JP6606194B2

JP6606194B2 - 空気圧縮機

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Publication number: JP6606194B2
Application number: JP2017557756A
Authority: JP
Inventors: 正直小谷; 豪土屋; 良二河井; 禎夫関谷
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2015-12-25
Filing date: 2016-10-19
Publication date: 2019-11-13
Anticipated expiration: 2036-10-19
Also published as: WO2017110220A1; US10920760B2; JPWO2017110220A1; US20190024651A1

Description

本発明は、空気圧縮機に関する。

油冷の空気圧縮機の従来技術として特開2005-83219号公報がある。この技術は、空気圧縮する油冷式圧縮機本体と、油冷式圧縮機本体から吐出された圧縮空気に随伴してきた油を分離し回収する油分離回収器と、ここから送り出された圧縮空気を冷却する空気冷却部と、冷媒を連続的に循環させる冷凍回路における蒸発過程で空気冷却部によって冷却された圧縮空気をその露点まで冷却し、この圧縮空気からドレン水を析出させる除湿部と、上記回収された油を上記油注入用として油冷式圧縮機本体に戻すための油流路に介設された油冷却器とを備えた空気圧縮機において、空気冷却部における冷却媒体を除湿部を通過した圧縮空気のみとすることによって、空気圧縮機外へ供給する空気の体積流量を増大させる技術である。さらにこの文献では、油冷却器を冷凍回路のキャピラリ―チューブ直下に組込み、蒸発過程にある冷媒を冷却媒体にして送風による油冷却を簡略化して油の冷却による動力を低減する技術も開示している。

特開2005-83219号公報

ところで、圧縮途中に供給する低温の潤滑油を供給し、圧縮空気を冷却すると空気圧縮機の消費動力を抑制できる事は一般に良く知られている。一方、圧縮空気は圧力の上昇とともに温度も上昇するが、圧縮空気に水分が含まれている場合、空気中の水分が凝縮する露点温度も上昇する。例えば、温度：25℃、相対湿度：55%の空気の露点温度は15℃程度だが、圧力430kPaまで圧縮した場合、露点温度は40℃になり、800kPaまで圧縮すると52℃になる。このため、露点温度以下の低温の潤滑油を圧縮途中に供給すると、圧縮空気中の水分が凝縮し、潤滑油の信頼性を著しく低下させる原因になる。したがって、圧縮途中に供給される潤滑油の温度は露点温度で制限される。

特許文献１では、冷凍サイクルを用いて潤滑油の冷却の動力を低減する事ができるが、上記した圧縮途中の露点温度の変化を考慮していない。このため、潤滑油の供給温度は露点温度以上に制限される。このため、空気を圧縮する圧縮動力の低減効果は制限されたものになっていた。

上記した課題を解決するために、吸引した空気を圧縮して吐出する油冷式の空気圧縮機、前記空気圧縮機本体から吐出された圧縮空気と潤滑油を分離する油分離器、前記油分離器から吐出した潤滑油を外気で冷却するオイルクーラ、前記オイルクーラから吐出した潤滑油を前記空気圧縮機本体の軸受および空気圧縮機の圧縮途中の中間部に給油するための給油管路、前記油分離器から吐出した空気を外気で冷却するアフタークーラとを備え、前記空気圧縮機、前記油分離器、前記オイルクーラ、および前記アフタークーラとを接続して高圧空気を圧縮機外へ供給する油冷式の空気圧縮機において、蒸気圧縮式の冷凍サイクルを設け、前記冷凍サイクルは冷媒用の圧縮機、凝縮器、膨張弁、第一蒸発器、第二蒸発器を環状に連通して構築し、前記第一蒸発器の一次側には、前記空気圧縮機に吸入される吸込空気を流通させ、二次側に前記冷媒を流通させ、前記第二蒸発器の一次側に前記潤滑油を流通させ、二次側に前記冷媒を流通させる事で、前記空気圧縮機の吸込空気の冷却及び除湿と、前記潤滑油の冷却を同時に行う前記冷凍サイクルを備えた事を特徴とする。

