WO2020054770A1 - コンプレッサ、ｌｎｇタンカ及び圧縮シリンダ - Google Patents

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WO2020054770A1
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compression
piston
gas
compressor
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康祐 松丸
裕太郎 和田
聯蔵 神田
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株式会社三井Ｅ＆Ｓマシナリー
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Priority claimed from JP2018170880A external-priority patent/JP6930686B2/ja
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    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M21/00—Apparatus for supplying engines with non-liquid fuels, e.g. gaseous fuels stored in liquid form
    • F02M21/02—Apparatus for supplying engines with non-liquid fuels, e.g. gaseous fuels stored in liquid form for gaseous fuels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B25/00—Multi-stage pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04B39/00—Component parts, details, or accessories, of pumps or pumping systems specially adapted for elastic fluids, not otherwise provided for in, or of interest apart from, groups F04B25/00 - F04B37/00
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J15/00—Sealings
    • F16J15/16—Sealings between relatively-moving surfaces
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B63—SHIPS OR OTHER WATERBORNE VESSELS; RELATED EQUIPMENT
    • B63B—SHIPS OR OTHER WATERBORNE VESSELS; EQUIPMENT FOR SHIPPING 
    • B63B25/00—Load-accommodating arrangements, e.g. stowing, trimming; Vessels characterised thereby
    • B63B25/02—Load-accommodating arrangements, e.g. stowing, trimming; Vessels characterised thereby for bulk goods
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    • B63B25/12—Load-accommodating arrangements, e.g. stowing, trimming; Vessels characterised thereby for bulk goods fluid closed
    • B63B25/16—Load-accommodating arrangements, e.g. stowing, trimming; Vessels characterised thereby for bulk goods fluid closed heat-insulated
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/30—Use of alternative fuels, e.g. biofuels

Definitions

  • the present invention relates to a compressor for compressing gas, an LNG tanker, and a compression cylinder, and more particularly, a compressor that does not require lubrication in each compression stage and does not mix lubricating oil into gas that has passed through a final compression stage, and is equipped with this compressor.
  • the present invention relates to an LNG tanker, a compression cylinder that does not require lubrication and does not mix lubricating oil into a gas to be compressed, and a compression cylinder that seals the outer periphery of a rod with little load on a rod packing.
  • compressors have been used to compress various gases.
  • natural gas is cooled to ⁇ 162 ° C. or less and transported as liquefied natural gas (LNG (Liquefied natural gas)), and the boil-off gas generated from the liquefied natural gas is compressed to compress the LNG tanker internal combustion engine.
  • LNG liquefied natural gas
  • Compressors have been used for use as a fuel source to drive fuel cells.
  • Patent Document 1 describes a compressor that compresses boil-off gas.
  • Patent Document 1 discloses a cylinder that compresses gas supplied to a cylindrical cylinder.
  • a cylindrical cylinder liner is disposed in the cylinder tube, and a cylindrical piston having a piston ring and a rider ring is slidably disposed in the cylinder liner.
  • the supplied gas is compressed by the reciprocating movement of the piston.
  • the compressed gas is delivered from the outlet.
  • natural gas for boil-off gas evaporating from liquefied natural gas for internal combustion engine fuel up to 300 bar
  • hydrogen for heavy oil desulfurization plant up to 200 bar
  • CNG fuel up to 240 bar
  • automotive This is performed for methane gas (up to 240 bar) and the like.
  • Patent Document 2 describes a reciprocating compressor.
  • a reciprocating compressor there is a compressor in which a supplied gas is compressed by a compression cylinder in which a cylindrical piston is slidably disposed in a cylindrical cylinder.
  • the compressor has one or a plurality of compression stages each having a cylinder, and gradually compresses the gas at each compression stage to increase the pressure. If the number of compression stages is increased, the pressure of the gas can be further increased.
  • an object of the present invention is to provide a compressor that does not require lubrication in each compression stage and does not mix lubricating oil into gas that has passed through the final compression stage, and an LNG tanker equipped with this compressor.
  • a cylinder may be used to further increase the pressure of a gas whose pressure has been increased.
  • lubricating oil needs to be supplied to a compression cylinder for high pressure exceeding a certain limit. The lubricating oil needs to be supplied because the piston ring and the rider ring made of resin constituting the piston are exposed to high heat and have a short life.
  • the lubricating oil supplied to the compression cylinder mixes with the gas under high pressure. If lubricating oil is mixed into the high-pressure gas, in the case of the LNG compressor, it will lead to troubles in the LNG reliquefaction device operating at a very low temperature, and in the heavy oil desulfurization plant, it will lead to shortening the life of expensive catalyst depending on the amount of oil. In CNG vehicles, it leads to troubles in parts around the engine.
  • an object of the present invention is to provide a compression cylinder that does not require lubrication and does not mix lubricating oil into a gas to be compressed.
  • the internal pressure pulsates greatly between the suction pressure and the compression pressure due to the movement of the piston. This pressure pulsation is also applied to the rod packing that seals the outer periphery of the rod, and the rod packing is subjected to a large load due to vibration, impact, and sliding friction heat to shorten the life.
  • an object of the present invention is to provide a compression cylinder in which a load on a rod packing for sealing the outer periphery of the rod is small.
  • a compressor that compresses gas supplied from an inlet in one or a plurality of compression stages and sends the compressed gas from an outlet,
  • the cylinder of the one or more compression stages does not require oiling in all compression stages,
  • a compressor characterized in that at least a cylinder in a final compression stage is cooled by circulation of a coolant in a flow path provided between a cylinder cylinder and a cylinder liner. 4.
  • the compressor according to any one of the above items 1 to 4, wherein the number of the compression stages is three or more. 6.
  • a re-liquefaction device provided between the suction port and the discharge port to return the gas to a liquid;
  • the boil-off gas of liquefied natural gas stored in the LNG storage tank is compressed by the compressor to obtain fuel for a combustion engine for propulsion, and the unused fuel is reliquefied by the reliquefaction device to form the LNG.
  • An LNG tanker which is returned to a storage tank. 10.
  • a compression cylinder A compression cylinder, wherein a flow path is provided in the cylinder liner, and the coolant is circulated in the flow path to cool the cylinder cylinder, the cylinder liner, and the piston.
  • a compression cylinder that includes a cylinder cylinder and a piston slidably disposed in the cylinder cylinder, and compresses a gas supplied from an intake port and sends out the gas from a discharge port, A compression cylinder, wherein a flow path is provided in the piston, and the coolant is circulated in the flow path to cool the cylinder cylinder and the piston. 12.
  • a compression cylinder according to any of the above items 10 to 13, wherein the gas supplied from the suction port or the gas delivered from the discharge port is 200 bar or more.
  • a cylinder cylinder communicated with the suction port and the discharge port, A piston disposed slidably in the cylinder cylinder, A connecting shaft which is coaxially and integrally provided with the piston, has a smaller diameter than the piston, and is capable of closely sliding within a connecting cylinder formed coaxially with the cylinder cylinder; A rod that is connected to the connection shaft and transmits a driving force to the piston via the connection shaft; Rod packing for sealing the outer periphery of the rod, A communication hole for communicating a space inside the connection cylinder between the rear end of the connection shaft and the rod packing outward.
  • a compression cylinder wherein the gas supplied from the suction port is compressed by the piston in the cylinder cylinder and sent out from the discharge port. 16.
  • the space in the connection cylinder between the rear end of the connection shaft and the rod packing communicates outward through the communication hole, thereby reducing the pressure of the gas discharged from the discharge port. 16.
  • a cylindrical cylinder liner is mounted inside the cylinder cylinder, Inside the cylinder cylinder, a cylindrical cylinder liner is mounted, The piston ring and the rider ring are mounted on the outer peripheral surface of the piston, and the outer peripheral portions of the piston ring and the rider ring slide in close contact with the inner peripheral surface of the cylinder liner.
  • the compression cylinder according to any one of the above. 20.
  • a cylinder cylinder communicated with the suction port and the discharge port, A piston that is disposed slidably in the cylinder cylinder and that compresses gas sucked from the suction port and discharges the gas from the discharge port; A rod for transmitting a driving force to the piston; And a rod packing for sealing the outer periphery of the rod,
  • the rod packing is composed of a plurality of rod packing rings arranged around the rod and arranged in the axial direction of the rod, and a halfway point in the axial direction is lower than the pressure of the gas discharged from the discharge port.
  • a compression cylinder characterized by a pressure higher than the atmospheric pressure. 22.
  • a gap between the rod packing rings passes through a communication hole to a space having a pressure lower than the pressure of the gas discharged from the discharge port and higher than the atmospheric pressure. 22.
  • FIG. 1 is a block diagram schematically illustrating an embodiment of a compressor of the present invention. Sectional drawing which shows the structure of the compression cylinder (1st Embodiment) of this invention.
  • FIG. 2 is a vertical cross-sectional view showing the shape of the gasket of the compression cylinder shown in FIG. 2 (cross-section AA in FIG. 2).
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view showing a shape of a cylinder liner of the compression cylinder shown in FIG.
  • FIG. 2 is a vertical cross-sectional view showing a shape of a cylinder liner of the compression cylinder shown in FIG. Longitudinal sectional view showing the configuration of a piston and a piston rod of a compression cylinder (second embodiment).
  • FIG. 6 It is a figure which shows the shape of the support ring of the compression cylinder of this invention which is the cylinder shown in FIG. 6, (a) is a longitudinal cross-sectional view, (b) is a front view. Sectional drawing which shows the structure of the compression cylinder (3rd Embodiment) of this invention.
  • FIG. 8 is a cross-sectional view showing a shape of a coolant flow path of the compression cylinder shown in FIG. 8.
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view showing the structure of the rod packing of the compression cylinder according to the present invention, which is the cylinder shown in FIGS.
  • FIG. 2 is a block diagram schematically illustrating a compressor configured using the compression cylinder of the present invention. External perspective view of compressor Cross section of compressor
  • the compressor of the present invention gradually compresses gas at each of a plurality of compression stages to increase the pressure, and does not require oil supply to the piston in all compression stages.
  • An LNG tanker according to the present invention includes the compressor according to the present invention, and is navigated by the propulsion of a combustion engine using natural gas pressurized by the compressor as fuel.
  • the compression cylinder of the present invention is a cylinder constituting each compression stage of the compressor of the present invention, and does not require oil supply to the piston.
  • the load on the rod packing for sealing the outer periphery of the piston rod is reduced, and the need for lubrication to the rod packing is eliminated.
  • the compression cylinders of the fourth and fifth embodiments can be formed by forming the piston ring and the rider ring from a material having high heat resistance, or by having any of the configurations of the first to third embodiments. The need for refueling can also be eliminated.
  • the present inventors have conducted intensive studies on the compressor, LNG tanker, and compression cylinder so as to eliminate the need for supplying lubricating oil to the piston and the like, and have reached the inventions described above.
  • lubricating oil is supplied to a piston or the like, the oil mixes with natural gas, and the natural gas cannot be reliquefied and returned to the storage tank. This is because the natural gas in the storage tank is contaminated with oil.
  • the compressor of the present invention has one or more (e.g., five) compression stages each having a cylinder (compression cylinder), and gradually compresses the gas at each compression stage to increase the pressure. Go on. In the latter stage (for example, the fourth stage) of the plurality of compression stages, the gas is already at a high pressure of 100 bar (10 MPa) or more.
  • the resin seal ring in a cylinder for further compressing a high-pressure gas of 100 bar or more (10 MPa) or more, the resin seal ring (piston ring and rod packing ring) may have a short life due to high heat. Under a low pressure, a resin seal ring can maintain a practical life even in an oilless type. However, under the condition that the suction pressure is 100 bar to 120 bar and the discharge pressure is 200 bar or more, as in the compression stage of the latter stage (for example, the fifth stage), the practical use of the resin-made seal ring is not possible in the oilless type. There is a possibility that a long life cannot be maintained.
  • the compressor according to the present invention does not require oil supply to the piston in all compression stages by providing a flow path in at least the cylinder of the final compression stage and circulating a cooling liquid in the flow path for cooling.
  • This compressor can be applied to all uses, for example, when used in a ship, and can return compressed natural gas as a load to a storage tank.
  • FIG. 1 is a block diagram schematically showing an embodiment of the compressor of the present invention.
  • the compressor 1 of the present embodiment compresses the boil-off gas 6 (natural gas 4) generated from the liquefied natural gas Ef.
  • the compressor 1 pressurizes the inhaled natural gas 4 to 100 bar (10 MPa) to 500 bar (50 MPa), often 150 bar (15 MPa) to 300 bar (30 MPa).
  • the natural gas 4 is used as fuel for a combustion engine such as a diesel engine, for example.
  • the compressor 1 of the present embodiment is disposed on, for example, a ship, particularly an LNG tanker, and is capable of obtaining fuel for a propulsion combustion engine from a boil-off gas 6 of liquefied natural gas Ef stored in an LNG storage tank 5.
  • the boil-off gas 6 is at about -162 ° C. and under a pressure of 1 bar (100 kPa).
  • the compressor 1 supplies the boil-off gas 6 with a variable feed pressure, preferably in the range of 100 bar (10 MPa) to 500 bar (50 MPa), in particular in the range of 150 bar (15 MPa) to 300 bar (30 MPa).
  • the compressed natural gas 4 is used.
  • a part of the liquefied natural gas Ef in the LNG storage tank 5 is heated and vaporized.
  • the gas that has passed through the final compression stage is pressurized to 200 bar or more, but may be 150 bar (15 MPa) to 300 bar (30 MPa) depending on the load of the supply destination. Further, depending on the rated pressure, it may be 150 bar (15 MPa) to 400 bar (40 MPa) or more.
  • the compressor 1 has the inlet 3 for the natural gas 4.
  • the compressor 1 also has a discharge port 7 connected to a natural gas supply pipe 8 for a combustion engine arranged downstream.
  • the suction port 3 is connected to the LNG storage tank 5.
  • LNG storage tank 5 stores liquefied natural gas Ef at a pressure of 1 bar (100 kPa) and at a temperature of -162 ° C.
  • the boil-off gas 6 is generated from the surface of the liquefied natural gas Ef.
  • the boil-off gas 6 is sucked and compressed by the compressor 1 and delivered as natural gas 4 from the outlet 7 under a pressure of preferably 150 bar (15 MPa) to 300 bar (30 MPa).
  • the compressor 1 includes first to fifth compression stages 9, 10, 13, 14, and 15. Although the number of compression stages is five in this embodiment, the number of compression stages is not limited to five in the present invention. If a centrifugal compressor or a screw compressor is applied to the low-pressure stage, for example, the number of stages can be reduced from five to two or three.
  • the first to fifth compression stages 9, 10, 13, 14, 15 have piston ring seal cylinders (hereinafter, also simply referred to as cylinders) 11, 12, 16, 17, 18 connected in series.
  • the piston ring seal type cylinder 11 is capable of reliably sucking and compressing the natural gas 4 over a wide temperature range from -162 ° C. to + 45 ° C. in the suction gas temperature.
  • the first to fourth stage cylinders 11, 12, 16, and 17 include double-acting cylinders on both sides of the pistons serving as compression chambers for natural gas compression, and the fifth stage cylinder 18 includes a piston Only one side has a single acting cylinder with a compression chamber.
  • the natural gas 4 is sent out of the discharge port 7 through these compression stages 9, 10, 13, 14, 15.
