JP2006249934A

JP2006249934A - 無給油式スクリュー空気圧縮機

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Publication number: JP2006249934A
Application number: JP2005063551A
Authority: JP
Inventors: Hiroshi Ota; 広志太田; Hitoshi Nishimura; 仁西村
Original assignee: Hitachi Industrial Equipment Systems Co Ltd
Current assignee: Hitachi Industrial Equipment Systems Co Ltd
Priority date: 2005-03-08
Filing date: 2005-03-08
Publication date: 2006-09-21
Anticipated expiration: 2025-03-08
Also published as: JP4685474B2

Abstract

【課題】耐熱性を確保しつつ大幅な小型化を図ることができる無給油式スクリュー空気圧縮機を提供する。
【解決手段】無給油状態で空気を圧縮する圧縮機本体３と、この圧縮機本体３で圧縮された空気を一次冷却するチューブ式熱交換器４と、このチューブ式熱交換器４で冷却された圧縮空気を二次冷却するプレート式熱交換器５とを備える。そして、耐熱温度が比較的高いチューブ式熱交換器４で圧縮機本体３からの圧縮空気を一次冷却し、圧縮空気の温度をプレート式熱交換器５の耐熱温度まで下げてから、圧縮空気をプレート式熱交換器５に導入して二次冷却する。
【選択図】図１

Description

本発明は、無給油式スクリュー空気圧縮機に係わり、さらに詳しくは、圧縮空気を冷却する熱交換器を備えた無給油式スクリュー空気圧縮機に関する。

単段無給油式スクリュー空気圧縮機は、非接触かつ無給油で回転可能な一対の雄ロータ及び雌ロータを有する圧縮機本体を備えており、雄ロータ及び雌ロータの回転駆動により無給油状態で空気を圧縮する。この空気圧縮に要する動力が熱に変化し、生成した圧縮空気の温度は非常に高くなり、例えば約３００〜３５０℃まで上昇する。そこで従来、圧縮機本体から吐出された圧縮空気を冷却するチューブ式熱交換器を備えた構成が開示されている（例えば、特許文献１参照）。

また２段無給油式スクリュー圧縮機では、無給油状態で空気を圧縮する低圧段圧縮機本体と、この低圧段圧縮機本体で圧縮された空気をさらに無給油状態で圧縮する高圧段圧縮機本体とを備えており、低圧段圧縮機本体及び高圧段圧縮機本体で生成した圧縮空気の温度は、それぞれ例えば約１６０〜２５０℃まで上昇する。そこで従来、低圧段圧縮機本体から吐出された圧縮空気を冷却して高圧段圧縮機本体に流出するチューブ式熱交換器（インタークーラ）と、高圧段圧縮機本体から吐出された圧縮空気を冷却するチューブ式熱交換器（アフタークーラ）とを備えた構成が開示されている（例えば、特許文献２参照）。

上記チューブ式熱交換器は、例えばシェル内に複数のＵ字管を設けた構造であり、Ｕ字管内に圧縮空気を流しシェル内に冷却水（冷却液）を流し（逆に、Ｕ字管内に冷却水を流しシェル内に圧縮空気を流してもよい）、圧縮空気と冷却水が熱交換することにより圧縮空気を冷却するようになっている。また、シェル内のＵ字管は、熱による伸縮を吸収し熱応力の影響を回避するので、耐熱温度が比較的高い構造である。

特開平３−２９００８９号公報特開２００１−１５３０８０号公報

しかしながら、上記従来技術には以下のような改善の余地があった。
すなわち、無給油式スクリュー空気圧縮機においては、上記チューブ式熱交換器の容積が大きな割合を占めており、熱交換器を小型化することで圧縮機全体の小型化を図ることが可能である。ところが、チューブ式熱交換器では、Ｕ字管の径寸法を小さくして本数を増加したり、熱伝達率のよい材質に変更したり、若しくはＵ字管の肉厚を小さくする等の方法により小型化が図れるものの、その小型化には限界があった。

本発明の目的は、耐熱性を確保しつつ大幅な小型化を図ることができる無給油式スクリュー圧縮機を提供することにある。

（１）上記目的を達成するために、本発明は、無給油状態で空気を圧縮する圧縮機本体と、前記圧縮機本体で圧縮された空気を一次冷却するチューブ式熱交換器と、前記チューブ式熱交換器で冷却された圧縮空気を二次冷却するプレート式熱交換器とを備える。

単段無給油式スクリュー空気圧縮機においては、圧縮機本体で生成した圧縮空気の温度が例えば約３００〜３５０℃と高く、また負荷運転及び無負荷運転が繰り返される場合には温度が上昇・下降して熱による繰り返し応力が発生する。そのため、圧縮機全体の小型化を目的として、チューブ式熱交換器に対し容積比が１／１０〜１／２０程度となるプレート式熱交換器を設け、このプレート式熱交換器で圧縮機本体から吐出された圧縮空気をそのまま冷却しようとすると、一般にプレート式熱交換器の耐熱温度（例えば百数十℃程度）を超えてしまう。そこで本発明においては、耐熱温度が比較的高いチューブ式熱交換器で圧縮機本体からの圧縮空気を一次冷却し、圧縮空気の温度をプレート式熱交換器の耐熱温度まで下げてから、プレート式熱交換器に圧縮空気を導入して二次冷却する。このようにチューブ式熱交換器及びプレート式熱交換器を併用することにより、従来のチューブ式熱交換器のみを設ける場合に比べ、耐熱性を確保しつつ大幅な小型化を図ることができる。