以上のように、本発明によれば低温の潤滑油を圧縮途中の空気へ供給した場合においても、圧縮機内で凝縮が起こらない。この結果，空気圧縮機の潤滑油および空気圧縮機本体の信頼性を損なう事無く、空気圧縮に関わる動力を低減し、省エネ性と信頼性に優れた空気圧縮機を提供する事ができる。

実施例１における空気圧縮ユニットの概略図。各圧力における露点温度の変化を示した表。軸動力の増加割合を示した表。冷凍サイクル部の冷媒の圧力―比エンタルピ線図。実施例２における空気圧縮ユニットの概略図。実施例３における空気圧縮ユニットの概略図。実施例３における冷凍サイクル部の圧力−比エンタルピ線図。

以下、本発明を実施する上で好適な実施の例について図面を用いて説明する。尚、下記はあくまでも実施の例に過ぎず、発明の内容が下記具体的態様に限定されるものではない。本発明は、下記態様を含めて種々の態様に変形することが無論可能である。

実施例１に係わる空調装置の室外機について、図1〜図4を用いて、以下に説明する。

図1は空気圧縮ユニットAを示し、図に示す通り空気圧縮ユニット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（図中、⇒で示す）するための送風機6、および圧縮空気を導通させるための空気用通風路7（図中、実線で示す管路）、潤滑油を循環させるための油循環路8（図中、一点鎖線で示す管路）と給油制御弁17によって構築される空気圧縮部と、冷媒用圧縮機11、凝縮器12、凝縮器へ通風（図中、⇒で示す）するための送風機13、膨張弁14、第一蒸発器15、第二蒸発器16、冷媒を循環させるための冷媒循環路18（図中、破線で示す管路）によって構築される冷凍サイクル部から構築されている。第一蒸発器15やアフタークーラ等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。このように構成された空気圧縮ユニットAは次のように動作する。

空気圧縮ユニットAに吸込まれた空気は、第一蒸発器15で冷却媒体である冷媒によって冷却・除湿された後、空気圧縮機1に流入し、中間給油部102や軸受給油部101から給油された潤滑油を伴って、空気圧縮機1によって圧縮されて高温・高圧の空気になり、空気圧縮機1より吐出される。空気圧縮機1から吐出した圧縮空気は、オイルセパレータ3で潤滑油と分離され、アフタークーラ4に流入する。アフタークーラに流入した圧縮空気は、送風機6によってアフタークーラへ通風される大気と熱交換し、温度を使用温度域まで低下させ、空気圧縮ユニットAの機外へ吐出され、圧縮空気として利用される。

オイルセパレータ3で圧縮空気と分離された潤滑油は、オイルクーラ5へ流入する。オイルクーラに流入した潤滑油は、圧縮空気と同様に送風機6によってオイルクーラ5へ通風される大気と熱交換し、温度を低下させてオイルクーラ5から流出する。オイルクーラ5から流出した潤滑油の一部は、第二蒸発器16へ流入し、第二蒸発器16内で冷媒と熱交換し、中間給油部102の圧縮空気を冷却する冷却温度まで温度を低下させる。第二蒸発器16から流出した潤滑油は、中間給油部102より空気圧縮機1へ還流して圧縮途中の空気を冷却する。一方、第二蒸発器16へ流入しない一部の潤滑油は、空気圧縮機の軸受給油部101より空気圧縮機1の軸受へ給油された後、空気圧縮機1の吸込み部へ還流する。なお、潤滑油の循環油量は給油制御弁17によって制御される。

