WO2020166464A1 - 給油式流体機械 - Google Patents

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opening
oil
increases
control device
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憲 梅田
伸之 成澤
翔 後藤
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株式会社日立産機システム
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Definitions

  • the present invention relates to a refueling fluid machine that lubricates with oil.
  • Patent Document 1 a drive shaft that penetrates the crank chamber and is rotatably supported by a housing, a swash plate that is arranged in the crank chamber and rotates in synchronization with rotation of the drive shaft, and a swash plate that rotates It has a piston that slides back and forth in the cylinder bore, and a suction chamber and a discharge chamber that selectively communicate with the cylinder bore by the reciprocating slide of the piston.
  • the discharge volume is controlled by changing the inclination angle of the swash plate.
  • the variable displacement type compressor there is disclosed a configuration in which a communication passage that connects the discharge region including the discharge chamber and the crank chamber is provided, and a throttle portion is provided at the opening end of the communication passage that faces the crank chamber. ..
  • Patent Document 2 in a compressor of a type that is lubricated by a lubricating oil that exists in a mist form in the compressed gas, a compressed gas flow path from a discharge valve of the compressor to an outlet of the compressor is disclosed.
  • an oil separation chamber for separating the lubricating oil contained in the compressed gas is provided, and the lubricating oil accumulated below the oil separation chamber is applied to the side surface of the piston even if the piston is near the bottom dead center by the oil guide hole.
  • a piston that is guided to an oil jet opening that is open in the peripheral wall of the facing cylinder bore and jets this from the oil jet based on the pressure difference between the oil separation chamber and the cylinder bore or the swash plate chamber, and the number of jets that are fitted to the cylinder bore.
  • a configuration adapted to be controlled by is disclosed.
  • Patent Document 1 by providing a throttle portion at the opening end of the communication passage that communicates the discharge region with the crank chamber, the opening portion facing the crank chamber allows the oil to be vigorously ejected into the crank chamber, and the sliding portion is excellent.
  • Patent Document 2 the lubricating oil is jetted from the oil jet port based on the pressure difference between the discharge port of the compressor and the cylinder bore or the swash plate chamber. Therefore, the self-splashing method is adopted in the variable speed operation described above. Similar to the above case, there is a problem that the amount of lubricating oil jetted at low speed operation is small and conversely the amount of lubricating oil jetted at high speed operation increases.
  • the present invention has been made in view of the above points, and is not affected by the rotational speed of the fluid machine body even during low speed operation or high speed operation relative to rated operation, and a necessary and sufficient lubricating oil is applied to the sliding surface and the like.
  • the purpose is to be able to supply.
  • the present invention provides, for example, a motor, a fluid machine main body that discharges fluid in a working chamber by rotating the crankshaft supported by a crankcase, and a fluid.
  • a refueling type fluid machine equipped with a tank for storing fluid discharged from the machine body and a control device for controlling drive of a motor, wherein a crankcase and a tank are connected by a pipe, and the control device is provided with an opening/closing device provided in the pipe. It is configured to control the opening and closing of the device.
  • FIG. 1 is a schematic overall configuration diagram of a refueling type reciprocating compressor in Embodiment 1.
  • FIG. It is the block diagram which looked at FIG. 1 from the side surface.
  • 3 is a schematic diagram of an internal structure of a compressor body in Embodiment 1.
  • FIG. 3 is a conceptual diagram of the relationship between the operating speed of the compressor body and the blowing time in Embodiment 1.
  • FIG. 3 is a conceptual diagram of a relationship between an operating speed of the compressor body and a blow-up interval in the first embodiment.
  • FIG. 8 is a schematic overall configuration diagram of a refueling type reciprocating compressor according to a fifth embodiment as viewed from a side surface.
  • FIG. 9 is a schematic diagram of an internal structure of a compressor body in a fifth embodiment.
  • FIG. 10 is a diagram illustrating the relationship between the amount of oil required for lubrication and the amount of splashing oil due to oil scraping in Example 5.
  • FIG. 8 is a conceptual diagram of the relationship between the operating speed of the compressor body and the blowing time in Example 5.
  • FIG. 10 is a conceptual diagram of the relationship between the operating speed of the compressor body and the blow-up interval in the fifth embodiment.
  • the working fluid may be a gas other than air such as a specific gas such as nitrogen or oxygen or other mixed gas, or a liquid such as water or oil or a mixed liquid thereof, or a mixture of gas and liquid such as steam. You can have it.
  • the type of machine is not limited to the compressor, and the present invention can be applied to general fluid machines such as pumps, hydraulic motors, blowers, vacuum pumps, and refrigerators.
  • FIG. 1 is a schematic overall configuration diagram of a refueling reciprocating compressor according to this embodiment.
  • 2 is a configuration diagram of FIG. 1 viewed from the side.
  • a mount 2 is fixed on a tank 1 that stores compressed air, and a crankcase 6 of a compressor body 5 is fixed on the mount 2. Further, an oil pool 20 for holding the lubricating oil 9 is formed below the crank chamber 8 formed by the crankcase 6.
  • the compressor main body 5 mounted on the mounting base 2 rotates a crankshaft 11 supported by a crankcase 6 so that a piston 26 (not shown) connected to the crankshaft 11 via a connecting rod 12 is mounted. It is a reciprocating compressor body that reciprocates in the cylinder 13 to forcibly introduce air into the tank 1.
  • the rotation speed or the rotation speed of the crankshaft 11 will be referred to as the rotation speed or the rotation speed of the compressor body 5.