（２）上記目的を達成するために、また本発明は、無給油状態で空気を圧縮する低圧段圧縮機本体と、前記低圧段圧縮機本体で圧縮された空気をさらに無給油状態で圧縮する高圧段圧縮機本体と、前記低圧段圧縮機本体の圧縮空気を冷却して前記高圧段圧縮機本体へ流出する低圧側熱交換器、及び前記高圧段圧縮機本体の圧縮空気を冷却する高圧側熱交換器を一体構成したプレート式熱交換器とを備える。

二段無給油式スクリュー空気圧縮機においては、低圧段圧縮機本体及び高圧段圧縮機本体で生成した圧縮空気の温度がそれぞれ例えば約１６０〜２５０℃となり、場合によってはプレート式熱交換器の耐熱温度の許容範囲となる。本発明においては、低圧段圧縮機本体の圧縮空気を冷却する低圧側熱交換器、及び高圧段圧縮機本体の圧縮空気を冷却する高圧側熱交換器を一体構成したプレート式熱交換器を設ける。これにより、従来のようにチューブ式熱交換器を低圧側熱交換器及び高圧熱交換器としてそれぞれ設ける場合に比べ、耐熱性を確保しつつ大幅な小型化を図ることができる。

（３）上記（２）において、好ましくは、前記低圧段圧縮機本体の圧縮空気及び前記高圧段圧縮機本体の圧縮空気のうちいずれか一方又は両方を一次冷却して前記プレート式熱交換器へ流出するチューブ式熱交換器を備える。

二段無給油式スクリュー空気圧縮機において、低圧段圧縮機本体及び高圧段圧縮機本体のうちいずれか一方又は両方で生成した圧縮空気の温度がプレート式熱交換器の耐熱温度を超えてしまう場合がある。そこで本発明においては、耐熱温度が比較的高いチューブ式熱交換器で、低圧段圧縮機本体の圧縮空気及び高圧段圧縮機本体の圧縮空気のうちいずれか一方又は両方を一次冷却し、圧縮空気の温度をプレート式熱交換器の耐熱温度まで下げてから、プレート式熱交換器に圧縮空気を導入して二次冷却する。このようにチューブ式熱交換器及びプレート式熱交換器を併用することにより、従来のチューブ式熱交換器のみを設ける場合に比べ、耐熱性を確保しつつ大幅な小型化を図ることができる。

（４）上記（２）又は（３）において、好ましくは、前記プレート式熱交換器は、前記高圧段圧縮機本体の圧縮空気が下方向に流れる第１の圧縮空気流路と、前記低圧段圧縮機本体の圧縮空気が上方向に流れる第２の圧縮空気流路と、前記高圧段圧縮機本体の圧縮空気を冷却する冷却液が上方向に流れる第１の冷却流路と、前記第１の冷却流路に直列接続され、前記低圧段圧縮機本体の圧縮空気を冷却する冷却液が下方向に流れる第２の冷却流路とを備える。

これにより、第１の圧縮空気流路と第１の冷却流路、第２の圧縮空気流路と第２の冷却流路がともに対向流となるため、プレート式熱交換器の性能が向上し小型化が図れる。

（５）上記（２）又は（３）において、また好ましくは、前記プレート式熱交換器は、前記高圧段圧縮機本体の圧縮空気が下方向に流れる第１の圧縮空気流路と、前記低圧段圧縮機本体の圧縮空気が下方向に流れる第２の圧縮空気流路と、前記高圧段圧縮機本体の圧縮空気を冷却する冷却液が上方向に流れる第１の冷却流路と、前記第１の冷却流路に直列接続され、前記低圧段圧縮機本体の圧縮空気を冷却する冷却液が下方向に流れる第２の冷却流路とを備える。

このように第１及び第２の圧縮空気流路の圧縮空気がともに下方向に流れるため、圧縮空気中に発生したドレンが滞留するのを防止することができる。

本発明によれば、従来のチューブ式熱交換器のみを設ける場合に比べ、耐熱性を確保しつつ大幅な小型化を図ることができる。

以下、本発明の実施形態を、図面を参照しつつ説明する。

本発明の第１実施形態を図１及び図２により説明する。
図１は、本実施形態による無給油式スクリュー圧縮機の全体構造を表す模式図であり、図２は、本実施形態による無給油式スクリュー圧縮機を構成するプレート式熱交換器の構造を一例として表す斜視分解図である。なお、図１において、白抜きの矢印は圧縮空気の流れ、黒塗りの矢印は潤滑油の流れ、細線の矢印は冷却水（冷却液）の流れ、斜線塗りの矢印は冷却風の流れを示している。

これら図１及び図２において、無給油式スクリュー圧縮機は単段圧縮機であり、電動機（モータ）１と、この電動機１の回転動力がギヤ装置２を介し伝達されて駆動する圧縮機本体３と、この圧縮機本体３で生成した圧縮空気を一次冷却するチューブ式熱交換器４と、このチューブ式熱交換器４で冷却された圧縮空気を二次冷却するプレート式熱交換器５とを備えている。

