JP2019100322A - 空気圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】低段位と高段位で同じ圧力で給油した場合に、高段位において圧縮過程の空気を効果的に冷却する液冷式圧縮機を提供する。【解決手段】液冷式の圧縮機本体と、１つのノズルにつき複数の噴射口を有し、噴射口から圧縮機本体の内部に冷媒を供給する１以上の第一のノズルおよび第一のノズルよりも高圧側に配置された１以上の第二のノズルと、を備え、第一のノズルの噴射口の口径よりも第二のノズルの噴射口の口径のほうが大きい関係にある。【選択図】図４

Description

本発明は、空気圧縮機に関する。

液冷式の圧縮機において、圧縮室に注入する冷媒の量を調整する従来技術が知られている。この従来技術の一例として特表２０１１−５１６７７１号公報（特許文献１）がある。

特表２０１１−５１６７７１号公報

上記従来技術では、給油口で冷媒が接触する圧縮機内の圧力は、給油口が圧縮機の吐出口に近く（高段位）なるほど強くなる。すなわち、高段位ほど冷媒が持つ圧力と圧縮機内圧力との差が小さくなるため、低段位と高段位で同じ圧力で給油した場合に高段位のほうが冷媒の供給量が少なくなる。この結果、高段位において圧縮過程の空気を冷却する冷却量を十分に得る事ができず、圧縮動力の低減効果を十分に発揮させる事が出来ない課題があった。

また、圧縮過程の空気を噴霧した冷媒によって効率良く冷却するためには供給される冷媒の粒子径を十分に小さく（微粒化）しならなければならないが、微粒化のために給油口径（もしくは、管路径）を縮小した場合、給油口で発生する流体抵抗が増加し、その結果、潤滑油の供給量が低下してしまうといった点も課題である。

上記の課題を解決するため、本発明は例えば液冷式の圧縮機本体と、１つのノズルにつき複数の噴射口を有し、噴射口から圧縮機本体の内部に冷媒を供給する１以上の第一のノズルおよび第一のノズルよりも高圧側に配置された１以上の第二のノズルと、を備え、第一のノズルの噴射口の口径よりも第二のノズルの噴射口の口径のほうが大きい関係にある液冷式圧縮機を提供する。

本発明によれば、圧縮途上にある空気を効率良く冷却でき、圧縮機の圧縮動力を低減できる。

空気圧縮ユニットの構成を説明する図の一例である。 衝突噴霧ノズルの構造を説明する図の一例である。 衝突噴霧ノズルの微粒化特性と流動特性を示す図の一例である。 衝突噴霧ノズルへの給油経路および衝突噴霧ノズルの構成を説明する図の一例である。 衝突噴霧ノズルへの給油経路および衝突噴霧ノズルの構成を説明する図の一例である。 空気圧縮ユニットの構成を説明する図の一例である。

空気圧縮機（以下、単に「圧縮機」と称する場合がある）は圧縮過程を多段階に分割し、圧縮途上の空気を冷却する事で圧縮に係る消費動力を低減する技術は、熱力学においては良く知られている。多圧縮過程を多段階に分割した場合、潤滑油を給油口が接触する圧縮機内の（空気）の圧力は、圧縮過程の段階毎に異なるため、給油口が圧縮機の吐出口に近く（高段位）なるほど、潤滑油が持つ圧力と圧縮機内圧力との差が小さくなり、差圧の減少とともに潤滑油の供給量が減少する。したがって、吐出口に近い給油口（高段側）になるほど、潤滑油の供給量が減少し、圧縮過程中の空気の冷却量も低下する。この結果、圧縮過程の空気を冷却する冷却量を十分に得る事ができず、圧縮動力の低減効果を十分に発揮させる事が出来ないといった事に課題を有していた。

また、圧縮過程の空気を効率良く冷却するためには供給される潤滑油の粒子径が十分に小さく（微粒化）しならなければならないが、微粒化のために給油口径（もしくは、管路径）を小径化した場合、給油口で発生する流体抵抗が増加し、その結果、潤滑油の供給量が低下してしまうといった点も課題である。