  • the air sucked from the suction port 14 is compressed by the compression unit 15 and discharged from the discharge port 16.
  • the compressed air discharged from the discharge port 16 is guided to the tank 1 via a pipe (not shown) and stored. Then, by opening a stop valve (not shown) connected to the tank 1, the compressed air in the tank 1 is discharged from the stop valve.
  • the refueling reciprocating compressor includes a motor 21 that is connected to the crankshaft 11 of the compressor body 5 via a pulley 18 and a belt 22 to drive the compressor body 5, and a pressure that detects a pressure value in the tank 1. It has a sensor (pressure detection means) 23 and a control device (control means) 24 including an inverter for controlling the drive of the motor 21 based on the detection result of the pressure sensor 23.
  • control device 24 operates the motor 21 by inverter control so that the pressure value in the tank 1 is constantly controlled based on the detection result of the pressure sensor 23.
  • FIG. 3 is a schematic diagram of the internal structure of the compressor body 5 in this embodiment.
  • a hole 29 is provided in the bottom surface of the crankcase 6, the tank 1 and the bottom surface of the crankcase 6 are connected by a pipe 30, and an electromagnetic valve 25 as an opening/closing device for opening and closing a flow path is provided in the path.
  • an electromagnetic valve 25 as an opening/closing device for opening and closing a flow path is provided in the path.
  • the hole 29, which is the opening of the pipe 30 on the crankcase 6 side, may be provided on the bottom surface of the crankcase 6 as shown in FIGS.
  • the oil When the oil is stored, it may be arranged on the side surface of the crankcase 6 below the oil surface of the lubricating oil. In particular, by arranging in the latter position, the installation position of the pipe 30 can be freely selected.
  • the lubricating oil decreases as it mixes with the compressed air as it is used, when the hole 29 is provided near the oil surface when the specified amount of lubricating oil is put in the crankcase 6, the oil surface of the lubricating oil If it moves below the hole 29, there is a risk of air blow. Therefore, even in this case, it is desirable to provide the hole 29 as close to the bottom surface as possible.
  • the rotation speed range of the variable speed operation by the inverter can be arbitrarily set to about 30% to 120% when the rated operation rotation speed is 100, and in the range of the rated operation rotation speed 100 to 120%, Since the motor 21 rotates at a higher speed than in the normal rated operation, the conventional self-splashing method causes a larger amount of oil splashing than in the normal operation, which prevents poor lubrication. On the contrary, a large amount of oil is splashed up, and when the lubricating oil flows into the compression chamber, the lubricating oil is mixed with the compressed air and the amount of the lubricating oil carried out downstream increases. Even in such a situation, it is possible to solve the above-mentioned problem by adopting the oil-blowing method by the air pressure of the compressed air, instead of the conventional splashing by the oil scraping of the connecting rod.
  • the opening time and opening interval of the solenoid valve 25 on the path of the pipe 30 connected to the bottom surface of the crankcase for performing oil blowing are set to the rotation speed of the motor 21, That is, it is changed according to the rotation speed of the compressor body (hereinafter, also referred to as the rotation speed of the compressor).
  • the rotation speed of the compressor As a result, it is possible to perform the necessary minimum blowing without causing poor lubrication. In addition, waste of compressed air in the tank can be prevented. In addition, by performing the necessary minimum blowing, it becomes possible to prevent agitation of the lubricating oil and oxidative deterioration.
  • FIG. 4 shows a conceptual diagram of the relationship between the operating speed of the compressor body and the blow-up time in this embodiment. Note that the description will be made in the case where no oil scraping is performed by using the above-mentioned oil blowing method. In this case, generally, the sliding speed of the piston or the like is higher and the amount of lubricating oil is larger when the operating speed of the compressor body is higher than when the operating speed is low.
  • the blow-up time at a certain number of revolutions of the compressor main body, for example, half the rated number of revolutions (when the rated number of revolutions is N, the number of revolutions is N/2),
  • T the blowing time is set by the following formula.
  • FIG. 5 shows a conceptual diagram of the relationship between the operating rotational speed of the compressor body and the time interval of blow-up in this embodiment.
  • the blow-up interval was set to L at a certain number of rotation speeds of the compressor body, for example, half the rated rotation speed (when the rated rotation speed is N/2, the rotation speed is N/2).
  • the blowing interval is set by the following formula.
  • the present embodiment has described the method of supplying the lubricating oil in the reciprocating compressor, but the present invention is not limited to this, and the oil blowing method using compressed air in the present embodiment is not limited to the rotation of the compressor body. It can also be applied to other oil-filled compressors such as scrolls and screws that are configured to compress the air in the compression chamber by rotating the shaft.
  • the lubricating oil is blown up by the compressed air stored in the tank, and the blowing time and the time interval are controlled according to the rotation speed of the compressor body. It is possible to maintain a good lubrication state in the entire variable speed operation range without causing lubrication failure or excessive supply of lubricating oil during variable speed operation. Further, waste of compressed air in the tank can be prevented, energy can be saved, and it is possible to prevent stirring of lubricating oil and oxidative deterioration due to excessive blowing.
  • the lubricating oil may not be able to be sufficiently blown up due to the low tank pressure even if the solenoid valve on the piping path from the tank to the bottom of the crankcase is opened.
  • the blowing time is changed according to the tank pressure. This makes it possible to blow up the necessary and sufficient lubricating oil.