圧縮機本体３は、一対の雄ロータ６及び雌ロータ７を有し、これら雄ロータ６及び雌ロータ７の一方側（図１中左側）端部に設けられたタイミングギヤ８，９が噛合している。これにより、雄ロータ６及び雌ロータ７は、非接触かつ無給油で回転するようになっている。圧縮機本体３の吸込み側には、吸気フィルタ１０と、吸込み空気量を調整する吸込み絞り弁１１とが設けられている。また圧縮機本体３の吐出し側には、吸込み絞り弁１１に連動してサイレンサ１２を介し圧縮機本体３の圧縮空気を放出可能な放気弁１３が設けられている。そして、負荷運転時は、雄ロータ６及び雌ロータ７の回転駆動に伴って、吸気フィルタ１０及び吸込み絞り弁１１を介し圧縮用空気（外気）が吸込まれて所定の圧力まで圧縮され、この圧縮空気が吐出配管１４を介しチューブ式熱交換器４に吐出されるようになっている。また、無負荷運転時は、吸込み絞り弁１１を閉じ状態、放気弁１３を開き状態として、圧縮機本体３が運転するようになっている。

ギヤ装置２は、下部に油溜め１５を有するギヤケーシング１６と、このギヤケーシング１６に回転自在に支持されプーリ１７、ブルギヤ１８、及びギヤ１９を有する伝達軸２０とを備えている。電動機１のプーリ２１と伝達軸２０のプーリ１７との間にはベルト２２が装架され、雄ロータ６の他方側（図１中右側）端部に設けたピニオンギヤ２３と伝達軸２０のブルギヤ１８とが噛合している。これにより、電動機１の回転動力がプーリ２１、ベルト２２、プーリ１７、伝達軸２０、ブルギヤ１８、及びピニオンギヤ２３を介し雄ロータ６に伝達され、雄ロータ６及び雌ロータ７が回転駆動するようになっている。なお、ピニオンギヤ２３及びブルギヤ１１は、ギヤケーシング９内に収納されている。

また、オイルポンプ２４のギヤ２５と伝達軸２０のギヤ１９とが噛合しており、これによって電動機１の回転動力が伝達されオイルポンプ２４が駆動するようになっている。オイルポンプ２４の駆動により、ギヤケーシング１６内の油溜め１５からストレーナ２６を介し吸い込まれた潤滑油は、潤滑油用熱交換器（オイルクーラ）２７及びオイルフィルタ２８等を介し、圧縮機本体３のタイミングギヤ８，９及び軸受（図示せず）等に供給され、その後ギヤケーシング１６内の油溜め１５に戻って循環するようになっている。

チューブ式熱交換器４は、シェル２９内に例えば耐熱・耐蝕性が優れたステンレス製Ｕ字管３０を複数（図１では便宜上１つのみ図示）設けており、それらＵ字管３０は熱による伸縮を吸収するため耐熱温度が比較的高い構造となっている。そして、Ｕ字管３０内に圧縮機本体３からの圧縮空気が流れシェル２９内に冷却水（冷却液）が流れて、圧縮空気と冷却水が熱交換することにより圧縮空気が一次冷却されるようになっている。そして、チューブ式熱交換器４で冷却された圧縮空気は、導出配管３１を介しプレート式熱交換機５に流出するようになっている。なお、導出配管３１には逆止弁３２が設けられており、この逆止弁３２の上流側で分岐接続された放気配管３３が上記放気弁１３に接続されている。

プレート式熱交換器５は、例えば図２に示すように、積層された複数（図２では５枚）のチャンネルプレート３４と、チャンネルプレート３４の両外側に配設されたカバープレート３５Ａ，３５Ｂとを備えており、これら複数のチャンネルプレート３４及びカバープレート３５Ａ，３５Ｂが例えば銅等によってブレージング（ろう付け）されている。チャンネルプレート３４は、例えばステンレス製薄板でヘリンボーン（Ｖ字）形状に加工されており、積層されたチャンネルプレート３４の間には、圧縮空気が流れる圧縮空気流路３６と、冷却水が流れる冷却流路３７とが交互に形成されている。これら圧縮空気流路３６及び冷却流路３７は複雑な流路形状（詳細は省略）となり、流路内は乱流となって熱交換率（冷却効率）が高められる。

片側のカバープレート３５Ａの隅角には、上側に圧縮空気入口ポート３８ａ及び冷却水出口ポート３８ｂ、下側に圧縮空気出口ポート３８ｃ及び冷却水入口ポート３８ｄが設けられている。また、ポート３８ａ〜３８ｄに対応するように複数のチャンネルプレート３４に貫通孔３９が形成され、これら貫通孔３９が上記した圧縮空気流路３６又は冷却流路３７にそれぞれ連通するようになっている。そして、圧縮空気入口ポート３８ａから流入した圧縮空気が圧縮空気流路３６を下向きに流れて圧縮空気出口ポート３８ｃから流出し、冷却水入口ポート３８ｄから流入した冷却水が冷却流路３７を上向きに流れて冷却水出口ポート３８ｂから流出するようになっている。これにより、チャンネルプレート３４を介し圧縮空気と冷却水が熱交換して圧縮空気が冷却され、この冷却された圧縮空気が供給配管４０を介し外部の機器等（図示せず）に供給されるようになっている。なお、供給配管４０の下方側にはドレン配管４１が接続されており、このドレン配管４１を介し圧縮空気の冷却の際に生じたドレンを排出するようになっている。

