也就是说，在汽缸壁31上形成有与滑阀4抵接的抵接部31a，来将滑阀4保持在第一位置。

在滑阀4的轴向另一端部形成有与轴向倾斜的倾斜面4a(参照图7(A))。该倾斜面4a形成为：伴随着螺杆转子40朝着旋转方向(图7(A)所示的箭头方向)旋转，使喷出口25的开口宽度增大。

在压缩机构20中，喷出口25的开口面积随着滑阀4的位置而变化(参照图7、图8和图10)。这样压缩室23a、23b和喷出口25相连通的位置就会改变。其结果，从压缩室23a、23b喷出制冷剂的喷出行程的时刻得到调节，容积比VI得到调节。此外，上述汽缸侧喷出口28的开口形状是以滑阀4位于第二位置时为基准决定下来的。具体而言，汽缸侧喷出口28构成为：无论滑阀4位于从第一位置到第二位置之间的哪一个位置，该汽缸侧喷出口28都不会被滑阀4堵住，总是开着的，制冷剂能够喷出。

当滑阀4位于图7所示的第二位置时，压缩室23a、23b和喷出口25在离吸入口24最远的位置（离喷出室S2最近的位置)连通。这样压缩室23a、23b的喷出行程的开始时刻(压缩行程的结束时刻)就变得最晚，容积比VI就成为最大容积比VImax(即最大压缩比)。另一方面，当滑阀4位于图10所示的第一位置时，压缩室23a、23b和喷出口25则在离吸入口24最近的位置连通。这样压缩室23a、23b的喷出行程的开始时刻(压缩行程的结束时刻)就最早，容积比VI就成为最低容积比VImin(即最低压缩比)。

液压汽缸5包括：缸体6、装在该缸体6内的活塞7、与该活塞7的活塞杆8连结的臂9、连结该臂9和滑阀4的连杆10a以及朝着图1中的左方(将臂9拉向机壳30的方向)对臂9施力的弹簧10b。弹簧10b构成朝着螺杆转子40的吸入侧对滑阀4施力的施力机构。

缸体6内部形成有由活塞7划分出的两个汽缸室11、12。具体而言，在活塞7的轴向一端周围(图1中活塞7的左侧)形成有第一汽缸室11，在活塞7的轴向另一端周围(图1中活塞7的右侧)形成有第二汽缸室12。两汽缸室11、12内部的压力基本上与高压制冷剂(喷出制冷剂)的压力相等。

压力调节机构70利用压缩室23吸入侧的制冷剂的压力和压缩室23喷出侧的制冷剂的压力差使滑阀4移动。压力调节机构70具有第一到第三连通管71、72、73和与各连通管71、72、73相对应的第一到第三开关阀74、75、76。各连通管71、72、73的一端与第二汽缸室12连接，另一端与吸入室S1相连通。在第二汽缸室12中，第一连通管71的连接口设置在比第二连通管72的连接口更靠近活塞7的位置。而且，在第二汽缸室12中，第二连通管72的连接口设置在比第三连通管73的连接口更靠近活塞7的位置。各开关阀74、75、76由用于打开、关闭连通管71、72、73的电磁阀构成。螺杆压缩机1包括控制器(控制部）80(参照图1和图2)，该控制器80用来控制各开关阀74、75、76的开关状态、电动机16的运转状态(电动机16的工作／非工作、工作频率)。

本实施方式的螺杆压缩机1构成为：在进行螺杆转子40的转速达到规定转速的恒速运转时适当地改变容积比VI。具体而言，在螺杆压缩机1进行恒速运转时，压缩机构20的排气量根据制冷剂回路利用侧的负荷而改变，因此也就改变容积比VI以与该排气量的变化相适应。