  • the blow-up time at a certain tank pressure P is T
  • P ⁇ ⁇ ⁇ blow time T H T ⁇ 1.0 less than the formula
  • the blowing time should be shorter as the tank pressure increases. That is, the opening time of the solenoid valve 25 is reduced as the tank pressure increases.
  • the amount of blowing up is greater when the amount of lubricating oil held in the crankcase is larger even with the same blowing time.
  • the blowing time is controlled based on the amount of lubricating oil held in the crankcase.
  • similar effects can be expected by controlling the blow-up interval based on the amount of lubricating oil, as in the method described above.
  • the blow-up time should be reduced as the amount of lubricating oil increases. That is, the opening time of the solenoid valve 25 is reduced as the amount of lubricating oil increases. Alternatively, the blowing interval is increased as the amount of lubricating oil increases. That is, the opening interval of the solenoid valve 25 is increased as the amount of lubricating oil increases. Note that there is a method of using an oil level sensor or the like to grasp the amount of lubricating oil.
  • the present compressor using the inverter performs constant pressure control operation in which the motor is inverter-controlled so that the pressure value in the tank is controlled to be constant based on the detection result of the pressure sensor.
  • the operation mode of the constant pressure control by the inverter control is canceled and the tank pressure is intentionally set. Raise to. Then, by blowing up, it is possible to secure a sufficient amount of blowing up and avoid insufficient lubrication.
  • FIG. 6 is a schematic overall configuration diagram of the refueling type reciprocating compressor according to the present embodiment as viewed from the side.
  • FIG. 7 is a schematic diagram of the internal structure of the compressor body in this embodiment. 6 and 7 are different from FIGS. 2 and 3 in that the connecting rod 12 is provided with an oil scraper 17 extending downward.
  • the oil scraper 17 advances and retreats with respect to the oil sump 20 as the connecting rod 12 moves up and down by the rotation of the crankshaft 11, and scrapes up the lubricating oil 9 to lubricate the sliding portion between the crankshaft 11 and the connecting rod 12. To refuel for.
  • Examples 1 to 4 the example of the blowing-up method in the state where the connecting rod was not oiled was described, but in the present Example, the self-splashing method and the blowing-up method are used together, and the oiling state is applied.
  • the lubricating oil is supplied to the sliding portion by the self-splashing by the above-mentioned oil scraping.
  • FIG. 8 is a diagram for explaining the relationship between the amount of oil required for lubrication and the amount of splash oil due to oil scraping in this embodiment.
  • the horizontal axis represents the operating speed of the compressor body and the vertical axis represents the amount of lubricating oil.
  • the shaded portion is the amount of oil that is insufficient due to splashing due to oil scraping during low speed operation.
  • the shortage of the oil supply amount due to the splashing at the low speed operation with respect to the rated operation is configured to compensate by blowing up, and the straight line of the required lubricating oil amount and the straight line of the splashing oil amount due to the oil scraping are used.
  • the solenoid valve 25 is controlled so as not to be opened at a rotation speed higher than a predetermined compression operation rotation speed at which is crossed.
  • the relationship between the number of revolutions of the compressor main body and the blow-up time and the blow-up interval are as shown in FIGS. 9 and 10. That is, the relational expressions (1) to (4) in the first embodiment become the expressions (13) to (16) as follows.
  • the blow-up time is T and the blow-up interval is L at a certain number of revolutions of the main body of the compressor, for example, at half the rated number of revolutions (when the rated number of revolutions is N, the number of revolutions is N/2). To do.
  • the opening interval of the solenoid valve 25 is increased as the rotation speed of the compressor body is increased. Further, the straight line of the splashing oil amount and the straight line of the required lubricating oil amount do not necessarily have to intersect at the rated rotation speed N, and the splashing oil amount is calculated on the assumption that the lubricating oil is supplied by opening/closing the solenoid valve 25.
  • the oil scraper may be designed to have less than that shown in FIG.
  • the blowing time and interval may be controlled based on the tank pressure and the amount of lubricating oil described in the second and third embodiments.
  • the blow-up time and the interval are controlled according to the rotation speed of the compressor body, but the rotation speed of the compressor body, that is, the rotation speed of the crankshaft, is that the crankshaft 11 is the pulley 18 It is driven by the motor 21 connected via the belt 22 and is proportional to the rotation speed of the motor. Therefore, in the above embodiment, the rotation speed of the compressor body may be read as the rotation speed of the motor.
  • a part of the configuration of one embodiment can be replaced with the configuration of another embodiment, and the configuration of another embodiment can be added to the configuration of one embodiment. Further, it is possible to add, delete, or replace other configurations with respect to a part of the configurations of the respective embodiments.