また、上記した潤滑油用熱交換器２７、チューブ式熱交換器４、プレート式熱交換器５、及び圧縮機本体３の冷却ジャケットに冷却水を流通する冷却水配管４２が設けられている。この冷却水配管４２は、潤滑油用熱交換器２７に冷却水を流通する配管系統４２ａと、プレート式熱交換器５、チューブ式熱交換器４、及び圧縮機本体３の順序で冷却水を流通する配管系統４２ｂとで分岐され、その後、配管系統４２ａ，４２ｂが合流するように構成されている。また、冷却風を誘起する冷却ファン４３が設けられており、この冷却ファン４３の駆動により圧縮機全体を冷却するようになっている。

次に、本実施形態の動作及び作用効果を説明する。
例えば外部の機器等に供給する圧縮空気を生成する場合、電動機１の回転力が圧縮機本体３の雄ロータ６に伝達されると、雄ロータ６及び雌ロータ７が非接触かつ無給油で回転駆動する。これにより、圧縮機本体３の負荷運転時は、吸込みフィルタ１０及び吸込み絞り弁を介し圧縮用空気を吸い込んで圧縮し、その圧縮空気を吐出する。このとき、圧縮機本体３で生成した圧縮空気の温度は例えば約３００〜３５０℃と高く、また負荷運転及び無負荷運転が繰り返されると、温度が上昇・下降して熱による繰り返し応力が発生する。そのため、圧縮機全体の小型化を目的として、チューブ式熱交換器に対し容積比が１／１０〜１／２０程度となるプレート式熱交換器を設け、このプレート式熱交換器で圧縮機本体３から吐出された圧縮空気をそのまま冷却しようとすると、一般にプレート式熱交換器の耐熱温度（例えば百数十℃程度）を超えてしまう。

そこで本実施形態においては、耐熱温度が比較的高いチューブ式熱交換器４で圧縮機本体３からの圧縮空気を一次冷却し、圧縮空気の温度をプレート式熱交換器５の耐熱温度まで下げてからプレート式熱交換器５に導入して二次冷却し、供給配管４０を介し外部の機器等に供給する。したがって、チューブ式熱交換器４及びプレート式熱交換器５を併用することにより、従来のチューブ式熱交換器のみを設ける場合に比べ、耐熱性を確保しつつ圧縮機全体の大幅な小型化を図ることができる。特に、熱交換器の小型化により、熱交換器の配置の制約条件が緩和されるとともに、接続配管に自由度が増して短くすることができるため、圧縮機全体の大幅な小型化を図ることができる。

本発明の第２の実施形態を図３〜図５により説明する。本実施形態は、プレート式熱交換器を二段無給油式スクリュー空気圧縮機に設けた実施形態である。

図３は、本実施形態による無給油スクリュー空気圧縮機の全体構造を表す模式図であり、図４は、本実施形態におけるプレート式熱交換機の概略構造を表す模式図であり、図５は、本実施形態におけるプレート式熱交換器の構造を一例として表す斜視分解図である。なお、図３及び図４において、白抜きの矢印は圧縮空気の流れ、黒塗りの矢印は潤滑油の流れ、細線の矢印は冷却水の流れ、斜線塗りの矢印は冷却風の流れを示している。

本実施形態による無給油式スクリュー圧縮機は二段圧縮機であり、電動機（モータ）４４と、この電動機４４の回転動力がギヤ装置４５を介し伝達されて駆動する低圧段圧縮機本体４６及び高圧段圧縮機本体４７と、これら低圧段圧縮機本体４６及び高圧段圧縮機本体４７で生成した圧縮空気をそれぞれ冷却するプレート式熱交換器４８とを備えている。

低圧段圧縮機本体４６は、一対の雄ロータ４９及び雌ロータ５０を有し、これら雄ロータ４９及び雌ロータ５０の一方側（図３中左側）端部に設けられたタイミングギヤ５１，５２が噛合している。これにより、雄ロータ４９及び雌ロータ５０は、非接触かつ無給油で回転するようになっている。同様に、高圧段圧縮機本体４７は、一対の雄ロータ５３及び雌ロータ５４を有し、これら雄ロータ５３及び雌ロータ５４の一方側（図３中左側）端部に設けられたタイミングギヤ５５，５６が噛合している。これにより、雄ロータ５３及び雌ロータ５４は、非接触かつ無給油で回転するようになっている。

ギヤ装置４５は、下部に油溜め５７を有するギヤケーシング５８と、このギヤケーシング５８に回転自在に支持されブルギヤ５９を有する伝達軸６０とを備えている。電動機４４の回転軸と伝達軸６０がカップリング６１等を介し連結され、雄ロータ５１，５３の他方側（図３中右側）端部にそれぞれ設けたピニオンギヤ６２，６３と伝達軸６０のブルギヤ５９とが噛合している。これにより、電動機４４の回転動力が伝達軸６０、ブルギヤ５９、及びピニオンギヤ６２，６３を介し雄ロータ５１，５３に伝達され、雄ロータ５１，５３が回転駆動するようになっている。なお、ピニオンギヤ６２，６３及びブルギヤ５９は、ギヤケーシング５８内に収納されている。

