(57)【要約】単一のシリンダ内においてガスを単一サイクルで少なくとも１７．２Ｍｐａの圧力に且つ少なくとも約５：１の圧縮比となるように圧縮する方法を提供する。本方法は更に、圧縮行程の間にシリンダから放熱する工程を含むことにより、等エントロピーよりもかなり低温のガスが放出される。本装置は中空シリンダとそのシリンダ内に配置される往復浮動ピストンとを含む。ピストンによりシリンダは（ａ）圧縮室と（ｂ）駆動室に分割される。圧縮室内においてガスは導入、圧縮及び排出される。駆動室内において作動液が導入及び導出されることにより、ピストンが作動させられる。本装置では更に、ピストンストローク長さとピストン直径の比率が少なくとも７：１とされる。少なくとも５：１の圧縮比と、少なくとも１７．２Ｍｐａの流出圧と、等エントロピーよりもかなり低温のガス排出温度を伴い装置が作動するために、本装置は更に可変容量型流体ポンプと、電子制御装置と、放熱器とを含む。可変容量型液圧ポンプはピストン速度を制御する。電子制御装置は平均ピストン速度を毎秒１５.２センチメートル（０．５フィート）未満に維持する。放熱器はシリンダから放熱する。
2005521832.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
液圧駆動式往復ピストン圧縮機におけるガス圧縮方法であって、圧縮機はシリンダと、浮動ピストンと、圧縮室と、駆動室とを含み、浮動ピストンはシリンダ内において第１閉鎖端と第２閉鎖端の間に配置されており、圧縮室はシリンダ内における第１閉鎖端とピストンの間の容積により画定されており、駆動室はシリンダ内における第２閉鎖端とピストンの間の容積により画定されており、本方法は、
（ａ）吸気行程において、
ガスを圧縮室へ供給する工程と、
作動液を駆動室から流出させる工程とを含み、圧縮室へ供給されたガスが駆動室内の作動液よりも高圧になると、駆動室の容積が減少し且つ圧縮室の容積が増加するようにピストンが移動して、圧縮室は所望する容積に拡張するとともにガスが充填され、
（ｂ）圧縮行程において、
作動液を駆動室へ供給する工程と、駆動室内の作動液が圧縮室内のガスよりも高圧になると、駆動室の容積が増加し且つ圧縮室の容積が減少するようにピストンが移動して、圧縮室内に保持されたガスの圧力が増加し、
ガスの圧力が単一サイクルにおいて少なくとも１７．２ＭＰａ（２５００ｐｓｉ）まで増加した時に、圧縮室からガスを吐出する工程と、その圧力は圧縮室へ供給されるガスの圧力よりも少なくとも５倍大きく、
ピストンストローク長さとピストン直径の比率を７：１よりも大きくする工程と、
圧縮行程の間にシリンダから放熱する工程とを含み、ガスは等エントロピーよりもかなり低い温度で吐出される
ことを特徴とする方法。
【請求項２】
ピストンストローク長さとピストン直径の比率が１０：１から１００：１の間とされたシリンダを備える工程を更に含むことを特徴とする請求項１に記載の方法。
【請求項３】
０．４６メートル／秒（１．５フィート／秒）以下の平均ピストン速度を維持する工程を更に含むことを特徴とする請求項１に記載の方法。
【請求項４】
放熱器を介してシリンダから周囲環境へ熱を伝達する工程を更に含むことを特徴とする請求項１に記載の方法。
【請求項５】
放熱器は冷却ジャケットを含み、冷却ジャケットはシリンダの周囲に配置されるとともに、冷却液を導いて冷却ジャケットを流通させることを特徴とする請求項４に記載の方法。
【請求項６】
冷却液は、冷却ジャケット内に停滞ポケットが確実に形成されない程度の速度で冷却ジャケットを流通することを特徴とする請求項５に記載の方法。
【請求項７】
ガスをエンジンへ供給する工程と、エンジン冷却回路から独立した回路からは除いて、エンジン冷却液タンクから冷却液を供給する工程とを更に含むことを特徴とする請求項５に記載の方法。
【請求項８】
放熱器はシリンダから突出する複数のフィンを含み、放熱器はシリンダから複数のフィンへ熱を伝導するように作動し、複数のフィンは熱を周囲環境へ伝達するために大きな表面面積を備えることを特徴とする請求項５に記載の方法。
【請求項９】
複数のフィンを通るように空気を吹き付けることにより放熱を促進させる工程を更に含むことを特徴とする請求項８に記載の方法。
【請求項１０】
ピストンがシリンダの一端に接近する時点を感知することにより、ピストンが方向を逆転する時点を制御する工程を更に含むことを特徴とする請求項１に記載の方法。
【請求項１１】
圧縮行程の間にピストン速度を制御する工程を更に含み、圧縮行程の第１部の間にピストンは第１速度で移動するとともに、圧縮行程の第２部の間にピストンは第２速度で移動し、第２部は第１部の後に順次続き、第２速度は第１速度よりも遅いことを特徴とする請求項１に記載の方法。
【請求項１２】
圧縮室内のガス圧が所定の設定値を超えた時に、圧縮行程の第１部から圧縮行程の第２部へ変更する工程を更に含むことを特徴とする請求項１１に記載の方法。
【請求項１３】
圧縮行程の第２部の後に発生する圧縮行程の吐出部分の間において、ガスが圧縮室から吐出される時にピストン速度を制御する工程を更に含み、吐出部分の間のピストン速度は略一定に維持されることを特徴とする請求項１１に記載の方法。
【請求項１４】
圧縮行程の吐出部分の間のピストン速度は、圧縮行程の第２部の間のピストン速度以下であることを特徴とする請求項１３に記載の方法。
【請求項１５】
ピストン速度を所定の速度特性に従うように制御する工程を更に含むことを特徴とする請求項１に記載の方法。
【請求項１６】
測定された作動パラメータに応じて所定の速度特性を選択する工程を更に含むことを特徴とする請求項１５に記載の方法。
【請求項１７】
測定された作動パラメータは、目標質量流量、流入ガス圧、目標ガス吐出圧、及び目標圧縮比の中の少なくとも１個を含むことを特徴とする請求項１６に記載の方法。
【請求項１８】
複数の所定の速度特性から所定の速度特性を選択することにより、圧縮行程の間の別々の時点においてピストン速度を制御する工程を更に含み、速度特性は圧縮行程の開始時付近においてピストン速度を最大となるように制御し、圧縮行程の終了時に停止する前にピストン速度を徐々に低下させ、複数の所定速度特性の差は別々の時点におけるピストン速度及び／又は圧縮行程の間のピストン速度変化率であり、複数の所定速度特性の中で選択された所定の速度特性は、目標質量流量及び圧縮比を達成するために圧縮の熱力学的効率を最大にすることを特徴とする請求項１５に記載の方法。
【請求項１９】
ガスが圧縮室から吐出されるようになるまで、圧縮行程の間にピストン速度を徐々に低下させる工程と、圧縮行程の残り部分において略一定のピストン速度を維持する工程とを更に含むことを特徴とする請求項１に記載の方法。
【請求項２０】
圧縮行程の間に略一定量の出力を液圧ポンプへ供給する工程を更に含み、圧縮室内のガス圧が増加するにつれてピストン速度は低下することを特徴とする請求項１に記載の方法。
【請求項２１】
ガスを高圧に圧縮する装置であって、
（ａ）中空シリンダと、
（ｂ）シリンダ内において往復動可能な浮動ピストンと、ピストンはシリンダを圧縮室と駆動室に分割し、圧縮室内においてガスは導入、圧縮及び吐出され、駆動室内において作動液が流入及び流出されることによりピストンが作動し、
（ｃ）少なくとも７：１であるピストンストローク長さとピストン直径の比率とを含み、ガスを単一サイクルにおいて少なくとも５：１の比率に圧縮するようにピストンが作動して、等エントロピーよりも少なくとも２５℃低い吐出ガス温度を伴い少なくとも１７．
２ＭＰａ（２５００ｐｓｉ）の流出圧とする
ことを特徴とする装置。
【請求項２２】
圧縮行程の間に４５．７センチメートル／秒（１．５フィート／秒）未満の平均ピストン速度を維持する制御装置を更に含むことを特徴とする請求項２１に記載の装置。
【請求項２３】
ピストンストローク長さとピストン直径の比率が１０：１から１００：１の間にあることを特徴とする請求項２１に記載の装置。
【請求項２４】
作動液を駆動室へ供給する可変容量型液圧ポンプを更に含み、圧縮行程の間にピストン速度が変更可能であることを特徴とする請求項２１に記載の装置。
【請求項２５】
圧縮行程の間に装置を作動させる一方で、液圧ポンプの容量を制御する制御装置を更に含むことを特徴とする請求項２４に記載の装置。
【請求項２６】
制御装置は液圧ポンプ容量を制御して、駆動室へ流入する作動液の流量が増加、減少或いは維持するように作動可能であり、圧縮行程の間においてピストン速度は所定時点に所定速度へ変化することを特徴とする請求項２５に記載の装置。
【請求項２７】
制御装置は測定されたパラメータに応答して液圧ポンプ容量を制御するように作動可能であり、パラメータはガス吐出温度、圧縮室内ガス圧、圧縮室内ピストン位置の少なくとも１個を含むことを特徴とする請求項２５に記載の装置。
【請求項２８】
作動液を駆動室へ供給する定出力型液圧ポンプを更に含むことを特徴とする請求項２１に記載の装置。