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Abstract

本発明は、給油式流体機械において、定格運転に対する低速運転時または高速運転時においても流体機械本体の回転数に左右されず、必要十分な潤滑油を摺動面等に供給可能とすることを目的とする。　上記目的を達成するために、モータと、クランクケースに支持されたクランク軸をモータが回転させることで作動室内の流体を吐出する流体機械本体と、流体機械本体が吐出した流体を蓄えるタンクと、モータの駆動を制御する制御装置を備える給油式流体機械であって、クランクケースとタンクとが配管により接続され、制御装置が、配管に設けられた開閉装置の開閉を制御するように構成する。

Description

給油式流体機械
　本発明は、油による潤滑を行う給油式流体機械に関する。
　給油式流体機械においては、部品と部品との摺動部や軸受が滑らかに摺動、回転運動を行うように、部品同士の摺動部や軸受には潤滑油が噴霧され、絶えず供給される必要がある。
　潤滑性を確保するために、従来、給油式往復動流体機械においては、クランクケースに保持された潤滑油を、油かきを有した連接棒により回転時にかき上げる、いわゆる自己はねかけ方式の潤滑方法が採用されている。ここで、オイルポンプなどを使用せず、前述した自己はねかけ方式を採用しているのは、コストの面で最良な方法であることが理由である。
　一方、近年の省エネルギー化のニーズを受け、流体機械においてもインバータ搭載による流体機械の可変速運転の必要性が高まってきている。これは流体機械を可変速運転させることにより、顧客の必要な流体の圧力や吐出量に応じて流体機械の回転速度を変化させることで動力を最小限に抑えることができるためである。特に顧客の気体の消費量が少量の場合は、流体機械の回転速度を定格運転時よりも大幅に低下させ低速運転をさせることで、動力が減少、また運転時の騒音も低減可能となり、顧客メリットが創出できる。
　しかしながら、可変速運転において前述した自己はねかけ方式を採用すると、低速運転時には流体機械の回転速度も低速化し、それにより連接棒先端部の油かきによるはねかけ油量も同様に減少し、潤滑不良となり得る。また、高速運転時には逆に油のはねかけ量が増加し、シリンダとピストンにより形成される作動室に潤滑油が流入することにより吐出流体に潤滑油が混入し下流へ運び出される量が増加するため、潤滑油がなくなる、いわゆるオイルアップが生じる可能性が高くなる。同時に潤滑油の消費量が増加するという問題が発生する。
　本技術分野における従来技術として、特許文献１、及び、特許文献２がある。特許文献１には、クランク室を貫通してハウジングに回転自在に支持された駆動軸と、クランク室に配されて駆動軸の回転に同期して回転する斜板と、斜板の回転に伴いシリンダボア内を往復摺動するピストンと、ピストンの往復摺動によりシリンダボアに選択的に連通する吸入室および吐出室とを有し、斜板の傾斜角を変更することで吐出容量を制御するようにしている可変容量型圧縮機において、吐出室を含む吐出領域とクランク室とを連通する連通路を設けると共に、連通路のクランク室に臨む開口端部に絞り部を設けた構成が開示されている。
　また、特許文献２には、被圧縮気体中にミスト状となって存在する潤滑油によって潤滑される形式の圧縮機において、圧縮機の吐出弁から圧縮機出口に至る被圧縮気体の流通路中に、被圧縮気体に含まれる潤滑油を分離するための油分離室を設け、油分離室の下方に溜った潤滑油を導油孔によってピストンが下死点近傍にあってもピストンの側面に対面するシリンダボアの周壁に開口した油噴出口に導き、これを油噴出口から油分離室とシリンダボアもしくは斜板室との圧力差に基いて噴出させると共に、その噴出数をシリンダボアに嵌合されたピストンによって制御するようにした構成が開示されている。
特開２００５－１６３７３号公報 特開昭５６－２３５８１号公報
　特許文献１では、吐出領域とクランク室とを連通する連通路のクランク室に臨む開口端部に絞り部を設けることでクランク室へオイルを勢いよく噴出させることが可能となり摺動部の良好な潤滑を確保することが可能となると記載しているが、吐出領域による圧力差を用いてオイルを噴出させる構成のため、前記した可変速運転において自己はねかけ方式を採用した場合と同様に、低速運転時には吐出領域の吐出圧力も小さいためオイル噴出量は小さく、逆に高速運転時にはオイル噴出量が増加するという、同様の課題が存在する。
　また、特許文献２でも同様に、圧縮機の吐出口とシリンダボアもしくは斜板室との圧力差に基づいて油噴出口から潤滑油を噴出させるので、前記した可変速運転において自己はねかけ方式を採用した場合と同様に、低速運転時での潤滑油の噴出量は小さく、逆に高速運転時には潤滑油の噴出量が増加するという、課題が存在する。
　本発明は、上記の点に鑑みてなされたものであり、定格運転に対する低速運転時または高速運転時においても流体機械本体の回転数に左右されず、必要十分な潤滑油を摺動面等に供給可能とすることを目的とする。
　本発明は、上記背景技術及び課題に鑑み、その一例を挙げるならば、モータと、クランクケースに支持されたクランク軸をモータが回転させることで作動室内の流体を吐出する流体機械本体と、流体機械本体が吐出した流体を蓄えるタンクと、モータの駆動を制御する制御装置を備える給油式流体機械であって、クランクケースとタンクとが配管により接続され、制御装置が、配管に設けられた開閉装置の開閉を制御するように構成する。