また、電動機等によって駆動するオイルポンプ６４が設けられており、このオイルポンプ６４の駆動により、ギヤケーシング５８内の油溜め５７からストレーナ６５を介し吸い込まれた潤滑油は、潤滑油用熱交換器（オイルクーラ）６６及びオイルフィルタ６７等を介し、低圧段圧縮機本体４６及び高圧段圧縮機本体４７のタイミングギヤ５１，５２，５５，５６及び軸受（図示せず）等に供給され、その後ギヤケーシング５８内の油溜め５７に戻って循環するようになっている。

低圧段圧縮機本体４６の吸込み側（図３中上側）には、吸気フィルタ６８と、吸込み空気量を調整する吸込み絞り弁６９とが設けられている。また、吸込み絞り弁６９に連動し、高圧段圧縮機本体４７の圧縮空気をサイレンサ７０を介し放出する放気弁７１が設けられている。そして、負荷運転時は、吸気フィルタ６８及び吸込み絞り弁６９を介し低圧段圧縮機本体４６に圧縮用空気（外気）が吸込まれて所定の圧力まで圧縮され、この圧縮空気が吐出配管７２を介しチューブ式熱交換器４８の低圧側熱交換器４８ａ側に吐出され、チューブ式熱交換器４８の低圧側熱交換器４８ａ側で冷却された圧縮空気が導出配管７３を介し高圧段圧縮機本体４７に導入されて圧縮され、この圧縮空気が吐出配管７４を介しチューブ式熱交換器４８の高圧側熱交換器４８ｂ側に吐出され、チューブ式熱交換器４８の高圧側熱交換器４８ｂで冷却された圧縮空気が供給配管７５を介し外部の機器等（図示せず）に供給されるようになっている。また無負荷運転時は、吸込み絞り弁６９を閉じ状態、放気弁７１を開き状態として、低圧段圧縮機本体４６及び高圧段圧縮機本体４７が運転するようになっている。なお、吐出配管７４には逆止弁７６が設けられており、この逆止弁７８の上流側で分岐接続された放気配管７７が放気弁７１に接続されている。また、導出配管７３及び供給配管７５の下方側にはドレン配管７８，７９がそれぞれ接続され、これらドレン配管７８，７９を介し圧縮空気の冷却の際に生じたドレンを排出するようになっている。

プレート式熱交換器４８は、低圧段圧縮機本体４６からの圧縮空気を冷却して高圧段圧縮機本体４８へ流出する上記低圧側熱交換器４８ａと、高圧段圧縮機本体４７からの圧縮空気を冷却する上記高圧側熱交換器４８ｂとが一体構成されている。詳細には、例えば図５に示すように、積層された複数（図５では８枚）のチャンネルプレート８０と、低圧側熱交換器４８ａ及び高圧側熱交換器４８ｂを仕切るために配設された仕切りプレート８１と、チャンネルプレート８０の両外側に配設されたカバープレート８２Ａ，８２Ｂとを備えており、これら複数のチャンネルプレート８０、仕切りプレート８１及びカバープレート８２Ａ，８２Ｂが例えば銅等によってブレージング（ろう付け）されている。チャンネルプレート８０は、例えばステンレス製薄板でヘリンボーン（Ｖ字）形状に加工されており、積層されたチャンネルプレート８０の間には、圧縮空気が流れる圧縮空気流路８３ａ又は８３ｂと、冷却水が流れる冷却流路８４ａ又は８４ｂとが交互に形成されている。これら圧縮空気流路８３ａ，８３ｂ及び冷却流路８４ａ，８４ｂは複雑な流路形状（詳細は省略）となり、流路内は乱流となって熱交換率（冷却効率）が高められる。

低圧段側熱交換器４８ａを構成するカバープレート８２Ａの隅角には、上側に圧縮空気入口ポート８５ａ、下側に圧縮空気出口ポート８５ｂ及び冷却水入口ポート８５ｃが設けられ、高圧段側熱交換器４８ｂを構成するカバープレート８２Ｂの隅角には、上側に圧縮空気出口ポート８６ａ、下側に圧縮空気入口ポート８６ｂ及び冷却水出口ポート８６ｃが設けられている。また、ポート８５ａ〜８５ｃ，８６ａ〜８６ｃに対応するように複数のチャンネルプレート８０及び仕切りプレート８１に貫通孔８７が形成され、これら貫通孔８７が圧縮空気流路８３ａ又は８３ｂ、若しくは冷却流路８４ａ又は８４ｂにそれぞれ連通するようになっている。そして、冷却水入口ポート８６ｃから流入した冷却水が高圧側熱交換器４８ｂの冷却流路８４ｂを上向きに流れ、仕切りプレート８１の貫通孔８７を経て、低圧側熱交換器４８ａの冷却流路８４ａを下向きに流れて冷却水出口ポート８５ｃから流出するようになっている（言い換えれば、高圧側熱交換器４８ｂの冷却流路８４ｂと低圧側熱交換器４８ａの冷却流路８４ａは、直列接続されている）。また低圧側熱交換器４８ａでは、圧縮空気入口ポート８５ｂから流入した圧縮空気が圧縮空気流路８３ａを上向きに流れて圧縮空気出口ポート８５ａから流出し、高圧側熱交換器４８ｂでは、圧縮空気入口ポート８６ａから流入した圧縮空気が圧縮空気流路８３ｂを下向きに流れて圧縮空気出口ポート８６ｂから流出するようになっている。これにより、低圧側熱交換器４８ａ及び高圧側熱交換器４８ｂにおいて、チャンネルプレート８０を介し圧縮空気と冷却水が熱交換して圧縮空気が冷却されるようになっている。