更详细而言，在例如利用侧负荷是额定负荷(100％负荷)的情况下，驱动轴21的转速较大，排气量也较大。在该情况下，调节滑阀4的位置以使容积比VI成为最大容积比VImax(例如VImax＝3.0)。而且，在例如利用侧负荷是部分负荷的情况下，驱动轴21的转速较小，排气量也较小。在该情况下，调节滑阀4的位置以使容积比VI成为比最大容积比VImax小的规定容积比(例如中间容积比VImid＝1.5)。如上所述，在螺杆压缩机1进行恒速运转时，在规定的控制范围(例如VI＝1.5～3.0的范围)内对压缩机构20的容积比VI进行调节。

本实施方式的螺杆压缩机1，在使运转中的螺杆转子40停止之际(即，使螺杆压缩机1停止运转之际)容积比VI被调节为最低容积比。具体而言，在本实施方式中，在即将使螺杆转子40停止以前，处于受弹簧10b作用之状态下的滑阀4与抵接部31a抵接而被保持在第一位置上。其结果，之后在螺杆转子40停止的那一时刻容积比VI成为最低容积比VImin。如上所述，在本实施方式中，弹簧10b和抵接部31a构成在螺杆转子40即将停止以前使滑阀4变位到第一位置的变位部。

此外，本实施方式的最低容积比VImin小于恒速运转下的容积比VI的控制范围(VI＝1.5～3.0的范围)小。而且，在本实施方式中，最低容积比VImin被设定为1.0。

在本实施方式的螺杆压缩机1中，在螺杆转子40的喷出侧设置有逆流阻挡阀82(例如参照图1)。该逆流阻挡阀82设置在喷出口25和喷出管26之间的流路上。逆流阻挡阀82构成逆流阻挡部，该逆流阻挡部在螺杆压缩机1刚刚停止后不久螺杆转子40发生了逆向旋转时(详情后述)，对自喷出室S2流向喷出口25的制冷剂施加阻力。

具体而言，如图11和图12所示，逆流阻挡阀82具有：其上形成有圆形开口84a的阀座部84、用来打开或关闭该阀座部84内的开口84a的阀体85、支承着阀体85使该阀体85能够旋转的阀体支承部86。阀座部84跨越连接喷出口25和喷出管26的制冷剂流路而设。阀座部84的开口84a的轴向一端朝向喷出口25一侧，轴向另一端朝向喷出管26侧空间。

阀体85形成为能够打开或关闭阀座部84上的开口84a的近似圆板状。阀体85的外径比开口84a的内径大。如果以正常运转时制冷剂的流动方向(参照图12)为基准，阀体85则是设置在阀座部84的下游侧。在阀体85上形成有近似圆筒状的连通孔85a。连通孔85a沿轴向贯通从阀体85的轴心朝着径向外侧偏心的部位。

阀体支承部86使阀体85转动，以便阀体85能够将开口84a打开或者关闭。这样，阀体85就能够根据制冷剂的流动方向在使开口84a开放的位置(图12所示的位置)和将开口84a盖起来的位置(图13所示的位置)之间变位。更具体而言，在正常运转(螺杆转子40正向旋转的运转)下，制冷剂按图12所示的方向流动，阀体85受该制冷剂的压力的作用而变位到使开口84a开放的位置。另一方面，如果在正常运转刚刚体停止后不久螺杆转子40发生了逆向旋转，制冷剂则会朝着图13所示的方向逆向流动，阀体85就会受制冷剂的压力的作用而变位到将开口84a关闭的位置。

开口84a被关闭以后，逆向流动的制冷剂就会通过连通孔85a被送往喷出口25一侧。如上所述，逆流阻挡阀82对自喷出室S2流向喷出口25的流体施加阻力，抑制螺杆转子40逆向旋转。也就是说，逆流阻挡阀82构成用以在螺杆压缩机1停止时抑制螺杆转子40逆向旋转的逆转抑制机构。

－工作过程－

对螺杆压缩机1的工作过程做说明。

〈基本工作过程〉

首先，参照图6对螺杆压缩机1的基本工作过程做说明。

处于运转过程中的螺杆压缩机1的压缩机构20，重复地依次进行图6(A)所示的吸入行程、图6(B)所示的压缩行程和图6(C)所示的喷出行程。在以下说明中，重点放在图6中用小黑点表示的压缩室23上。