  • a check valve was indispensable before the subsequent compression stage (between the fourth stage 14 and the fifth stage 15). Since the fifth stage 15, which is the last stage, is of a refueling type, there is a bypass return from the fifth stage necessary for operation such as capacity adjustment to the previous stage. Therefore, the amount of low-pressure stage gas before the fifth stage is extremely small. However, there was a risk of contamination by lubricating oil. If the latter compression stage is of an oil-free type and is of an all-stage oil-free type, troubles of the re-liquefaction apparatus in gas re-liquefaction can be avoided in all compressors, not only for ships, which is extremely useful. Further, the check valve before the subsequent compression stage (between the fourth stage 14 and the fifth stage 15) becomes unnecessary.
  • a re-liquefaction device 31 is provided behind the fourth or fifth compression stage 14 or 15 for liquefying excess natural gas 4 which is not normally required by the compressed engine.
  • any or all of the compression stages 9, 10, 13, 14, and 15 are provided with the natural gas 4 having passed through the respective compression stages 9, 10, 13, 14, and 15. It is preferable to include bypasses 20a, 20b, 20c, 20d, and 20e that return to the front (upstream).
  • Each of the bypasses 20a, 20b, 20c, 20d, and 20e preferably includes a control valve 24a, 24b, 24c, 24d, and 24e controlled by the compressor control system 23.
  • the control valves 24a, 24b, 24c, 24d, 24e at least one of the pressure and the supply amount of the natural gas 4 at the discharge port 7 can be adjusted.
  • Pressure sensors 21a, 21b, 21c, 21d, 21e are provided after (downstream) the compression stages 9, 10, 13, 14, 15, respectively.
  • the detected pressure values output by the pressure sensors 21a, 21b, 21c, 21d, and 21e are input to the compressor control system 23.
  • the compressor control system 23 outputs an opening command signal based on the input pressure detection value to control the opening of the control valves 24a, 24b, 24c, 24d, 24e.
  • the natural gas 4 is returned via the bypasses 20a, 20b, 20c, 20d, and 20e, and the natural gas 4 at the discharge port 7 has a desired target pressure Pset.
  • the reverse flow through the bypasses 20a, 20b, 20c, 20d, 20e is controlled by control valves 24a, 24b, 24c, 24d, 24e.
  • the feed pressure at the outlet 7 is variable from 100 bar (10 MPa) to 500 bar (50 MPa), usually from 150 bar (15 MPa) to 300 bar (30 MPa) depending on the operating conditions.
  • the desired flow rate of the natural gas 4 is variable from 0% to 100%.
  • the compressor 1 sets the pressure on the discharge side at the discharge port 7 to a variable feed pressure specified by the control input value.
  • the cylinders 11, 12, 16, 17, 18 of all the compression stages 9, 10, 13, 14, 15 do not require refueling of the pistons, so that these compression stages 9, 10,
  • the compressed natural gas 4 at 13, 14, 15 is not contaminated by impurities. Since the natural gas 4 compressed in each of the compression stages 9, 10, 13, 14, 15 is not contaminated, it is possible to return the unused natural gas 4 to the LNG storage tank 5 as a load, if necessary. .
  • the LNG tanker of the present invention is an LNG tanker equipped with the above-described compressor 1 and mounted with a combustion engine (for example, a diesel engine) using the natural gas 4 compressed by the compressor 1 as fuel.
  • a combustion engine for example, a diesel engine
  • the combustion engine is mainly for propulsion, and sails using the power generated by the combustion engine as propulsion.
  • the boil-off gas 6 of liquefied natural gas Ef stored in the LNG storage tank 5 is compressed by the compressor 1 to obtain fuel for a combustion engine for propulsion and to re-liquefy unused fuel. It can be re-liquefied by the device 31 and returned to the LNG storage tank 5 as a load. Therefore, in this LNG tanker, the reduction of the liquefied natural gas Ef in the LNG storage tank 5 can be minimized while the boil-off gas 6 is effectively used, and the fuel of the combustion engine and the liquefied natural gas Ef can be externally supplied. Very useful in a sailing environment where replenishment is not possible.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view illustrating a configuration of a compression cylinder (first embodiment) of the present invention, which is a cylinder of the compressor.
  • the cylinders (compression cylinders) 9, 10, 16, 17, and 18 of the present embodiment include a cylinder cylinder 34, a cylinder liner 35 disposed in the cylinder cylinder 34, and a cylinder liner 35. And a piston 33 slidably disposed therein, compresses the gas supplied from the suction port 63 via the suction valve 63a, and sends out the compressed gas from the discharge port 64 via the discharge valve 64a.
  • FIG. 2 shows the fifth stage cylinder 18).
  • the inside of the cylinder tube 34 is formed in a cylindrical shape, and a cylindrical cylinder liner 35 is fitted therein.
  • the piston 33 is formed in a cylindrical shape that can be fitted inside the cylinder liner 35.
  • An annular piston ring 36 and a rider ring 36a are externally fitted to the piston 33.
  • a piston rod 37 is coaxially connected to the piston 33.
  • the piston rod 37 is reciprocated by the motor, whereby the piston 33 is reciprocated in the axial direction.
  • the piston 33 and the piston rod 37 are integrally formed. However, in some cases, these may be formed separately.
  • a rod packing 70 is provided on the outer periphery of the piston rod 37.
  • the frictional frictional heat generated by the rider ring 36a is not related to the pressure, but when no oil is supplied, the friction coefficient between the rider ring 36a and the cylinder liner 35 increases as in the case of the piston ring. If the piston ring 36 and the rider ring 36a are heated to a high temperature due to the sliding frictional heat and become in a molten and worn state, the life of the piston ring 36 and the rider ring 36a is shortened. If the sliding frictional heat of the piston ring 36 is removed, the life of the piston ring 36 and the rider ring 36a can be extended even if oil supply to the piston is unnecessary.
  • the compression cylinder (high pressure oilless cylinder) 18 has a structure in which the sliding friction heat of the piston ring 36 and the rider ring 36a under the high pressure oilless state is positively removed. Long life. By providing a cooling mechanism, the sliding friction heat is positively removed, and the temperature rise of the piston ring 36 and the rider ring 36a is suppressed.
  • a coolant passage 55 is formed in the cylinder liner 35 inserted with a slight fitting margin to cool the inside of the cylinder liner 35.
  • the cylinder liner 35 is made of stainless steel or steel and has a thickness of about 15 mm, and the coolant passage 55 is provided by machining.
  • the rear end (left end in FIG. 2) of the coolant passage 55 is closed by welding the rear end 56 of the cylinder liner 35.
  • a front end (right end in FIG. 2) of the cylinder tube 34 is closed by a cylinder cover 57.
  • FIG. 3 is a longitudinal sectional view (AA section in FIG. 2) showing the shape of the gasket of the compression cylinder shown in FIG.
  • FIG. 4 is a longitudinal sectional view (BB section in FIG. 2) showing the shape of the cylinder liner of the compression cylinder shown in FIG.
  • the cylinder liner 35 has a coolant passage 55 formed in the axial direction of the cylinder liner 35 and having about 24 round holes depending on the cylinder cylinder diameter. ing. In addition, this round hole may be a long hole, and the number may not be 24.
  • the outer peripheral flow path 40 is provided in the cylinder cylinder 34 as shown in FIG.
  • the outer peripheral flow path 40 communicates from one end side surface 41 to the other end side surface 42 of the cylinder cylinder 34.
  • the outer peripheral flow path 40 is provided on the outer peripheral side of the cylinder liner 35 and is a normal cylinder coolant passage provided in the high-pressure cylinder in a shape of a plurality of direct pipes.
  • the cooling liquid flows in the outer peripheral flow path 40.
  • the coolant flows through the outer peripheral flow path 40 from the side surface 41 and then flows out from the side surface 42.
  • the cooling fluid flowing in the outer peripheral passage 40 absorbs heat of the piston ring 36 and the rider ring 36 a by cooling the cylinder liner 35, and radiates heat outside the cylinder cylinder 34, thereby lowering the temperature of the ring.
  • FIG. 5 is a vertical cross-sectional view (a cross-sectional view taken along the line CC in FIG. 2) showing the shape of the cylinder liner of the compression cylinder shown in FIG.
  • the sliding surface of the cylinder liner 35 between the piston ring 36 and the rider ring 36a is sprayed with nitride or tungsten carbide to prevent the piston ring 36, the rider ring 36a and the cylinder liner 35 from being worn away.
  • the cylinder cover 57 is provided with an O-ring 59 for gas sealing at an insertion portion into the cylinder tube 34.
  • a coolant communication passage 62 extending substantially all around the cylinder liner 35 is provided on the base end side (left side in FIG. 2) of the cylinder liner 35. Is formed.
  • the coolant is supplied from the lower coolant passage 61a on the lower side of the cylinder cover 57 in FIG.
  • the coolant enters the lower half of the cylinder liner 35 from the lower coolant passage 61 through a through hole formed in the gasket 58.
  • the coolant that has entered the cylinder liner 35 flows inside the cylinder liner 35 toward the base end (left side in FIG. 2).
  • the coolant that has passed through the lower half of the cylinder liner 35 changes direction at the base end side of the cylinder liner 35, and moves to the upper half of the cylinder liner 35 via the coolant communication passage 62.
  • the coolant that has moved to the upper half of the cylinder liner 35 flows to the tip side (the right side in FIG. 2), and finally returns to the coolant supply device via the upper coolant passage 60a in the upper half of the cylinder cover 57.
  • the coolant circulating in the coolant passage 55 absorbs heat of the piston 33, the piston ring 36, the rider ring 36 a, the cylinder cylinder 34, and the cylinder liner 35, and radiates heat outside the cylinder cylinder 34, so that the cylinder cylinder 34 Cool inside.
  • the compression cylinder (high-pressure oilless cylinder) 18 does not require oiling.
  • the temperature state of the piston ring 36 and the rider ring 36a is almost the same as that of the low-pressure oilless cylinder, so that the life of the piston ring 36 and the rider ring 36a is extended.
  • This cooling mechanism provides a more secure fit between the cylinder cylinder 34 and the cylinder liner 35 as compared with an embodiment described below (FIGS. 8 to 10) for cooling the outer peripheral side of the cylinder liner 35.
  • FIG. 6 is a longitudinal sectional view showing a configuration of a piston and a piston rod of a cylinder of the compressor, which is a compression cylinder (second embodiment) of the present invention.
  • the cylinder (compression cylinder 18) of this embodiment is provided with a flow path 43 in a piston rod 37 as shown in FIG. 6 instead of or in addition to the cooling mechanism shown in FIGS.
  • the cooling liquid is circulated inside to cool.
  • the flow path 43 is formed along the axial direction of the piston rod 37 from the distal end side to the proximal end side of the piston 33 and the piston rod 37.
  • the inside of the flow passage 43 is partitioned into a central portion 43a and an outer peripheral portion 43b by a cylindrical body 44 arranged in the flow passage 43.
  • a support ring 45 is fitted between the distal end portion of the cylindrical body 44 and the inner wall of the flow path 43.
  • the piston 33 and the piston rod 37 are integrally formed. However, in some cases, these may be formed separately.
  • FIG. 7 is a view showing the shape of the support ring of the compression cylinder of the present invention, which is the cylinder shown in FIG. 6, in which (a) is a longitudinal sectional view and (b) is a front view.
  • the support ring 45 has a plurality of insertion holes 49 in the axial direction for allowing the coolant to flow.
  • the cooling liquid that has passed through the cooling liquid flow path (flexible pipe) 48 flows into the central portion 43 a of the cylindrical body 44 through the cooling liquid inlet 46 provided on the base end side of the piston rod 37.
  • the coolant in the central portion 43a flows to the distal end side of the piston rod 37, and reaches the outer peripheral portion 43b through a plurality of through holes 44a provided on the distal end side of the cylindrical body 44.
  • the coolant in the outer peripheral portion 43 b flows through the insertion hole 49 of the support ring 45 to the base end side of the piston rod 37.
  • the coolant on the proximal end side of the piston rod 37 flows out of the piston rod 37 via a coolant outlet 50 provided on the proximal end side of the piston rod 37.
  • the coolant flowing out of the piston rod 37 flows out of a coolant outlet 51 through a coolant flow path (flexible pipe) 52 provided in the cylinder cylinder 34.
  • One end of the cylindrical body 44 is fixed in a guide hole provided in the piston rod 37, and the other end of the cylindrical body 44 is fixed in a guide hole provided in the piston cover 65. I try not to.
  • vibration of the cylinder 44 can be prevented.
  • the coolant circulating in the piston rod 37 absorbs the heat of the piston 33, the piston ring 36, the rider ring 36a, the cylinder cylinder 34, and the cylinder liner 35, and radiates heat outside the cylinder cylinder 34, so that the piston ring 36, The rider ring 36a is cooled.
  • the compression cylinder (high-pressure oilless cylinder) 18 does not require oiling.
  • a rod packing 70 is provided on the outer periphery of the piston rod 37 as shown in FIG.
  • FIG. 8 is a cross-sectional view showing a configuration of a compression cylinder (third embodiment) of the present invention, which is a cylinder of the compressor.
  • the cylinder (compression cylinder 18) of this embodiment may be replaced with the cooling mechanism shown in FIGS. 2 to 5 or in addition to the cooling mechanism shown in FIGS.
  • the piston ring 36 and the rider ring 36a may be cooled by circulating a coolant between the cylinder 34 and the cylinder liner 35.
  • the outer circumference of the cylinder liner 35 has a plurality of annular grooves 38 having a semicircular cross-section in order to circulate the cooling liquid for uniform cooling and to increase the cooling area to increase the cooling effect.
  • O-rings 41a and 41b for preventing leakage of the coolant are inserted before and after the annular groove 38, and the fitting margin and both the O-rings 41a and 41b prevent the high-pressure gas from leaking to the coolant side.
  • FIG. 9 is a cross-sectional view showing the shape of the flow path of the coolant of the compression cylinder shown in FIG.
  • FIG. 10 is a perspective view illustrating a shape of a coolant flow path of the compression cylinder illustrated in FIG. 8.
  • the coolant is supplied from an outer coolant passage 42a on the side surface 41 of the cylinder tube 34, and flows through the annular groove 38 on the back surface of the cylinder liner 35 as shown in FIG.
  • the cooling circuit discharged from the outer coolant passage 42b of the other side surface 42 of the cylinder tube 34 and returned to the coolant recovery line causes the frictional sliding heat between the piston ring 36 and the cylinder liner 35 and between the rider ring 36a and the cylinder liner 35. And effectively removes the heat of gas compression in the cylinder in the immediate vicinity of its generated heat source.
  • the annular groove 38 communicates from one end to the other end of the cylinder cylinder 34 via a communication passage 39.
  • the cylinder tube 34 is provided with an outer peripheral flow path 40 as shown in FIG.
  • the outer peripheral flow path 40 communicates from one end side surface 41 to the other end side surface 42 of the cylinder cylinder 34.
  • the outer peripheral flow path 40 is a normal cylinder coolant passage provided in the high-pressure cylinder in the form of a plurality of direct pipes provided outside the annular groove 38 and provided outside the cylinder liner 35. This, together with the annular groove 38, aims to increase the cooling effect of the cylinder cylinder 34.
  • the coolant is circulated in the annular groove 38 and the outer peripheral flow path 40. As shown in FIG. 9, an outer coolant passage 42 a of the side surface 41 communicates with the annular groove 38. Further, an outer coolant passage 42 b of the side surface 42 is connected to the annular groove 38. The coolant flows into the annular groove 38 from the side surface 41, circulates in the annular groove 38 and the outer peripheral channel 40, and then flows out from the side surface 42.