そこで本発明は、本発明は空気圧縮機と、該空気圧縮機から吐出された圧縮空気と潤滑油を分離する油分離器と、該油分離器から吐出した前記潤滑油を冷却するオイルクーラと、前記空気圧縮機からの吐出空気を冷却するアフタークーラと、前記吐出空気が前記空気圧縮機、前記油分離器及び前記アフタークーラを順次流通するように接続している空気管路と、前記潤滑油が前記空気圧縮機、前記油分離器及び前記オイルクーラを順次循環するように接続している油循環管路と、前記オイルクーラ及び前記アフタークーラに冷却風を送風する送風機を備え、前記空気圧縮機には、圧縮途上の空気へ潤滑油を供給するための給油口を設け、前記空気圧縮機の圧縮過程をＮ分割できる位置に前記潤滑油の給油口を（Ｎ−１）段設け、前記給油口に衝突型噴霧ノズルを用いており、前記空気圧縮機を駆動する電動機には、要求空気量に応じて空気の供給量を電動機の回転数によって変更するためのインバータを備え、インバータの回転数下限域以下の要求空気量には、前記空気圧縮機の吸入量を制御する吸込み絞り弁を備えた油冷式の空気圧縮ユニットにおいて、ｉ段目の給油口の孔径（ｄ_ｉ）、もしくはｉ段目の給油口の吐出孔全断面積（Ａ_ｉ）とｉ＋１段目の給油口の孔径（ｄ_ｉ＋１）もしくは吐出孔断面積（Ａ_ｉ＋１）の関係を、
ｄ_ｉ＋１≧ｄ_ｉ，Ａ_ｉ＋１≧Ａ_ｉ（ｉ＝１，…Ｎ−１）
とした。

もしくは、ｉ段目の給油口におけるノズルを構成する衝突噴霧角度（θ_ｉ）とｉ＋１段目のノズルの衝突噴霧角度（θ_ｉ＋１）の関係を、
θ_ｉ＋１≧θ_ｉ（ｉ＝１，…Ｎ−１）
とした。

さらに、上記ノズル孔径（ｄ）をｄ≧０．５ｍｍとした衝突噴霧型ノズルを備えさせた。

さらに、対向する衝突型噴霧ノズルのノズル孔の中心線を流体が噴出する方向へ延長し、延長した二直線が交差する事で形成された鋭角を衝突噴霧角度として定義し、その衝突噴霧角度を０゜≦θ＜１５０゜とした衝突噴霧型ノズルを備えさせた。

以上のような特徴を有する衝突噴霧型のノズルを多段噴霧油冷圧縮機に用いる事で、ノズルによって霧化される油の粒子径と吐出口に近い給油口から供給される潤滑油の供給油量の必要量の確保を両立できる。これによって、圧縮過程途上にある空気を効率良く冷却する事ができ、圧縮機の圧縮動力の低減ができる。