　本発明によれば、給油式流体機械において、可変速運転時においても、潤滑不良を起こすことなく、または過度な潤滑油供給を行うことなく、可変速運転範囲において良好な潤滑状態を維持することができる。
実施例１における給油式往復動圧縮機の概略全体構成図である。 図１を側面から見た構成図である。 実施例１における圧縮機本体の内部構造の模式図である。 実施例１における圧縮機本体の運転回転数と吹き上げ時間の関係の概念図である。 実施例１における圧縮機本体の運転回転数と吹き上げ間隔の関係の概念図である。 実施例５における給油式往復動圧縮機の側面から見た概略全体構成図である。 実施例５における圧縮機本体の内部構造の模式図である。 実施例５における潤滑に必要な油量と油かきによるはねかけ油量との関係を説明する図である。 実施例５における圧縮機本体の運転回転数と吹き上げ時間の関係の概念図である。 実施例５における圧縮機本体の運転回転数と吹き上げ間隔の関係の概念図である。
　以下、本発明の実施例について、図面を用いて詳細に説明する。以下の実施例においては本発明の実施の一例として空気を圧縮する往復動圧縮機を用いた例を示している。しかしながら、作動流体としては窒素や酸素などの特定の気体やその他の混合ガスなど空気以外であってもよいし、水や油などの液体やその混合液体、蒸気などの気体と液体との混合物であっても良い。また、機械の種類も圧縮機に限らず、ポンプや油圧モータ、送風機、真空ポンプ、冷凍機など流体機械一般に本発明は利用可能である。
　図１は本実施例における給油式往復動圧縮機の概略全体構成図である。また、図２は図１を側面から見た構成図である。
　図１、図２において、圧縮空気が蓄えられるタンク１上に取付台２が固定されており、取付台２の上部には圧縮機本体５のクランクケース６が固定されている。また、クランクケース６により形成されるクランク室８の下部には潤滑油９が保持される油たまり２０が形成されている。
　取付台２上に取付けられる圧縮機本体５は、クランクケース６に支持されたクランク軸１１を回転させることで、このクランク軸１１に連接棒１２を介して連結されたピストン２６（図示なし）をシリンダ１３内で往復動させてタンク１内に強制的に空気を導入する往復動式圧縮機本体である。以降、クランク軸１１の回転速度または回転数を圧縮機本体５の回転速度または回転数と呼ぶ。吸入口１４から吸入する空気は圧縮部１５にて圧縮され、吐出口１６から排出される。
　吐出口１６から排出された圧縮空気は配管（図示なし）を介してタンク１に導かれて貯蓄される。そして、タンク１に接続された止め弁（図示なし）を開とすることで止め弁からタンク１内の圧縮空気を吐出させる。
　また、給油式往復動圧縮機は、圧縮機本体５のクランク軸１１にプーリ１８およびベルト２２を介して連結され圧縮機本体５を駆動するモータ２１と、タンク１内の圧力値を検出する圧力センサ（圧力検出手段）２３と、この圧力センサ２３の検出結果に基づいてモータ２１の駆動を制御するインバータを含む制御装置（制御手段）２４とを有している。
　ここで制御装置２４は、圧力センサ２３の検出結果に基づいてタンク１内の圧力値を一定に制御するようにモータ２１をインバータ制御で運転する。
　図３は、本実施例における圧縮機本体５の内部構造の模式図である。図３において、クランクケース６の底面には穴２９を設け、タンク１とクランクケース６の底面を配管３０で連通し、その経路中に流路を開閉する開閉装置としての電磁弁２５を設ける。この電磁弁２５を開とすることで、タンクに貯蓄された圧縮空気がクランクケース６内に流入し、それによりクランクケース６内に保持された潤滑油９が圧縮空気の空気圧により吹き上げられる。吹き上げられた潤滑油はピストン２６、シリンダ１３、連接棒１２の大・小端部の軸受またはすべり軸受部等に吹きかかり、潤滑油膜が形成されることで潤滑性が確保される。
　この構成を採用することで、低速運転時においても自己の回転速度に影響されず潤滑油を供給可能となり、可変速運転における潤滑性の確保が可能となる。なお、配管３０のクランクケース６側の開口部である穴２９は、図１、２に記載されているようにクランクケース６の底面に設けられていてもよいし、クランクケースに規定量の潤滑油が収容された場合に潤滑油の油面より下側にあるクランクケース６の側面に配置されていても良い。特に後者の位置に配置することで配管３０の設置位置を自由に選択することができる。ただし、潤滑油は使用に伴い圧縮空気に混入するなどして減少するため、クランクケース６に潤滑油を規定量入れた場合の油面付近に穴２９を設けた場合に潤滑油の油面が穴２９より下に移動した場合に空吹きの恐れがある。従って、この場合でもできるだけ底面付近に穴２９を設けることが望ましい。
　また、本構成により従来の連接棒の油かきによる油はねかけが不要とすることも可能となり、連接棒のコスト削減が可能となる。なお、複数気筒構成の給油式圧縮機においては油かきによるはねかけ量を適正とするために、特定の気筒のみの連接棒に油かきを設けている場合もある。こういった給油式圧縮機においては油かきを不付きとすることにより連接棒の共用化、部品共用による組立性の向上を見込むことができる。