【請求項２９】
デッドスペース容積は総圧縮室容積の０．３パーセント未満であることを特徴とする請求項２１に記載の装置。
【請求項３０】
シリンダから放熱する放熱器を更に含むことを特徴とする請求項２１に記載の装置。
【請求項３１】
放熱器は、シリンダから熱を受け取り且つ熱を発散させるためにシリンダを実質的に包囲することを特徴とする請求項３０に記載の装置。
【請求項３２】
放熱器は冷却ジャケットを含み、冷却液は冷却ジャケットを通るように導かれて、冷却ジャケットから熱を受け取り且つ取り除くことを特徴とする請求項３１に記載の装置。
【請求項３３】
冷却ジャケットは外殻構造を備えており、外殻構造はシリンダと、シリンダの一端と結合する冷却液流入口と、シリンダの他端と結合する冷却液流出口とから離間されており、冷却液は冷却液流入口を通り冷却ジャケットへ流入し、外殻とシリンダの間から冷却液流出口へ流通することを特徴とする請求項３２に記載の装置。
【請求項３４】
放熱器はシリンダから突出する複数のフィンを含み、シリンダから周囲環境へ熱を伝導すること特徴とする請求項３１に記載の装置。
【請求項３５】
放熱器は送風機を更に含み、複数のフィンの間に空気を流通させることを特徴とする請求項３４に記載の装置。
【請求項３６】
装置は２個のシリンダを含み、２個のシリンダは縦列で作動することにより、より連続した高圧ガス流が供給されることを特徴とする請求項２１に記載の装置。
【請求項３７】
ガス流入路と独立したガス流出路とを更に含み、ガスはガス流入路を通り圧縮室へ流入可能であるとともに、ガス流出路を通り圧縮室から吐出可能であることを特徴とする請求項２１に記載の装置。
【請求項３８】
ガス流入路を通り圧縮室へ流入するガスの一方向流を制御する一方向流制御装置と、
ガス流出路を通り圧縮室から流出するガスの一方向流を制御する一方向流制御装置とを更に含むことを特徴とする請求項３７に記載の装置。
【請求項３９】
ガス流入路及びガス流出路はエンドプレートを通過し、エンドプレートは圧縮室を密封しており、一方向流制御装置は各々エンドプレート内に配置されることを特徴とする請求項３８に記載の装置。
【請求項４０】
装置は、ピストンが圧縮行程を完了した時点を検出するセンサを更に含むことを特徴とする請求項２１に記載の装置。
【請求項４１】
装置は、圧縮比が８：１から１０：１の間で作動可能であることを特徴とする請求項２１に記載の装置。
【請求項４２】
液圧駆動式往復高圧ガス圧縮装置であって、
（ａ）第１往復圧縮機と、第１往復圧縮機は第１中空円柱状体と、第１中空円柱状体内に配置される第１浮動ピストンとを含み、第１中空円柱状体は液密にされた端部を備えており、第１浮動ピストンは第１駆動室と第１圧縮室とを画定し、第１駆動室は作動液ポートを有するとともに第１圧縮室はガスポートを有し、ガスポートは低圧ガス供給装置或いは高圧ガス装置に選択的に接続可能であり、
（ｂ）第２往復圧縮機と、第２往復圧縮機は第２中空円柱状体と、第２中空円柱状体内に配置される第２浮動ピストンとを含み、第２中空円柱状体は液密にされた端部を備えており、第２浮動ピストンは第２駆動室と第２圧縮室とを画定し、第２駆動室は作動液ポートを有するとともに第２圧縮室はガスポートを有し、ガスポートは低圧ガス供給装置或いは高圧ガス装置に選択的に接続可能であり、
（ｃ）液圧駆動装置と、液圧駆動装置は
第２駆動室から作動液を引き出す一方で第１駆動室へ作動液を供給する工程と、
第２駆動室へ作動液を供給する一方で第１駆動室から作動液を取り除く工程とが交替するように作動可能であり、
各中空円柱状体において、ピストンストローク長さと浮動ピストン直径の比率は少なくとも７：１であり、
第１及び第２往復圧縮機は縦列で作動することにより、ガス圧を少なくとも５：１の比率まで上昇させて、等エントロピーよりも少なくとも２５℃低い吐出温度を伴い少なくとも１７．２ＭＰａ（２５００ｐｓｉ）の圧力にする
ことを特徴とする装置。
【請求項４３】
液圧装置は作動液流の方向を逆転させる可逆液圧ポンプを含むことを特徴とする請求項４２に記載の装置。
【請求項４４】
液圧装置はフロー切換弁を含み、フロー切換弁は作動液を作動液ポートを通して第１及び第２駆動室の一方へ選択的に導入するように作動して、圧縮行程を実行する一方で、同時に第１及び第２駆動室の他方から作動液を受け取り吸気工程を実行することを特徴とする請求項４２に記載の装置。
【請求項４５】
第１及び第２往復圧縮機は略同じ寸法を有することを特徴とする請求項４２に記載の装置
。
【請求項４６】
ピストンストローク長さとピストン直径の比率が少なくとも１０：１から１００：１までの間にあることを特徴とする請求項４２に記載の装置。
【請求項４７】
第１円柱状体を実質的に包囲する第１放熱器と、第２円柱状体を実質的に包囲する第２放熱器とを更に含み、第１及び第２放熱器は各円柱状体からの熱を流体へ伝達させるように作動可能であり、流体は圧縮機から熱を受け取り且つ熱を取り除くことを特徴とする請求項４２に記載の装置。
【請求項４８】
第１放熱器及び第２放熱器は各々冷却ジャケットを備えており、液状冷却液はそれらの冷却ジャケットを流通することにより圧縮機から熱を受け取り且つ熱を取り除くことを特徴とする請求項４７に記載の装置。
【請求項４９】
第１放熱器及び第２放熱器は各々複数のフィンを備えており、フィンは各円柱状体から突出することにより、シリンダから周囲環境の空気へ熱を伝導することを特徴とする請求項４７に記載の装置。
【請求項５０】
空気を複数のフィンの間に流れるように向ける送風機を更に含むことを特徴とする請求項４９に記載の装置。
【請求項５１】
圧縮機に流入するガスは少なくとも２．０７ＭＰａ（３００ｐｓｉ）から３．４５ＭＰａ（５００ｐｓｉ）までの間の圧力を伴い供給されることを特徴とする請求項４２に記載の装置。
【請求項５２】
浮動ピストンがその端部位置に到達した時点を検出するとともに、制御装置に作動液流通方向を逆転するように信号を送るためのセンサを更に含むことを特徴とする請求項４２に記載の装置。
【請求項５３】
センサは電磁開閉器を使用することを特徴とする請求項５２に記載の装置。
【請求項５４】
液圧装置は可変速度液圧ポンプを含み、ピストン速度は圧縮行程の間に増加或いは低下するように制御可能であることを特徴とする請求項４２に記載の装置。
【請求項５５】
圧縮室内のガス圧が所定の設定値を超えた時に可変速度液圧ポンプの速度を低下させることにより、ピストン速度が低下させられることを特徴とする請求項５４に記載の装置。
【請求項５６】
液圧装置は定出力液圧ポンプを含むことを特徴とする請求項４２に記載の装置。
【請求項５７】
ガスを高圧に圧縮する装置であって、
（ａ）複数の中空シリンダと、
（ｂ）各シリンダ内において往復動可能な浮動ピストンと、ピストンは各シリンダを圧縮室と駆動室に分割し、圧縮室内においてガスは導入、圧縮及び吐出され、駆動室内において作動液が導入及び導出されることによりピストンが作動し、
（ｃ）少なくとも７：１であるピストンストローク長さとピストン直径の比率と、
（ｄ）冷却ジャケットと、冷却ジャケットは複数のシリンダの周囲に配置されるとともに、流体流入口及び液体流出口を含み、冷却液はシリンダ間を流通可能である
ことを特徴とする装置。
【請求項５８】
各シリンダはガスを単一サイクルにおいて少なくとも５：１の比率に圧縮して、等エント
ロピーよりも少なくとも２５℃低い吐出ガス温度を伴い少なくとも１７．２ＭＰａ（２５００ｐｓｉ）の出力圧とすることを特徴とする請求項５７に記載の装置。
【請求項５９】
少なくとも１個のピストンは他のピストンからずれた圧縮サイクルで作動可能であることを特徴とする請求項５７に記載の装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明はガスを高圧に圧縮する方法及び装置に関する。詳細には、本方法は圧縮行程の間にシリンダから放熱しつつ、単一のシリンダ内においてガスを単一サイクルで少なくとも約５：１の圧縮比を有するように高圧に圧縮する工程と、等エントロピーよりもかなり低温のガスを放出する工程とを含む。本装置はシリンダ内に配置される浮動ピストンを含むとともに、ピストンストローク長さとピストン直径を少なくとも７：１とする。
【背景技術】
【０００２】
ガスの圧力を４：１よりも大きな比率となるように高圧に増加制御可能な従来の圧縮機においては、典型的には２つの圧縮段階が採用されている。従来の圧縮機は略等エントロピー状態で作動するとともに、複数段階を採用することにより、段階間にインタークーラとして知られている熱交換器を使用して各段階後にガスを冷却することができる。
【０００３】