  • the cooling liquid circulating in the annular groove 38 and the outer peripheral flow path 40 cools the cylinder liner 35, absorbs heat of the piston ring 36 and the rider ring 36a, and radiates heat outside the cylinder cylinder 34, By lowering the temperature of the ring, the life of the ring can be extended. By providing such a cooling mechanism, oil supply is not required in this cylinder (compression cylinder 18).
  • the heat transfer area of the inner wall of the annular groove 38 varies depending on the cylinder cylinder diameter and cylinder cylinder length, and also depends on the coolant used. However, the temperature of the piston ring 36 and the rider ring 36a substantially removes frictional heat by a cooling mechanism. As much heat transfer area as possible can be secured. Therefore, even in the case of the refueling type, almost the same gas compression heat remains, so that the gas can be pressurized to a high pressure in a non-refueling state.
  • FIG. 11 is a longitudinal sectional view showing the structure of the rod packing of the compression cylinder of the present invention, which is the cylinder shown in FIGS. 2, 6 and 8.
  • the rod packing 70 includes a plurality of rod packing rings 53 that support the outer periphery of the piston rod 37, and a plurality of ring cups 54 that house the rod packing rings 53. I have. Sliding friction between the rod packing ring 53 and the piston rod 37 also generates sliding friction heat. This sliding friction heat is transmitted to the ring cup 54 containing the rod packing ring 53.
  • the rod packing 70 distributes and supplies the coolant (fresh water or oil) from the coolant supply passage 66 communicating with the outside at the coolant supply port 68 to the channels in each ring cup 54, and supplies the coolant from these channels.
  • a large amount of sliding friction can be achieved by using a low-temperature coolant (for example, a low-temperature ethylene glycol aqueous solution), increasing the cooling effect by making the coolant channel as close to the ring as possible, or increasing the coolant channel area. Heat can be removed.
  • FIG. 12 is a sectional view showing a configuration of a compression cylinder (fourth embodiment) of the present invention.
  • a compression cylinder includes a cylinder cylinder 34, a cylinder liner 35 disposed in the cylinder cylinder 34, and a piston disposed in the cylinder liner 35 so as to be able to slide closely.
  • 33 is a compression cylinder that compresses gas supplied from the suction port 63 via the suction valve 63a by the piston 33 in the cylinder cylinder 34 and sends out the gas from the discharge port 64 via the discharge valve 64a.
  • the inside of the cylinder tube 34 is formed in a cylindrical shape, and a cylindrical cylinder liner 35 is fitted therein. Note that the cylinder liner 35 need not be provided if the inner surface of the cylinder cylinder 34 has sufficient strength and durability.
  • the cylinder cylinder 34 communicates with a suction port 63 and a discharge port 64 on the rear end side (left end side in FIG. 12).
  • the front end (the right end in FIG. 12) of the cylinder tube 34 is closed by a cylinder cover 57.
  • the space in the cylinder tube 34 between the front end (the right end in FIG. 12) 33a of the piston 33 and the cylinder cover 57 communicates outward (gas suction side) via the communication hole 34a.
  • FIG. 13 is a side view showing the structure of the piston of the compression cylinder (fourth embodiment) of the present invention.
  • the piston 33 is formed in a cylindrical shape that can be fitted inside the cylinder liner 35.
  • a plurality of annular piston rings 36 are externally fitted to the piston 33.
  • a rider ring 36a is externally fitted on the front end side (the right end side in FIGS. 12 and 13) and the base end side (the left end side in FIGS. 12 and 13) of the piston 33.
  • the outer peripheral portions of the piston ring 36 and the rider ring 36a slide in close contact with the inner peripheral surface of the cylinder liner 35.
  • the piston ring 36 and the rider ring 36a may be replaced with various types of sealing members as long as sufficient strength and durability are ensured, and these sealing members may be replaced by, for example, a labyrinth seal. It is not necessary to provide.
  • the gas in the cylinder cylinder 34 (in the cylinder liner 35) is compressed by sliding the piston 33 in the cylinder liner 35 in the axial direction of the cylinder cylinder 34 (arrow A in FIG. 12).
  • the internal pressure varies greatly depending on the direction of movement of the piston 33.
  • the movement direction of the piston 33 is the direction in which the volume in the cylinder tube 34 is increased (rightward in FIG. 12)
  • the pressure in the cylinder tube 34 decreases, and the movement direction of the piston 33 changes to the volume in the cylinder tube 34. Is smaller (left direction in FIG. 12), the pressure in the cylinder 34 increases. At this time, the gas in the cylinder 34 is compressed.
  • a connecting shaft 72 is coaxially and integrally connected to a base end (left end in FIGS. 12 and 13) 33b of the piston 33.
  • the connecting shaft 72 is formed in a cylindrical shape having a smaller diameter than the piston 33.
  • An annular piston ring 73 is fitted around the connecting shaft 72.
  • the outer peripheral portion of the piston ring 73 slides closely on the inner peripheral surface of the connecting cylinder 75 formed coaxially with the cylinder cylinder 34. That is, the connecting shaft 72 can be closely slid in the connecting cylinder 75.
  • connection cylinder 75 (the space around the rod (piston rod) 37) between the rear end 74 of the connection shaft 72 and the rod packing 70 is communicated outward through the communication hole 76.
  • the space between the rear end portion 74 of the connecting shaft 72 and the rod packing 70 is communicated to the outside so that the pressure is lower than the pressure of the gas discharged from the discharge port 64 and higher than the atmospheric pressure. Is preferred. In this case, such a pressure can be obtained by connecting the communication hole 76 to the gas suction side. However, it may be connected to a discharge port of another compressor.
  • the close contact between the outer peripheral surface of the connecting shaft 72 and the inner peripheral surface of the connecting cylinder 75 is not limited to the configuration using the piston ring 73, and various methods may be used as long as sufficient strength, durability and sealing properties are ensured.
  • the outer peripheral surface of the connection shaft 72 may be directly in close contact with the inner peripheral surface of the connecting cylinder 75 without providing a sealing member.
  • the sealing member may be provided not on the outer peripheral surface of the connecting shaft 72 but on the inner peripheral surface of the connecting cylinder 75.
  • a rod (piston rod) 37 that transmits a driving force to the piston 33 via the connection shaft 72 is connected to a rear end 74 of the connection shaft 72 (the left end in FIGS. 12 and 13).
  • the outer periphery of the rod (piston rod) 37 is sealed by a rod packing 70, as shown in FIG.
  • the rod packing 70 has a plurality of rod packing rings 53 for sealing the outer periphery of a rod (piston rod) 37 and a plurality of ring cups 54 accommodating the rod packing rings 53. It is configured.
  • the sliding friction between the rod packing ring 53 and the rod (piston rod) 37 generates sliding friction heat. This sliding friction heat is transmitted to the ring cup 54.
  • a connection cylinder 75 sealed by a connection shaft 72 is provided between the cylinder cylinder 34 and the rod packing 70, so that high pressure in the cylinder cylinder 34 may be applied to the rod packing 70. Absent. Therefore, even if the pressure in the cylinder tube 34 pulsates between the suction pressure and the discharge pressure, the load on the rod packing 70 does not increase, and the vibration, impact, and sliding friction heat generated in the rod packing 70 are small. Therefore, the load on the rod packing 70 for sealing the outer periphery of the rod (piston rod) 37 is small, and the life can be extended.
  • the vibration, impact and sliding frictional heat generated in the rod packing 70 are small, it is not necessary to supply the lubricating oil between the rod (piston rod) 37 and the rod packing ring 53. it can. In this case, it is possible to prevent the lubricating oil from being mixed into the compressed gas.
  • the piston ring 36 and the rider ring 36a are formed of a material having high heat resistance, so that it is not necessary to supply oil to the piston 33.
  • this compression cylinder as shown in the first to third embodiments, by providing a cooling mechanism for circulating the cooling liquid, the piston 33, the piston ring 36, the rider ring 36a, the cylinder cylinder 34, and the cylinder liner are provided. The heat of the cylinder 35 is absorbed, the heat is radiated outside the cylinder 34, the inside of the cylinder 34 is cooled, and the oil supply to the piston 33 is not required.
  • the rod packing 70 distributes and supplies the refrigerant from the refrigerant (coolant) supply path 66 to the flow paths in each ring cup 54, and supplies the refrigerant from the refrigerant (coolant) through these flow paths. ) It may be configured to collect and discharge in the discharge path 67.
  • the coolant (coolant) supply path 66 communicates with the outside at a coolant (coolant) supply port 68, penetrates through each ring cup 54, and branches off in each ring cup 54 to flow through each ring cup 54. Communicates with the road.
  • the refrigerant (coolant) discharge passage 67 communicates from the flow path in each ring cup 54, gathers in each ring cup 54, passes through each ring cup 54, and has a refrigerant (coolant) discharge port 69. It communicates with the outside.
  • FIG. 14 is a cross-sectional view illustrating a configuration of a compression cylinder (fifth embodiment) of the present invention.
  • the compression cylinder of the present embodiment includes a cylinder cylinder 34, a cylinder liner 35 disposed in the cylinder cylinder 34, and a piston disposed in the cylinder liner 35 so as to be able to slide closely.
  • 33 is a compression cylinder that compresses gas supplied from the suction port 63 via the suction valve 63a by the piston 33 in the cylinder cylinder 34 and sends out the gas from the discharge port 64 via the discharge valve 64a.
  • the inside of the cylinder tube 34 is formed in a cylindrical shape, and a cylindrical cylinder liner 35 is fitted therein. Note that the cylinder liner 35 need not be provided if the inner surface of the cylinder cylinder 34 has sufficient strength and durability.
  • the cylinder cylinder 34 communicates with a suction port 63 and a discharge port 64 on the rear end side (the left end side in FIG. 14).
  • the front end (the right end in FIG. 14) of the cylinder tube 34 is closed by a cylinder cover 57.
  • the space in the cylinder tube 34 between the front end portion (right end portion in FIG. 14) 33a of the piston 33 and the cylinder cover 57 communicates outward (gas suction side) via the communication hole 34a.
  • the piston 33 is formed in a cylindrical shape that can be fitted inside the cylinder liner 35.
  • a plurality of annular piston rings 36 are externally fitted to the piston 33.
  • a rider ring 36a is externally fitted on the front end side (the right end side in FIG. 14) and the base end side (the left end side in FIG. 14) of the piston 33.
  • the outer peripheral portions of the piston ring 36 and the rider ring 36a slide in close contact with the inner peripheral surface of the cylinder liner 35.
  • the piston ring 36 and the rider ring 36a may be replaced with various types of sealing members as long as sufficient strength and durability are ensured, and these sealing members may be replaced by, for example, a labyrinth seal. It is not necessary to provide.
  • a rod (piston rod) 37 for transmitting a driving force to the piston 33 is coaxially and integrally connected to the base end 33b (left end in FIG. 14) of the piston 33.
  • the rod (piston rod) 37 is formed in a cylindrical shape having a smaller diameter than the piston 33.
  • the rod (piston rod) 37 extends to the atmosphere side (outward) via a connecting cylinder 75 formed coaxially with the cylinder cylinder 34.
  • the outer periphery of the rod (piston rod) 37 is sealed by a rod packing 70.
  • FIG. 15 is a longitudinal sectional view showing the structure of the rod packing of the compression cylinder (the fifth embodiment) of the present invention.
  • the rod packing 70 is arranged around a rod (piston rod) 37 and is arranged in the axial direction of the rod (piston rod) 37 to seal the outer periphery of the rod (piston rod) 37. It has a packing ring 53 and a plurality of ring cups 54 accommodating the rod packing ring 53. The sliding friction between the rod packing ring 53 and the rod (piston rod) 37 generates sliding friction heat. This sliding friction heat is transmitted to the ring cup 54.
  • the rod packing 70 has a pressure (for example, a suction pressure) at a halfway position in the axial direction (for example, a substantially central position) lower than the pressure of the gas discharged from the discharge port 64 and higher than the atmospheric pressure.
  • a pressure for example, a suction pressure
  • a ring-shaped spacer 71 is provided in the gap between the rod packing rings 53 at the middle part in the axial direction. And the inner peripheral portion of the ring-shaped spacer 71 can be communicated with a space (for example, the suction port 63) having a pressure lower than the pressure of the gas discharged from the discharge port 64 via the communication hole 76. preferable.
  • the number of the rings 53 can be appropriately determined according to the pressure of the gas discharged from the discharge port 64.
  • At least one intermediate portion in the axial direction of the rod packing 70 at which the pressure is lower than the discharge pressure may be provided, and a plurality of intermediate portions may be provided. Therefore, the number of communication holes 76 is not limited to one, and a plurality of communication holes 76 may be provided.
  • the pressure gradually decreases from a location on the front side (the cylinder cylinder 34 side) to a location on the rear side (atmosphere side). Preferably.
  • a high pressure difference between the inside of the cylinder cylinder 34 and the atmospheric pressure is not applied to the front stage of the rod packing 70. Only the pressure difference between the discharge pressure and, for example, the suction pressure is applied to this portion, not the pressure difference between the discharge pressure and the atmospheric pressure. Further, only the pressure difference between the suction pressure and the atmospheric pressure, for example, is applied to the portion on the rear stage side of the rod packing 70, not the pressure difference between the discharge pressure and the atmospheric pressure. Therefore, even if the pressure in the cylinder tube 34 pulsates between the suction pressure and the discharge pressure, the load on the rod packing 70 does not increase, and the vibration, impact, and sliding friction heat generated in the rod packing 70 are small. Therefore, the load on the rod packing 70 is small, and the life can be prolonged.
  • the vibration, impact and sliding frictional heat generated in the rod packing 70 are small, it is not necessary to supply the lubricating oil between the rod (piston rod) 37 and the rod packing ring 53. it can. In this case, it is possible to prevent the lubricating oil from being mixed into the compressed gas.
  • the piston ring 36 and the rider ring 36a are formed of a material having high heat resistance, so that it is not necessary to supply oil to the piston 33.
  • this compression cylinder by providing a cooling mechanism for circulating the cooling liquid, heat of the piston 33, the piston ring 36, the rider ring 36a, the cylinder cylinder 34, and the cylinder liner 35 is absorbed, and outside the cylinder cylinder 34, By radiating heat, the inside of the cylinder tube 34 is cooled, and oil supply to the piston 33 can be made unnecessary.
  • the rod packing 70 distributes and supplies the refrigerant from the refrigerant (cooling liquid) supply path 66 to the flow paths in each ring cup 54, and supplies the refrigerant from the refrigerant (cooling liquid) from these flow paths. ) It may be configured to collect and discharge in the discharge path 67.
  • the coolant (coolant) supply path 66 communicates with the outside at a coolant (coolant) supply port 68, penetrates through each ring cup 54, and branches off in each ring cup 54 to flow through each ring cup 54. Communicates with the road.
  • the refrigerant (coolant) discharge passage 67 communicates from the flow path in each ring cup 54, gathers in each ring cup 54, passes through each ring cup 54, and has a refrigerant (coolant) discharge port 69. It communicates with the outside.
  • the communication hole 76 may be provided to penetrate the inside of each ring cup 54 like the coolant (coolant) supply path 66 and the coolant (coolant) discharge path 67.
  • FIG. 16 is a block diagram schematically showing a compressor constituted by using the compression cylinder of the present invention (showing an example in which re-liquefaction is performed and no lubrication is required (lubricating oil need not be supplied)).