　一方、インバータによる可変速運転の回転速度範囲は、定格運転回転速度を１００とした場合、おおよそ３０％～１２０％と任意に設定可能であり、定格運転回転速度１００～１２０％の範囲においては、通常の定格運転時よりも高速でモータ２１が回転することとなり、従来の自己はねかけ方式では通常運転時よりも油のはね上げ量は多くなり潤滑不良となり得ない。逆に、油を多量にはね上げることとなり、圧縮室に潤滑油が流入することにより圧縮空気に潤滑油が混入し下流へ運び出される量が増加しオイルアップが生じる可能性が高くなる。このような状況においても従来の連接棒の油かきによるはねかけではなく、上記の圧縮空気の空気圧による油吹き上げ方式を採用することで上述した問題を解決可能となる。
　しかしながら、油吹き上げ方式であっても、過度な吹き上げを行うことで潤滑不良とはなり得ないが、タンクに貯蓄された圧縮空気を無駄に消費してしまい、省エネルギーに対して反するという問題が発生する。また、過度に油吹き上げを行うことで、クランクケース内圧が上昇し、シリンダとピストンにより形成される圧縮室に対してクランクケース内圧が相対的に高くなりオイルアップが生じる可能性がある。同時に、クランクケース内に保持された潤滑油が吹き上げにより撹拌され、潤滑油への気泡混入や酸化劣化の悪影響が出る可能性がある。
　これらの点を解決するために、本実施例では、油吹き上げを行うためにクランクケース底面に接続された配管３０の経路上の電磁弁２５の開時間および開間隔を、モータ２１の回転速度、すなわち圧縮機本体の回転速度（以降、圧縮機の回転速度と称する場合もあり）に応じて変化させる。これにより、潤滑不良を起こすことなく必要最小限の吹き上げを行うことが可能となる。また、タンクの圧縮空気の浪費を防止できる。また、必要最小限の吹き上げを行うことにより、潤滑油の撹拌や酸化劣化を防止することが可能となる。
　図４に本実施例における圧縮機本体の運転回転数と吹き上げ時間の関係の概念図を示す。なお、上述した油吹き上げ方式を採用することにより油かき不付きとした場合において記す。この場合、一般的に圧縮機本体の運転回転数が低い場合より高い場合の方がピストン等の摺動速度が高く、潤滑油量は多く必要となる。ここで、図４に示すように、ある圧縮機本体回転数、例えば定格回転数の半分の回転数（定格回転数をＮとした場合に回転数がＮ／２の時）における、吹き上げ時間をＴとした場合、以下の式により吹き上げ時間を設定する。
（１）圧縮機本体回転数＜Ｎ／２の場合・・・吹き上げ時間ＴＬ＝Ｔ×１．０未満
（２）圧縮機本体回転数＞Ｎ／２の場合・・・吹き上げ時間ＴＨ＝Ｔ×１．０以上
なお、上記の時間の絶対値や掛け率は圧縮機の仕様により必要な吹き上げ潤滑油量が異なるため、複数の機種において一律の固定値ではない。上記式を言い換えれば、吹き上げ時間は圧縮機本体回転数が大きいほど大きくする。すなわち、電磁弁２５の開時間は圧縮機本体の回転速度が大きいほど大きくする。
　また、同様に図５に本実施例における圧縮機本体の運転回転数と吹き上げの時間間隔の関係の概念図を示す。図５に示すように、ある圧縮機本体回転数、例えば定格回転数の半分の回転数（定格回転数をＮとした場合に回転数がＮ／２の時）における、吹き上げ間隔をＬとした場合、以下の式により吹き上げ間隔を設定する。
（３）圧縮機本体回転数＜Ｎ／２の場合・・・吹き上げ間隔ＬＬ＝Ｌ×１．０以上
（４）圧縮機本体回転数＞Ｎ／２の場合・・・吹き上げ間隔ＬＨ＝Ｌ×１．０未満
上記式を言い換えれば、吹き上げ間隔は圧縮機本体回転数が大きいほど小さくする。すなわち、電磁弁２５の開間隔は圧縮機本体の回転速度が大きいほど小さくする。
　なお、潤滑に十分かつ最小限の潤滑油の供給するためには、上記の考えのもと、吹き上げ時間と間隔を相互に制御することも可能である。
　また、本実施例は往復動圧縮機での潤滑油の供給方法について説明したが、これに限定されるものではなく、本実施例における圧縮空気を利用した油吹き上げ方式は、圧縮機本体の回転軸を回転させることで圧縮室内の空気を圧縮する構成であるスクロールやスクリュー等の他の給油式圧縮機にも適用可能である。
　以上のように、本実施例によれば、タンクに貯蓄された圧縮空気により潤滑油を吹き上げる構成とし、吹き上げる時間と、その時間間隔を圧縮機本体の回転速度に応じて制御することで、可変速運転時の、潤滑不良を起こすことなく、または過度な潤滑油供給を行うことなく、可変速運転範囲の全域において良好な潤滑状態を維持することができる。また、タンクの圧縮空気の浪費を防止でき省エネルギーを図ることができ、過度の吹き上げによる潤滑油の撹拌、酸化劣化を防止することも可能となる。
　本実施例では、実施例１の変形例として、より確実に油吹き上げを行う方法について記載する。
　例えば、タンク圧力が低い場合は、タンクからクランクケース底面までの配管経路上の電磁弁を開いても、タンク圧力が低いことにより十分な潤滑油の吹き上げができない場合がある。
　これに対して、本実施例では、タンク圧力に応じて吹き上げの時間を変化させる。これにより、必要十分な潤滑油を吹き上げすることが可能となる。
　具体的には、あるタンク圧Ｐでの吹き上げ時間をＴとした場合、以下の式により吹き上げ時間を設定する。
（５）タンク圧力＜Ｐの場合・・・吹き上げ時間ＴＬ＝Ｔ×１．０以上
（６）タンク圧力＞Ｐの場合・・・吹き上げ時間ＴＨ＝Ｔ×１．０未満
上記式を言い換えれば、吹き上げ時間はタンク圧力が大きいほど小さくする。すなわち、電磁弁２５の開時間はタンク圧力が大きいほど小さくする。