以下では油冷式の空気圧縮機について説明をするが、圧縮器本体内に供給される冷媒は水や油以外の液体であっても良いことは言うまでもない。

図１は、本発明の一実施形態に係る空気圧縮ユニットＡを説明する管路図である。空気圧縮ユニットＡは、大気より吸込んだ空気を圧縮する空気圧縮機（圧縮機本体）１、空気圧縮機１を駆動するモータ２、油分を含んだ圧縮空気を油と空気に分離するオイルセパレータ（油分離器）３、圧縮空気を冷却するアフタークーラ４、潤滑油を冷却するオイルクーラ５、アフタークーラ４とオイルクーラ５へ通風（図１に白抜き矢印で示す）するための送風機６、圧縮空気を通気するための空気管路１１（図１に実線で示す管路）、油分離器３とオイルクーラ５とを接続するための循環管路２０（図１に破線で示す管路）、潤滑油をオイルクーラ５から圧縮機１へ還流させるための油循環管路２４（図１に破線で示す管路）、潤滑油を圧縮機中間部へ供給するための中間給油部２６ａ，２６ｂ、潤滑油を軸受へ供給するための軸受給油部２７、オイルクーラ５をバイパスし油循環管路２４間を接続するバイパス管路２１と三方弁２２、空気圧縮機１の運転モードを「負荷運転」と「無負荷運転」に切換える際に吸込み絞り弁７を制御する二方弁１５、中間給油部２６ａと中間給油部２６ｂ及び軸受給油部２７へ供給する潤滑油の分配比を制御するための流量制御弁２８、逆流によって中間給油部２６ｂから中間給油部２６ａ及び軸受給油部２７へ潤滑油や空気が逆流する事を防止するための逆止弁２９、空気圧縮機１に吸込まれる空気量を制御するための吸込み絞り弁７によって構成されている。

さらに、空気圧縮機ユニットＡは、空気圧縮１から吐出された吐出空気の温度（油分離器３内部の空気温度）を検知する温度検知手段（吐出空気温度検知手段）３０、空気圧縮ユニットＡの周囲空気温度及び空気圧縮機１の吸込み空気温度を検知する温度検知手段（外気温度検知手段）３１、軸受給部２７および中間給油部１２，１３へ流入する潤滑油の温度を検知する温度検知手段（油温度検知手段）３２を備えており、温度検知手段３０，３１，３２の検知温度に基づいて送風機の回転数（Ｎ_ｆ）の制御及び流量制御弁２９の開度を制御する。

また、空気圧縮機ユニットＡは、空気圧縮機１から吐出される空気の圧力を検知するための圧力検知手段４０と、空気圧縮機１が吸込む空気の圧力を検知する圧力検知手段４１を備えており、検知圧力によって空気圧縮機Ａから吐出される空気の流量を制御する事ができる。

空気圧縮機１の制御装置９は、上記した検知手段３１，３２，３３、及び４０，４１によって検出される値に基づいて、空気圧縮機１の回転数（Ｎ_ｃｐ）、送風機６の回転数（Ｎ_ｆ）、流量制御弁２９の開度、三方弁２２及び二方弁１５の開閉制御を行う。吸込み絞り弁７の開閉は、次のように行う。二方弁１５が開状態の時、油分離器３に貯留された高圧の空気が接続管１２へ流入し、吸込み絞り弁７の一端が高圧になり、吸込み絞り弁の弁体が閉状態になる。同時に、油分離器３内の高圧空気が接続管１４を介して吸込み口へバイパスされる。このため、油分離器３内の圧力を低下させる事ができる。二方弁１５が閉状態の時、吸込み絞り弁の一端は、吸込み空気の圧力（大気）になる。このため弁体の両端の圧力差がなくなり絞り弁７は開状態になり、空気圧縮機１の吸込み空気量が回復する。

尚、アフタークーラ５で発生するドレン水は、図中に示さないドレントラップ等を通じて排水処理される。

図２（ａ）は、空気圧縮機ユニットＡの中間給油部２６の噴霧ノズルの断面構造を示した図の一例である。図２（ａ）において、圧縮器本体１の内部は図の下方であり、油循環管路２４は図の上方に接続されている。油循環管路２４を介して噴霧ノズルに圧力Ｐで供給された潤滑油は、噴霧ノズルに２つ設けられたノズル孔を通り圧縮器本体１の内部に供給される。

２つのノズル孔はそれぞれノズル孔経がｄであり、θの角度で向かい合うように配置されている。従って、ある程度の圧力で噴霧ノズルに潤滑油が供給された場合、２つのノズル孔から噴射された潤滑油がθの角度でノズル孔の中点６１付近で衝突することになる。

図２（ｂ）は図２（ａ）を横から見た断面構造を示した図の一例である。ノズル孔の中点６１で衝突した潤滑油は図２（ｂ）の下方向のベクトルを維持しつつ拡散するため、図２（ｂ）の紙面垂直方向に弧を下にした扇状に広がり、液膜６２を形成する。液膜の下方に進むに従い、潤滑油は表面張力で球状になろうとするため、膜の形状を保つことができなくなり微粒化して圧縮器本体１内に供給される。