  • the compressor 100 configured using the compression cylinder of the present invention may have one stage, but as shown in FIG. 16, as an example, a plurality of (for example, five) compression stages 101 and 102 each having a compression cylinder. , 103, 104, and 105, and gradually compresses the gas in each of the compression stages 101, 102, 103, 104, and 105 to increase the pressure.
  • the gas is already at a high pressure of 100 bar (10 MPa) or more.
  • the resin seal rings (piston ring and rod packing ring) of the piston 33 and the rod packing 70 have a short life due to high heat. May be caused. Under a low pressure, a resin seal ring can maintain a practical life even in an oilless type (in which lubricating oil is not required).
  • an oilless type in which lubricating oil is not required.
  • the suction pressure is 100 to 120 bar and the discharge pressure is 200 bar. Under high-pressure conditions such as a bar or more, the oil-free type may not be able to maintain the practical life of the resin seal ring.
  • the compression liquid is circulated in the flow path and cooled, so that any of the compression stages 101, When used for 102, 103, 104, and 105, oil supply to the piston is unnecessary.
  • the compression cylinders of the fourth and fifth embodiments do not require oiling to the rod packing when used in any of the compression stages 101, 102, 103, 104, and 105. Refueling can also be dispensed with. In this case, in the compressor 100, there is no possibility that the compressed gas is contaminated by the lubricating oil.
  • the compression cylinder of the present invention is particularly useful for use under high pressure (for use in which a gas already at a high pressure (for example, 100 bar or more) is further raised to a higher pressure (for example, 200 bar or more)).
  • the compressor 100 there is no possibility that the compressed gas is contaminated by the lubricating oil. Therefore, it is possible to re-liquefy and reuse the gas that has passed through the subsequent compression stage at a very low temperature and high pressure.
  • the compressor 100 is applicable to any use. For example, in a use for compressing natural gas, the natural gas that has passed through the last compression stage 105 can be returned to the storage tank 106. Further, the check valve before the subsequent compression stage (between the fourth stage 104 and the fifth stage 105), which is indispensable in the conventional compressor, becomes unnecessary.
  • FIG. 17 is an external perspective view of the compressor.
  • FIG. 18 is a sectional view of the compressor.
  • the horizontally opposed crank drive mechanism 28 includes a crankshaft 28a to which bearings are attached, as shown in FIGS. On both sides of the crankshaft 28a, a pair of cylinders is connected so as to be horizontally opposed. In the horizontally opposed compressor, cylinders are arranged on the left and right sides of the casing 29 and the crank driving mechanism 28.
  • a plurality of joining rods 28b are provided on both sides of the crankshaft 28a and are separated in the longitudinal direction along the crankshaft 28a.
  • Each connecting rod 28b is connected to the piston rod 37 by a crosshead pin bearing 28C and a crosshead 28d.
  • Each piston rod 37 is connected to a piston 11a, 12a, 16a, 17a, 18a of each cylinder 11, 12, 16, 17, 18.
  • the casing 29 covers the compression stages 9, 10, 13, 14, 15 arranged on both sides of the crankshaft 28a.
  • a flywheel is provided at the end of the crankshaft 28a, and is connected to a drive shaft (not shown) by a shaft joint.
  • five (or six) cylinders 11, 12, 16, 17, 18 are attached to the crankshaft 28a.
  • the pistons 11a, 12a, 16a, 17a, 18a of the cylinders 11, 12, 16, 17, 18 are driven by crankshafts 28a by piston rods 37 in the cylinders.
  • the compressor is not limited to the configuration using the horizontally opposed crank drive mechanism, but may be configured as a vertical compressor.
  • the present invention is not limited to the embodiments described above, and various improvements and design changes may be made without departing from the spirit of the present invention.
  • the configuration of the cylinder such as the cooling mechanism described above may include each configuration of the first to fifth embodiments of the cylinder alone, or may have a plurality of configurations.

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Abstract

各圧縮段において給油が不要であり、最終圧縮段を経たガスに潤滑油を混入させないコンプレッサ及びこのコンプレッサを搭載したＬＮＧタンカを提供する。吸入口３から供給されたガスを一又は複数の圧縮段９、１０、１３、１４、１５において圧縮して吐出口７から送出するコンプレッサ１であって、前記一又は複数の圧縮段９、１０、１３、１４、１５のシリンダ１１、１２、１６、１７、１８は、全圧縮段において給油が不要であり、少なくとも最終圧縮段９、１０、１３、１４、１５のシリンダ１１、１２、１６、１７、１８は、シリンダライナ３５内に設けられた流路内の冷却液の回流により冷却される。

Description

コンプレッサ、ＬＮＧタンカ及び圧縮シリンダ
　本発明は、ガスを圧縮するコンプレッサ、ＬＮＧタンカ及び圧縮シリンダに関し、より詳しくは、各圧縮段において給油が不要であり、最終圧縮段を経たガスに潤滑油を混入させないコンプレッサ、このコンプレッサを搭載したＬＮＧタンカ、給油が不要であり圧縮するガスに潤滑油を混入させない圧縮シリンダ、及び、ロッドの外周をシールするロッドパッキンへの負荷が少ない圧縮シリンダに関する。
　従来、種々のガスを圧縮するためにコンプレッサが使用されている。例えば天然ガスは、－１６２℃以下に冷却されて液化天然ガス（ＬＮＧ(Liquefied natural gas)）とされて輸送されるが、液化天然ガスから発生するボイルオフガスを圧縮してＬＮＧタンカ推進用内燃機関を駆動する燃料源として用いるために、コンプレッサが使用されている。特許文献１には、ボイルオフガスを圧縮するコンプレッサが記載されている。
　また、特許文献１には、円筒状のシリンダ筒に供給されたガスを圧縮するシリンダが記載されている。シリンダ筒内には、円筒状のシリンダライナが配置されており、シリンダライナ内には、ピストンリング及びライダーリングを備えた円柱状のピストンが摺動可能に配設されている。供給されたガスは、ピストンの往復移動によって圧縮される。圧縮されたガスは、吐出口から送出される。
　ガスの圧縮は、例えば、液化天然ガスから蒸発するボイルオフガスの内燃機関燃料用天然ガス（～３００バール）、重油の脱硫プラント用水素（～２００バール）、ＣＮＧ燃料（～２４０バール）、自動車用メタンガス（～２４０バール）等に対して行われる。
　特許文献２には、往復動圧縮機が記載されている。このような往復動圧縮機においては、円筒状のシリンダ筒内に円柱状のピストンが摺動可能に配設された圧縮シリンダにより、供給されたガスを圧縮するものがある。
特表２００８－５２８８８２号公報 特開２０１７－０２６０４４号公報
　コンプレッサは、それぞれがシリンダを有する一又は複数の圧縮段を有し、圧縮段ごとに徐々にガスを圧縮して高圧化してゆく。圧縮段の段数を増加させれば、ガスをより高圧化することができる。
　圧縮段の段数を増加させた場合、後段の圧縮段においては、すでに高圧となっているガスをさらに圧縮するため、ピストンへの潤滑油の供給が必要であった。そのため、最終圧縮段を経たガスには、潤滑油が混入する。後段の圧縮段のシリンダを無給油式にできないのは、樹脂製シールリングが高熱により短寿命になってしまうためである。
　そこで、本発明は、各圧縮段において給油が不要であり、最終圧縮段を経たガスに潤滑油を混入させないコンプレッサ及びこのコンプレッサを搭載したＬＮＧタンカを提供することを課題とする。
　また、シリンダは、高圧化されたガスをさらに高圧にするために使用されることがある。現状では、ある限度以上の高圧用の圧縮シリンダへは潤滑油の供給が必要となる。潤滑油の供給が必要であるのは、ピストンを構成する樹脂製のピストンリング、ライダーリングが高熱に曝されて短寿命になってしまうためである。
　圧縮シリンダに供給された潤滑油は、高圧化されたガスに混入する。高圧化されたガスに潤滑油が混入すると、ＬＮＧ圧縮機の場合は、極低温動作のＬＮＧ再液化装置のトラブルに繋がり、重油脱硫プラントでは油量によっては高価な触媒の寿命短縮に繋がり、また、ＣＮＧ車ではエンジン周辺部品のトラブルに繋がる。
　そこで、本発明は、給油が不要であり、圧縮するガスに潤滑油を混入させない圧縮シリンダを提供することを課題とする。
　また、シリンダ筒内においては、ピストンの移動により、内圧が吸入圧と圧縮圧との間で大きく脈動する。この圧力の脈動は、ロッドの外周をシールするロッドパッキンにも印加され、ロッドパッキンに振動、衝撃及び摺動摩擦熱による大きな負荷をかけて寿命を短くする。
　そこで、本発明は、ロッドの外周をシールするロッドパッキンへの負荷が少ない圧縮シリンダを提供することを課題とする。
　本発明の他の課題は、以下の記載により明らかとなる。
　前記課題は、以下の各発明によって解決される。
　１．
　吸入口から供給されたガスを一又は複数の圧縮段において圧縮して吐出口から送出するコンプレッサであって、
　前記一又は複数の圧縮段のシリンダは、全圧縮段において給油が不要であり、
　少なくとも最終圧縮段のシリンダは、シリンダライナ内に設けられた流路内の冷却液の回流により冷却されることを特徴とするコンプレッサ。
　２．
　吸入口から供給されたガスを一又は複数の圧縮段において圧縮して吐出口から送出するコンプレッサであって、
　前記一又は複数の圧縮段のシリンダは、全圧縮段において給油が不要であり、
　少なくとも前記最終圧縮段のシリンダは、ピストン棒内に設けられた流路内の冷却液の回流により冷却されることを特徴とするコンプレッサ。
　３．
　吸入口から供給されたガスを一又は複数の圧縮段において圧縮して吐出口から送出するコンプレッサであって、
　前記一又は複数の圧縮段のシリンダは、全圧縮段において給油が不要であり、
　少なくとも最終圧縮段のシリンダは、シリンダ筒とシリンダライナとの間に設けられた流路内の冷却液の回流により冷却されることを特徴とするコンプレッサ。
　４．
　前記冷却液は、清水、油又は０℃以下の低温冷却液であることを特徴とする前記１、２又は３記載のコンプレッサ。