上記した空気圧縮部の動作中に冷凍サイクル部では、冷媒は次のような動作をする。冷媒用圧縮機11へ流入した冷媒は、冷媒用圧縮機11によって圧縮されて高温・高圧のガスになり冷媒用圧縮機11より吐出される。冷媒用圧縮機11を吐出したガス冷媒は、凝縮器12へ流入する。凝縮器12内で冷媒は、送風機13によって凝縮器12に通風される大気と熱交換し、熱を大気へ放熱して凝縮・液化する。凝縮・液化した冷媒は、膨張弁14へ流入し、膨張弁14にて断熱膨張して低温の二相状態になって膨張弁14から流出する。この時、膨張弁14の絞り量（もしくは開度）は、冷媒の温度が少なくとも、大気（空気圧縮ユニットAに吸込まれて、空気圧縮機1に流入する吸込み空気）の露点温度よりも低い温度になる蒸発圧力を実現する絞り量に制御される。低温の二相状態になった冷媒は、第一蒸発器15へ流入し、空気圧縮ユニットAに吸込まれた大気と熱交換し、加熱される。この時、冷媒と熱交換する大気は冷却・除湿され、所定の吸込み温度・湿度になる。第一蒸発器15より流出した冷媒は、第二蒸発器16へ流入する。第二蒸発器16で冷媒は、オイルクーラ5から流出した潤滑油と熱交換して加熱される。この時、潤滑油は冷媒によって所定の温度まで冷却される。第二蒸発器16から流出した冷媒は、冷媒用圧縮機11へ還流し冷凍サイクルを構築する。

空気圧縮ユニットAを空気圧縮部と冷凍サイクル部によって構築する事で、空気圧縮機1に吸込まれる空気を冷却・除湿する事ができる。この結果、中間給油部102における圧縮空気の露点温度は、大気をそのまま吸込んだ場合の露点温度よりも低くする事ができる。図2は、温度25℃、相対湿度55%の吸込み空気が冷媒用圧縮機11で800kPaまで圧縮する際の断熱線と、相対湿度を35%、45%、55%と変化させた場合の各圧力における露点温度の変化を示したものである。図中の実線が断熱線を示しおり、破線が露点温度の変化を示している。例えば、吐出温度の1/2程度の圧力(400kPa)の部位に中間給油部102を設けた場合、吸込み空気の相対湿度を55%→35%へ変更する事で、露点温度を40℃→32℃へと低減できる。この結果、本発明による空気圧縮ユニットAでは、より低温の潤滑油を中間給油部102で流入させても、冷却によって圧縮空気内に空気中の水分を結露させない。また、高圧部においても比較的低い露点温度に保つ事ができるため、比較的高い圧力の部位に中間給油部102を設ける事もできる。図3は、中間給油部102の給油温度を25℃〜60℃まで変化させた場合の軸動力の増加割合を示している。潤滑油の温度を32℃にした場合、25℃にした場合と比較して軸動力が1.9%増加し、40℃にした場合、4.0%増加する事がわかる。以上のような事から、本実施例における空気圧縮ユニットAによると、吸込み空気を除湿する事で、中間給油部102における空気の露点温度を低く保つ事ができるので、低温の潤滑油の給油による結露がない。この結果、低温の潤滑油を中間給油部102より給油する事ができ、空気圧縮機1の省エネ性を向上させる事ができる。

さらに、冷凍サイクル部において、吸込み空気を冷却・除湿する第一蒸発器15、潤滑油を冷却する第二蒸発器16を、第一蒸発器15、第二蒸発器16の順で冷媒が流通するように配置した。図4は、冷凍サイクル部の冷媒の圧力―比エンタルピ線図を示している。図4から分かるように、吸込み空気の冷却・除湿といった低温の媒体が必要な領域において、優先的に冷媒の二相域を使用する事ができる。この結果、吸込み空気の除湿効率を向上する事ができる。さらに冷媒は、第二蒸発器16においては加熱域を利用する事になるため、第二蒸発器16の潤滑油と冷媒の流れ方向を対向流れとした。第二蒸発器では、冷媒は二相域→加熱域と状態を変化させるため、冷媒の温度も出口に向かって上昇するが、潤滑油と冷媒の流れを対向流としたため、潤滑油と冷媒の温度差を保持する事ができる。このため、比較的温度差が小さい場合においても、第二蒸発器の温度効率を高く保つ事ができる。以上のように冷凍サイクル部の蒸発器の構成を構築する事で、冷凍サイクルを適切な動作点で動作させる事ができる。この結果、冷凍サイクル部で消費される消費エネルギを低く保つ事ができる。