特許文献１には、多段式液圧駆動圧縮機を使用してガスを圧縮する方法が開示されている。特許文献１には、インタークーラを使用しない方法及び装置が開示されており、各段階における目標出力圧に到達する前に、その段階の複数行程を制御する方法が開示されている。特許文献１には冷却ジャケットを使用して圧縮機から熱を取り除く方法が開示されている。圧縮機はまた、略等エントロピー状態でガスを圧縮するが、各段階において複数の行程を利用することにより、次段階の制御に先立ち、圧縮ガスの冷却時間を設けることができる。この装置では、一連の段階を連続制御することができない。なぜなら、段階間に十分なガス冷却時間を設けることができないからである。各段階は前段階が完了した後に開始される。特許文献１に開示される好適な実施形態では、２段階を採用してガス圧を約１．０ＭＰａから３．４ＭＰａ（約１５０ｐｓｉから５００ｐｓｉ）まで昇圧することにより、圧縮機出力目標圧を約２０．７ＭＰａから４１．４ＭＰａ（３０００ｐｓｉから６０００ｐｓｉ）の間としている。
【０００４】
多段式圧縮機にかかる費用は段階数とともに増加する。なぜなら、段階毎に別個の圧縮機ユニットが必要となるからである。圧縮段階毎に駆動、配管及び冷却段階を必要とすることから、このような多段式装置に関連する製造及び維持費用が付加される。
【０００５】
従来の機械駆動式ピストン圧縮機では回転クランクシャフトを採用して圧縮機のピストンを駆動しており、ピストンストロークが比較的短くなるような構成に限定されていた。殆どの機械駆動式ピストン圧縮機は、ピストンストローク長さとピストン直径の比率が４：１未満、典型的には２：１未満とされたシリンダを備える。ピストンストロークはここでは、圧縮行程の開始及び終了の間におけるピストン移動距離（即ち、ピストンの一方向最大直線移動距離）として定義される。ピストン直径は本質的にシリンダボア直径と同じである。ここで使用されている「長さと直径の比率」は、ピストンストローク長さとピストン直径の比率として定義される。
【０００６】
機械駆動型ピストン圧縮機は典型的には、高速例えば毎分数百回転、より典型的には毎分数千回転で作動することにより、そのストロークの短かさを補償する。
周知の液圧駆動型往復ピストン圧縮装置はピストンロッドを採用して圧縮機ピストンを駆動手段と接続するとともに、更に長さと直径の比率が小さく（典型的には４：１未満）されている。低圧圧縮機では一般的に、長さと直径の比率が約１：１とされている。長さと直径の比率が増加するにつれて、ピストンロッド及びピストンの心合せがより困難になってゆくため、密封部周りにおける磨耗が急速に生じてしまう。長さと直径の比率がより大きくなると、ロッド長さが増加するとともに、挫屈に対処するように設計される必要が
生じることから、結果的にピストンロッドの重量が増加することになる。長さと直径の比率が大きくされた圧縮機シリンダではまた、圧縮機を収容するためにより細長い空間が必要になる。すなわち、このような圧縮機では細長いシリンダと、伸長位置にあるピストンロッドと、細長い液圧シリンダとを収容するために細長い空間が必要となる。心合せや重量の問題にも拘わらず、前述した車両用燃料圧縮機用途等の幾つかの用途においては、このような細長い空間を適切に利用することができない。
【０００７】
液圧駆動室及び圧縮室と同じシリンダを使用する浮動ピストン圧縮機がこれまで発展してきた。浮動ピストン圧縮機はピストンロッドを有しておらず、またピストンによりシリンダは液圧駆動室と圧縮室とに分割される。圧縮行程の間に、作動液が駆動室へ導入されることによりピストンが作動させられるとともに、圧縮室内の流体が圧縮される。対して吸入行程の間には、作動液は駆動室から流出させられる一方、流体が圧縮室へ流入させられる。ピストンロッド及び外部液圧駆動機構の採用に関連する幾つかの空間的制限は、浮動ピストンを採用することにより解決を図ることができる。なぜなら、装置の全長は本質的に圧縮機シリンダの長さにより画定されており、装置の全長は伸長したピストンロッドの長さ及び独立した駆動シリンダの長さを合成したものではない。従って、浮動ピストンを採用した圧縮機は、同様のボア及びピストンストロークを備えたロッド駆動式圧縮機の少なくとも約半分の長さとすることができる。
【０００８】
しかしながら、単一段階の単一行程において、また等エントロピーよりもかなり小さい状態において、ガスを５：１以上の比率に圧縮する高圧ガス圧縮機は知られていない。圧縮比が大きくなると、圧縮行程間における積算温度上昇もまた増大し、等エントロピー近くの状態において圧縮が非効率的になる。出力圧が約１７．２ＭＰａ（２５００ｐｓｉ）より大きく、且つ圧縮比が約４：１よりも大きい圧縮機では、圧縮機は概して少なくとも２段階を採用するとともに、その段階間にガスを冷却する手段を備える。
【０００９】
ガスが高圧で吐出される必要がある用途例としては、内燃機関への燃料圧縮装置がある。天然ガスが供給されるエンジンにおいては、気体燃料を吸入気と比較的低圧で混合することはよく知られている。しかしながら、さらに最近では、ディーゼルサイクルエンジンにおいて気体燃料を噴射するように発展してきており、ディーゼルサイクルエンジンでは、気体燃料は圧縮行程の後期に圧縮室へ直接的に噴射される。前述の天然ガス供給エンジンに比べて、このようなディーゼルサイクルエンジンでは、例えばシリンダ内圧力を克服し、質量流量の必要量を満たし、そして混合及び送入を改善するために、気体燃料をかなり高圧に圧縮する必要がある。一例としては、このようなエンジンにおいて、燃料圧縮装置はストレージタンクやパイプライン等の供給源から燃料を受け取り、その燃料を約２０．７ＭＰａから約２４．８ＭＰａ（約３０００ｐｓｉから約３６００ｐｓｉ）の間の圧力となるまで圧縮して、エンジン燃焼室へ直接的に噴射する。燃料供給源から得られる圧力に応じて、気体燃料圧力を少なくとも約５：１の噴射圧力まで上昇させるように作動する単段式圧縮機は、従来の多段式圧縮機における最終２段階に取って替わることができる。
【００１０】
車両又は発電機の原動機として使用されるエンジンへ燃料を供給するために利用される圧縮機は、充填ストレージ容器等の他の用途において利用される圧縮機とは異なる設計基準を有する。例えば、車両用途では、軽量の圧縮装置により車両の重量を減少させることができるとともに、全般的な車両効率を改善することができるが、一方で重量を減少させると、固定設置式に取り付けられる圧縮機と同様の効果が得られない。信頼性、耐久性、及び効率性は全ての用途において重要であるが、これらの特性はエンジンへ燃料を供給するために利用される圧縮機には特に重要である。圧縮機が故障すると結果的に高価な故障時間となり、或いは車両を静止状態とする一方、効率の悪い作動によれば作動費用が増大する。
【００１１】
また、車両用原動機であるエンジンでは、燃料消費量が増大すると車両走行距離が短縮するとともに、車両が使用される経路が限定される。更に、燃料圧縮比が大きい燃料圧縮機を使用することにより、走行距離はまた延長する。なぜなら、これにより燃料タンクから吐出する燃料の量が増加するからである。
【００１２】
発電機に使用されるエンジンでは、各構成要素の効率が全体の効率に影響するとともに、エンジンが連続的に且つ高負荷状態で作動する時には、低効率であると極めて経済的な結果が得られる。
【特許文献１】米国特許第５，８６３，１８６号
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１３】
本発明の目的は、ガス温度を低下させるとともに、熱力学的効率を向上させることが可能なガス高圧圧縮方法及び装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１４】
単一サイクルにおいて等エントロピーよりもかなり低い吐出ガス温度を伴い少なくとも約５：１の比率まで連続的にガスを圧縮する方法が必要である。等エントロピー温度は、熱が発散させられていない時の圧縮後理論ガス温度として定義される。等エントロピーよりもかなり低い温度はここでは、圧縮前のガス温度よりも高温であるが、ガスを目標出力圧まで効率的に圧縮するための圧縮機の能力を阻害する程高温ではない圧縮後のガス温度として定義される。
【００１５】
例えば、等エントロピーよりも少なくとも２５℃低く、より好ましくは等エントロピーよりも少なくとも５０℃低い吐出温度が、等エントロピーよりもかなり低い吐出温度と考えられる。
【００１６】
液圧駆動式往復ピストン圧縮機におけるガス圧縮方法が提供される。圧縮機はシリンダと、浮動ピストンと、圧縮室と、駆動室とを含む。浮動ピストンはシリンダ内において第１閉鎖端と第２閉鎖端の間に配置される。圧縮室はシリンダ内における第１閉鎖端とピストンの間の容積により画定される。駆動室はシリンダ内における第２閉鎖端とピストンの間の容積により画定される。本方法は、吸気行程において、ガスを圧縮室へ供給する工程と、作動液を駆動室から流出させる工程とを含む。圧縮室へ供給されたガスが駆動室内の作動液よりも高圧になると、駆動室の容積が減少し且つ圧縮室の容積が増加するようにピストンが移動して、圧縮室は所望する容積に拡張するとともにガスが充填される。圧縮行程において、作動液を駆動室へ供給する工程を含む。駆動室内の作動液が圧縮室内のガスよりも高圧になると、駆動室の容積が増加し且つ圧縮室の容積が減少するようにピストンが移動して、圧縮室内に保持されたガスの圧力が増加する。ガスの圧力が単一サイクルにおいて少なくとも１７．２ＭＰａ（２５００ｐｓｉ）まで増加した時に、圧縮室からガスを吐出する工程を更に含む。その圧力は圧縮室へ供給されるガスの圧力よりも少なくとも５倍大きい。更に圧縮行程の間にシリンダから放熱する工程を含む。ガスは等エントロピーよりもかなり低い温度で吐出される。