　５．
　前記圧縮段は、３段以上であることを特徴とする前記１～４の何れかに記載のコンプレッサ。
　６．
　前記最終圧縮段を経た前記ガスは、２００バール以上に加圧されることを特徴とする前記１～５の何れかに記載のコンプレッサ。
　７．
　前記最終圧縮段の前の圧縮段を経た前記ガスは、１００バール乃至１２０バールに加圧されていることを特徴とする前記６記載のコンプレッサ。
　８．
　前記一又は複数の圧縮段は、水平対向型クランク駆動機構によって駆動されることを特徴とする前記１～７の何れかに記載のコンプレッサ。
　９．
　前記１～８の何れかに記載のコンプレッサと、
　前記吸入口と前記吐出口との間に設けられ、前記ガスを液体に戻す再液化装置とを備え、
　ＬＮＧ貯蔵タンクに貯蔵された液化天然ガスのボイルオフガスを前記コンプレッサにより圧縮して、推進用の燃焼エンジンの燃料を得るとともに、使用されなかった前記燃料を前記再液化装置により再液化して前記ＬＮＧ貯蔵タンクに戻すことを特徴とするＬＮＧタンカ。
　１０．
　シリンダ筒と、該シリンダ筒内に配置されたシリンダライナと、該シリンダライナ内に摺動可能に配設されたピストンとを備え、吸入口から供給されたガスを圧縮して吐出口から送出する圧縮シリンダであって、
　前記シリンダライナ内に流路が設けられ、該流路内に冷却液が回流されることにより前記シリンダ筒、前記シリンダライナ及び前記ピストンが冷却されることを特徴とする圧縮シリンダ。
　１１．
　シリンダ筒と、該シリンダ筒内に摺動可能に配設されたピストンとを備え、吸入口から供給されたガスを圧縮して吐出口から送出する圧縮シリンダであって、
　前記ピストン内に流路が設けられ、該流路内に冷却液が回流されることにより前記シリンダ筒及び前記ピストンが冷却されることを特徴とする圧縮シリンダ。
　１２．
　シリンダ筒と、該シリンダ筒内に配置されたシリンダライナと、該シリンダライナ内に摺動可能に配設されたピストンとを備え、吸入口から供給されたガスを圧縮して吐出口から送出する圧縮シリンダであって、
　前記シリンダ筒と前記シリンダライナとの間に流路が設けられ、該流路内に冷却液が回流されることにより前記シリンダ筒及び前記ピストンが冷却されることを特徴とする圧縮シリンダ。
　１３．
　前記冷却液は、清水、油又は０℃以下の低温冷却液であることを特徴とする前記１０、１１又は１２記載の圧縮シリンダ。
　１４．
　前記吸入口から供給されたガス又は前記吐出口から送出するガスが、２００バール以上であることを特徴とする前記１０～１３の何れかに記載の圧縮シリンダ。
　１５．
　吸入口及び吐出口に連通されたシリンダ筒と、
　前記シリンダ筒内に密着摺動可能に配設されたピストンと、
　前記ピストンと同軸に一体的に連設され、該ピストンよりも小径であって、前記シリンダ筒に同軸に形成された連結筒内を密着摺動可能とされた連結軸と、
　前記連結軸に連設され、該連結軸を介して前記ピストンに駆動力を伝達するロッドと、
　前記ロッドの外周をシールするロッドパッキンと、
　前記連結軸の後端部と前記ロッドパッキンとの間の前記連結筒内の空間を外方に連通させる連通孔とを備え、
　前記吸入口から供給されたガスを前記シリンダ筒内で前記ピストンにより圧縮して前記吐出口から送出することを特徴とする圧縮シリンダ。
　１６．
　前記連結軸の後端部と前記ロッドパッキンとの間の前記連結筒内の空間は、前記連通孔を経由して外方に連通することにより、前記吐出口から吐出されるガスの圧力よりも低く大気圧よりも高い圧力とされていることを特徴とする前記１５記載の圧縮シリンダ。
　１７．
　前記ロッドパッキンは、潤滑油の供給が不要であることを特徴とする前記１５又は１６記載の圧縮シリンダ。
　１８．
　前記連結軸の外周面には、ピストンリングが装着されており、このピストンリングの外周部が前記連結筒の内周面に密着摺動することを特徴とする前記１５、１６又は１７記載の圧縮シリンダ。
　１９．
　前記シリンダ筒内には、円筒状のシリンダライナが装着されており、
　前記ピストンの外周面には、ピストンリング及びライダーリングが装着されており、これらピストンリング及びライダーリングの外周部が前記シリンダライナの内周面に密着摺動することを特徴とする前記１５～１８の何れかに記載の圧縮シリンダ。
　２０．
　前記ガスを２００バール以上で使用することを特徴とする前記１５～１９の何れかに記載の圧縮シリンダ。
　２１．
　吸入口及び吐出口に連通されたシリンダ筒と、
　前記シリンダ筒内に密着摺動可能に配設され、前記吸入口から吸入されたガスを圧縮して前記吐出口から吐出するピストンと、
　前記ピストンに駆動力を伝達するロッドと、
　前記ロッドの外周をシールするロッドパッキンとを備え、
　前記ロッドパッキンは、前記ロッドの周囲に配置され該ロッドの軸方向に配列された複数のロッドパッキンリングからなり、該軸方向の中途箇所が、前記吐出口から吐出されるガスの圧力よりも低く大気圧よりも高い圧力とされていることを特徴とする圧縮シリンダ。
　２２．
　前記ロッドパッキンは、前記軸方向の中途の少なくとも１箇所において、ロッドパッキンリング間の間隙が、前記吐出口から吐出されるガスの圧力よりも低く大気圧よりも高い圧力の空間に連通孔を経由して連通されていることを特徴とする前記２１記載の圧縮シリンダ。
　２３．
　前記ロッドパッキンは、潤滑油の供給が不要であることを特徴とする前記２１又は２２記載の圧縮シリンダ。
　２４．
　前記シリンダ筒内には、円筒状のシリンダライナが装着されており、
　前記ピストンの外周面には、ピストンリング及びライダーリングが装着されており、これらピストンリング及びライダーリングの外周部が前記シリンダライナの内周面に密着摺動することを特徴とする前記２１、２２又は２３記載の圧縮シリンダ。
　２５．
　前記ガスを２００バール以上で使用することを特徴とする前記２１～２４の何れかに記載の圧縮シリンダ。
　本発明によれば、各圧縮段において給油が不要であり、最終圧縮段を経たガスに潤滑油を混入させないコンプレッサ及びこのコンプレッサを搭載したＬＮＧタンカを提供することができる。
　また、本発明によれば、給油が不要であり、圧縮するガスに潤滑油を混入させない圧縮シリンダを提供することができる。
　さらに、本発明によれば、ロッドの外周をシールするロッドパッキンへの負荷が少ない圧縮シリンダを提供することができる。
本発明のコンプレッサの実施形態を概略的に示すブロック図 本発明の圧縮シリンダ（第１実施形態）の構成を示す断面図 図２に示した圧縮シリンダのガスケットの形状を示す縦断面図（図２中のＡ－Ａ断面） 図２に示した圧縮シリンダのシリンダライナの形状を示す縦断面図（図２中のＢ－Ｂ断面） 図２に示した圧縮シリンダのシリンダライナの形状を示す縦断面図（図２中のＣ－Ｃ断面） 圧縮シリンダ（第２実施形態）のピストン及びピストン棒の構成を示す縦断面図 図６に示したシリンダであって本発明の圧縮シリンダの支持環の形状を示す図であり、（ａ）は縦断面図、（ｂ）は正面図 本発明の圧縮シリンダ（第３実施形態）の構成を示す断面図 図８に示した圧縮シリンダの冷却液の流路の形状を示す横断面図 図８に示した圧縮シリンダの冷却液の流路の形状を示す斜視図 図２、図６、図８に示したシリンダであって本発明の圧縮シリンダのロッドパッキンの構造を示す縦断面図 本発明の圧縮シリンダ（第４実施形態）の構成を示す断面図 本発明の圧縮シリンダ（第４実施形態）のピストンの構造を示す側面図 本発明の圧縮シリンダ（第５実施形態）の構成を示す断面図 本発明の圧縮シリンダ（第５実施形態）のロッドパッキンの構造を示す縦断面図 本発明の圧縮シリンダを用いて構成されたコンプレッサを概略的に示すブロック図 コンプレッサの外観斜視図 コンプレッサの断面図
　本発明のコンプレッサは、複数の圧縮段ごとに徐々にガスを圧縮して高圧化するものであって、全圧縮段においてピストンへの給油を不要としたものである。本発明のＬＮＧタンカは、本発明のコンプレッサを備え、このコンプレッサにより高圧化された天然ガスを燃料とする燃焼エンジンの推進力によって航行する。
　また、本発明の圧縮シリンダは、第１～第３実施形態では、本発明のコンプレッサの各圧縮段を構成するシリンダであって、ピストンへの給油を不要としたものである。
　本発明の圧縮シリンダの第４及び第５実施形態は、ピストンロッドの外周をシールするロッドパッキンへの負荷を少なくし、ロッドパッキンへの給油を不要としたものである。第４及び第５実施形態の圧縮シリンダは、ピストンリング及びライダーリングを高耐熱性の材料から形成することにより、又は、第１～第３実施形態の何れかの構成を併有することにより、ピストンへの給油も不要とすることができる。
　本発明者らは、コンプレッサ、ＬＮＧタンカ及び圧縮シリンダに関して、ピストン等への潤滑油の供給を不要とするべく鋭意検討し、上記各発明をするに至った。ピストン等への潤滑油の供給がなされると、天然ガスに油が混入し、該天然ガスを再液化し貯蔵タンクに戻すことができなくなる。貯蔵タンク内の天然ガスが油により汚染されるためである。
　以下、上記各本発明の実施の形態について図面を用いて詳細に説明する。
〔コンプレッサの実施形態〕
　本発明のコンプレッサは、この実施形態においては、それぞれがシリンダ（圧縮シリンダ）を有する一又は複数（例えば、５段）の圧縮段を有し、圧縮段ごとに徐々にガスを圧縮して高圧化してゆく。複数の圧縮段のうちの後段（例えば、第４段）においては、ガスがすでに１００バール（１０ＭＰａ）以上の高圧となっている。
　１００バール（１０ＭＰａ）以上の高圧のガスをさらに圧縮するシリンダにおいては、樹脂製シールリング（ピストンリング及びロッドパッキンリング）が高熱により短寿命になる虞がある。樹脂製シールリングは、低圧下では、無給油式でも実用的な寿命を維持できる。しかし、後段（例えば、第５段）の圧縮段のように、吸入圧が１００バール乃至１２０バールで、吐出圧が２００バール以上といった条件下では、無給油式では、樹脂製シールリングの実用的な寿命を維持することができない虞がある。
　本発明のコンプレッサは、少なくとも最終圧縮段のシリンダに流路を設け、流路内に冷却液を回流させて冷却することにより、全圧縮段においてピストンへの給油を不要としたものである。
　そのため、このコンプレッサにおいては、圧縮したガスが潤滑油により汚染される虞がない。したがって、後段の圧縮段を経たガスのみならず、どの圧縮段後のガスをも極低温かつ高圧下で再液化して再利用することが可能となる。このコンプレッサは、あらゆる用途に適用可能であり、例えば船舶において用いた場合には、圧縮した天然ガスを積み荷として貯蔵タンクに戻すことが可能となる。
　図１は、本発明のコンプレッサの実施形態を概略的に示すブロック図である。
　図１に示すように、本実施形態のコンプレッサ１は、液化天然ガスＥｆから生成されたボイルオフガス６（天然ガス４）の圧縮を行う。このコンプレッサ１は、吸入された天然ガス４を、１００バール（１０ＭＰａ）乃至５００バール（５０ＭＰａ）、多くの場合には１５０バール（１５ＭＰａ）乃至３００バール（３０ＭＰａ）に加圧する。天然ガス４は、例えばディーゼルエンジン等の燃焼エンジンの燃料として使用される。
　本実施形態のコンプレッサ１は、例えば、船、特にＬＮＧタンカ上に配置され、推進用の燃焼エンジンの燃料を、ＬＮＧ貯蔵タンク５に貯蔵された液化天然ガスＥｆのボイルオフガス６から得ることを可能とする。ボイルオフガス６は、約－１６２℃で、１バール（１００ｋＰａ）の圧力下にある。コンプレッサ１は、ボイルオフガス６を、好ましくは１００バール（１０ＭＰａ）から５００バール（５０ＭＰａ）の範囲の可変給送圧力、特に、１５０バール（１５ＭＰａ）から３００バール（３０ＭＰａ）の範囲の給送圧力まで圧縮した天然ガス４とする。なお、ボイルオフガス６の量が燃料源として不足する場合には、ＬＮＧ貯蔵タンク５内の液化天然ガスＥｆの一部を加熱して気化させる。
　なお、この実施形態においては、最終圧縮段を経たガスは２００バール以上に加圧されるが、供給先の負荷によっては１５０バール（１５ＭＰａ）乃至３００バール（３０ＭＰａ）であってもよい。また、定格圧力によっては、１５０バール（１５ＭＰａ）乃至４００バール（４０ＭＰａ）以上であってもよい。
　コンプレッサ１は、天然ガス４の吸入口３を備える。また、コンプレッサ１は、下流に配置された燃焼エンジン用の天然ガス供給パイプ８に連通された吐出口７を備える。
　吸入口３は、ＬＮＧ貯蔵タンク５に連通されている。ＬＮＧ貯蔵タンク５には、液化天然ガスＥｆが、１バール（１００ｋＰａ）の圧力、かつ、－１６２℃の温度で貯蔵されている。ボイルオフガス６は、液化天然ガスＥｆの表面部から発生する。このボイルオフガス６は、コンプレッサ１によって吸引され圧縮されて、好ましくは１５０バール（１５ＭＰａ）から３００バール（３０ＭＰａ）の圧力下で、吐出口７から天然ガス４として送出される。
　コンプレッサ１は、第１乃至第５の圧縮段９、１０、１３、１４、１５を備える。なお、この実施形態では、圧縮段は５段となっているが、本発明において圧縮段は５段に限定されない。低圧段に遠心圧縮機又はスクリュ圧縮機を適用すれば、例えば、５段を２段や３段に段数を減らすこともできる。
　第１乃至第５の圧縮段９、１０、１３、１４、１５は、直列に接続されたピストンリングシール式シリンダ（以下、単にシリンダともいう）１１、１２、１６、１７、１８を有する。ピストンリングシール式シリンダ１１は、吸入ガス温度が－１６２℃から＋４５℃までの幅広い温度範囲にわたり、天然ガス４を確実に吸引し圧縮可能である。
　第１段乃至第４段のシリンダ１１、１２、１６、１７は、ピストンの両側が天然ガス圧縮用の圧縮チャンバとなる複動式シリンダを備えており、第５段のシリンダ１８は、ピストンの片側のみが圧縮チャンバとなった単動型シリンダを備えている。天然ガス４は、これら圧縮段９、１０、１３、１４、１５を経て、吐出口７から送出される。
　従来、後段の高圧圧縮段は、給油式である為、天然ガスが潤滑油により汚染される虞があった。天然ガスを極低温かつ高圧下で再液化する場合に、天然ガスへの潤滑油混入は、再液化装置のトラブルに繋がる。天然ガスに混入した潤滑油は、油セパレーター及び油フィルターによって除去している。しかし、完璧な除去は不可能なので、再液化装置のトラブルは避けられない。そのため、第４段後の高圧ガスを液化する場合を考慮し、さらに各段に設けられたバイパス２０ｅ、２０ｄ、２０ｃ、２０ｂ、２０ａを通じて第５段後のガス中の潤滑油が前段へ運ばれることを防止するべく、従来のコンプレッサにおいては、後段の圧縮段の前（第４段１４と第５段１５との間）には逆止弁が必須であった。最終段である第５段１５が給油式である為に、容量調整等運転上必要な第５段後から前段へのバイパス戻しがある為、第５段より前の低圧段ガスも極微量ではあるが潤滑油により汚染されるおそれがあった。後段の圧縮段を無給油式にして、全段無給油式とすれば、船舶用に限らず全てのコンプレッサにおいて、ガスの再液化において再液化装置のトラブルが避けられ、極めて有益である。また、後段の圧縮段の前（第４段１４と第５段１５との間）の逆止弁は不要となる。
　第４又は第５の圧縮段１４或いは１５の後方には、通常、圧縮されたエンジンが必要としない余剰の天然ガス４を液化する再液化装置３１が設けられる。
　圧縮段９、１０、１３、１４、１５の何れか又は全部は、それぞれの圧縮段９、１０、１３、１４、１５を経た天然ガス４を当該圧縮段９、１０、１３、１４、１５の前（上流）に戻すバイパス２０ａ、２０ｂ、２０ｃ、２０ｄ、２０ｅを備えることが好ましい。そして、各バイパス２０ａ、２０ｂ、２０ｃ、２０ｄ、２０ｅには、圧縮機制御システム２３により制御される制御弁２４ａ、２４ｂ、２４ｃ、２４ｄ、２４ｅを備えることが好ましい。制御弁２４ａ、２４ｂ、２４ｃ、２４ｄ、２４ｅにより、吐出口７における天然ガス４の圧力及び給送量の少なくとも一方を調整することができる。
　各圧縮段９、１０、１３、１４、１５の後（下流）には、それぞれ圧力センサ２１ａ、２１ｂ、２１ｃ、２１ｄ、２１ｅが設けられている。これら圧力センサ２１ａ、２１ｂ、２１ｃ、２１ｄ、２１ｅが出力する圧力検出値は、圧縮機制御システム２３に入力される。圧縮機制御システム２３は、入力された圧力検出値に基づいて、開度指令信号を出力して、制御弁２４ａ、２４ｂ、２４ｃ、２４ｄ、２４ｅの開度を制御する。