在图6(A)中，用小黑点表示的压缩室23与吸入室S1连通。已形成该压缩室23的螺旋槽41与位于该图下侧的闸转子50上的闸51啮合。当螺杆转子40旋转时，该闸51就朝着螺旋槽41的终端做相对移动，压缩室23的容积伴随于此而增大。其结果，吸入室S1内的低压气态制冷剂通过吸入口24被吸入压缩室23内。

螺杆转子40进一步旋转，则成为图6(B)所示的状态。在该图6(B)中，用小黑点表示的压缩室23处于完全封闭状态。也就是说，已形成该压缩室23的螺旋槽41与位于该图上侧的闸转子50上的闸51啮合，由该闸51将螺旋槽41与吸入室S1隔开。当闸51伴随着螺杆转子40旋转而朝着螺旋槽41)的终端移动时，压缩室23的容积就逐渐缩小。其结果，压缩室23内的气态制冷剂被压缩。

螺杆转子40进一步旋转，则成为图6(C)所示的状态。在该图6(C)中，用小黑点表示的压缩室23成为通过喷出口25与喷出室S2连通的状态。当闸51伴随着螺杆转子40旋转而朝着螺旋槽41的终端移动时，已压缩的高压气态制冷剂就会从压缩室23通过喷出口25被压向喷出室S2。

已朝着喷出室S2流出的高压气态制冷剂通过逆流阻挡阀82。在螺杆压缩机1正常运转时，该高压气态制冷剂的压力作用于阀体85的一端面(图12所示左侧的端面)。因此，如图12所示，阀体85变位到将阀座部84的开口84a打开的位置。因此，高压气态制冷剂依次通过开口84a和阀体85周围。已通过逆流阻挡阀82的制冷剂经由规定流路，从喷出管26朝着机壳30外部流出(参照图1)。该制冷剂被送往制冷剂回路的高压气态制冷剂管道系统，用于进行制冷循环。

〈恒速运转时对容积比VI的调节动作〉

接下来，说明在螺杆压缩机1进行恒速运转时是如何调节容积比VI的。当螺杆压缩机1进行恒速运转时，至少能够进行最大VI运转和中间VI运转。

［最大VI运转］

在制冷装置的负荷是额定负荷的情况下，压缩机构20的压缩室23的容积比VI被调节为最大容积比VImax(例如VImax＝3.0)。具体而言，如果制冷装置的负荷是额定负荷，电动机16的工作频率则由控制器80控制为最大频率，驱动轴21的转速为高速。其结果，压缩机构20的排气量也就成为最大排气量。由控制器80将第一开关阀74和第二开关阀75控制为关闭状态，由控制器80将第三开关阀76控制为打开状态。

第三开关阀76成为打开状态以后，与第一汽缸室11的内压相比，与吸入室S1连通的第二汽缸室12的内压相对就较低。因此，活塞7就会朝着第二汽缸室12一侧(图1中的右侧)移动。如图1所示，当该活塞7移动到将第三连通管73堵起来的位置时，第二汽缸室12的压力就上升，活塞7就移动到第一汽缸室11一侧(图1中的左侧)。于是，第三连通管73的开口端就再次被打开，第二汽缸室12的内压再次下降。其结果，活塞7再次移动到将第三连通管73的开口端堵起来的位置。如上所述，活塞7实质上被保持在第三连通管73的开口端附近(参照图1)。其结果，与活塞7连结的滑阀4保持在离吸入口24最远的第二位置上。

如图7所示，在滑阀4位于第二位置的状态下，喷出口25的开口面积最小，喷出行程的开始时刻（即压缩行程的结束时刻)最晚。参照图7(A)所示粗实线内的螺旋槽41(螺旋槽41a)对这一点做具体的说明。此外，在图7(B)、图7(C)、图7(D)中，一方面省略图示滑阀4，另一方面，喷出口25用虚线表示。而且，在图7(B)、图7(C)、图7(D)中，对形成在所观看的螺旋槽41a内的压缩室23加注了小黑点。