【００１７】
好適な方法において、ピストンストローク長さとピストン直径の比率は７：１よりも大きい。長さと直径の比率を大きくすることにより、放熱のためにより大きな表面面積が得られるとともに、シリンダ室内からシリンダ壁への熱伝導路が短くなる。例えば、ピストンストローク長さとピストン直径の比率が１０：１から１００：１の間とされたシリンダが可能である。好適な方法において驚くことは、圧縮行程の間に発散される熱量である。圧縮機シリンダからかなりの熱量を発散することにより、従来の圧縮機と比べて、より大きな圧縮比でガスをより高圧に圧縮することができる。前述したように、本方法と比べて
従来の方法では、ガスを高圧に圧縮するためには、より小さな圧縮比で複数の圧縮段階を使用して圧縮するとともに、圧縮機シリンダの外部に設けられる例えばインタークーラ、アフタークーラ及び作動液クーラ等の放熱手段が含まれる。
【００１８】
圧縮機サイクルは吸気行程及び圧縮行程の完了により定義される。一分毎の圧縮機測定サイクル速度はまた、圧縮シリンダから放熱するための装置の能力にも影響を及ぼす。従来の圧縮機速度は一般的に質量流量要件（即ち、圧縮機の出力能力）により決定されていたのに対して、本方法では放熱を促進する速度で圧縮機を作動させる。従来の圧縮機が作動する圧縮機速度範囲において、ピストン速度及び／又は圧縮機速度（一分毎の測定サイクル）が従来の圧縮機に比べて大幅に低下すると、ピストン速度及び圧縮機速度の変化は放熱に顕著に影響を及ぼし始める。本方法によれば、圧縮機速度は好適には毎分２０サイクル未満である。長さと直径の比率が大きい圧縮機において、毎分２０サイクル未満の圧縮機速度では結果的に毎秒数フィートのピストン速度となるが、ここに記載したように、長さと直径の比率がより大きく且つ一分毎のサイクル数がより少ないと放熱効果が得られる。放熱効果はより高速な平均ピストン速度に関連した欠点を補う。長さと直径の比率が小さい圧縮機は好適には、毎秒約０．４６メートル（毎秒１．５フィート）未満の平均ピストン速度を備える。例えば、長さと直径の比率が７：０．５である圧縮機は好適には、毎秒約０．１５メートル（毎秒０．５フィート）未満の平均ピストン速度を備える。
【００１９】
低速で作動させるとまた、構成要素の磨耗及び耐久性の増加に起因する効果が得られる。シリンダからの放熱によりピストンリングシールは低温に維持されて、磨耗及び材料の劣化を低減させるのに有益となる。
【００２０】
本方法の好適な実施形態は更に、放熱器を介してシリンダから周囲環境へ熱を伝達する工程を含む。放熱器の一例はシリンダの周囲に配置される冷却ジャケットである。本方法は更に、冷却ジャケットを流通するように冷却液を導く工程を含む。冷却ジャケットを流通する冷却液の速度は冷却ジャケット内に停滞ポケットが確実に形成されない程度の速度に維持されることにより、放熱は改善する。より高速であるとまた乱流が促進される。乱流はシリンダ壁から冷却液への熱伝達を増加させる。圧縮機がエンジンを含む装置の一部である時には、冷却液はエンジン冷却液サブシステムの冷却液タンクから容易に供給される。しかしながら、エンジンを循環する冷却液は概して高温であり、圧縮機シリンダに供給される冷却液としては実質的に効果がない。従って、エンジン冷却液が使用される時には、冷却液はエンジン冷却回路からは独立した回路から供給されることが好ましい。
【００２１】
冷却ジャケット及び液状冷却液を使用する代わりに、放熱器はシリンダから突出する複数の熱伝導フィンを含む。この放熱器はシリンダから複数のフィンへ熱を伝導するように作動し、複数のフィンは熱を周囲環境へ伝達するために大きな表面面積を備える。この種の放熱器が使用される時には、本方法は更に複数のフィンを通るように空気を吹き付けることにより放熱を促進させる工程を更に含む。
【００２２】
圧縮機シリンダからより多くの熱を発散する方法は、圧縮行程の間にピストン速度を制御する工程と組み合わされてもよい。本方法の一実施形態において、圧縮行程の第１部の間にピストンは好適には第１速度で移動するとともに、圧縮行程の第２部の間にピストンは第２速度で移動する。第２部は第１部の後に順次続き、第２速度は第１速度よりも遅い。このようにピストン速度を制御することにより、積算温度上昇がより少ない圧縮行程の前半部の間にピストンはより高速で移動し、積算温度上昇がより大きい圧縮行程の後半部の間により低速で移動する。圧縮行程の第１部から圧縮行程の第２部へ変更するタイミングは、多くの方法により制御される。例えばこの変更は、圧縮室内ガス圧又はガス吐出温度が所定の設定値を超えた時、或いはピストンがシリンダ内の所定位置にある時など、所定の基準が満足されたと電子制御装置が判定した時に行なわれる。ピストン速度を低下さ
せると構成要素の磨耗が低減する。また、放熱が改善する方法により構成要素及びシール部の作動温度が低下する。従って、（この構成要素が熱及び／又は熱サイクルに曝されて時間の経過に伴い劣化するならば）その寿命は長期化する。
【００２３】
本方法は更に、圧縮行程の第２部の後に発生する圧縮行程の吐出部分の間にピストン速度を制御する工程を含む。圧縮行程の吐出部分の間において、圧縮室内のガス圧は圧縮機シリンダより下流のガス圧よりも大きく、ガスは圧縮室から吐出される。圧縮行程の吐出部分の間において、ピストン速度は好適には略一定に維持される。ピストン行程の吐出部分におけるピストン速度は、好適には圧縮行程の第２部の終わりにおけるピストン速度以下である。ピストン速度は圧縮行程の間に所定の速度特性に従うように制御される。一方法によれば、速度特性は複数の所定速度特性から選択されることにより、圧縮行程の別々の時点においてピストン速度が制御される。好適には、速度特性は圧縮行程の開始時付近においてピストン速度を最大となるように制御し、圧縮行程の終了時において停止する前にはピストン速度を徐々に低下させる。複数の所定速度特性の差は別々の時点におけるピストン速度及び／又は圧縮行程の間のピストン速度変化率である。複数の所定速度特性の中から、目標質量流量及び圧縮比を達成するために圧縮の熱力学的効率を最大にするように速度特性は選択される。
【００２４】
圧縮機からガスが吐出される時には、ピストン速度はピストン行程の終端付近まで略一定となるように制御され、圧縮行程の終端においてピストンが最終的に停止するまでピストン速度は更に低下させられる。本方法によれば、液圧ポンプから供給される出力は、圧縮機の作動の間にピストン速度がどのように制御されるかに応じて変動する。本方法の目的は、ピストン速度を制御して所望する放熱量に達することである。
【００２５】
ピストン速度特性は測定された作動パラメータに応じて選択される。例えば、選択された速度特性は、目標質量流量、流入ガス圧、目標ガス圧、及び目標圧縮比に応答する。
圧縮機を制御する制御装置は、複数の所定の速度特性から所定の速度特性を選択する。利用可能な速度特性の中で選択された速度特性は好適には、目標質量流量及び圧縮比を達成するために圧縮の熱力学的効率を最大にする。
【００２６】
定常状態で長期間に亘り作動する装置においては、装置構成要素の出力要求が略一定であることが好ましい。従ってこのような装置では、ピストン速度を制御するよりもむしろ、好適な方法は更に、圧縮行程の間に液圧ポンプへ略一定の出力を供給する工程を含む。これは定出力液圧ポンプにより達成される。このように作動する結果、ピストン速度は圧縮室内のガス圧が増加するにつれて自動的に減少し、放熱に有益となる。
【００２７】
本開示はガスを高圧に圧縮する装置について記述する。本装置は往復ピストン圧縮機を含み、圧縮機はピストンストローク長さとピストン直径の比率が少なくとも７：１とされる。本装置は、ガスを単一段階の単一サイクルにおいて約２．１ＭＰａから約４．１ＭＰａ（約３００ｐｓｉから約６００ｐｓｉ）の間の圧力から約１７．２ＭＰａから約３４．５ＭＰａ（２５００ｐｓｉから５０００ｐｓｉ）の間の圧力まで圧縮し、圧縮ガスは等エントロピーよりもかなり低い吐出ガス温度を有する。このように高圧にガスを圧縮する従来の圧縮機は典型的には約４：１よりも大きい圧縮比を有することがない。少ない段階数でガスを高圧に圧縮することができることから、５：１よりも大きな圧縮比が好ましい。一例として、開示された装置では、８：１から１０：１の間の圧縮比が達成される。本装置は多くの特徴が組み合わされることにより作動が容易となり、或いは吐出ガス温度が更に低下する。