　天然ガス４は、バイパス２０ａ、２０ｂ、２０ｃ、２０ｄ、２０ｅを経由して戻され、吐出口７における天然ガス４が所望の目標圧力Ｐｓｅｔになる。バイパス２０ａ、２０ｂ、２０ｃ、２０ｄ、２０ｅを通る逆向きの流量は、制御弁２４ａ、２４ｂ、２４ｃ、２４ｄ、２４ｅにより制御される。吐出口７における給送圧力は、１００バール（１０ＭＰａ）から５００バール（５０ＭＰａ）まで、通常は、運転状況に応じて、１５０バール（１５ＭＰａ）から３００バール（３０ＭＰａ）までにわたって可変となる。また、天然ガス４の所望の流量は、０％から１００％までにわたって可変となる。コンプレッサ１は、吐出口７における放出側の圧力を、制御入力値によって指定される可変の給送圧力とする。
　本実施形態においては、全ての圧縮段９、１０、１３、１４、１５のシリンダ１１、１２、１６、１７、１８は、ピストンへの給油が不要であり、そのため、これら圧縮段９、１０、１３、１４、１５における圧縮された天然ガス４は、不純物によって汚染されることはない。各圧縮段９、１０、１３、１４、１５において圧縮される天然ガス４が汚染されないので、必要に応じて、使われなかった天然ガス４を積み荷としてＬＮＧ貯蔵タンク５に戻すことが可能である。
〔ＬＮＧタンカの実施形態〕
　本発明のＬＮＧタンカは、上述したコンプレッサ１を備えており、このコンプレッサ１により圧縮された天然ガス４を燃料として使用する燃焼エンジン（例えば、ディーゼルエンジン）が搭載されたＬＮＧタンカである。このＬＮＧタンカにおいては、燃焼エンジンは主に推進用であり、燃焼エンジンが発生する動力を推進力として航行する。
　このＬＮＧタンカにおいては、ＬＮＧ貯蔵タンク５に貯蔵された液化天然ガスＥｆのボイルオフガス６をコンプレッサ１により圧縮して、推進用の燃焼エンジンの燃料が得られるとともに、使用されなかった燃料を再液化装置３１により再液化して積み荷としてＬＮＧ貯蔵タンク５に戻すことができる。そのため、このＬＮＧタンカにおいては、ボイルオフガス６を有効利用しながら、ＬＮＧ貯蔵タンク５中の液化天然ガスＥｆの減少を最小限に留めることができ、外部から燃焼エンジンの燃料及び液化天然ガスＥｆの補給ができないという航行中の環境において極めて有用である。
〔シリンダの第１の実施形態〕
　図２は、前記コンプレッサのシリンダであって本発明の圧縮シリンダ（第１実施形態）の構成を示す断面図である。
　本実施形態のシリンダ（圧縮シリンダ）９、１０、１６、１７、１８は、図２に示すように、シリンダ筒３４と、このシリンダ筒３４内に配置されたシリンダライナ３５と、このシリンダライナ３５内に摺動可能に配設されたピストン３３とを備え、吸入口６３から吸入弁６３ａを経由して供給されたガスを圧縮して吐出弁６４ａを経由して吐出口６４から送出する（なお、図２では、第５段のシリンダ１８を示している）。
　シリンダ筒３４の内部は筒状に形成され、円筒状のシリンダライナ３５が内嵌装されている。ピストン３３は、シリンダライナ３５に内嵌装され得る円柱状に形成されている。ピストン３３には、環状のピストンリング３６及びライダーリング３６ａが外嵌装されている。ピストン３３にはピストン棒３７が同軸に連結されており、ピストン棒３７が原動機により往復動されることにより、ピストン３３が軸方向に往復動される。ピストン３３がシリンダライナ３５内においてシリンダ筒３４の軸方向に摺動されることにより、シリンダ筒３４内（シリンダライナ３５内）のガスが圧縮される。なお、高圧用のシリンダ筒は一般に小径なので、ピストン３３とピストン棒３７とが一体構造となっているが、場合によってはこれらを別体の構造としてもよい。ピストン棒３７の外周には、ロッドパッキン７０が設けられている。
　シリンダ筒３４内では、ガス圧縮熱と、ピストン３３に外嵌装されたピストンリング３６及びライダーリング３６ａとシリンダライナ３５との摺動摩擦熱が発生する。ガス圧縮熱は、圧力レベルに関係なく略一定である。しかし、ピストンリング３６とシリンダライナ３５との摺動摩擦熱は、高圧になるほど大きくなる。これは、ピストンリング３６とシリンダライナ３５との間の面圧は給油式の場合と同じであるが、潤滑油が存在しない場合には、ピストンリング３６とシリンダライナ３５との間の摩擦係数が大きくなるからである。ライダーリング３６ａによる摺動摩擦熱は圧力には関係しないが、無給油にするとピストンリング同様、ライダーリング３６ａとシリンダライナ３５との間の摩擦係数が大きくなる為に大きくなる。摺動摩擦熱によりピストンリング３６及びライダーリング３６ａが高温となって、溶融摩耗状態になってしまうと、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの寿命が短くなってしまう。ピストンリング３６の摺動摩擦熱を除去すれば、ピストンへの給油を不要としても、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの寿命を長くすることができる。
　この圧縮シリンダ（高圧無給油シリンダ）１８においては、高圧無給油状態下のピストンリング３６及びライダーリング３６ａの摺動摩擦熱を積極的に除去する構造になっており、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの寿命が長くなる。冷却機構を装備することにより摺動摩擦熱を積極的に除去し、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの温度上昇を抑えている。
　この圧縮シリンダ（高圧無給油シリンダ）１８においては、摩擦熱除去のための冷却機構が設けられており、そのため、ピストンへの給油が不要となっている、この冷却機構は、シリンダ筒３４内に軽度の嵌合代をもって挿入されたシリンダライナ３５の中に冷却液通路５５を作り、シリンダライナ３５内部を冷却するものである。シリンダライナ３５は、ステンレス製或いは鋼製で厚さは１５ｍｍ程度であり、機械加工により冷却液通路５５が設けられる。冷却液通路５５の後端部（図２中左端）は、シリンダライナ３５の後端部５６を溶接することにより閉蓋されている。
　シリンダ筒３４の前端部（図２中右端）は、シリンダカバー５７によって閉蓋されている。
　図３は、図２に示した圧縮シリンダのガスケットの形状を示す縦断面図（図２中のＡ－Ａ断面）である。
　シリンダカバー５７とシリンダライナ３５との当たり面は、高圧ガス及び冷却液漏洩防止の為に、純鉄製のガスケット５８でシールされている。ガスケット５８のシリンダカバー５７への当り面部には、図３（図２中Ａ－Ａ断面図）に示すように、それぞれ半円弧形状の上側冷却液通路６０及び下側冷却液通路６１が形成されている。
　図４は、図２に示した圧縮シリンダのシリンダライナの形状を示す縦断面図（図２中のＢ－Ｂ断面）である。
　シリンダライナ３５には、図４（図２中Ｂ－Ｂ断面図）に示すように、シリンダ筒径によるが２４個位の丸孔からなる冷却液通路５５がシリンダライナ３５の軸方向に形成されている。なお、この丸孔は長孔としてもよく、また、個数は２４個でなくともよい。
　シリンダ筒３４には、図４にも示すように、外周流路４０が設けられている。外周流路４０は、シリンダ筒３４の一端側側面４１から他端側側面４２に亘って連通している。この外周流路４０は、シリンダライナ３５よりも外周側に設けられ、複数の直通管形状で高圧シリンダに設ける通常のシリンダ冷却液通路である。外周流路４０内には、冷却液が流される。冷却液は、側面４１から外周流路４０内を流れた後、側面４２から流出する。
　外周流路４０内を流れる冷却液は、シリンダライナ３５を冷却する事により、ピストンリング３６、ライダーリング３６ａの熱を吸熱し、シリンダ筒３４の外において放熱することによって、同リングの温度を低温にする。
　図５は、図２に示した圧縮シリンダのシリンダライナの形状を示す縦断面図（図２中のＣ－Ｃ断面）である。
　シリンダライナ３５のピストンリング３６及びライダーリング３６ａとの摺動面は、ピストンリング３６、ライダーリング３６ａ及びシリンダライナ３５の耐摩耗防止のため、窒化またはタングステンカーバイドが溶射されている。シリンダカバー５７には、シリンダ筒３４への挿入部でのガスシールの為、Ｏリング５９が装備されている。シリンダライナ３５の基端側（図２中左側）には、シリンダライナ３５内に、図５（図２中Ｃ－Ｃ断面図）に示すように、ほぼ全周に亘る冷却液連絡通路６２が形成されている。
　冷却液は、シリンダカバー５７の図２中下側の下側冷却液通路６１ａから供給される。冷却液は、下側冷却液通路６１からガスケット５８に形成された透孔を経てシリンダライナ３５の下半分に入る。シリンダライナ３５に入った冷却液は、シリンダライナ３５内を基端側（図２中左側）へ流れる。シリンダライナ３５の下半分を通過した冷却液は、シリンダライナ３５の基端側で方向転換し、冷却液連絡通路６２を経て、シリンダライナ３５の上半分に移動する。シリンダライナ３５の上半分に移動した冷却液は、先端側（図２中右側）へ流れ、最終的にはシリンダカバー５７の上側半分にある上側冷却液通路６０ａを経て冷却液供給装置へ戻る。
　冷却液としては一般には、圧縮圧に応じた冷却温度の清水が使用されるが、必要に応じて０℃以下の低温冷却液、例えばエチレングリコール水溶液を使用すれば冷却効果増大が計れる。なお冷却効果の点ではやや劣るが油冷却の可能性もある。
　冷却液通路５５内を回流する冷却液は、ピストン３３、ピストンリング３６、ライダーリング３６ａ、シリンダ筒３４及びシリンダライナ３５の熱を吸熱し、シリンダ筒３４の外において放熱することによって、シリンダ筒３４内を冷却する。このような冷却機構が設けられることにより、この圧縮シリンダ（高圧無給油シリンダ）１８では、給油が不要となっている。この圧縮シリンダ（高圧無給油シリンダ）１８においては、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの温度状態は、低圧無給油シリンダと同程度となるので、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの寿命が長くなる。
　ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの温度は冷却機構によって摩擦熱が略除去可能な程度の伝熱面積が確保出来る。従って給油式の場合も殆ど同一のガス圧縮熱のみが残る事になるので、ガスを無給油状態で高圧に加圧する事が可能となる。
　この圧縮シリンダ（高圧無給油シリンダ）１８を用いたコンプレッサにおいては、全ての圧縮段においてピストンへの給油が不要であることにより、ガスが不純物によって汚染されず、使われなかったガスを、貯蔵タンクに戻すことができる。また、各圧縮段内で循環させていたガスの全てを、最後に貯蔵タンクに戻すこともできる。
　この冷却機構は、シリンダライナ３５の外周側を冷却する後述する実施形態（図８～図１０）に比較して、シリンダ筒３４とシリンダライナ３５との確実な嵌合が得られる。
〔シリンダの第２の実施形態〕
　図６は、前記コンプレッサのシリンダであって本発明の圧縮シリンダ（第２実施形態）のピストン及びピストン棒の構成を示す縦断面図である。
　本実施形態のシリンダ（圧縮シリンダ１８）は、図２～図５に示す冷却機構に代えて又は加えて、図６に示す様に、ピストン棒３７内に流路４３を設け、この流路４３内に冷却液を回流させて冷却する。この流路４３は、ピストン３３とピストン棒３７の先端側から基端側に亘って、ピストン棒３７の軸方向に沿って形成されている。この流路４３内は、流路４３内に配置された筒体４４により、中心部４３ａ及び外周部４３ｂに区画されている。筒体４４の先端側部分と流路４３の内壁部との間には、支持環４５が嵌装されている。なお、高圧用のシリンダ筒は一般に小径なので、ピストン３３とピストン棒３７とが一体構造となっているが、場合によってはこれらを別体の構造としてもよい。
　図７は、図６に示したシリンダであって本発明の圧縮シリンダの支持環の形状を示す図であり、（ａ）は縦断面図、（ｂ）は正面図である。
　支持環４５には、図６及び図７に示すように、冷却液が流れるための複数の挿通孔４９が軸方向に形成されている。
　ピストン棒３７内の流路４３には、シリンダ筒３４に設けられた冷却液流入口４７から冷却液流路４８を経た冷却液が流入する。冷却液流路（フレキシブル管）４８を経た冷却液は、ピストン棒３７の基端側に設けられた冷却液入口４６を経て、筒体４４内の中心部４３ａ内に流入する。中心部４３ａ内の冷却液は、ピストン棒３７の先端側に流れ、筒体４４の先端側に設けられた複数の透孔４４ａを経て、外周部４３ｂに至る。外周部４３ｂ内の冷却液は、支持環４５の挿通孔４９を経て、ピストン棒３７の基端側に流れる。ピストン棒３７の基端側の冷却液は、ピストン棒３７の基端側に設けられた冷却液出口５０を経て、ピストン棒３７から流出する。ピストン棒３７から流出した冷却液は、シリンダ筒３４に設けられた冷却液流路（フレキシブル管）５２を経て、冷却液流出口５１から流出する。
　筒体４４の一端はピストン棒３７に設けられたガイド孔内にて固定され、また筒体４４の他端はピストンカバー６５に設けられたガイド孔内に固定され、ピストン３３の往復運動中振動しない様にしている。支持環４５の内径寸法を筒体４４の外径寸法に対して調整すれば、筒体４４の振動防止となる。
　ピストン棒３７内を回流する冷却液は、ピストン３３、ピストンリング３６、ライダーリング３６ａ、シリンダ筒３４及びシリンダライナ３５の熱を吸熱し、シリンダ筒３４の外において放熱することによって、ピストンリング３６、ライダーリング３６ａを冷却する。このような冷却機構が設けられることにより、この圧縮シリンダ（高圧無給油シリンダ）１８では、給油が不要となっている。
　ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの温度は冷却機構によって摩擦熱が略除去可能な程度の伝熱面積が確保出来る。従って給油式の場合も殆ど同一のガス圧縮熱のみが残る事になるので、ガスを無給油状態で高圧に加圧する事が可能となる。
　なお、ピストン棒３７の外周には、図６に示すように、ロッドパッキン７０が設けられている。
〔シリンダの第３の実施形態〕
　図８は、前記コンプレッサのシリンダであって本発明の圧縮シリンダ（第３実施形態）の構成を示す断面図である。
　本実施形態のシリンダ（圧縮シリンダ１８）は、図２～図５に示した冷却機構に代えて、又は、図６～図７に示した冷却機構に加えて、図８に示すように、シリンダ筒３４とシリンダライナ３５との間に冷却液を回流させることによりピストンリング３６及びライダーリング３６ａを冷却するものとしてもよい。シリンダライナ３５の外周は冷却液を回流して均一冷却を計る為、そして冷却面積を増大して冷却効果を挙げる為、半円断面の環状溝３８を複数有している。環状溝３８の前後には冷却液の漏洩防止の為のＯリング４１ａ，４１ｂが挿入され、嵌合代とＯリング４１ａ，４１ｂ両者で高圧ガスが冷却液側へ漏洩するのを防ぐ。
　図９は、図８に示した圧縮シリンダの冷却液の流路の形状を示す横断面図である。
　図１０は、図８に示した圧縮シリンダの冷却液の流路の形状を示す斜視図である。
　冷却液は、図９に示す様に、シリンダ筒３４の側面４１の外側冷却液通路４２ａから供給し、シリンダライナ３５の背面にある環状溝３８を図１０に示す様に流し、図９に示す様にシリンダ筒３４の他の側面４２の外側冷却液通路４２ｂから排出され冷却液回収ラインへ戻す冷却回路によって、ピストンリング３６とシリンダライナ３５及びライダーリング３６ａとシリンダライナ３５との摩擦摺動熱及びシリンダ内でのガス圧縮熱を、その発生熱源の直ぐ近くで効果的に除去する。環状溝３８は、図１０に示すように、シリンダ筒３４の一端側から他端側に亘って、連通路３９を経由して連通している。
　シリンダ筒３４には図９にも示す様に外周流路４０が設けられている。外周流路４０は、シリンダ筒３４の一端側側面４１から他端側側面４２に亘って連通している。この外周流路４０は、シリンダライナ３５よりも外周側に設けられ、環状溝３８の外側に位置する複数の直通管形状で高圧シリンダに設ける通常のシリンダ冷却液通路である。これと環状溝３８と併せてシリンダ筒３４の冷却効果増大を狙っている。