なお、上述の内容からわかるように、低圧側熱交換器４８ａにおける圧縮空気流路８３ａと冷却流路８４ａ、高圧側熱交換器４８ｂにおける圧縮空気流路８３ｂと冷却流路８４ｂはともに対向流となっている。そのためには、圧縮空気流路８３ａ，８３ｂのいずれか一方を上向きの流れとする必要があるが、本実施形態では、圧縮空気中にドレンが比較的発生しにくい（又は無負荷運転・停止時にドレンの逆流が生じない）低圧側熱交換器４８ａの圧縮空気流路８３ａを上向きとしている。

また、上記した潤滑油用熱交換器６６、プレート式熱交換器４８、低圧段圧縮機本体４６の冷却ジャケット、及び高圧段圧縮機本体の４７の冷却ジャケットに冷却水を流通する冷却水配管８８が設けられている。この冷却水配管８８は、まず潤滑油用熱交換器６６に冷却水を流通する配管系統８８ａとプレート式熱交換器４８に冷却水を流通する配管系統８８ｂとで分岐され、その後配管系統８８ａ，８８ｂが合流してから、低圧段圧縮機本体４６の冷却ジャケットに冷却水を流通する配管系統８８ｃと高圧段圧縮機本体４７の冷却ジャケットに冷却水を流通する配管系統８８ｄとで分岐され、その後配管系統８８ｃ，８８ｄが合流するように構成されている。また、冷却風を誘起する冷却ファン８９が設けられており、この冷却ファン８９の駆動により圧縮機全体を冷却するようになっている。

次に、本実施形態の動作及び作用効果を説明する。
例えば外部の機器等に供給する圧縮空気を生成する場合、電動機４４が駆動し、電動機４４の回転力が低圧段圧縮機本体４６の雄ロータ４９に伝達されると、雄ロータ４９及び雌ロータ５０が非接触かつ無給油で回転駆動する。これと同時に、電動機４４の回転力が高圧段圧縮機本体４７の雄ロータ５３に伝達されて、雄ロータ５３及び雌ロータ５４が非接触かつ無給油で回転駆動する。これにより、負荷運転時は、吸込みフィルタ６８及び吸込み絞り弁６９を介し低圧段圧縮機本体４６に圧縮用空気を吸い込んで所定の圧力まで圧縮する。このとき、低圧段圧縮機本体４６で生成した圧縮空気の温度は例えば約１６０〜２５０℃であり、また負荷運転及び無負荷運転が繰り返されると熱による繰り返し応力が発生するものの、これら圧縮空気の温度及び熱による繰り返し応力を考慮しても、プレート式熱交換器４８の耐熱温度の許容範囲となる場合がある。このような場合に、低圧段圧縮機本体４６からの圧縮空気をプレート式熱交換器４８の低圧側熱交換器４８ａで冷却し、高圧段圧縮機本体４７でさらに圧縮する。このとき、高圧段圧縮機本体４７で生成した圧縮空気の温度も例えば約１６０〜２５０℃であり、圧縮空気の温度及び熱による繰り返し応力を考慮しても、プレート式熱交換器４８の耐熱温度の許容範囲となる場合がある。このような場合に、高圧段圧縮機本体４７からの圧縮空気をプレート式熱交換器４８の高圧側熱交換器４８ｂで冷却し、供給配管７５を介し外部の機器等に供給する。

本実施形態においては、低圧段圧縮機本体４６の圧縮空気を冷却する低圧側熱交換器４８ａ、及び高圧段圧縮機本体４７の圧縮空気を冷却する高圧側熱交換器４８ｂを一体構成したプレート式熱交換器４８を設ける。これにより、従来のようにチューブ式熱交換器を低圧側熱交換器及び高圧熱交換器としてそれぞれ設ける場合に比べ、大幅な小型化を図ることができる。

また、プレート式熱交換器４８は、低圧側熱交換器４８ａの冷却流路８４ａと高圧側熱交換器４８ｂの冷却流路８４ｂを直列接続する。これにより、冷却流路８４ａ，８４ｂを並列接続する場合よりも、冷却水流量を低減しかつ冷却水流速を速くし、ゴミやスケールの付着を防止できる。また、プレート式熱交換器４８は、低圧側熱交換器４８ａ及び高圧側熱交換器４８ｂを一体構成とするので、冷却流路４８ａ，４８ｂを接続する配管を削減することができる。また、低圧側熱交換器４８ａにおける圧縮空気流路８３ａと冷却流路８４ａ、高圧側熱交換器４８ｂにおける圧縮空気流路８３ｂと冷却流路８４ｂをともに対向流とするため、プレート式熱交換器４８の冷却性能が向上し小型化が図れる。