在图7(A)所示的状态下，吸入口24和螺旋槽41a尚未被闸51隔开。而且，螺旋槽41a和喷出口25被滑阀4隔开。因此，在图7(A)所示状态下的螺旋槽41a进行上述吸入行程。

当图7(A)所示状态下的螺杆转子40旋转而成为图7(B)所示的状态时，吸入口24和螺旋槽41a就会被闸51隔开。而且，螺旋槽41a和喷出口25被滑阀4隔开。因此，在图7(B)所示状态下的螺旋槽41a中，吸入行程结束，上述压缩行程开始。

当图7(B)所示状态下的螺杆转子40旋转时，螺旋槽41a内的压缩室23的容积就逐渐变小。这样压缩行程就继续进行，压缩室23内的制冷剂的压力就不断升高。当螺杆转子40成为图7(C)所示的状态时，压缩室23和喷出口25就会连通。其结果，压缩行程结束，上述喷出行程开始。如上所述，在额定负荷下的运转过程中，压缩室23和喷出口25连通的时刻最晚。因此，因为喷出容量Vd变小，所以容积比VI就成为最大容积比Vmax。

如图7(D)所示，螺杆转子40进一步旋转时，高压气态制冷剂便会从喷出口25不断地流出。该喷出行程一直进行到螺旋槽41a内的压缩室23和喷出口25被切断为止。

［中间VI运转］

在制冷装置的负荷是部分负荷的情况下，压缩机构20的压缩室23的容积比VI被调节为中间容积比VImid(例如VImid＝1.5)。具体而言，当制冷装置的负荷是部分负荷时，就由控制器80将电动机16的工作频率控制为规定频率(小于所述最大频率的频率)，驱动轴21的转速就比所述最大VI运转时低。其结果，压缩机构20的排气量也比最大VI运转时小。而且，由控制器80将第二开关阀75控制为打开状态，由控制器80将第一和第三开关阀74、76控制为关闭状态。

当第二开关阀75成为打开状态时，与第一汽缸室11的内压相比，与吸入室S1连通的第二汽缸室12的内压相对就较低。因此，活塞7朝着第二汽缸室12一侧(图2中的右侧)移动。如图2所示，当该活塞7移动到将第二连通管72堵住的位置时，第二汽缸室12的压力就上升了，活塞7就移动到第一汽缸室11一侧(图2中的左侧)。于是，通过使第二连通管72的开口端开放，第二汽缸室12的压力就再次下降。其结果，活塞7再次变位到将第二连通管72的开口端堵住的位置。如上所述，活塞7实质上被保持在第二连通管72的开口端附近(参照图2)。其结果，与活塞7相连结的滑阀4被保持在第一位置和第二位置之间的规定位置(中间位置)上。

如图8所示，在滑阀4位于中间位置的状态下，喷出口25的开口面积也成为中间面积(最大面积和最小面积之间的规定面积)，喷出行程的开始时刻比额定负荷下的运转时要晚。

在图8(A)所示的状态下，吸入口24和螺旋槽41a尚未被闸51隔开，螺旋槽41a和喷出口25被滑阀4隔开。因此，在处于图8(A)所示状态下的螺旋槽41a中，进行上述吸入行程。

当图8(A)所示状态下的螺杆转子40旋转而成为图8(B)所示的状态时，吸入口24和螺旋槽41a就会被闸51隔开，螺旋槽41a和喷出口25被滑阀4隔开。因此，在处于图8(B)所示状态下的螺旋槽41a中，吸入行程结束，上述压缩行程开始。

当图8(B)所示状态下的螺杆转子40旋转时，螺旋槽41a内的压缩室23的容积就逐渐变小。这样压缩行程就继续进行，压缩室23内的制冷剂的压力就不断升高。当螺杆转子40成为图8(C)所示的状态时，压缩室23和喷出口25就会连通。其结果，压缩行程结束，上述喷出行程开始。如上所述，在额定负荷下的运转过程中，压缩室23和喷出口25连通的时刻比额定负荷下的运转过程中(参照图7)早。因此，因为喷出容量Vd增大，所以容积比VI就成为中间容积比Vmid。