　環状溝３８内及び外周流路４０内には、冷却液が回流される。環状溝３８には、図９に示すように、側面４１の外側冷却液通路４２ａが連通されている。また、環状溝３８には、側面４２の外側冷却液通路４２ｂが連通されている。冷却液は、側面４１から環状溝３８内に流入し、環状溝３８内及び外周流路４０内を回流した後、側面４２から流出する。
　環状溝３８内及び外周流路４０内を回流する冷却液は、シリンダライナ３５を冷却する事により、ピストンリング３６、ライダーリング３６ａの熱を吸熱し、シリンダ筒３４の外において放熱することによって、同リングの温度を低温にしリング寿命を延ばすことができる。このような冷却機構が設けられることにより、このシリンダ（圧縮シリンダ１８）では、給油が不要となっている。
　環状溝３８の内壁の伝熱面積は、シリンダ筒径及びシリンダ筒長さによって異なり、また、使用冷却液にもよるが、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの温度は冷却機構によって摩擦熱が略除去可能な程度の伝熱面積が確保出来る。従って給油式の場合も殆ど同一のガス圧縮熱のみが残る事になるので、ガスを無給油状態で高圧に加圧する事が可能となる。
〔ロッドパッキンの構造〕
　図１１は、図２、図６、図８に示したシリンダであって本発明の圧縮シリンダのロッドパッキンの構造を示す縦断面図である。
　ロッドパッキン７０は、図１１に示すように、ピストン棒３７の外周を支持する複数のロッドパッキンリング５３と、これらロッドパッキンリング５３を収納している複数のリングカップ５４を有して構成されている。ロッドパッキンリング５３とピストン棒３７との摺動によっても、摺動摩擦熱が発生する。この摺動摩擦熱は、ロッドパッキンリング５３を収納しているリングカップ５４に伝達される。
　ロッドパッキン７０は、冷却液供給口６８において外部に連通した冷却液供給路６６から各リングカップ５４内の流路に冷却液（清水や油）を分配して供給し、これら流路から冷却液を冷却液排出口６９において外部に連通した冷却液排出路６７に集めて排出する直接冷却方式の冷却機構を備えて構成してもよい。さらに、低温冷却液（例えば低温エチレングリコール水溶液）を用いたり、冷却液流路を出来るだけリングに近づけたり、冷却液流路面積を大きくするなど、冷却効果を増大させることにより、多量の摺動摩擦熱を除去することができる。
〔シリンダの第４の実施形態〕
　図１２は、本発明の圧縮シリンダ（第４実施形態）の構成を示す断面図である。
　本実施形態の圧縮シリンダは、図１２に示すように、シリンダ筒３４と、このシリンダ筒３４内に配置されたシリンダライナ３５と、このシリンダライナ３５内に密着摺動可能に配設されたピストン３３とを備え、吸入口６３から吸入弁６３ａを経由して供給されたガスをシリンダ筒３４内でピストン３３により圧縮して吐出弁６４ａを経由して吐出口６４から送出する圧縮シリンダである。
　シリンダ筒３４の内部は筒状に形成され、円筒状のシリンダライナ３５が内嵌装されている。なお、シリンダライナ３５は、シリンダ筒３４の内面部が十分な強度及び耐久性を有するならば、設けなくともよい。シリンダ筒３４は、後端側（図１２中左端側）において、吸入口６３及び吐出口６４に連通されている。また、シリンダ筒３４の前端部（図１２中右端部）は、シリンダカバー５７によって閉蓋されている。ピストン３３の前端部（図１２中右端部）３３ａとシリンダカバー５７との間のシリンダ筒３４内の空間は、連通孔３４ａを経由して、外方（ガス吸入側）に連通している。
　図１３は、本発明の圧縮シリンダ（第４実施形態）のピストンの構造を示す側面図である。
　ピストン３３は、図１３に示すように、シリンダライナ３５に内嵌装され得る円柱状に形成されている。ピストン３３には、環状のピストンリング３６が複数外嵌装されている。また、ピストン３３の前端側（図１２及び図１３中の右端側）及び基端側（図１２及び図１３中の左端側）には、ライダーリング３６ａが外嵌装されている。ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの外周部は、シリンダライナ３５の内周面に密着摺動する。なお、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａは、十分な強度及び耐久性が確保されるならば、種々の方式のシーリング部材に代えてもよく、また、例えばラビリンスシールのように、これらのシーリング部材を設けなくともよい。
　ピストン３３がシリンダライナ３５内においてシリンダ筒３４の軸方向（図１２中矢印Ａ）に摺動されることにより、シリンダ筒３４内（シリンダライナ３５内）のガスが圧縮される。シリンダ筒３４内（シリンダライナ３５内）においてはピストン３３の移動の方向によって、内圧が大きく変動する。ピストン３３の移動方向がシリンダ筒３４内の容積を大きくする方向（図１２中の右方向）であるときには、シリンダ筒３４内の圧力は減少し、ピストン３３の移動方向がシリンダ筒３４内の容積を小さくする方向（図１２中の左方向）であるときには、シリンダ筒３４内の圧力は増大する。このとき、シリンダ筒３４内のガスが圧縮される。
　ピストン３３の基端部（図１２及び図１３中の左端部）３３ｂには、連結軸７２が、同軸に一体的に連設されている。この連結軸７２は、ピストン３３よりも小径の円柱状に形成されている。連結軸７２には、環状のピストンリング７３が外嵌装されている。ピストンリング７３の外周部は、シリンダ筒３４に同軸に形成された連結筒７５の内周面に密着摺動する。すなわち、連結軸７２は、連結筒７５内を密着摺動可能とされている。
　連結軸７２の後端部７４とロッドパッキン７０との間の連結筒７５内の空間（ロッド（ピストン棒）３７の周囲の空間）は、連通孔７６を経由して、外方に連通されている。そして、連結軸７２の後端部７４とロッドパッキン７０との間の空間は、外方に連通させることにより、吐出口６４から吐出されるガスの圧力よりも低く大気圧よりも高い圧力とすることが好ましい。この場合には、連通孔７６をガス吸入側に連通させることにより、そのような圧力とすることができる。ただし、他のコンプレッサの吐出口などに連通させてもよい。
　連結軸７２の後端部７４とロッドパッキン７０との間の空間を連通孔７６により外方（ガス吸入側）に連通させた場合には、連結軸７２の後端部７４とロッドパッキン７０との間の空間の内圧を吸入圧に等しくでき、変動を抑えることができ、ロッドパッキン７０に対する負荷をより小さくできて、ロッド（ピストン棒）３７とロッドパッキン７０のロッドパッキンリングとの間への潤滑油の供給を不要とすることができる。
　なお、連結軸７２の外周面と連結筒７５の内周面との密着は、ピストンリング７３による構成に限定されず、十分な強度、耐久性及びシール性が確保されるならば、種々の方式のシーリング部材による構成に代えてもよく、また、シーリング部材を設けずに連結軸７２の外周面が連結筒７５の内周面に直接密着摺動する構成にしてもよい。さらに、シーリング部材は、連結軸７２の外周面に設けるのではなく、連結筒７５の内周面に設けてもよい。
　連結軸７２の後端部７４（図１２及び図１３中左端部）には、図１３に示すように、連結軸７２を介してピストン３３に駆動力を伝達するロッド（ピストン棒）３７が連設されている。ロッド（ピストン棒）３７は、図１２に示すように、ロッドパッキン７０によって、外周がシールされている。
　ロッドパッキン７０は、図１１に示すように、ロッド（ピストン棒）３７の外周をシールする複数のロッドパッキンリング５３と、これらロッドパッキンリング５３を収納している複数のリングカップ５４を有して構成されている。ロッドパッキンリング５３とロッド（ピストン棒）３７との摺動によって、摺動摩擦熱が発生する。この摺動摩擦熱は、リングカップ５４に伝達される。
　この圧縮シリンダにおいては、シリンダ筒３４とロッドパッキン７０との間には、連結軸７２によって密封された連結筒７５があるので、シリンダ筒３４内の高い圧力がロッドパッキン７０に印加されることがない。したがって、シリンダ筒３４内の圧力が吸入圧と吐出圧との間で脈動してもロッドパッキン７０に対する負荷が大きくならず、ロッドパッキン７０において生ずる振動、衝撃及び摺動摩擦熱は小さい。そのため、ロッド（ピストン棒）３７の外周をシールするロッドパッキン７０への負荷が少なく、寿命を長くすることができる。
　また、ロッドパッキン７０は、ロッドパッキン７０において生ずる振動、衝撃及び摺動摩擦熱が小さいために、ロッド（ピストン棒）３７とロッドパッキンリング５３との間への潤滑油の供給を不要とすることができる。この場合には、圧縮したガスへの潤滑油の混入を防止することができる。
　さらに、この圧縮シリンダにおいては、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａを高耐熱性の材料から形成することにより、ピストン３３への給油も不要とすることができる。または、この圧縮シリンダにおいては、第１乃至第３実施形態に示したように、冷却液を回流させる冷却機構を設けることにより、ピストン３３、ピストンリング３６、ライダーリング３６ａ、シリンダ筒３４及びシリンダライナ３５の熱を吸熱し、シリンダ筒３４の外において放熱して、シリンダ筒３４内を冷却し、ピストン３３への給油も不要とすることができる。
　なお、ロッドパッキン７０は、図１１に示すように、冷媒（冷却液）供給路６６から各リングカップ５４内の流路に冷媒を分配して供給し、これら流路から冷媒を冷媒（冷却液）排出路６７に集めて排出するように構成してもよい。冷媒（冷却液）供給路６６は、冷媒（冷却液）供給口６８において外部に連通し、各リングカップ５４内を貫通するとともに、各リングカップ５４内で分岐して各リングカップ５４内の流路に連通している。冷媒（冷却液）排出路６７は、各リングカップ５４内の流路から連通し各リングカップ５４内で集合して、各リングカップ５４内を貫通するとともに、冷媒（冷却液）排出口６９において外部に連通している。各リングカップ５４内の流路に冷媒を供給することにより、多量の摺動摩擦熱を除去することができ、ロッドパッキン７０の耐久性を高めることができる。
〔シリンダの第５の実施形態〕
　図１４は、本発明の圧縮シリンダ（第５実施形態）の構成を示す断面図である。
　本実施形態の圧縮シリンダは、図１４に示すように、シリンダ筒３４と、このシリンダ筒３４内に配置されたシリンダライナ３５と、このシリンダライナ３５内に密着摺動可能に配設されたピストン３３とを備え、吸入口６３から吸入弁６３ａを経由して供給されたガスをシリンダ筒３４内でピストン３３により圧縮して吐出弁６４ａを経由して吐出口６４から送出する圧縮シリンダである。
　シリンダ筒３４の内部は筒状に形成され、円筒状のシリンダライナ３５が内嵌装されている。なお、シリンダライナ３５は、シリンダ筒３４の内面部が十分な強度及び耐久性を有するならば、設けなくともよい。シリンダ筒３４は、後端側（図１４中左端側）において、吸入口６３及び吐出口６４に連通されている。また、シリンダ筒３４の前端部（図１４中右端部）は、シリンダカバー５７によって閉蓋されている。ピストン３３の前端部（図１４中右端部）３３ａとシリンダカバー５７との間のシリンダ筒３４内の空間は、連通孔３４ａを経由して、外方（ガス吸入側）に連通している。
　ピストン３３は、シリンダライナ３５に内嵌装され得る円柱状に形成されている。ピストン３３には、環状のピストンリング３６が複数外嵌装されている。また、ピストン３３の前端側（図１４中の右端側）及び基端側（図１４中の左端側）には、ライダーリング３６ａが外嵌装されている。ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの外周部は、シリンダライナ３５の内周面に密着摺動する。なお、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａは、十分な強度及び耐久性が確保されるならば、種々の方式のシーリング部材に代えてもよく、また、例えばラビリンスシールのように、これらのシーリング部材を設けなくともよい。
　ピストン３３がシリンダライナ３５内においてシリンダ筒３４の軸方向（図１４中矢印Ａ）に摺動されることにより、シリンダ筒３４内（シリンダライナ３５内）のガスが圧縮される。シリンダ筒３４内（シリンダライナ３５内）においてはピストン３３の移動の方向によって、内圧が大きく変動する。ピストン３３の移動方向がシリンダ筒３４内の容積を大きくする方向（図１４中の右方向）であるときには、シリンダ筒３４内の圧力は減少し、ピストン３３の移動方向がシリンダ筒３４内の容積を小さくする方向（図１４中の左方向）であるときには、シリンダ筒３４内の圧力は増大する。このとき、シリンダ筒３４内のガスが圧縮される。
　ピストン３３の基端部３３ｂ（図１４中の左端部）には、ピストン３３に駆動力を伝達するロッド（ピストン棒）３７が、同軸に一体的に連設されている。このロッド（ピストン棒）３７は、ピストン３３よりも小径の円柱状に形成されている。ロッド（ピストン棒）３７は、シリンダ筒３４に同軸に形成された連結筒７５を経て、大気側（外方）に延在されている。ロッド（ピストン棒）３７は、ロッドパッキン７０によって、外周がシールされている。
　図１５は、本発明の圧縮シリンダ（第５実施形態）のロッドパッキンの構造を示す縦断面図である。
　ロッドパッキン７０は、図１５に示すように、ロッド（ピストン棒）３７の周囲に配置されロッド（ピストン棒）３７の軸方向に配列されてロッド（ピストン棒）３７の外周をシールする複数のロッドパッキンリング５３と、これらロッドパッキンリング５３を収納している複数のリングカップ５４を有して構成されている。ロッドパッキンリング５３とロッド（ピストン棒）３７との摺動によって、摺動摩擦熱が発生する。この摺動摩擦熱は、リングカップ５４に伝達される。
　ロッドパッキン７０は、軸方向の中途箇所（例えば、ほぼ中央箇所）が、吐出口６４から吐出されるガスの圧力よりも低く大気圧よりも高い圧力（例えば、吸入圧）とされている。
　ロッドパッキン７０の軸方向の中途箇所を上記所定の圧力にするには、図１４及び図１５に示すように、軸方向の中途箇所において、箇所のロッドパッキンリング５３間の間隙にリング状スペーサ７１を配置し、このリング状スペーサ７１の内周部を、吐出口６４から吐出されるガスの圧力よりも低い圧力の空間（例えば、吸入口６３）に連通孔７６を経由して連通させることが好ましい。
　なお、上記所定の圧力の空間とされる箇所（リング状スペーサ７１の内周部）よりも前段側（シリンダ筒３４側）のロッドパッキンリング５３の数と、後段側（大気側）のロッドパッキンリング５３の数とは、吐出口６４から吐出されるガスの圧力に応じて適宜定めることができる。
　吐出圧よりも低い圧力とされるロッドパッキン７０の軸方向の中途箇所は、少なくとも１箇所あればよく、複数箇所としてもよい。したがって、連通孔７６の数は１本に限定されず、複数設けてもよい。ロッドパッキン７０の軸方向の複数箇所を吐出圧よりも低い圧力とする場合には、前段側（シリンダ筒３４側）の箇所から後段側（大気側）の箇所に向けて徐々に圧力が低くなってゆくようにすることが好ましい。
　このロッドパッキン７０の前段側の部分には、シリンダ筒３４内と大気圧との高い圧力差が印加されることがない。この部分に印加されるのは、吐出圧と例えば吸入圧との圧力差のみであり、吐出圧と大気圧との圧力差ではない。また、ロッドパッキン７０の後段側の部分に印加されるのは、例えば吸入圧と大気圧との圧力差のみであり、吐出圧と大気圧との圧力差ではない。したがって、シリンダ筒３４内の圧力が吸入圧と吐出圧との間で脈動してもロッドパッキン７０に対する負荷が大きくならず、ロッドパッキン７０において生ずる振動、衝撃及び摺動摩擦熱は小さい。そのため、ロッドパッキン７０への負荷が少なく、寿命を長くすることができる。
　また、ロッドパッキン７０は、ロッドパッキン７０において生ずる振動、衝撃及び摺動摩擦熱が小さいために、ロッド（ピストン棒）３７とロッドパッキンリング５３との間への潤滑油の供給を不要とすることができる。この場合には、圧縮したガスへの潤滑油の混入を防止することができる。