本発明の第３の実施形態を図６により説明する。本実施形態は、二段無給油式スクリュー空気圧縮機においてチューブ式熱交換器及びプレート式熱交換器を設けた実施形態である。

図６は、本実施形態による無給油スクリュー空気圧縮機の全体構造を表す模式図である。この図６において、上記第２の実施形態と同等の部分には同一の符号を付し、適宜説明を省略する。

例えば上記高圧段圧縮機本体４７で生成した圧縮空気の温度が上記プレート式熱交換器４８の耐熱温度を超えるような場合（詳細には、高圧段圧縮機本体４７の圧縮率が高い場合）があるため、本実施形態では、吐出配管７４における放気配管７７の分岐部より上流側に配設されたチューブ式熱交換器９０を備えている。このチューブ式熱交換器９０で高圧段圧縮機本体４７からの圧縮空気を一次冷却し、上記プレート式熱交換器４８の高圧側熱交換器４８ａに導入されて二次冷却されるようになっている。

チューブ式熱交換器９０は、シェル９１内に例えば耐熱・耐蝕性が優れた複数のステンレス製Ｕ字管９２を複数（図６では便宜上２つのみ図示）設けており、それらＵ字管９２は熱による伸縮を吸収するため耐熱温度が比較的高い構造となっている。そして、Ｕ字管９２内に高圧段圧縮機本体４７からの圧縮空気が流れシェル９１内に冷却水が流れて、圧縮空気と冷却水が熱交換することにより圧縮空気が一次冷却されるようになっている。

また、上記潤滑油用熱交換器６６、プレート式熱交換器４８、チューブ式熱交換器９０、低圧段圧縮機本体４６の冷却ジャケット、及び高圧段圧縮機本体の４７の冷却ジャケットに冷却水を流通する冷却水配管９３が設けられている。この冷却水配管９３は、まず潤滑油用熱交換器６６に冷却水を流通する配管系統９３ａと、プレート式熱交換器４８及びチューブ式熱交換器９０の順序で冷却水を流通する配管系統９３ｂとで分岐され、低圧段圧縮機本体４６の冷却ジャケットに流通する配管系統９３ｃが前記配管系統９３ｂにおけるチューブ式熱交換器９０の下流側に分岐接続され、配管系統９３ａ，９３ｂが合流して高圧段圧縮機本体４７の冷却ジャケットに冷却水を流通する配管系統９３ｄが接続され、その後配管系統９３ｃ，９３ｄが合流するように構成されている。

以上のように構成された本実施形態においては、耐熱温度が比較的高いチューブ式熱交換器９０で高圧段圧縮機本体４７からの圧縮空気を一次冷却し、圧縮空気の温度をプレート式熱交換器４８の耐熱温度まで下げてから、プレート式熱交換器４８に導入し二次冷却する。このようにチューブ式熱交換器９０及びプレート式熱交換器４８を併用することにより、従来のチューブ式熱交換器のみを設ける場合に比べ、耐熱性を確保しつつ大幅な小型化を図ることができる。

なお、上記第３の実施形態においては、高圧段圧縮機本体４７からの圧縮空気をチューブ式熱交換器９０で一次冷却し、プレート式熱交換器４８の高圧側熱交換器４８ｂで二次冷却する構成を例にとって説明したが、これに限られず、例えば低圧段圧縮機本体４６からの圧縮空気をチューブ式熱交換器で一次冷却し、プレート式熱交換器４８の低圧側熱交換器４８ａで二次冷却する構成としてもよいし、また例えば低圧段圧縮機本体４６及び高圧段圧縮機本体４７からの圧縮空気を各チューブ式熱交換器で一次冷却し、プレート式熱交換器４８で二次冷却する構成としてもよい。これらの場合も、上記同様の効果を得ることができる。

また、上記第２及び第３の実施形態においては、プレート式熱交換器４８は、低圧側熱交換器４８ａにおける圧縮空気流路８３ａと冷却流路８４ａ、高圧側熱交換器４８ｂにおける圧縮空気流路８３ｂと冷却流路８４ｂをともに対向流とする場合を例にとって説明したが、これに限られない。すなわち、例えば低圧側熱交換器４８ａにおける圧縮空気流路８３ａと冷却流路８４ａ、高圧側熱交換器４８ｂにおける圧縮空気流路８３ｂと冷却流路８４ｂのうちいずれか一方又は両方を平行流としてもよい。このような変形例を図７により説明する。

図７は、本変形例によるプレート式熱交換器の概略構造を表す模式図である。この図７において、上記実施形態と同等の部分には同一の符号を付し、適宜説明を省略する。

本変形例によるプレート式熱交換器４８’では、上記実施形態同様、冷却水入口ポートから流入した冷却水が高圧側熱交換器４８ｂの冷却流路８４ｂを上向きに流れ、その後、低圧側熱交換器４８ａの冷却流路８４ａを下向きに流れて冷却水出口ポートから流出するようになっている（言い換えれば、高圧側熱交換器４８ｂの冷却流路８４ｂと低圧側熱交換器４８ａの冷却流路８４ａは、直列接続されている）。また低圧側熱交換器４８ａ’では、圧縮空気入口ポートから流入した圧縮空気が圧縮空気流路８３ａ’を下向きに流れて圧縮空気出口ポートから流出し、高圧側熱交換器４８ｂでは、圧縮空気入口ポートから流入した圧縮空気が圧縮空気流路８３ｂを下向きに流れて圧縮空気出口ポートから流出するようになっている。すなわち、圧縮空気流路８３ａ’，８３ｂの圧縮空気の流れをともに下向きとするため、低圧側熱交換器４８ａ’における圧縮空気流路８３ａと冷却流路８４ａは平行流となり、高圧側熱交換器４８ｂにおける圧縮空気流路８３ｂと冷却流路８４ｂは対向流となっている。