如图8(D)所示，螺杆转子40进一步旋转时，高压气态制冷剂便会从喷出口25不断地流出。该喷出行程一直进行到螺旋槽41a内的压缩室23和喷出口25被切断为止。

〈最低VI下的停止动作〉

在螺杆压缩机1进行运转的时候，会在螺杆转子40的喷出侧和吸入侧之间产生规定的压差(所谓的高低压差)。也就是说，在螺杆压缩机1进行运转的时候，喷出室S2的压力与制冷剂回路内的高压制冷剂管道系统的压力相等，吸入室S1的压力与制冷剂回路内的低压制冷剂管道系统的压力相等。特别是，在进行所述最大VI运转的时候，这样的高低压差会更加明显。若使螺杆压缩机1自该状态停止运转，则有可能出现以下情况，即，螺杆转子40在所述高低压差的作用下朝着与正常运转时相反的方向旋转，喷出室S2内的制冷剂通过螺旋槽41的内部，朝着吸入室S1逆向流动。

若如上所述螺杆转子40逆向旋转，那么，在螺旋槽41内部，由于闸51的作用而封入有制冷剂的腔室的容积就会逐渐增大，该制冷剂因此膨胀而减压。

另一方面，当使螺杆压缩机1停止以后，制冷剂回路的高低压差就会迅速减小。因此，喷出室S2的内压迅速降低，吸入室S1的内压迅速升高。如果这样做而压力下降的喷出室S2内的制冷剂，在正在进行逆向旋转的螺杆转子40的螺旋槽41内膨胀，该制冷剂的压力就会进一步下降。因为相对于此吸入室S1的内压迅速上升，所以就有可能发生逆压差现象，即在螺旋槽41内已膨胀的制冷剂的压力有可能比吸入室S1的内压低。

如果这样做以后，螺旋槽41内的压力和吸入室S1的压力之间的大小关系变得与正常运转时相反，那么，方向与正常运转时相反的推力就会作用在闸51上，而会发生闸51从臂部57上脱落或者闸51的磨损加快等不良现象。具体而言，在正常运转时，因为处于完全关闭状态的螺旋槽41的内压比闸转子室90的内压高，所以推力会从螺旋槽41的内部一侧朝向闸转子室90一侧作用在闸51上。在正常运转时，确保了这样的状态下闸51和螺杆转子40之间的线密封。

相对于此，当螺杆转子40逆向旋转而产生了上述逆压差现象时，螺旋槽41的内压就会比闸转子室90的内压低。其结果，推力会自闸转子室90一侧朝着螺旋槽41的内部一侧作用在闸51上。如果在这样的状态下螺杆转子40进一步旋转，则树脂制闸51会从金属制臂部57上卷起来，闸51就有可能从臂部57上脱落。闸51和螺杆转子40在与正常运转不同的地方接触，就有可能促进闸51磨损。

于是，在本实施方式中，为避免这样的不良现象于未然，在螺杆压缩机1停止之际将容积比VI调节为最低容积比VImin。具体而言，螺杆压缩机1的停止信号一从控制器80输出，就由控制器80将所有开关阀74、75、76控制为关闭状态。

如图9所示，当所有开关阀74、75、76都成为关闭状态以后，第二汽缸室12就会完全与吸入室S1切断，第二汽缸室12的内压与第一汽缸室11的内压就相等。其结果，被弹簧10b施力的滑阀4会与抵接部31a抵接，该滑阀4即被保持为第一位置上(参照图9)。

控制器80，在滑阀4被保持在第一位置以后向驱动机构15发送螺杆转子40的停止信号。也就是说，在本实施方式中，在螺杆转子40即将停止以前，将容积比VI设定为最低容积比VImin。