以上が噴霧ノズルが微粒子化した潤滑油を生成するメカニズムである。なお、図２は模式図であり、噴射された潤滑油は必ずしも中点６１で衝突するとは限らないし、潤滑油の衝突により生成する液膜６２の形状も図２（ｂ）のような角の取れた三角形になるとは限らない。

図３（ａ）は、基準ノズル孔径（ｄ_ｉｓｔ）、基準衝突噴霧角（θ_ｓｔ）に対してノズル孔径のみを変化させた際の微粒化率とノズル流量の増加率の関係を示し、図３（ｂ）は、基準ノズル孔径、基準衝突噴霧角に対して衝突噴霧角のみを変化させた際の微粒化率とノズル流量の増加率の関係を示したものである。但し、ノズルの流入、流出の差圧は一定である。ここで、ノズル孔径縮小率（Ｒ_ｄ）、基準衝突噴霧角拡大率（Ｒ_θ）、微粒化率（Ｒ_ｐ）、流量増加率（Ｒ_ｖ）は、
Ｒ_ｄ＝［（ｄ_ｉｓｔ−ｄ_ｉ）／ｄ_ｉｓｔ］×１００、
Ｒ_θ＝［（θ−θ_ｓｔ）／θ_ｓｔ］×１００、
Ｒ_ｐ＝［（ｄ_ｐｓｔ−ｄ_ｐ）／ｄ_ｐｓｔ］×１００、
Ｒ_ｖ＝［（ｖ_ｔ−ｖ_ｓｔ）／ｖ_ｓｔ］×１００、で与えられる。

図３（ａ）より、ノズル孔径を小径化するのにつれて、粒子径が小さく（微粒化）なり、ノズルから供給される油量が低下する事が分かる。
また、図３（ｂ）よりノズルの衝突噴霧角度を拡大するのにつれて粒子径は小さく（微粒化）なるが、ノズルから供給される給油量は衝突噴霧角度に依存しないで一定値になる事が分かる。

したがって、衝突噴霧ノズルから供給する油の粒子径を保持しながら流量を増加させるには、ノズル孔径の拡大とともに、衝突噴霧角度を拡大すれば良い事が分かる。

例えば、図３（ａ）より衝突噴霧角度を保持したままノズル孔径を１５％拡大すると油の給油量が３０％増加するが、粒子径が３０％大きくなる事が分かる。そこで、孔径を拡大したノズル孔径を保持したまま、衝突噴霧角度を５０％拡大すれば、給油量は保持したまま粒子径を３０％小さく（微粒化）する事ができる。この結果、給油する油の粒子径を保持したまま、給油量を増加させには、ノズル孔径の拡大と衝突噴霧角度の拡大を同時に行う事によって実現できる事が分かる。

図４は図１に示した空気圧縮機ユニットＡに本発明の噴霧ノズルを適用した油配管の管路図を示している。図４に示す通り、中間給油部２６ａおよび中間給油部２６ｂはそれぞれ１つずつである必要はない。圧縮器本体１の軸方向において同等の位置に配置された複数の中間給油部２６ａ_１および中間給油部２６ａ_２をまとめて中間給油部２６ａ、同等の位置の配置された複数の中間給油部２６ｂ_１および中間給油部２６ｂ_２をまとめて中間給油部２６ｂと呼ぶ。また、中間給油部２６ａ（第一段目）と中間給油部２６ｂ（第二段目）の油噴霧ノズルのノズル孔径（ｄ）と衝突噴霧角（θ）を、それぞれｄ_１、ｄ_２、θ_１、θ_２とする。