さらに、本実施例においては、冷媒用圧縮機11の回転数を吸込み空気温度と湿度に応じて制御し、膨張弁の開度を冷媒用圧縮機11の回転数と吸込み空気温湿度に応じて制御する。この結果、中間給油部102に給油する潤滑油の温度を、空気用の空気圧縮機1に流入する吸込み空気に応じた、温度に制御する事ができる。以上のような事にから、本実施例によって提供される空気圧縮ユニットAは、信頼性が高く、且つシステムの省エネ性も高くする事ができる。

なお、本実施例では、中間給油部102を一点で記載しているが、本実施例の効果は、中間給油部102を複数個設けた場合においても同様の効果を発揮する。圧力においても、数段の圧力点に複数の中間給油部102を設けて給油しても同様の効果を発揮させる事ができる。

図5は、実施例１で示した、中間給油部に三方弁20a、およびバイパス管路20bを設けた第２の実施例を示している。第二蒸発器16の下流に設けられたバイパス管路20bは、軸受給油を行う管路へ接合しているため、外気の温度が比較的高い場合においては、低温の油（バイパス管路20bを流通する油）と高温の油（第二蒸発器16をバイパスする油）の混合比を制御する事で、軸受へ供給する給油温度を適切に保持する事ができる。この結果、圧縮機の信頼性と効率を向上させる事ができる。

図6は、実施例１と異なる実施例3を示している。実施例１と同様に実施例3における空気圧縮ユニットAも空気圧縮部と冷凍サイクル部から構成される。空気圧縮部の動作は実施例１と同様であるため、ここでは構成の説明を割愛する。冷凍サイクル部は、冷媒用圧縮機11、凝縮器12、凝縮器へ通風するための送風機13、膨張弁14、第一蒸発器15、第二蒸発器16、冷媒を循環させるための冷媒循環路18（図中、破線で示す管路）、第一蒸発器15及び第二蒸発器16へ流す冷媒の流量を調節する冷媒流量調整弁19、より構成される冷凍サイクル部から構築されている。なお、第一蒸発器15やアフタークーラ等で発生するドレン水は、第一の実施例同様に、図に示さないドレントラップ等を通じて排水処理される。このように構成された空気圧縮ユニットAの冷凍サイクル部は、つぎのように動作する。

冷媒用圧縮機11へ流入した冷媒は、冷媒用圧縮機11によって圧縮されて高温・高圧のガスになり冷媒用圧縮機11より吐出される。冷媒用圧縮機11を吐出したガス冷媒は、凝縮器12へ流入する。凝縮器12内で冷媒は、送風機13によって凝縮器12に通風される大気と熱交換し、熱を大気へ放熱して凝縮・液化する。凝縮・液化した冷媒は、膨張弁14へ流入し、膨張弁14にて断熱膨張して低温の二相状態になって膨張弁14から流出する。この時、膨張弁14の絞り量（もしくは開度）は、冷媒の温度が少なくとも、大気（空気圧縮ユニットAに吸込まれて、冷媒用圧縮機11に流入する吸込み空気）の露点温度よりも低い温度になる蒸発圧力を実現する絞り量に制御される。膨張弁14を流出した冷媒の一部は、冷媒流量調整弁19を経て第一蒸発器15へ流入し、空気圧縮ユニットAに吸込まれた大気と熱交換し、加熱される。この時、冷媒と熱交換する大気は冷却・除湿され、所定の吸込み温度・湿度になる。一方、第一蒸発器15へ流入した冷媒以外の冷媒は、第二蒸発器16へ流入する。第二蒸発器16で冷媒は、オイルクーラ5から流出した潤滑油と熱交換して加熱される。この時、潤滑油は冷媒によって所定の温度まで冷却される。第一蒸発器15及び第二蒸発器16から流出した冷媒は、途中で合流して冷媒用圧縮機11へ還流し、冷凍サイクルを構築する。