当驱动机构15不工作，螺杆转子40停止旋转时，则如上所述，制冷剂就会由于高低压差而逆向流动。这里，在本实施方式中，因为在制冷剂这样逆向流动时容积比VI被设定为最低容积比VImin，所以能够避免制冷剂在螺旋槽41内膨胀，进而发生逆压差现象于未然。参照图10(A)到图10(D)对这一点做说明。此外，这里，参照图10(A)到图10(D)中粗实线所示的螺旋槽41b做说明。

如图10(A)所示，在喷出口25和螺旋槽41b的内部已连通的状态下，喷出室S2侧的高压制冷剂不断地从喷出口25流入螺旋槽41b内。同时，螺杆转子40不断地朝着与正常运转相反的方向(图10中箭头所示方向)旋转。当螺杆转子40进一步逆向旋转而成为图10(B)所示的状态时，制冷剂会进一步流入螺旋槽41b内。

当螺杆转子40进一步逆向旋转，螺旋槽41b与吸入口24连通时(参照图10(C))，螺旋槽41b内的制冷剂就会从吸入口24朝着吸入室S1流出。在本实施方式中，在螺旋槽41b与吸入口24已连通的状态下，该螺旋槽41b尚未与喷出口25连通。也就是说，可变VI机构3构成为：通过使滑阀4位于第一位置，吸入室S1和喷出室S2便会通过螺旋槽41b相连通。因此，在螺杆转子40进行逆向旋转时，螺旋槽41b的内部不会成为封闭空间。因此，螺旋槽41b中不会发生制冷剂膨胀而减压的情况。即，在本实施方式中，逆向旋转时的螺杆转子40的膨胀比实质上是1.0。

当螺杆转子40从图10(C)所示的状态进一步旋转时，喷出口25和螺旋槽41b被隔开了，螺旋槽41b和吸入口24却仍然连通(参照图10(D))。因此，螺杆转子40进一步旋转，螺旋槽41b的容积就逐渐变小(图示省略)，螺旋槽41b内的制冷剂就会伴随于此不断地朝着吸入室S1流出。

如上所述，在本实施方式中，因为在螺杆转子40进行逆向旋转的时候，容积比VI是最低容积比VImin(＝1.0)，所以能够避免制冷剂在螺旋槽41b内膨胀。其结果，能够抑制上述逆压差现象的发生。

在本实施方式中，在螺杆压缩机1停止时，螺杆转子40的逆向旋转本身也会受到抑制。具体而言，从喷出室S2朝着喷出口25逆向流动的制冷剂在中途的流路中通过所述逆流阻挡阀82。在逆流阻挡阀82中，高压气态制冷剂的压力作用于阀体85的后端面(图13所示右侧的端面)。因此，如图13所示，移动到阀体85与阀座部84抵接而将开口84a封闭的位置。因此，高压气态制冷剂会在贯通阀体85的连通孔85a中流动。这里，连通孔85a的内径比阀体85的前后流路的内径、开口84a的内径都小。因此，朝着螺杆转子40一侧逆向流动的制冷剂的流量在连通孔85a的节流作用下减少。这样在实施方式中螺杆转子40的逆向旋转本身就会得到抑制。

－实施方式的效果－

根据上述实施方式，在即将使螺杆转子40停止以前将容积比VI设定为最低容积比VImin。因此，在螺杆压缩机1停止时能够避免逆压差现象，即能够避免螺旋槽41内部的压力比吸入室S1的压力低。因此，能够避免出现闸51从闸转子50的臂部57上脱落或者闸51的磨损加快等不良现象。其结果，能够使闸转子50的耐久性提高，从而能够确保螺杆压缩机1的可靠性。特别是，在上述实施方式中，在螺杆转子40进行逆向旋转时，容积比VI成为最低容积比VI＝1.0，制冷剂根本不会膨胀。因此，能够进一步可靠地避免逆压差现象。