　なお、実施例１と同様にタンク圧力が低い場合は、吹き上げ時間だけでなく、吹き上げの間隔を制御することでも同様の効果を得ることができる。すなわち、あるタンク圧Ｐでの吹き上げの間隔をＬとした場合、以下の式により吹き上げ間隔を設定する。
（７）タンク圧力＜Ｐの場合・・・吹き上げ間隔ＬＬ＝Ｌ×１．０未満
（８）タンク圧力＞Ｐの場合・・・吹き上げ間隔ＬＨ＝Ｌ×１．０以上
上記式を言い換えれば、吹き上げ間隔はタンク圧力が大きいほど大きくする。すなわち、電磁弁２５の開間隔はタンク圧力が大きいほど大きくする。
　以上のように、本実施例によれば、タンク圧力に応じて吹き上げの時間や時間間隔を変化させることで必要十分な潤滑油を吹き上げすることが可能となる。
　本実施例では、実施例１の他の変形例として、より確実に油吹き上げを行う方法について記載する。
　例えば、クランクケースに保持された潤滑油が多い場合と少ない場合においては、同一の吹き上げ時間であってもクランクケースに保持された潤滑油が多い場合の方が吹き上げ量は多くなる。
　したがって、本実施例では、クランクケースに保持された潤滑油の油量に基づき吹き上げ時間を制御する。または、前述した方法と同様に、潤滑油の油量に基づき吹き上げ間隔を制御することでも同様の効果が期待できる。
　具体的には、ある潤滑油量Ｖでの吹き上げ時間をＴ、吹き上げ間隔をＬとした場合、以下の式により吹き上げ時間と吹き上げ間隔を設定する。
（９）潤滑油量＜Ｖの場合・・・吹き上げ時間ＴＬ＝Ｔ×１．０以上
（１０）潤滑油量＞Ｖの場合・・・吹き上げ時間ＴＨ＝Ｔ×１．０未満
（１１）潤滑油量＜Ｖの場合・・・吹き上げ間隔ＬＬ＝Ｌ×１．０未満
（１２）潤滑油量＞Ｖの場合・・・吹き上げ間隔ＬＨ＝Ｌ×１．０以上
上記式を言い換えれば、吹き上げ時間は潤滑油量が大きいほど小さくする。すなわち、電磁弁２５の開時間は潤滑油量が大きいほど小さくする。または、吹き上げ間隔は潤滑油量が大きいほど大きくする。すなわち、電磁弁２５の開間隔は潤滑油量が大きいほど大きくする。なお、潤滑油の油量を把握するにあたっては、油面センサ等を用いる方法がある。
　以上のように、本実施例によれば、潤滑油量に応じて吹き上げの時間や時間間隔を変化させることで必要十分な潤滑油を吹き上げすることが可能となる。
　本実施例では、実施例２の変形例として、より確実に油吹き上げを行う方法について記載する。
　例えば、タンク圧力が低い場合であっても、十分に吹き上げを行うことができるだけのタンク圧力の場合は実施例２に記載した方法にて油の吹き上げを行い潤滑性を維持するが、タンク圧力が極端に低い場合においては、吹き上げの時間を延長しても潤滑油を吹き上げるだけのエネルギーがなく、十分な吹き上げを行うことができないことがある。また、タンク圧力が極端に低い場合は、吹き上げの間隔を短くしても効果はない。このように、タンク圧力が極端に低い場合では、上述した吹き上げ方式であっても潤滑不良となり得る可能性がある。
　一方、前述した通り、インバータを用いた本圧縮機は、圧力センサの検出結果に基づいてタンク内の圧力値を一定に制御するようにモータをインバータ制御する圧力一定制御運転を行う。
　したがって、本実施例では、タンク圧力が極端に低い場合における潤滑不足の解決手段として、タンク圧力が所定値よりも低い場合、インバータ制御による圧力一定制御の運転モードを解除し、タンク圧力を意図的に上昇させる。その上で、吹き上げを行うことで十分な吹き上げ量の確保が可能となり、潤滑不足を回避可能となる。
　本実施例では、連接棒の油かきを利用した自己はねかけ方式と、上記した吹き上げ方式を兼用した例について説明する。
　図６は本実施例における給油式往復動圧縮機の側面から見た概略全体構成図である。また、図７は本実施例における圧縮機本体の内部構造の模式図である。図６、７が、図２、３と異なる点は、連接棒１２に下方に延出する油かき１７が設けられている点である。この油かき１７は、クランク軸１１の回転によって連接棒１２が上下することで油たまり２０に対し進退して潤滑油９をかき上げ、クランク軸１１と連接棒１２との摺動部等に潤滑のための給油を行う。
　実施例１から４では連接棒の油かきを不付きとした状態での吹き上げ方式の例について説明したが、本実施例では、自己はねかけ方式と吹き上げ方式を兼用し、油かき付きの状態においては、前述した油かきによる自己はねかけにより摺動部に潤滑油が供給される。
　図８は、本実施例における潤滑に必要な油量と油かきによるはねかけ油量との関係を説明する図である。図８において、横軸が圧縮機本体の運転回転数、縦軸が潤滑油量である。点線が潤滑に必要な油量、実線が油かきによるはねかけ油量とすると、網掛け部分が低速運転時に油かきによるはねかけで不足する油量となる。そのため、本実施例では、定格運転に対する低速運転時のはねかけによる油供給量の不足分を、吹き上げにより補う構成とし、潤滑必要油量の直線と油かきによるはねかけ油量の直線とが交差する所定の圧縮運転回転数よりも大きい回転数においては電磁弁２５を開かないように制御する。
　したがって、本実施例における自己はねかけ方式と吹き上げ方式を兼用した状態においては、圧縮機本体回転数と吹き上げ時間および吹き上げ間隔の関係は図９および図１０となる。すなわち、実施例１における関係式（１）から（４）は以下の通り（１３）から（１６）の式となる。ここで、ある圧縮機本体回転数、例えば定格回転数の半分の回転数（定格回転数をＮとした場合に回転数がＮ／２の時）における、吹き上げ時間をＴ、吹き上げ間隔をＬとする。