【００２８】
特に、ガスを高圧に圧縮する装置であって、（ａ）中空シリンダと、（ｂ）シリンダ内において往復動可能な浮動ピストンと、（ｃ）少なくとも７：１であるピストンストロー
ク長さとピストン直径の比率とを含む。ピストンはシリンダを圧縮室と駆動室に分割する。圧縮室内においてガスは導入、圧縮及び吐出される。駆動室内において作動液が流入及び流出されることによりピストンが作動する。ガスを単一サイクルにおいて少なくとも５：１の比率に圧縮するようにピストンが作動して、等エントロピーよりもかなり低い吐出ガス温度を伴い少なくとも約１７．２ＭＰａ（２５００ｐｓｉ）の流出圧とする。
【００２９】
本装置は更に、圧縮行程の間に毎秒４．６メートル（１．５フィート）未満の平均ピストン速度を維持する制御装置を含む。ある実施形態では、毎秒約０．１５メートル（０．５フィート）の平均ピストン速度が好ましい。
【００３０】
作動液を駆動室へ供給する可変容量型液圧ポンプを採用してもよい。圧縮行程の間に作動液流量を変更することによりピストン速度が変更可能である。本装置は好適には、圧縮行程の間に装置を作動させる一方で、液圧ポンプの容量を制御する制御装置を更に含む。従って好適な実施形態では、この制御装置は液圧ポンプ容量を制御して、駆動室へ流入する作動液の流量が増加、減少或いは維持するように作動可能である。圧縮行程の間においてピストン速度は所定時点に所定速度へ変化する。一例として、制御装置は電子制御装置又は予め較正された機械式制御装置である。例えば一実施形態において、電子制御装置は測定されたパラメータに応答して液圧ポンプ容量を制御するように作動可能である。パラメータはガス吐出温度、圧縮室内ガス圧、圧縮室内ピストン位置の少なくとも１個を含む。
【００３１】
可変容量型液圧ポンプに代えて、可変速度型液圧ポンプを採用してもよく、圧縮行程の間にピストン速度が増加或いは減少するようにピストン速度が制御される。例えば、圧縮室内のガス圧が所定の設定値を超えた時に、可変速度型液圧ポンプの速度を低下させることによりピストン速度が低下させられる。
【００３２】
或いは、本方法を参照して上述したように、本装置は更に作動液を駆動室へ供給する定出力型液圧ポンプを含む。
本発明の特徴は、長さと直径の比率が従来のガス圧縮機において典型的に採用されている比率よりもかなり大きいことにある。長さと直径の比率が大きいことによる別の効果は、総シリンダ容積に対するデッドスペース容積の比率が減少して、圧縮機の効率が向上することである。好適には、デッドスペースは総圧縮室容積の０．３％未満である。
【００３３】
長さと直径の比率が大きいとまた、ピストンストロークが長くなるとともに、一分毎の行程が少なくなる可能性があり、効率が向上する。圧縮機速度の低下は細長いシリンダによりもたらされる圧縮室容積の増大により補償される。圧縮機が低速である時には、液圧装置の切り替えが少なく、且つ行程が少ない状態ではピストン圧縮行程の終端にデッドスペースが頻繁に形成されないことから、付加的に効率が良くなる。
【００３４】
本装置と組み合わされる付加的な特徴は、シリンダから放熱する放熱器である。放熱器は、シリンダから熱を受け取り且つ熱を発散させるためにシリンダを実質的に包囲する。好適な実施形態において、放熱器は冷却ジャケットを含み、冷却液は冷却ジャケットを通るように導かれて、冷却ジャケットから熱を受け取り且つ熱を取り除く。冷却ジャケットは好適には外殻構造を備える。外殻構造はシリンダと、シリンダの一端と結合する冷却液流入口と、シリンダの他端と結合する冷却液流出口とから離間される。冷却液は冷却液流入口を通り冷却ジャケットへ流入し、外殻とシリンダの間から冷却液流出口へ流通する。
【００３５】
別の好適な実施形態において、放熱器は複数のフィンを含む。フィンはシリンダから突出しており、シリンダから周囲環境へ熱を伝導する。複数のフィンの間に空気を流通させる送風機が付加される。
【００３６】
本装置は更に２個のシリンダを含む。２個のシリンダは縦列で作動することにより、より連続した高圧ガス流が供給される。
２個のシリンダを含む本装置の好適な実施形態において、本装置は（ａ）第１往復圧縮機と（ｂ）第２往復圧縮機と（ｃ）液圧駆動装置とを含む。第１往復圧縮機は第１中空円柱状体と、第１中空円柱状体内に配置される第１浮動ピストンとを含む。第１中空円柱状体は液密にされた端部を備える。第１浮動ピストンは第１駆動室と第１圧縮室とを画定する。第１駆動室は作動液ポートを有するとともに第１圧縮室はガスポートを有する。ガスポートは低圧ガス供給装置或いは高圧ガス装置に選択的に接続可能である。第２往復圧縮機は第２中空円柱状体と、第２中空円柱状体内に配置される第２浮動ピストンとを含む。第２中空円柱状体は液密にされた端部を備える。第２浮動ピストンは第２駆動室と第２圧縮室とを画定する。第２駆動室は作動液ポートを有するとともに第２圧縮室はガスポートを有する。ガスポートは低圧ガス供給装置或いは高圧ガス装置に選択的に接続可能である。液圧駆動装置は、第２駆動室から作動液を引き出す一方で第１駆動室へ作動液を供給する工程と、第２駆動室へ作動液を供給する一方で第１駆動室から作動液を引き出す工程とが交替するように作動可能である。第１及び第２往復圧縮機は縦列で作動することにより、ガス圧を少なくとも約５：１の比率まで上昇させて、等エントロピーよりもかなり低い吐出温度を伴い少なくとも約１７．２ＭＰａ（約２５００ｐｓｉ）の圧力にする。
【００３７】
第１及び第２往復圧縮機は好適には略同じ寸法を有する。
液圧駆動装置は作動液流の方向を逆転させる可逆液圧ポンプを含む。別の装置において、液圧駆動装置はフロー切換弁を含む。フロー切換弁は作動液を作動液ポートを通して第１及び第２駆動室の一方へ選択的に導入するように作動して、圧縮行程を実行する一方で、同時に第１及び第２駆動室の他方から作動液を受け取り吸気工程を実行する。
【００３８】
開示したように、本装置は開示された特徴の１個以上と組み合わされることにより、ガス温度を低下させるとともに、熱力学的効率を向上させる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００３９】
図１はガスを圧縮するために好適な装置を示す概略図であり、２個の液圧駆動式往復圧縮機１０及び２０を含む。圧縮機１０及び２０は縦列で作動するとともに、各圧縮機は各段階の単一行程において、流体の圧力を少なくとも約５：１の比率に増加させることが可能である。例えばこの装置において、ガスは約３．４又は約４．１ＭＰａ（５００又は６００ｐｓｉ）の入力圧から少なくとも約１７．２から約２０．７ＭＰａ（２５００から３０００ｐｓｉ）の出力圧まで圧縮される。高圧縮比であると圧縮段階数を減少させることができることから好ましい。例えば、開示された装置の実施形態では、約１７．２ＭＰａ（約２５００ｐｓｉ）から約３４．５ＭＰａ（５０００ｐｓｉ）の間の出力圧を達成するために、８：１から１０：１の間の圧縮比が可能である。
【００４０】
ここに記載される圧縮機の実施形態では概して、長さと直径の比率が少なくとも７：１とされるが、これらの実施形態において同程度に重要な特性としては、これらの実施形態は吐出ガス温度が等エントロピーよりもかなり低い状態で連続作動が可能なことがある。一例として、図１に概略的に示す圧縮機では、長さと直径の比率が約１５：１とされている。
【００４１】
図１の実施形態において、圧縮機１０は圧縮機２０と同じ規格で製造されており、圧縮機１０、２０は実質的に同一である。３６０度の圧縮機周期において、一方の圧縮機における圧縮行程の開始は、他方の圧縮機における圧縮行程の開始から約１８０度ずらされている。即ち、各ピストンストロークの開始はおおよそ同期させられていることから、一方の圧縮機において圧縮行程が開始すると、他方の圧縮機において吸気行程が開始する。実
際には、吸気行程が完了したピストンは典型的には、他方のピストンが圧縮行程を完了する直前にその行程端に到達する。
【００４２】
浮動ピストン１２は圧縮機シリンダ１４内において、ピストン１２対向面の差圧の影響を受けて移動可能とされている。ピストン１２の一方側において、シリンダ１４の駆動室には作動液が充填されており、ピストン１２の他方側において、シリンダ１４の圧縮室にはガスが充填されている。冷却ジャケット１６はシリンダ１４から離間させられており、環状の空隙が形成され、その空隙内をシリンダ１４を取り巻くように冷却液が流通することにより、そこから熱が発散させられる。センサ１８はピストン１２の位置を検出するように設けられる。
【００４３】
流入管３０は圧縮機の流入口と流体接続されており、各吸気行程の間にガスを圧縮機の圧縮室内へ導く。一方向流制御装置３２により、ガスの流入管３０から各圧縮室への流入が許容されるとともに、圧縮ガスの流入管３０への返流が阻止されている。「一方向流制御装置」という用語がここで使用されるときには、逆止弁として一般的に知られている周知の流通制御装置のことであることは、当該技術分野に属する者であれば理解し得る。逆止弁は例えばボール逆止弁、ばね補助式ボール逆止弁、ウェハ逆止弁、ディスク逆止弁及び圧縮機弁等であって、一方向への流体の流通は許可するが、反対方向への流通は阻止する。