在螺杆转子40逆向旋转、制冷剂逆向流动之际，利用逆流阻挡阀82抑制制冷剂逆向流动。因此，在螺杆压缩机1停止时，螺杆转子40的逆向旋转本身也受到抑制。因此，能够更加可靠地抑制螺杆转子40逆向旋转所引起的逆压差现象。还有，因为处于逆向旋转过程中的螺杆转子40的转速低，所以也能够抑制闸51由于逆向旋转所造成的磨损。

(实施方式的变形例)

在上述实施方式中采用以下变形例中的结构也是可以的。

〈逆流阻挡阀的其他结构(变形例1)〉

作为逆流阻挡阀82，可以采用图14所示变形例1中的结构。在变形例1中，阀体85的形状与上述实施方式中的不一样。具体而言，变形例1中的阀体85，近似圆板状的主体的外周缘部的一部分被切割成弓状后而构成。也就是说，在阀体85的外周缘部形成有平面形状的缺口面85b。在图14所示的例子中，缺口面85b形成在阀体85的下端。这样，在变形例1中，即使在制冷剂逆向流动，阀体85位于将开口84a封起来的位置，开口84a的一部分(图14(B)中用小黑点表示的区域84b)被不会被阀体85堵住，而是会露出来。因此，逆向流动的制冷剂会通过该露出口84b朝着喷出口25一侧流动。

这里，因为与阀座部84上的开口84a的总开口面积相比，露出口84b的开口面积较小，所以能够收到对逆向流动的制冷剂的节流作用。因此，在变形例1中，也能够抑制制冷剂逆向流动，进而能够抑制螺杆转子40逆向旋转。

〈作为逆转抑制机构带再生制动功能的马达的结构(变形例2)〉

在上述实施方式中，作为抑制螺杆转子40逆向旋转的逆转抑制机构，使用的是抑制制冷剂逆向流动的逆流阻挡阀82。但是，例如还可以用带再生制动功能的马达构成图1所示的驱动机构15，并以其作为该逆转抑制机构。这样，在螺杆压缩机1停止时，制冷剂逆向流动，螺杆转子40逆向旋转之际，能够由驱动机构15对该逆向旋转施加制动(旋转阻力)。在变形例1中的驱动机构15中，能够将逆向旋转的螺杆转子40的动能(即逆向流动的制冷剂的能量)作为电能回收起来。此外，作为用以对驱动机构15施加再生制动的控制方式，能够采用电阻控制、晶闸管相位控制、电枢斩波（Chopper）控制、磁场斩波控制（field chopper control）、加场励磁控制（field added excitationcontrol）、可变电压可变频率变频控制（varible voltage variable frequency invertercontrol）等各种控制方式。

(其它实施方式)

还可以在上述实施方式中采用以下结构。

在上述实施方式中，在螺杆转子40即将停止以前将容积比VI调节为最低容积比VImin。但是，在使螺杆转子40停止时将容积比VI调节为最低容积比VImin也是可以的。具体而言，可以在由控制器80输出驱动机构15的停止信号的同时，由控制器80向可变VI机构3输出用以使容积比VI为最低容积比VI的指令。在该情况下，在螺杆压缩机1停止后不久也能够抑制抑制逆压差现象的发生。

上述实施方式中弹簧10b的位置仅为一例而已。例如还可以使弹簧10b与滑阀4直接连接，而由弹簧10b朝着第一位置一侧对滑阀4施力。还可以将弹簧10b连接在第二汽缸室12上，而由弹簧10b朝着吸入室S1一侧对活塞7施力。

还可以使阀变位机构18为其他结构。具体而言，阀变位机构例如可以使使滑阀4在小型马达等的作用下滑动的结构。而且，例如可以用使第二汽缸室12和吸入室S1连通的一根连通管和能够对该连通管的开度进行微调的电动阀等来代替将多个闸连通管71、72、73和多个闸开关阀74、75、76，而能够对第二汽缸室12的内压进行调节。