ここで、図１にも示したように、圧縮器本体１に潤滑油を給油するにあたり、低圧側である第一段目と高圧側である第二段目に同じ圧力Ｐ_０で給油する場合について説明する。

ノズルの根元圧力をＰ_ｏ、ノズルが配置された位置における圧縮機内の圧力をＰ_ｉ、噴霧ノズル内で発生する圧力損失をΔＰ_ｎ（Ｕ_ｉ）とすると、圧縮機内に給油するためにはノズルで発生する圧力損失が、数１の関係式を満たす必要がある。なお、ノズル根本圧力Ｐ_ｏは、いずれの圧縮機内の圧力Ｐ_ｉよりも高い圧力である（Ｐ_ｏ＞Ｐ_ｉ）。数１の関係式を満たさない場合、ノズルは圧縮機内に潤滑油を供給することが出来ない。なお、Ｕ_ｉはノズル内を流れる潤滑油の流速であり、ΔＰ_ｎの値はＵ_ｉの値が大きくなるほど大きくなる。

ΔＰ_ｎ（Ｕ_ｉ）≦Ｐ_ｏ−Ｐ_ｉ（数１）
従って、第一段目と第二段目における許容圧力損失ΔＰ_ｎａ（Ｕ_ｉａ）、ΔＰ_ｎｂ（Ｕ_ｉｂ）はそれぞれ、第一段目と第二段目の圧縮機内圧力（Ｐ_ｉａ、Ｐ_ｉｂ）を用いて、数２、数３のよう表される。

ΔＰ_ｎａ（Ｕ_ｉａ）≦Ｐ_ｏ−Ｐ_ｉａ（数２）
ΔＰ_ｎｂ（Ｕ_ｉｂ）≦Ｐ_ｏ−Ｐ_ｉｂ（数３）
ここで、第二段目のほうが第一段目より高圧、すなわちＰ_ｉａ＜Ｐ_ｉｂであるので、第一段目と第二段目に同一ノズル孔径のノズルを適用した場合、第二段目のノズルからは、圧縮機内圧力差ΔＰ_ｉ＝Ｐ_ｉｂ−Ｐ_ｉａだけ圧力が減少し、第二段目のノズルから供給される潤滑油の油量は、第一段目のノズルから供給される油量よりも差圧分だけ少なくなる。従って、第二段目のノズルの給油量を確保するには、第二段目のノズルの圧力損失を低減する必要がある。

このために、ノズル孔径（ｄ_２）を大径化してノズル孔１個当りの流速を低下させるか、第一段目に使用するノズル数を増加させて、全ノズル断面積（Ａ_２）を拡張する事によって、ノズル一つ当りに流入する潤滑油の油量を低下させて、流速Ｕ_ｉｂを低下させなければならない。

潤滑油の給油量を確保するためにノズルを大口径化した場合、図３（ａ）を用いて説明したように、油の粒子径が大きくなり圧縮空気の冷却効果が低下してしまう。

従って、ノズルを大口径化するとともに、ノズルから流出する油の衝突噴霧角θ_２を拡大する事で油の粒子径が大きくなることを防止する。

図５は、図１に示した空気圧縮機ユニットＡに本発明の噴霧ノズルを適用した第二の実施形態の油配管の管路図を示している。図５に示す通り本発明の第二の実施例によれば、第一段目と第二段目の油噴霧ノズルのノズル孔径（ｄ）と衝突噴霧角（θ）が同一値（ｄ_１＝ｄ_２、θ_１＝θ_２）を採る場合、段位差間で発生する圧縮機内圧力差ΔＰ_ｉ＝Ｐ_ｉｂ−Ｐ_ｉａを解消できるだけのノズル断面積を設ける方法によっても、上記課題を解決できる。すなわち、第二段目のノズルの数を第一段目のノズルの数よりも多く設ける方法によっても、上記課題を解決できる。ここで、各段のノズル１個当たりのノズル孔断面積をＡ_ｎｉとすると、ノズルの全断面積はＡ_ｉ＝ΣＡ_ｎｉで与えられる。