【００４４】
吐出管３６は圧縮機圧縮室からの出力ポートを、例えばエンジンへの燃料供給装置等の高圧装置と流体接続する。この燃料供給装置は蓄圧容器を含んでいてもよい。蓄圧容器には高圧ガスが充填されており、充分な供給を確実に行なうことが可能となる。一方向流制御装置３８により、圧縮ガスは圧縮室から流出して吐出管３６へ流入させられるが、吐出管へ吐出されたガスの圧縮室への返流は阻止される。
【００４５】
冷却液供給管４０は、冷却ジャケット１６とシリンダ１４の間の空隙へ冷却液を供給することによりその空隙を接続する。熱はシリンダ１４から冷却液へ伝達され、温められた冷却液は流出口を通り空隙から取り出される。流出口は冷却液戻し管４２と接続されており、冷却液戻し管４２は冷却液を冷却装置へ戻す。例えば、圧縮機が高圧燃料をエンジンへ供給するために使用される場合には、冷却装置は冷却液をエンジンへ供給するとともに、冷却液を圧縮機の冷却ジャケットへ供給する。しかしながら、エンジン冷却液ループを流れるエンジン冷却液が圧縮ガスよりもそれ程冷たくないならば、別個の冷却液ループを設けてもよい。例えば、エンジンは別個のターボ過給機用インタークーラ冷却ループを備え、このループ内を流通する冷却液は、エンジンを冷却するために使用される冷却液よりもかなり冷たくされてもよい。エンジン冷却液がかなり熱くなるならば、独立した冷却ループが設けられる。冷却液と温められた圧縮ガスの温度差が大きいほうが好ましく、一般的に好ましくは冷却液は５０℃未満の温度を有する。
【００４６】
冷却液の流量は冷却液が局所的に沸騰することなく、且つ冷却ジャケット空隙内に停滞ポケットが形成されない程度とされる。高速で流通すると結果的に、冷却液の温度増加が小さくなり、シリンダ壁の次の境界層においてより多くの乱流が生じるとともに、熱伝達率が大きくなる。乱流によりシリンダから冷却液への熱伝導率が大きくなる。
【００４７】
液圧駆動装置は周知であるが、圧縮装置に好適な装置は閉ループ装置である。閉ループ装置によれば、２個の圧縮機においてピストンの移動が同期させられるとともに、（開ループ装置の場合のように）液だめからの大気圧に代わって、作動液は駆動室から高圧でポンプへ搬送されるので更に効果的である。
【００４８】
圧縮機の作動は全実施形態において実質的に同様である。圧縮行程の間に、作動液は駆
動室へ導入される一方、ガスは圧縮室で圧縮される。作動液が駆動室へ導入されると、浮動ピストン１２はシリンダ１４内において前進し、駆動室の容積を増大させるとともに、圧縮室の容積を減少させる。
【００４９】
好適な実施形態において、液圧ポンプは出力制限ポンプであることから、ポンプにより必要とされる出力は作動中において略一定である。ピストン１２の速度は圧縮行程の間に自動的に変化し、圧縮行程の開始時に最速であり、吐出圧に達するまで連続的に緩慢にされる。圧縮行程の後半部分においてピストン速度が緩慢にされると、放熱に有利であるとともに、吐出ガス温度が等エントロピーよりもかなり低くなり、ガスは効率よく圧縮される。一般的に、圧縮比が約３：１よりも小さい状態で維持されると、圧縮ガスには比較的僅かな熱が発生するが、圧縮行程の前半部分の間には放熱のための時間がそれ程必要とされないので、ピストン速度をより高速にすることができる。圧縮行程の後半により多くの熱が発生すると、ピストン速度を緩慢にすることによって放熱の時間をより多く得ることができる。この作動方法については、図５を参照しつつ以下に詳述する。
【００５０】
別の実施形態において、液圧装置は可変容量型液圧ポンプを備えており、可変容量型液圧ポンプはピストン速度を変化させるように制御されることにより、より良く放熱が行なわれる。この方法についても以下に詳述する。
【００５１】
位置センサ１８はピストン１２が圧縮行程の終端付近にある時点を検出して、作動液流が逆流させられるべき時に信号を出す。位置センサ１８は好適には、保守管理が容易に行なわれるように圧縮機本体の外側に取り付けられるセンサであり、シリンダヘッド内に必要とされるのは流体流入ポート及び流出ポートのみである。当該技術分野に属する者には、多種類に亘る適切なセンサが知られている。例えば、電磁開閉器を採用して、圧縮行程の終端付近においてピストン１２の位置を検出してもよい。
【００５２】
圧縮室内圧力が吐出管３６内圧力よりも大きいと、圧縮ガスはシリンダ１４から吐出管３６へ流出する。好適な実施形態において、圧縮機がその最大圧縮比で作動するとき、圧縮ガスの流出圧は流入圧よりも少なくとも５倍大きく、幾つかの実施形態において、ガス流出圧は流入圧よりも約７倍から１０倍大きい。逆止弁３８等の一方向流制御装置は圧縮ガスが吐出管３６から圧縮室へ返流するのを阻止する。
【００５３】
ピストンが圧縮行程の終端へ到達すると、その時点における圧縮室容積デッドスペースを画定する。デッドスペース内に保持されたガスは高圧に圧縮されるが、圧縮行程では吐出されない。
【００５４】
往復ピストン圧縮機は正常時においてデッドスペースを有するが、圧縮室容積に対するデッドスペースの比率が大きくなるにつれて、圧縮機の効率は低下する。ピストンが方向を反対にすると、保持されている圧縮ガスは膨張して、圧縮室の容積を増大させる。吸気行程の初期部分では、保持されたガスにより圧縮シリンダ内の圧力は吸入管３０の圧力よりも大きい状態で維持されており、新たなガスが流入することがない。デッドスペースが小さくされていると、各吸気行程の間に流入管３０から新たなガスがより多く導入され、結果的に圧縮機の効率が上昇する。
【００５５】
圧縮機はデッドスペースに対応するシリンダ長さを短縮することにより、デッドスペースを小さくするように構成されてもよい。種々の長さを有する圧縮機シリンダが全て約６ミリメートルから３ミリメートル（約１／４インチから１／８インチ）のシリンダ長さにより画定されるデッドスペースを有するならば、長さと直径の比率が大きい圧縮機の利点として、デッドスペースに関連するシリンダ長さは圧縮室容積の僅かな部分に相当する。一例として、圧縮機Ａが１５２４ミリメートル（６０インチ）のシリンダ長さを有すると
ともに、圧縮機Ｂが１０２ミリメートル（４インチ）のシリンダ長さを有しており、両圧縮機は３ミリメートル（１／８インチ）のシリンダデッドスペース長さを有するのであれば、圧縮機Ａにおいてデッドスペースはシリンダ容積の０．２パーセントに相当する一方で、圧縮機Ｂにおいてデッドスペースはシリンダ容積の３．１パーセントに相当する。従って、長さと直径の比率が大きい圧縮機は、所定のシリンダデッドスペース長さにおいてデッドスペースが圧縮室容積の僅かな部分に相当することから有効である。ここに開示する圧縮機の構成では、シリンダ容積の０．３パーセント以下のデッドスペース容積が好ましい。例えば、長さが約２０３２ミリメートル（８０インチ）であり、且つシリンダデッドスペース長さが約３．２ミリメートル（１／８インチ）であるシリンダは、デッドスペース容積がシリンダ容積の０．１６パーセントである。
【００５６】
圧縮行程の終端に、ピストン１２は方向を逆転させる。吸気行程の開始を誘発するために、例えば可逆ポンプを流通する作動液の方向を逆転させることにより、或いは作動液通路間を流れる作動液の流れを向けなおすフロー開閉装置を作動させることにより、作動液の流れが逆転させられて、圧縮行程の間には液圧ポンプ吐出部と接続されていた駆動室は、その時点では（閉ループ装置内の）液圧ポンプの吸入部又は（開ループ装置内の）排出路と接続される。設計によっては、吸気行程の間には吸気管３０のガス圧及び圧縮室のデッドスペース内のガス圧は、駆動室の作動液圧よりも大きい。結果的に、ピストン１２は圧縮室内のガス圧力の影響を受けて移動し、ピストン１２は作動液を駆動室から液圧ポンプの吸入部内へ押し出す。
【００５７】
吸気行程の終端において、シリンダ１４の圧縮室には吸気管３０からのガスが充填され、このガスは次の圧縮行程での圧縮のために準備される。
圧縮機１０の単独の作動については上述してきたが、図１に示す実施形態において、圧縮機１０及び２０は縦列で作動し、それら圧縮機のサイクルは１８０度ずらされていることから、圧縮機１０が圧縮行程を開始する時には圧縮機２０は吸気行程を開始し、またその反対となる。２個の圧縮機をこのように組み合わせることにより、閉ループ液圧駆動装置を簡便に構成することができるのに加えて、より多くの圧縮ガスの連続流を吐出管３６へ供給することができる。
【００５８】