図6に示すように、第二の実施例では吸込み空気を冷却・除湿する第一蒸発器15と潤滑油を冷却する第二蒸発器16を、冷媒用圧縮機11及び膨張弁14に対して冷媒が並列に流動するような配置にして冷媒循環路18を構築した。さらに分岐部には冷媒流量調整弁19を設けた。この結果、吸込み空気の温度湿度によって検知される要求除湿量に応じて冷媒用圧縮機11の回転数と膨張弁14の絞り量を制御し、中間給油部102における潤滑油の温度を最適な温度になるように冷媒流量調整弁19の流量比に制御する事ができる。図７は、実施例3で示す冷凍サイクル部の圧力−比エンタルピ線図を示している。図７から分かる通り、第一蒸発器15と第二蒸発器16での冷媒の加熱量は、冷媒流量調整弁19において制御される流量比と熱交換器内を流動する冷媒の加熱度に応じて変化する。また、冷媒が合流した後の平均的な加熱度が冷媒用圧縮機11へ流入する冷媒の加熱度になる事が分かる。したがって、第一蒸発器15にて要求される冷却・除湿量に応じて冷媒用圧縮機11の回転数と膨張弁14の絞り量を制御し、第一蒸発器15、第二蒸発器16に要求される流量比を冷媒流量調整弁19によって適切に制御する事によって、冷凍サイクル部で消費されるエネルギを低く保つ事ができる。以上のような効果による本実施例3によって提供される空気圧縮ユニットAは、信頼性が高く、且つシステムの省エネ性も高くする事ができる。

なお、本実施例では、空気圧縮部における送風機6と冷凍サイクル部における送風機13を異なる送風機として示しているが、同一風路に、アフタークーラ4、オイルクーラ5、凝縮器12を配置して送風機を一体にしても同様の効果を発揮させる事ができる。

以上を纏めると、蒸気圧縮式の冷凍サイクルを設け、前記冷凍サイクルは冷媒用の圧縮機、凝縮器、膨張弁、第一蒸発器、第二蒸発器を環状に連通して構築し、前記第一蒸発器の一次側には、前記空気圧縮機に吸入される吸込空気を流通させ、二次側に前記冷媒を流通させ、前記第二蒸発器の一次側に前記潤滑油を流通させ、二次側に前記冷媒を流通させる事で、前記空気圧縮機の吸込空気の冷却・除湿と、前記潤滑油の冷却を同時に行う前記冷凍サイクルを提供できる。

また、第一蒸発器によって空気圧縮機に吸込まれる空気を冷却・除湿する事ができ、この結果、圧縮途中の空気の露点温度も低下する。この結果、圧縮途中の空気に供給する潤滑油の温度を冷却・除湿しない場合の空気よりも低温にする事ができる。この結果、空気圧縮機の軸動力を低減でき、省エネ性を向上させる事ができる。

さらに、オイルクーラと圧縮機の中間部を接続する給油管路の中間に、第二蒸発器の一次側を設けた。このような構成にする事で、潤滑油はオイルクーラで大気によって冷却された後、低温の冷媒で冷却される事になる。冷凍サイクルで潤滑油を冷却する熱負荷が低減できる。このため、冷凍サイクルで消費されるエネルギを低く保つ事ができる。

さらに、第一蒸発器の二次側の吐出部と第二蒸発器の二次側の吸込部を接続した。このように管路を構成する事によって、蒸発器の二次側の管路を膨張弁、第一蒸発器、第二蒸発器と冷媒を順次流通させる事ができる。したがって、第一蒸発器の二次側を流通する冷媒の状態は温度が安定した二相域を利用する事ができるので、空気圧縮機へ流入する吸込み空気の温湿度を所定の値に制御する事ができる。

さらに、膨張弁と冷媒用圧縮機の吸込み部に並列に第一蒸発器と第二蒸発器を接続させた。この場合、冷却・除湿能力の制御を冷媒用圧縮機の回転数で制御し、吸込み空気の露点温度の制御を膨張弁の開度で制御する事ができるため、蒸発器を並列に接続しても上記と同様の効果を得る事ができる。さらに、第一蒸発器と第二蒸発器が並列に接続されているため、蒸発器の二次側を流通する冷媒の流量比を制御する事で、潤滑油の冷却量と吸込み空気の除湿量の制御を容易に行う事ができる。

さらに、第二蒸発器の一次側を流通する潤滑油と前記第二蒸発器の二次側を流通する冷媒の流れ方向を対向流になるようにした。このように管路を構築する事で、第二蒸発器の二次側を流動する冷媒の状態が二相域→ガス域と変化した場合においても、二次側と一次側で温度差を保つ事ができ、比較的温度差が小さい場合においても、熱交換器の熱交換効率を保持する事ができる。このため、冷凍サイクルで消費されるエネルギを低く保つ事ができる。