在上述实施方式中，将螺杆压缩机1停止时的最低容积比VImin设定为1.0，但只要是最低容积比即可，并不限于此，容积比大于1.0也是可以的。

此外，以上实施方式是本质上优选的示例，并没有限制本发明、其应用物以及其用途范围的意图。

－实用性－

综上所述，本发明作为使螺杆压缩机的闸转子的耐久性提高的技术措施很有用。

-符号说明-

1-螺杆压缩机(单螺杆压缩机)；3-可变VI机构(调节机构)；4-滑阀；10b-弹簧(施力机构、变位部)；15-驱动机构(带再生制动功能的马达)；23-压缩室；25-喷出口；26-喷出管；30-机壳；31-汽缸壁(汽缸)；31a-抵接部(变位部)；33-滑槽；40-螺杆转子；41-螺旋槽；50-闸转子；51-闸；80-控制器(控制部)；82-逆流阻挡阀(逆流阻挡部、逆转抑制机构)；S1-吸入侧空间(吸入室)；S2-喷出室。

Claims (6)

1.一种单螺杆压缩机，其包括螺杆转子(40)、闸转子(50)、驱动机构(15)、汽缸(31)以及喷出口(25)，在该螺杆转子(40)的外周面上形成有螺旋槽(41)，该螺杆转子(40)的轴向一端成为流体的吸入侧，该螺杆转子(40)的轴向另一端成为喷出侧，在该闸转子(50)上与所述螺旋槽(41)啮合的多个闸(51)形成为放射状，该驱动机构(15)使所述螺杆转子(40)旋转，在该汽缸(31)内安装有所述螺杆转子(40)来在所述螺旋槽(41)内划分出流体的压缩室(23)，该喷出口(25)用以使所述压缩室(23)的流体向所述螺杆转子(40)的喷出侧流出，其特征在于：

该单螺杆压缩机包括：在规定的范围内对所述压缩室(23)的压缩比进行调节的调节机构(3)，

在即将使运转中的螺杆转子(40)停止以前或者在使运转中的螺杆转子(40)停止时，所述调节机构(3)使所述压缩室(23)的压缩比为最低压缩比。

2.根据权利要求1所述的单螺杆压缩机，其特征在于：

该单螺杆压缩机包括：用以在所述螺杆转子(40)停止时抑制该螺杆转子(40)逆向旋转的逆转抑制机构(15、82)。

3.根据权利要求2所述的单螺杆压缩机，其特征在于：

该单螺杆压缩机包括机壳(30)和喷出管(26)，

该机壳(30)内形成有喷出室(S2)，来自所述喷出口(25)的流体流向该喷出室(S2)，

该喷出管(26)连接在所述机壳(30)上与所述喷出室(S2)连通，

所述逆转抑制机构(15、82)是对从所述喷出室(S2)流向所述喷出口(25)的流体施加阻力的逆流阻挡部(82)。

4.根据权利要求2所述的单螺杆压缩机，其特征在于：

所述逆转抑制机构(15、82)是对所述螺杆转子(40)的逆向旋转施加阻力并作为所述驱动机构的带再生制动功能的马达(15)。

5.根据权利要求1到4中任一项权利要求所述的单螺杆压缩机，其特征在于：

所述调节机构(3)具有滑槽(33)、滑阀(4)以及变位部(10b、31a)，

该滑槽(33)沿着该汽缸(31)的轴向形成在所述汽缸(31)的内壁上，

该滑阀(4)能够滑动地与该滑槽(33)嵌合，使所述压缩室(23)和所述喷出口(25)的连通位置能够发生变化，

该变位部(10b、31a)在即将使运转中的螺杆转子(40)停止以前或者在使运转中的螺杆转子(40)停止时，使滑阀(4)变位以使滑阀(4)位于离所述螺杆转子(40)的吸入侧最近的第一位置。

6.根据权利要求5所述的单螺杆压缩机，其特征在于：

所述调节机构(3)构成为：当所述滑阀(4)位于第一位置时，所述螺杆转子(40)的吸入侧空间(S1)和所述喷出口(25)通过所述螺旋槽(41)相连通。

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