図２は圧縮機１００を図示しており、長さと直径の比率が約８：１である圧縮機の好適な実施形態を示す。圧縮機１００はシリンダ１１４内に配置される浮動ピストン１１２を含み、ピストン１１２とエンドプレート１２０の間に圧縮室が形成されるとともに、ピストン１１２とエンドプレート１２２の間に駆動室が形成される。エンドプレート１２０は圧縮室からの流入路及び流出路の各々のためのボア１２１を含む。一方向流制御装置がエンドプレート１２０内に取り付けられ、通路１２１を通る流れの方向を制御するようにしてもよい。エンドプレート１２２はボア１２３を含み、作動液はボア１２３を通り駆動室へ流入し又は駆動室から流出する。この圧縮機の利点は、従来の多段式圧縮機に比べて単純なことである。中空シリンダは製造が容易であるとともに、特定の長さでの購入が容易である。
【００５９】
図１を参照して記載したように、浮動ピストン１１２は駆動室及び圧縮室の差圧の影響を受けてシリンダ１１４内で移動する。リングシール１１３によりピストン１１２とシリンダ１１４内面の間が密封される。
【００６０】
浮動ピストン１１２は好適には毎分２０サイクル未満の平均サイクル回数で往復動する。サイクル回数が多くなると、圧縮の間に得られる冷却時間が短縮する。上述したように、好適にはピストン速度が圧縮行程の間に変化することにより、放熱が促進される。所定の流量に対する圧縮機サイクル回数は、長さと直径の比率及びピストンストローク長さに応じて変化する。以下に詳述する例証に対して再度記載するように、圧縮行程の過程にお
いて、平均ピストン速度が遅くなると放熱時間をより長く得ることができる。しかしながら、長さと直径の比率が増加すると、圧縮機は放熱を一層行なうことができるとともに、ピストン速度をより高速にすることができる。
【００６１】
冷却ジャケット１１６はシリンダ１１４から離間させられた状態でシリンダ１１４を包囲しており、環状空隙を形成し、その中を冷却液が流通する。
図３は圧縮機２００を図示しており、長さと直径の比率が約１３：１である圧縮機の好適な実施形態を示す。一例として、約毎分０．８標準立法メートル（約毎分３０標準立法フィート）の流量を得るために、直径が２５．４センチメートル（１インチ）であり且つ長さが７６２センチメートル（３０インチ）である圧縮機シリンダを採用して、約４．１ＭＰａ（約６００ｐｓｉ）の流入圧から少なくとも約２０．７ＭＰａ（約３０００ｐｓｉ）の流出圧までガス圧を上昇させる。
【００６２】
圧縮機２００はシリンダ２１４内に配置される浮動ピストン２１２を含む。ピストン２１２はピストン２１２及びエンドプレート２２０の間に圧縮室を形成するとともに、ピストン２１２及びエンドプレート２２２の間に駆動室を形成する。図１を参照して記載したように、浮動ピストン２１２は駆動室及び圧縮室間の差圧の影響を受けてシリンダ２１４内で移動する。
【００６３】
図３の実施形態において、放熱器は熱伝導フィン２１６を含み、熱伝導フィン２１６はシリンダ２１４から放射状に広がる。熱はシリンダ２１４から伝導され、フィン２１６からより冷たい大気へ伝達される。一層の冷却が所望される用途では、例えば送風機（図示なし）を利用することにより、又はシリンダ２１４を冷却空気が流れる位置に配置することにより、フィン２１６を流通する空気が増加させられる。
【００６４】
放熱はシリンダの直径をより小さくすることにより改善することができ、小径のシリンダによれば結果的にシリンダの中心とシリンダ壁部の間の熱伝導路が短くなる。長さと直径の比率が大きくなるとまた、シリンダ壁面積が大きくなるので、結果的には熱伝導を行なう表面積が大きくなる。長さと直径の比率がより大きい圧縮機シリンダにおいて、これらの特性が組み合わされることにより放熱が援助されるとともに、等エントロピー見込みよりもかなり低い吐出ガス温度で圧縮が行なわれる。以下の表は、一定の圧縮室容積において、長さと直径の比率増加がシリンダ壁面積に及ぼす影響を表す。
【００６５】
【表１】
2005521832.tif 000003
表１に示すように、長さと直径の比率が８：１以上であると、ピストンストローク長さと直径の比率が１：１であるシリンダと比べて結果的に表面面積は少なくとも２倍になる。表面面積は長さと直径の比率が増加するにつれて連続的に増加するので、放熱を改善す
るためには、長さと直径の比率が小さいよりも、長さと直径の比率が大きいほうが好ましい。
【００６６】
長さと直径の比率が極めて大きい往復ピストン圧縮機を得るためには、ボアの直径が小さいシリンダを採用してもよい。例えば、長さと直径の比率を５０：１から１００：１の間とするには、ボアの直径を約１３ミリメートル（１／２インチ）とするとともに、長さにおいては比率が５０：１の場合には約６３５ミリメートル（２５インチ）から１００：１の場合には約１２７０ミリメートル（５０インチ）の間とすることにより容易に達成できる。このようにボアの直径が小さいと、結果的にシリンダ容積が相対的に小さくなるので、複数の小ボアシリンダを組み合わせて容積を増加させてもよい。
【００６７】
図４は、共通の冷却ジャケット４１０に収容された複数の圧縮機シリンダ４００を図示する。共通のガス搬送マニホルド（図示なし）が冷却ジャケット４１０の一端部を密封するエンドプレートに組み込まれてもよく、或いは各シリンダは各々流入及び流出ガス配管を有してもよい。各シリンダに対して独立した配管を設けることの利点は、各シリンダ又は複数グループのシリンダの作動を相互にずらすことにより、より安定した吐出ガス流が得られることである。
【００６８】
ボア直径が小さいシリンダにおいては、シリンダ毎に逆止弁をそれぞれのエンドプレートに取り付けることが不可能であるならば、シリンダボア端部と逆止弁の間に配管に関連するデッドスペースが形成される。しかしながら、この配管の内径は圧縮室の容積に対して小さいので、デッドスペース容積もまた（総シリンダ容積と比べて）比較的小さい。
【００６９】
図５のグラフは圧縮機の作動制御方法を示す。図５において、液圧ポンプから得られる出力は略一定である。略一定の所要動力を備えた液圧装置を構成するには多くの方法があるが、好適な一例は出力制限液圧ポンプを採用した装置である。例えば、圧縮機がエンジンへ燃料を供給するためのものである場合には、エンジンは典型的には液圧ポンプを駆動するために必要な出力を供給する。即ち、ポンプへの出力が機械的に（例えば駆動軸又はベルトを介して）伝達されても、或いは電動モータを駆動するエンジンにより生じる電動力から間接的に伝達されても、液圧ポンプの作動に使用される出力はエンジンから供給される。エンジンが出力生成用途に採用される場合には、エンジンの安定性及び効率は出力変動がより小さい状態で作動することにより改善されるので、液圧ポンプの最大出力を制限することにより、ポンプが略一定の所要動力で作動することが好ましい。
【００７０】
図５は出力制限液圧ポンプを使用して往復ピストン圧縮機を駆動する場合の効果を示す。横軸は時間を表しており、時間ｔ１は圧縮行程の開始時点であり、時間ｔ３は圧縮行程の終了時点である。
【００７１】
ガス圧縮は時間ｔ１とｔ２の間に発生する。圧力は当初緩慢に増加し、続いて圧縮行程が継続するにつれてより急速に増加する。反対に、ガス圧が最小であり且つピストンの移動に対する抵抗が最小である時には、ピストン速度は圧縮行程の開始付近において最も大きい。ピストン速度はガス圧が増加するにつれて低下する。
【００７２】
また図５において、吐出圧には時間ｔ２で到達し、時間ｔ２からｔ３までガスがシリンダから吐出される時、ガス圧は略一定となる。時間ｔ２及びｔ３の間、ガス圧が一定であると結果的にピストンの移動抵抗も一定となることから、ピストン速度もまた略一定である。
【００７３】
図５の実施形態において、圧縮行程全体で液圧ポンプから得られる出力は、圧縮行程の開始当初を除き略一定である。圧縮行程の開始当初は過渡状態であることから、所要動力
がより小さい。
【００７４】
別の圧縮機作動方法では、ピストン速度を制御することによりガス吐出温度を低減させて、所要動力のより大きな変動を許容しつつ、圧縮過程における放熱及び熱力学を向上させる。本実施形態において、ガス圧縮は圧縮行程の２部分の間に生じる。圧縮行程の第１部分の間において、圧縮比が小さい状態では温度ゲインが小さいので、対物はピストンを急速に移動させる。従って、圧縮行程の開始時にはピストン速度は比較的大きい。ピストン速度が高速であると、熱が放散される時間が短くなるが、積算温度上昇が比較的小さいことからこの放熱時間の短縮は許容可能であるので、ガス温度は等エントロピーに近づく。作動液流量が大きい間は、ガス圧が低いことから抵抗も小さいので、液圧ポンプから得られる出力は中程度である。
【００７５】
圧縮行程の第２部分において、ガス圧は吐出圧まで上昇させられる。圧縮行程のこの部分では、積算温度上昇が大きくなり始めるので、ピストン速度が低下して放熱のためにより多くの時間が得られる。吐出ガス温度を等エントロピーよりもかなり低くした状態で、ピストン速度を低減して略等温度を達成するのと、圧縮速度を増加させてガス高流速を達成するのとの間で均衡が選択される。圧縮行程の第２部分の間に、液圧システムから得られる出力は増加する。なぜなら、ピストン速度が略一定である時には、ガス圧が増加するにつれて抵抗も大きくなるからである。