さらに、オイルクーラと前記第二蒸発器を接続する給油管路の中間に、潤滑油の循環量を制御するための制御弁を設けた。この結果、圧縮途中の空気を最適な温度に冷却できる潤滑油の流量と温度に制御する事ができる。

さらに、冷媒用圧縮機の回転数を吸込空気の温度と湿度によって制御し、制御弁の開度を冷媒用圧縮機の回転数及び吸込み空気の除湿量に応じて制御し、潤滑油の給油量を制御弁によって制御させた。これによって、潤滑油の流量と温度を圧縮空気の露点温度に応じた値に制御する事ができる。

1：空気圧縮機
2：モータ
3：オイルセパレータ
4：アフタークーラ
5：オイルクーラ
6：送風機
7：空気用通風路
8：油循環路
17：給油制御弁
11：冷媒用圧縮機
12：凝縮器
13：送風機
14：膨張弁
15：第一蒸発器
16：第二蒸発器
18：冷媒循環路
19：冷媒流量調整弁
55：相対湿度
101：軸受給油部
102：中間給油部
A：空気圧縮ユニット

Claims

吸引した空気を圧縮して吐出する油冷式の空気圧縮機本体、前記空気圧縮機本体から吐出された圧縮空気と潤滑油を分離する油分離器、前記油分離器から吐出した潤滑油を外気で冷却するオイルクーラ、前記オイルクーラから吐出した潤滑油を前記空気圧縮機本体の軸受および前記空気圧縮機本体の圧縮途中の中間部に給油するための給油管路、前記油分離器から吐出した空気を外気で冷却するアフタークーラとを備え、前記空気圧縮機本体、前記油分離器、前記オイルクーラ、および前記アフタークーラとを接続して高圧空気を圧縮機外へ供給する油冷式の空気圧縮機において、
冷媒を圧縮する冷媒用圧縮機、凝縮器、膨張弁、第一蒸発器、第二蒸発器を環状に連通して構築し、前記第一蒸発器の一次側には、前記空気圧縮機に吸入される吸込空気を流通させ、二次側に冷媒を流通させ、前記第二蒸発器の一次側に潤滑油を流通させ、二次側に前記冷媒を流通させる事で、前記空気圧縮機の吸込空気の冷却及び除湿と、前記潤滑油の冷却を同時に行う蒸気圧縮式の冷凍サイクルを備え、
前記オイルクーラと前記空気圧縮機本体の圧縮途中の空気に潤滑油を給油するための前記中間部とを接続する前記給油管路の中間に前記第二蒸発器を設け、前記オイルクーラから吐出した潤滑油の一部が、前記第二蒸発器へ流入し、冷媒と熱交換されたのち前記中間部より前記空気圧縮機本体の圧縮途中の空気に給油され、
前記冷媒用圧縮機の回転数及び前記膨張弁の開度を吸込空気の温湿度によって制御する事を特徴とする空気圧縮機。
請求項１に記載の空気圧縮機において、
前記第一蒸発器の二次側の吐出部と前記第二蒸発器の二次側の吸込部を接続した事を特徴とする空気圧縮機。
請求項１に記載の空気圧縮機において、
前記第一蒸発器の二次側の吸込部と前記第二蒸発器の二次側の吸込部を前記膨張弁の吐出部に並列に接続し、前記第一蒸発器の二次側の吐出部と前記第二蒸発器の二次側の吐出部を前記冷媒用圧縮機の吸込部に並列に接続した事を特徴とする空気圧縮機。
請求項１に記載の空気圧縮機において、
前記第二蒸発器の一次側を流通する潤滑油と前記第二蒸発器の二次側を流通する冷媒の流動方向が対向流になるように接続した事を特徴とする空気圧縮機。
請求項１ないし請求項４のいずれか１項に記載の空気圧縮機において、
潤滑油の給油量を制御するための制御弁を設けた事を特徴とする空気圧縮機。