　さらに、この圧縮シリンダにおいては、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａを高耐熱性の材料から形成することにより、ピストン３３への給油も不要とすることができる。または、この圧縮シリンダにおいては、冷却液を回流させる冷却機構を設けることにより、ピストン３３、ピストンリング３６、ライダーリング３６ａ、シリンダ筒３４及びシリンダライナ３５の熱を吸熱し、シリンダ筒３４の外において放熱して、シリンダ筒３４内を冷却し、ピストン３３への給油も不要とすることができる。
　なお、ロッドパッキン７０は、図１５に示すように、冷媒（冷却液）供給路６６から各リングカップ５４内の流路に冷媒を分配して供給し、これら流路から冷媒を冷媒（冷却液）排出路６７に集めて排出するように構成してもよい。冷媒（冷却液）供給路６６は、冷媒（冷却液）供給口６８において外部に連通し、各リングカップ５４内を貫通するとともに、各リングカップ５４内で分岐して各リングカップ５４内の流路に連通している。冷媒（冷却液）排出路６７は、各リングカップ５４内の流路から連通し各リングカップ５４内で集合して、各リングカップ５４内を貫通するとともに、冷媒（冷却液）排出口６９において外部に連通している。各リングカップ５４内の流路に冷媒を供給することにより、多量の摺動摩擦熱を除去することができ、ロッドパッキン７０の耐久性を高めることができる。
　なお、連通孔７６は、冷媒（冷却液）供給路６６や冷媒（冷却液）排出路６７のように、各リングカップ５４内を貫通して設けてもよい。
〔コンプレッサの他の構成例〕
　図１６は、本発明の圧縮シリンダを用いて構成されたコンプレッサを概略的に示すブロック図（再液化があるので無給油（潤滑油の供給が不要）にした一例を示している）である。
　本発明の圧縮シリンダを用いて構成されるコンプレッサ１００は、１段でもよいが、図１６に示すように、一例として、それぞれが圧縮シリンダを有する複数（例えば、５段）の圧縮段１０１、１０２、１０３、１０４、１０５を有し、圧縮段１０１、１０２、１０３、１０４、１０５ごとに徐々にガスを圧縮して高圧化してゆく。複数の圧縮段１０１、１０２、１０３、１０４、１０５のうちの後段（例えば、第４段）においては、ガスがすでに１００バール（１０ＭＰａ）以上の高圧となっている。
　１００バール（１０ＭＰａ）以上の高圧のガスをさらに、例えば２００バール以上に圧縮するシリンダにおいては、従来、ピストン３３及びロッドパッキン７０の樹脂製シールリング（ピストンリング及びロッドパッキンリング）が高熱により短寿命になる虞がある。樹脂製シールリングは、低圧下では、（潤滑油の供給が不要な）無給油式でも実用的な寿命を維持できる。しかし、例えば、ＬＮＧボイルオフガスを圧縮して船舶用エンジンの燃料ガスとする様な場合には５段圧縮が必要で、第５段では、吸入圧が１００バール乃至１２０バールで、吐出圧が２００バール以上といった高圧条件下では、無給油式では、樹脂製シールリングの実用的な寿命を維持することができない虞がある。
　本発明の圧縮シリンダは、前述したように冷却機構を備えた場合（第１乃至第３実施形態）には、流路内に冷却液を回流させて冷却することにより、何れの圧縮段１０１、１０２、１０３、１０４、１０５に用いる場合にもピストンへの給油は不要である。第４及び第５実施形態の圧縮シリンダは、何れの圧縮段１０１、１０２、１０３、１０４、１０５に用いる場合にもロッドパッキンへの給油が不要であり、冷却機構を備えれば、ピストンへの給油も不要とすることができる。この場合には、コンプレッサ１００においては、圧縮したガスが潤滑油により汚染される虞がない。したがって、後段の圧縮段を経たガスを極低温かつ高圧下で再液化して再利用することが可能となる。すなわち、本発明の圧縮シリンダは、高圧下における使用（すでに高圧（例えば１００バール以上）となっているガスをさらに高圧（例えば２００バール以上）にする用途）において特に有用である。
　そのため、このコンプレッサ１００においては、圧縮したガスが潤滑油により汚染される虞がない。したがって、後段の圧縮段を経たガスを極低温かつ高圧下で再液化して再利用することが可能となる。このコンプレッサ１００は、あらゆる用途に適用可能であり、例えば、天然ガスを圧縮する用途においては、最後の圧縮段１０５を経た天然ガスを貯蔵タンク１０６に戻すことが可能となる。また、従来のコンプレッサにおいて必須であった後段の圧縮段の前（第４段１０４と第５段１０５との間）の逆止弁は不要となる。
　また、重油脱硫用に使用する高圧水素ガスでは、高圧故に無給油にすることが不可能なので、油分を含んだまま使用している。これがリアクター内の高価な触媒の寿命を縮めるが、現状致し方なしとして油分を含んだ高圧水素ガスを使用している。これが油分を含まない高圧水素ガスとなれば、触媒寿命延長が図られ、大きなメリットになる。
〔ケーシング及び水平対向型クランク駆動機構〕
　図１７は、前記コンプレッサの外観斜視図である。
　図１８は、前記コンプレッサの断面図である。
　このコンプレッサ１、１００において、各圧縮段９、１０、１３、１４、１５、１０１～１０５の全ては、図１７及び図１８に示すように、共通のケーシング２９に取付けられる。
　水平対向型クランク駆動機構２８は、図１７及び図１８に示すように、ベアリングが取り付けられたクランクシャフト２８ａを備える。クランクシャフト２８ａを挟んだ両側には、対をなすシリンダが水平対向されて連結されている。水平対向型のコンプレッサでは、ケーシング２９及びクランク駆動機構２８を挟んで左右にシリンダが配置される。
　クランクシャフト２８ａの両側には、クランクシャフト２８ａに沿って長手方向に離間した複数の接合棒２８ｂが設けられている。各接合棒２８ｂはクロスヘッドピン軸受２８Ｃ、クロスヘッド２８ｄによりピストン棒３７に連結されている。
　各ピストン棒３７は、各シリンダ１１、１２、１６、１７、１８のピストン１１ａ、１２ａ、１６ａ、１７ａ、１８ａに連結されている。
　ケーシング２９は、クランクシャフト２８ａを挟んで両側に配置された各圧縮段９、１０、１３、１４、１５を覆っている。
　クランクシャフト２８ａ端部にはフライホイールを装備し、軸接手により、図示しない駆動シャフトに連結されている。この実施形態においては、クランクシャフト２８ａには、５本（又は６本）のシリンダ１１、１２、１６、１７、１８が取り付けられている。シリンダ１１、１２、１６、１７、１８のピストン１１ａ、１２ａ、１６ａ、１７ａ、１８ａは、シリンダ内において、ピストン棒３７によりクランクシャフト２８ａによって駆動される。
　なお、このコンプレッサは、水平対向型クランク駆動機構を用いた構成に限定されず、縦型圧縮機として構成してもよい。
〔各実施形態について〕
　本発明は、前述した実施形態に限定されることなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲において、種々の改良並びに設計の変更を行ってよい。例えば、前述した冷却機構等のシリンダの構成は、シリンダの第１乃至第５の実施形態の各構成を単独で備えていてもよいし、複数の構成を併有していてもよい。
　その他、具体的な細部構造や数値等及び制御装置の制御内容等についても適宜に変更可能であることは勿論である。加えて、今回開示された実施形態は、全ての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は、前記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味及び範囲内での全ての変更が含まれることが意図される。
　　１　コンプレッサ
　　３　吸入口
　　４　天然ガス
　　７　吐出口
　　９　第１の圧縮段
　１０　第２の圧縮段
　１１、１２、１６、１７、１８　シリンダ（圧縮シリンダ）
　１３　第３の圧縮段
　１４　第４の圧縮段
　１５　第５の圧縮段
　２８　水平対向型クランク駆動機構
　３１　再液化装置
　３３　ピストン
　３４　シリンダ筒
　３５　シリンダライナ
　３６　ピストンリング
　３７　ピストン棒（ロッド）
　３８　環状溝
　３９　連通路
　４０　外周流路
　４２ａ、４２ｂ　外側冷却液通路
　４３　流路
　４６　冷却液入口
　４７　冷却液流入口
　４８　冷却液流路
　５０　冷却液出口
　５１　冷却液流出口
　５２　冷却液流路
　６５　ピストンカバー
　７０　ロッドパッキン
　７１　リング状スペーサ
　７２　連結軸
　７３　ピストンリング
　７５　連結筒
　７６　連通孔

Claims (25)

  1. 　吸入口から供給されたガスを一又は複数の圧縮段において圧縮して吐出口から送出するコンプレッサであって、
    　前記一又は複数の圧縮段のシリンダは、全圧縮段において給油が不要であり、
    　少なくとも最終圧縮段のシリンダは、シリンダライナ内に設けられた流路内の冷却液の回流により冷却されることを特徴とするコンプレッサ。
  2. 　吸入口から供給されたガスを一又は複数の圧縮段において圧縮して吐出口から送出するコンプレッサであって、
    　前記一又は複数の圧縮段のシリンダは、全圧縮段において給油が不要であり、
    　少なくとも前記最終圧縮段のシリンダは、ピストン棒内に設けられた流路内の冷却液の回流により冷却されることを特徴とするコンプレッサ。
  3. 　吸入口から供給されたガスを一又は複数の圧縮段において圧縮して吐出口から送出するコンプレッサであって、
    　前記一又は複数の圧縮段のシリンダは、全圧縮段において給油が不要であり、
    　少なくとも最終圧縮段のシリンダは、シリンダ筒とシリンダライナとの間に設けられた流路内の冷却液の回流により冷却されることを特徴とするコンプレッサ。
  4. 　前記冷却液は、清水、油又は０℃以下の低温冷却液であることを特徴とする請求項１、２又は３記載のコンプレッサ。
  5. 　前記圧縮段は、３段以上であることを特徴とする請求項１～４の何れかに記載のコンプレッサ。
  6. 　前記最終圧縮段を経た前記ガスは、２００バール以上に加圧されることを特徴とする請求項１～５の何れかに記載のコンプレッサ。
  7. 　前記最終圧縮段の前の圧縮段を経た前記ガスは、１００バール乃至１２０バールに加圧されていることを特徴とする請求項６記載のコンプレッサ。
  8. 　前記一又は複数の圧縮段は、水平対向型クランク駆動機構によって駆動されることを特徴とする請求項１～７の何れかに記載のコンプレッサ。
  9. 　請求項１～８の何れかに記載のコンプレッサと、
    　前記吸入口と前記吐出口との間に設けられ、前記ガスを液体に戻す再液化装置とを備え、
    　ＬＮＧ貯蔵タンクに貯蔵された液化天然ガスのボイルオフガスを前記コンプレッサにより圧縮して、推進用の燃焼エンジンの燃料を得るとともに、使用されなかった前記燃料を前記再液化装置により再液化して前記ＬＮＧ貯蔵タンクに戻すことを特徴とするＬＮＧタンカ。
  10. 　シリンダ筒と、該シリンダ筒内に配置されたシリンダライナと、該シリンダライナ内に摺動可能に配設されたピストンとを備え、吸入口から供給されたガスを圧縮して吐出口から送出する圧縮シリンダであって、
    　前記シリンダライナ内に流路が設けられ、該流路内に冷却液が回流されることにより前記シリンダ筒、前記シリンダライナ及び前記ピストンが冷却されることを特徴とする圧縮シリンダ。
  11. 　シリンダ筒と、該シリンダ筒内に摺動可能に配設されたピストンとを備え、吸入口から供給されたガスを圧縮して吐出口から送出する圧縮シリンダであって、
    　前記ピストン内に流路が設けられ、該流路内に冷却液が回流されることにより前記シリンダ筒及び前記ピストンが冷却されることを特徴とする圧縮シリンダ。
  12. 　シリンダ筒と、該シリンダ筒内に配置されたシリンダライナと、該シリンダライナ内に摺動可能に配設されたピストンとを備え、吸入口から供給されたガスを圧縮して吐出口から送出する圧縮シリンダであって、
    　前記シリンダ筒と前記シリンダライナとの間に流路が設けられ、該流路内に冷却液が回流されることにより前記シリンダ筒及び前記ピストンが冷却されることを特徴とする圧縮シリンダ。
  13. 　前記冷却液は、清水、油又は０℃以下の低温冷却液であることを特徴とする請求項１０、１１又は１２記載の圧縮シリンダ。
  14. 　前記吸入口から供給されたガス又は前記吐出口から送出するガスが、２００バール以上であることを特徴とする請求項１０～１３の何れかに記載の圧縮シリンダ。
  15. 　吸入口及び吐出口に連通されたシリンダ筒と、
    　前記シリンダ筒内に密着摺動可能に配設されたピストンと、
    　前記ピストンと同軸に一体的に連設され、該ピストンよりも小径であって、前記シリンダ筒に同軸に形成された連結筒内を密着摺動可能とされた連結軸と、
    　前記連結軸に連設され、該連結軸を介して前記ピストンに駆動力を伝達するロッドと、
    　前記ロッドの外周をシールするロッドパッキンと、
    　前記連結軸の後端部と前記ロッドパッキンとの間の前記連結筒内の空間を外方に連通させる連通孔とを備え、
    　前記吸入口から供給されたガスを前記シリンダ筒内で前記ピストンにより圧縮して前記吐出口から送出することを特徴とする圧縮シリンダ。
  16. 　前記連結軸の後端部と前記ロッドパッキンとの間の前記連結筒内の空間は、前記連通孔を経由して外方に連通することにより、前記吐出口から吐出されるガスの圧力よりも低く大気圧よりも高い圧力とされていることを特徴とする請求項１５記載の圧縮シリンダ。
  17. 　前記ロッドパッキンは、潤滑油の供給が不要であることを特徴とする請求項１５又は１６記載の圧縮シリンダ。
  18. 　前記連結軸の外周面には、ピストンリングが装着されており、このピストンリングの外周部が前記連結筒の内周面に密着摺動することを特徴とする請求項１５、１６又は１７記載の圧縮シリンダ。
  19. 　前記シリンダ筒内には、円筒状のシリンダライナが装着されており、
    　前記ピストンの外周面には、ピストンリング及びライダーリングが装着されており、これらピストンリング及びライダーリングの外周部が前記シリンダライナの内周面に密着摺動することを特徴とする請求項１５～１８の何れかに記載の圧縮シリンダ。
  20. 　前記ガスを２００バール以上で使用することを特徴とする請求項１５～１９の何れかに記載の圧縮シリンダ。
  21. 　吸入口及び吐出口に連通されたシリンダ筒と、
    　前記シリンダ筒内に密着摺動可能に配設され、前記吸入口から吸入されたガスを圧縮して前記吐出口から吐出するピストンと、
    　前記ピストンに駆動力を伝達するロッドと、
    　前記ロッドの外周をシールするロッドパッキンとを備え、
    　前記ロッドパッキンは、前記ロッドの周囲に配置され該ロッドの軸方向に配列された複数のロッドパッキンリングからなり、該軸方向の中途箇所が、前記吐出口から吐出されるガスの圧力よりも低く大気圧よりも高い圧力とされていることを特徴とする圧縮シリンダ。
  22. 　前記ロッドパッキンは、前記軸方向の中途の少なくとも１箇所において、ロッドパッキンリング間の間隙が、前記吐出口から吐出されるガスの圧力よりも低く大気圧よりも高い圧力の空間に連通孔を経由して連通されていることを特徴とする請求項２１記載の圧縮シリンダ。
  23. 　前記ロッドパッキンは、潤滑油の供給が不要であることを特徴とする請求項２１又は２２記載の圧縮シリンダ。
  24. 　前記シリンダ筒内には、円筒状のシリンダライナが装着されており、
    　前記ピストンの外周面には、ピストンリング及びライダーリングが装着されており、これらピストンリング及びライダーリングの外周部が前記シリンダライナの内周面に密着摺動することを特徴とする請求項２１、２２又は２３記載の圧縮シリンダ。
  25. 　前記ガスを２００バール以上で使用することを特徴とする請求項２１～２４の何れかに記載の圧縮シリンダ。
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