【００７６】
圧縮行程の最終部分の間において、ガス圧は吐出圧と等しく、且つガスはピストンが前進するにつれてシリンダから吐出される。圧縮行程のこの部分の間における圧力は略一定である。円滑な吐出流速が望ましいことから、ピストン速度が一定であることが好ましい。所要動力もまた、一定の圧力且つ略一定のピストン速度において略一定である。圧縮行程の吐出部分の間における所要動力の大きさは、所定の吐出圧に依存する（より大きな吐出圧のためにはより大きな所要動力）。
【００７７】
当該技術分野において周知の作動液流速及びピストン速度の制御方法は多数ある。一例として、斜板角度が調節可能な斜板式ポンプ等の可変容量型ポンプが採用されてもよい。
本実施形態において、ガス圧縮機の所要動力は一定ではない。しかしながら、幾つかの用途において、変化する圧縮機所要動力は問題とならない。例えば、車両の発動機であるエンジンへ燃料を供給するためにガス圧縮機が採用される時には、車両エンジンの負荷は既に変動しているので、変化する圧縮機所要動力も統制可能である。圧縮行程の間における圧縮速度特性により、本方法において制御される装置の効率が決定される。例えば、各圧縮機に対する速度特性は、ガス流入圧、ガス吐出圧、目標圧縮比及び質量流量要件に関して補正されてもよい。
【００７８】
圧縮行程の第１部と圧縮行程の第２部の切り替えタイミングは、多くの方法によって制御され得る。
一実施形態において、流量計によって駆動シリンダへの作動液の流量を測定することにより、供給された作動液の量からピストン位置が判明する。例えば、流量計が圧縮行程の終端時点における駆動室容積と等しい容積の作動液量を測定する時には、ピストンは圧縮行程の終端時点にあることが判明する。このような流量計を利用して圧縮行程の間に中間点におけるピストン位置を判定し、ピストン位置に基づいてピストン速度を制御するようにしてもよい。
【００７９】
他の実施形態において、他の計器を採用して、ピストン速度が増加或いは減少すべき時点を判定するようにしてもよい。一例として、ピストン速度は所定速度で圧縮行程を開始し、圧力センサ及び／又は温度センサを採用してピストン速度を低下させるべき時点を判定して、放熱のためにより多くの時間を得るようにしてもよい。
【００８０】
当該技術分野に属するものであれば、多様な速度特性に追従するようにピストン速度を制御可能であることは理解し得る。
例１
図６に示すグラフは、浮動液圧駆動式ピストンを採用したガス圧縮機から得られたデータを表す。圧縮機シリンダはストローク長さが約２６１ミリメートル（１０・１／４インチ）であるとともに、ボア直径が約３４．９ミリメートル（１・３／８インチ）であり、長さと直径の比率が約７．５：１に相当する。シリンダは温度が約１０℃の大気圧により冷却された。
【００８１】
図６のグラフは、１分毎の圧縮機サイクル速度に対する摂氏温度上昇を垂直軸に座標で示す。窒素ガスは約０℃の温度で圧縮機へ供給される。
以下の表２は各データ点に関連する特定のパラメータを示す。
【００８２】
【表２】
2005521832.tif 000004
約１６０℃において直線で示されているのは、等エントロピー状態に関連する温度上昇である。グラフは以下のことを示す。
【００８３】
ａ）毎分２０サイクル未満の圧縮機速度において、同じ圧縮比で作動する同様の圧縮機では、吐出ガスにおいて測定された温度上昇は、圧縮機速度が低下するにつれて低減し始める。
【００８４】
ｂ）毎分２０サイクルよりも高速の圧縮機速度において、実際の温度上昇と等エントロピー状態に関連すると思われる温度上昇の間には顕著な相違は存在しない。これは、毎分２０サイクルよりもかなり高速で作動する従来のピストン圧縮機は、等エントロピー状態近くで作動することから、最大圧縮比が制限されるとともに、複数の圧縮段階、インタークーラ及びアフタークーラが必要とされることを示している。
【００８５】
本例のガス圧縮機において、毎分２０サイクルの圧縮機速度は、毎秒１７．３７センチメートル（０．５７フィート）の平均ピストン速度と相関しており、図６のグラフに示すように、ピストン速度はなお低速とされるのが好ましい。例えば、毎分約５サイクルの圧縮機速度は、毎秒４．２７センチメートル（０．１４フィート）の平均ピストン速度と相関する。従来の液圧駆動式ピストン圧縮機では、桁違いに高速なピストン速度を採用している。従来のピストン速度では、圧縮流体の温度上昇を低減させる効果は実現されておらず、またこの効果は圧縮機速度が従来レベルよりもかなり小さく低下させられるまで有効であることは示唆されていない。
【００８６】
例２
以下の表３に示すデータは３個の実験から収集された。実験は、浮動液圧駆動ピストンを採用して天然ガスを圧縮するより大型のガス圧縮機を用いて行なわれた。圧縮機シリンダはストローク長さが約１３７０ミリメートル（５４インチ）であるとともに、ボア直径が約６４ミリメートル（２・１／２インチ）であり、長さと直径の比率が約２１．６：１に相当する。
【００８７】
冷却液はグリコール５０パーセントと水５０パーセントから構成されており、圧縮機シリンダを包囲する冷却ジャケットを通り循環させられた。ウォータジャケットに供給される冷却液の温度は約１５℃であった。
【００８８】
液圧装置は定出力液圧ポンプを採用しており、結果的にガス圧の上昇に伴うピストン移動抵抗の増加につれてピストン速度は自動的に低下する。
別々のサイクル回数（１分毎の測定サイクル）及び別々の圧縮比を採用して３個の実験が行なわれた。
【００８９】
【表３】
2005521832.tif 000005
圧縮比が僅かに相違していても、表３の実験＃１及び＃２のデータにおいて、サイクル回数が少なく且つ平均ピストン速度が小さくされていると、圧縮行程の間の温度上昇を著しく減少させることができる。これらの実験において、温度上昇の著しい減少は、平均ピストン速度が毎秒約０．２３メートル（毎秒０．７５フィート）未満であるときに達成される。実験＃３において、一部の熱は放散されるが、ガス吐出温度は等エントロピーよりも２０℃低いだけである。当該技術分野に属する者であれば、付加的な工程を使用することにより吐出温度を更に低減することができることは理解し得る。一例として、ウォータジャケットに供給される冷却液温度を低下させる工程、或いは冷却液の流量を増加させる工程を使用して、更にガス吐出温度を低下させてもよい。
【００９０】
ガス温度上昇の低減は熱力学及びエネルギー効率の点で効果的であると開示してきたが、温度上昇の低減によって結果的には装置がより冷却されることから、それ自体が有益である。例えば、装置は運動用シールが必要な可動部品を含む。運動用シールの有効寿命は典型的には、運動用シールを作動中により低温に維持することにより長期化する。
【００９１】
当該技術分野に属する者には明らかであるが、前記の開示に鑑みて、本発明を実施する際には、本発明の精神又は範囲から逸脱することなく多くの交替及び変更が可能である。従って、本発明の範囲は以下の請求項により定義される本質に従って構成される。
【図面の簡単な説明】
【００９２】
【図１】縦列で作動する２個の液圧駆動式往復圧縮機を含むガス圧縮装置を示す概略図。
【図２】冷却ジャケットが圧縮機シリンダの周囲に配置された状態で圧縮機シリンダ内に配置される浮動ピストンを示す往復圧縮機の断面図。
【図３】冷却フィンが圧縮機シリンダから直径方向に延出する状態で圧縮機シリンダ内に配置される浮動ピストンを示す往復圧縮機の断面図。
【図４】共通の冷却ジャケット内に配置される複数の液圧駆動式圧縮シリンダを含む圧縮機の一実施形態を示す図。
【図５】一圧縮行程の過程におけるピストンの移動に対応するように時間に対して座標で表される圧縮室圧力、ピストン速度、及び液圧ポンプ力を示すグラフ。同グラフは定出力制御を行なう液圧システムを採用した装置を表す。
【図６】圧縮機速度に対する温度上昇を座標で表した実験データを示すグラフ。同グラフは、長さと直径の比率が約７．５：１とされた圧縮機を使用し、ピストン速度が放熱時間を得られる速度まで低下させられたときに、等エントロピーよりもかなり小さい温度ゲインを伴いガスが高圧に圧縮させられることにより得られる。
【図１】
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【図２】
2005521832.tif 000007
【図３】
2005521832.tif 000008
【図４】
2005521832.tif 000009
【図５】
2005521832.tif 000010
【図６】
2005521832.tif 000011
【国際調査報告】
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2005521832.tif 000013
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