図５において、第ｉ段目のノズル吐出孔断面積をＡ_ｉとした場合、第二段目のノズルの吐出孔断面積（Ａ_２）は、Ａ_２＝ΣＡ_２ｉ（ｉ＝１〜４）＝４×Ａ_１となり、ノズル一本当りに供給される油量は、第二段目のノズルの方が第一段目のノズルに供給される油量よりも減少させる事ができる。この結果、ノズル孔を通過する油量（流速）を低下させる事ができ、ノズル孔で発生する圧力損失を低減させる事ができる。この結果、第二段目のノズルにおいても潤滑油の油量の確保と粒子径の確保を両立させる事ができる。

図６は、図１に示した空気圧縮機ユニットＡの油循環回路に昇圧ポンプ５０を適用した第三の実施形態を示している。図６に示すように本発明においては、油循環回路に昇圧ポンプ５０を適用した場合においても、その作用においては変化する事無く同様の効果を発揮させる事ができる。尚、昇圧ポンプ５０は、流量調整弁２８もしくは逆止弁２９の上流の油管路２４の中間に設けた方が、油が管路の狭小な区間を通過する際に減圧された際に、油分離器３で巻き込んだ空気が発砲しない。この結果、昇圧ポンプの信頼性や給油油の循環量を確保する事ができる。以上で本発明の実施形態例を説明したが、本発明は上記した各実施形態例に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、各実施形態例は、３段の圧縮過程に分割したもので説明したが、圧縮過程の分割数はそれ以上の段数においても同様の効果を発揮させる事ができる。すなわち、本発明の目的を満たすことができる範囲で実施形態の一部の構成を置換、変換してもよい。すなわち、上記した実施例は本発明を分かりやすく説明したものであり、必ずしも説明した構成を備えるものに限定されるものではない。

Ａ 空気圧縮ユニット
１ 空気圧縮機（圧縮機本体）
３ オイルセパレータ（油分離器）
４ アフタークーラ
５ オイルクーラ
６ 送風機
７ 吸込み絞り弁
１５ 二方弁
２２ 三方弁
２６ａ 給油手段
２６ｂ 給油手段
２７ 軸受給油手段
２８ 流量調節弁
２９ 逆止弁
１１ 空気管路
２０ 油循環管路
２１ バイパス管路
２４ 油循環管路
３０ 温度検知手段（吐出空気温度検知手段）
３１ 温度検知手段（外気温度検知手段）
３２ 温度検知手段（油温度検知手段）
４０ 圧力検知手段（吐出空気圧力）
４１ 圧力検知手段（吸込み空気圧力）

Claims (5)

1. 液冷式の圧縮機本体と、
   １つのノズルにつき複数の噴射口を有し、前記噴射口から前記圧縮機本体の内部に冷媒を供給する１以上の第一のノズルおよび前記第一のノズルよりも高圧側に配置された１以上の第二のノズルと、を備え、
   前記第一のノズルの前記噴射口の口径よりも前記第二のノズルの前記噴射口の口径のほうが大きい関係にある液冷式圧縮機。
2. 前記第一のノズルの前記複数の噴射口同士がなす角よりも前記第二のノズルの前記複数の噴射口同士がなす角のほうが大きい関係にある請求項１に記載の液冷式圧縮機。
3. 液冷式の圧縮機本体と、
   １つのノズルにつき複数の噴射口を有し、前記噴射口から前記圧縮機本体の内部に冷媒を供給する１以上の第一のノズルおよび前記第一のノズルよりも高圧側に配置された１以上の第二のノズルと、を備え、
   前記第二のノズルの数は前記第一のノズルの数よりも多い液冷式圧縮機。
4. 前記第一のノズルおよび前記第二のノズルの前記噴射口の口径がいずれも０．５ｍｍ以上である請求項１から３のいずれかに記載の液冷式圧縮機。
5. 前記複数の噴射口同士がなす角度θがいずれも０゜≦θ＜１５０゜である請求項１から４のいずれかに記載の液冷式圧縮機。

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