（１３）圧縮機本体回転数＜Ｎ／２の場合・・・吹き上げ時間ＴＬ＝Ｔ×１．０以上
（１４）圧縮機本体回転数＞Ｎ／２の場合・・・吹き上げ時間ＴＨ＝Ｔ×１．０未満
（１５）圧縮機本体回転数＜Ｎ／２の場合・・・吹き上げ間隔ＬＬ＝Ｌ×１．０未満
（１６）圧縮機本体回転数＞Ｎ／２の場合・・・吹き上げ間隔ＬＨ＝Ｌ×１．０以上
上記式を言い換えれば、吹き上げ時間は圧縮機本体回転数が大きいほど小さくする。すなわち、電磁弁２５の開時間は圧縮機本体の回転速度が大きいほど小さくする。また、吹き上げ間隔は圧縮機本体回転数が大きいほど大きくする。すなわち、電磁弁２５の開間隔は圧縮機本体の回転速度が大きいほど大きくする。また、はねかけ油量の直線と潤滑必要油量の直線とは必ずしも定格回転数Ｎで交差する必要はなく、電磁弁２５の開閉による潤滑油の供給を前提としてはねかけ油量が図８に示すものより少なくなるように油かきを設計してもよい。
　なお、本実施例において、さらに実施例２、３に記載の、タンク圧力や潤滑油量に基づき吹き上げ時間および間隔を制御してもよい。また、実施例４と同様に、タンク圧力が極端に低い場の対応を加えてもよい。
　このように、本実施例によれば、自己はねかけ方式と吹き上げ方式を兼用した場合においても、吹き上げ時間および間隔を制御することで、最適な潤滑油の供給を行うことが可能となる。
　以上実施例について説明したが、本発明は上記した実施例に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施例は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。例えば、上記実施例で、圧縮機本体の回転速度に応じて吹き上げ時間および間隔を制御するとして説明したが、圧縮機本体の回転速度、すなわち、クランク軸の回転速度は、クランク軸１１がプーリ１８およびベルト２２を介して連結されたモータ２１により駆動されるので、モータの回転速度に比例する。よって、上記実施例において、圧縮機本体の回転速度をモータの回転速度と読み替えてもよい。また、ある実施例の構成の一部を他の実施例の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施例の構成に他の実施例の構成を加えることも可能である。また、各実施例の構成の一部について、他の構成の追加、削除、置換をすることが可能である。
　１：タンク、２：取付台、５：圧縮機本体、６：クランクケース、８：クランク室、９：潤滑油、１１：クランク軸、１２：連接棒、１３：シリンダ、１４：吸入口、１５：圧縮部、１６：吐出口、１７：油かき、１８：プーリ、２０：油たまり、２１：モータ、２２：ベルト、２３：圧力センサ、２４：制御装置、２５：電磁弁、２６：ピストン、２９：穴、３０：配管

Claims (12)

  1. 　モータと、クランクケースに支持されたクランク軸を前記モータが回転させることで作動室内の流体を吐出する流体機械本体と、前記流体機械本体が吐出した流体を蓄えるタンクと、前記モータの駆動を制御する制御装置を備える給油式流体機械であって、
    　前記クランクケースと前記タンクとが配管により接続され、
    　前記制御装置が、前記配管に設けられた開閉装置の開閉を制御する給油式流体機械。
  2. 　前記制御装置が、前記流体機械本体の回転速度が大きいほど前記開閉装置の開時間を大きくする請求項１に記載の給油式流体機械。
  3. 　前記制御装置が、前記流体機械本体の回転速度が大きいほど前記開閉装置の開間隔を小さくする請求項１に記載の給油式流体機械。
  4. 　前記制御装置が、前記タンクの圧力が大きいほど前記開閉装置の開の時間を小さくする請求項１に記載の給油式流体機械。
  5. 　前記制御装置が、前記タンクの圧力が大きいほど前記開閉装置の開間隔を大きくする請求項１に記載の給油式流体機械。
  6. 　前記制御装置が、前記クランクケースに保持された潤滑油の油量が多いほど前記開閉装置の開時間を小さくする請求項１に記載の給油式流体機械。
  7. 　前記制御装置が、前記クランクケースに保持された潤滑油の油量が多いほど前記開閉装置の開間隔を大きくする請求項１に記載の給油式流体機械。
  8. 　前記制御装置が、
    　前記タンクの圧力が所定値よりも低い場合は、前記開閉装置を開とせず、
    　前記タンクの圧力が前記所定値よりも高い場合は、前記開閉装置を開とする請求項１に記載の給油式流体機械。
  9. 　前記タンクの圧力が前記所定値よりも低い場合に、前記制御装置が前記モータの回転数を増加させる請求項８に記載の給油式流体機械。
  10. 　前記流体機械本体は、前記クランク軸に連接棒を介して連結されたピストンを作動室内で往復動させて流体を吐出する構成であり、
    　前記連接棒から延出し、前記連接棒の回転により潤滑油をかき上げる油かきを有する請求項１に記載の給油式流体機械。
  11. 　前記制御装置が、前記流体機械本体の回転速度が大きいほど前記開閉装置の開時間を小さくする請求項１０に記載の給油式流体機械。
  12. 　前記制御装置が、前記流体機械本体の回転速度が大きいほど前記開閉装置の開間隔を大きくする請求項１０に記載の給油式流体機械。
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