このような変形例においては、圧縮空気流路８３ａ’，８３ｂの圧縮空気がともに下方向に流れるため、圧縮空気中に発生したドレンが滞留するのを防止することができる。また、低圧側熱交換器４８ａ’における圧縮空気流路８３ａと冷却流路８４ａを平行流とすることにより、冷却能力は低下するものの、ドレンの発生を抑えて高圧段圧縮機本体４７に発錆が生じるのを防止することができる。また、低圧側熱交換器４８’が若干大きく（言い換えれば、低圧側熱交換器４８ａを構成するチャンネルプレート８０が若干多く）なったとしても、低圧側の圧縮空気のほうがその体積が大きく、圧力損失の影響を低減できるので好ましい。

本発明の無給油式スクリュー空気圧縮機の第１の実施形態の全体構造を表す模式図である。本発明の無給油式スクリュー空気圧縮機の第１の実施形態を構成するプレート式熱交換器の構造を一例として表す斜視分解図である。本発明の無給油式スクリュー空気圧縮機の第２の実施形態の全体構造を表す模式図である。本発明の無給油式スクリュー空気圧縮機の第２の実施形態を構成するプレート式熱交換器の概略構造を表す模式図である。本発明の無給油式スクリュー空気圧縮機の第２の実施形態を構成するプレート式熱交換器の構造を一例として表す斜視分解図である。本発明の無給油式スクリュー空気圧縮機の第３の実施形態の全体構造を表す模式図である。本発明の無給油式スクリュー空気圧縮機の一変形例を構成するプレート式熱交換器の概略構造を表す模式図である。

符号の説明

３圧縮機本体
４チューブ式熱交換器
５プレート式熱交換器
４６低圧段圧縮機本体
４７高圧段圧縮機本体
４８プレート式熱交換器
４８ａ低圧側熱交換器
４８ｂ高圧側熱交換器
８３ａ圧縮空気流路（第１の圧縮空気流路）
８３ｂ圧縮空気流路（第２の圧縮空気流路）
８４ａ第１の冷却流路（第１の冷却流路）
８４ｂ第２の冷却流路（第２の冷却流路）
９０チューブ式熱交換器

Claims

無給油状態で空気を圧縮する圧縮機本体と、
前記圧縮機本体で圧縮された空気を一次冷却するチューブ式熱交換器と、
前記チューブ式熱交換器で冷却された圧縮空気を二次冷却するプレート式熱交換器とを備えたことを特徴とする無給油式スクリュー空気圧縮機。
無給油状態で空気を圧縮する低圧段圧縮機本体と、
前記低圧段圧縮機本体で圧縮された空気をさらに無給油状態で圧縮する高圧段圧縮機本体と、
前記低圧段圧縮機本体の圧縮空気を冷却して前記高圧段圧縮機本体へ流出する低圧側熱交換器、及び前記高圧段圧縮機本体の圧縮空気を冷却する高圧側熱交換器を一体構成したプレート式熱交換器とを備えたことを特徴とする無給油式スクリュー空気圧縮機。
請求項２記載の無給油式スクリュー空気圧縮機において、前記低圧段圧縮機本体からの圧縮空気及び前記高圧段圧縮機本体からの圧縮空気のうちいずれか一方又は両方を一次冷却して前記プレート式熱交換器へ流出するチューブ式熱交換器を備えたことを特徴とする無給油式スクリュー空気圧縮機。
請求項２又は３記載の無給油式スクリュー空気圧縮機において、前記プレート式熱交換器は、前記高圧段圧縮機本体の圧縮空気が下方向に流れる第１の圧縮空気流路と、前記低圧段圧縮機本体の圧縮空気が上方向に流れる第２の圧縮空気流路と、前記高圧段圧縮機本体の圧縮空気を冷却する冷却液が上方向に流れる第１の冷却流路と、前記第１の冷却流路に直列接続され、前記低圧段圧縮機本体の圧縮空気を冷却する冷却液が下方向に流れる第２の冷却流路とを備えたことを特徴とする無給油式スクリュー空気圧縮機。
請求項２又は３記載の無給油式スクリュー空気圧縮機において、前記プレート式熱交換器は、前記高圧段圧縮機本体の圧縮空気が下方向に流れる第１の圧縮空気流路と、前記低圧段圧縮機本体の圧縮空気が下方向に流れる第２の圧縮空気流路と、前記高圧段圧縮機本体の圧縮空気を冷却する冷却液が上方向に流れる第１の冷却流路と、前記第１の冷却流路に直列接続され、前記低圧段圧縮機本体の圧縮空気を冷却する冷却液が下方向に流れる第２の冷却流路とを備えたことを特徴とする無給油式スクリュー空気圧縮機。