(57)【要約】      （修正有）【課題】始動時の反力が大きい比較的大型の往復動圧縮機においても、始動時の振動およびそれに付随して生じる各部への負荷を、効果的に抑制可能な圧縮機を提供する。【解決手段】流体を圧縮する圧縮機本体１と、圧縮機本体を駆動するモータ３と、圧縮機本体の駆動に伴って回転する圧縮機プーリ２と、モータの駆動に伴って回転するモータプーリ４と、圧縮機プーリにモータプーリの動力を伝達するベルト５と、圧縮機本体およびモータが配置されるフレーム７と、フレームの振動を低減させる防振部材６とを備え、ベルトをバネとし、モータプーリを錘としたときの固有振動数をω、防振部材をバネとし、フレームおよびフレームに配置されるものを錘としたときの固有振動数をωnとしたとき、式を満たす。2015203338.tif 000025【選択図】図１
2015203338.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
流体を圧縮する圧縮機本体と、
前記圧縮機本体を駆動するモータと、
前記圧縮機本体の駆動に伴って回転する圧縮機プーリと、
前記モータの駆動に伴って回転するモータプーリと、
圧縮機プーリに前記モータプーリの動力を伝達するベルトと、
前記圧縮機本体および前記モータが配置されるフレームと、
前記フレームの振動を低減させる防振部材とを備え、
前記ベルトをバネとし、前記モータプーリを錘としたときの固有振動数をω、前記防振部材をバネとし、前記フレームおよび前記フレームに配置されるものを錘としたときの固有振動数をωnとしたとき、以下の式１を満たすことを特徴とする圧縮機。
2015203338.tif 000019
【請求項２】
ωnは以下の式２により与えられることを特徴とする請求項１に記載の圧縮機。
2015203338.tif 000020
ただし、ｋは前記防振部材のバネ定数、Mは前記フレームおよび前記フレームに配置されるものの全質量とする。
【請求項３】
ωは以下の式３により与えられることを特徴とする請求項１に記載の圧縮機。
2015203338.tif 000021
ただし、ｋｂは前記ベルトのバネ定数、IMは前記モータプーリの慣性モーメント、IVは前記圧縮機プーリの慣性モーメント、DMは前記モータプーリの径、DVは前記圧縮機プーリの径とする。
【請求項４】
流体を圧縮する圧縮機本体と、
前記圧縮機本体を駆動するモータと、
前記圧縮機本体の駆動に伴って回転する圧縮機プーリと、
前記モータの駆動に伴って回転するモータプーリと、
圧縮機プーリに前記モータプーリの動力を伝達するベルトと、
前記圧縮機本体および前記モータが配置されるフレームと、
前記フレームの振動を低減させる防振部材と、
前記モータの始動時にモータへの供給電圧を低減させる負荷軽減回路を備え、
前記ベルトをバネとし、前記モータプーリを錘としたときの固有振動数をω、前記防振部材をバネとし、前記フレームおよび前記フレームに配置されるものを錘としたときの固有振動数をωn、前記負荷軽減回路のモータ始動トルクの軽減率をａとしたとき、以下の式１を満たすことを特徴とする圧縮機。
2015203338.tif 000022
【請求項５】
ａ＝１/３であることを特徴とする請求項４に記載の圧縮機。
【請求項６】
ωnは以下の式４により与えられることを特徴とする請求項４または５に記載の圧縮機。
2015203338.tif 000023
ただし、ｋは前記防振部材のバネ定数、Mは前記フレームおよび前記フレームに配置されるものの全質量とする。
【請求項７】
ωは以下の式５により与えられることを特徴とする請求項４または５に記載の圧縮機。
2015203338.tif 000024
ただし、ｋｂは前記ベルトのバネ定数、IMは前記モータプーリの慣性モーメント、IVは前記圧縮機プーリの慣性モーメント、DMは前記モータプーリの径、DVは前記圧縮機プーリの径とする。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、圧縮機に関する。
【背景技術】
【０００２】
本技術分野の背景技術として、特許文献１がある。特許文献１の圧縮機は、圧縮機本体と支持部材を傾斜配置した複数の防振ゴムによって支持することで振動を低減している。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２０１０-３７９６１号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
圧縮機を代表とする回転機械では、回転部品の不釣り合いやトルク変動によって生じる振動と、その振動によって機械各部に生じる負荷が問題となる。このため機械を固定する懸架台を防振バネなどで支持し、バネ上質量とバネ定数によって決定される系の固有振動数と、回転機械の回転数との関係を調整することで、バネ上構造物の振幅や地面への振動伝達を抑制する手法がとられる。
【０００５】
特許文献１は、回転機械の一例として、往復動圧縮機を対象として、傾斜配置した防振バネ複数個によって本体を支持することで、定常回転時および停止減速時の振動低減を図っている。
【０００６】
しかし、実際に振動負荷が大きくなるのは、定常回転時や停止減速時といった運転モードのときではなく、そのほとんどは始動時である。定常回転時や停止減速時における振動は、機械全体を大きく揺らし、全体で振動変位を吸収する傾向がある。一方、始動時における振動は、回転機械に衝撃的に加わるモータの始動トルクによって局所的に発生する。そのため、始動時における振動は、防振バネによる支持を工夫しただけでは抑制できない。
【０００７】
上記問題点に鑑み、本発明では、ベルトをバネとして見て、固有振動数を考慮して、各種パラメータを設定することで、簡便な方式で始動時の振動を抑制可能な圧縮機の提供を目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上記課題を解決するために、例えば特許請求の範囲に記載の構成を採用する。
【０００９】
本発明は上記課題を解決する手段を多数含んでいるが、その一例を挙げるならば、ｎ気筒のシリンダを有し、流体を圧縮する圧縮機本体と、前記圧縮機本体を駆動するモータと、前記圧縮機本体の駆動に伴って回転する圧縮機プーリと、前記モータの駆動に伴って回転するモータプーリと、圧縮機プーリに前記モータプーリの動力を伝達するベルトと、前記圧縮機本体および前記モータが配置されるフレームと、前記フレームの振動を低減させる防振部材とを備え、前記ベルトをバネとし、前記圧縮機プーリおよびモータプーリを錘としたときの固有振動数をω、前記防振部材をバネとし、前記フレームおよび前記フレームに配置されるものを錘としたときの固有振動数をωnとしたとき、以下の式１を満たすことを特徴とする。
2015203338.tif 000003
【発明の効果】
【００１０】
本発明によれば、簡便な方式で始動時の振動を抑制可能な圧縮機の提供が可能となる。
【００１１】
上記した以外の課題、構成および効果は、以下の実施形態の説明により明らかにされる。
【図面の簡単な説明】
【００１２】
【図１】本発明の実施例１における圧縮機の構成図である。
【図２】本発明の実施例１における圧縮機本体内部の構成図である。
【図３】本発明に実施例１における圧縮機のクランク軸角度と、シリンダ内圧力および軸負荷トルクの相関を示すグラフである。
【図４】本発明の実施例１における圧縮機の振動数比と振幅倍率の相関を示すグラフである。
【図５】本発明に実施例１おける圧縮機の、始動時におけるプーリ回転数とフレーム応力の相関を示すグラフである。
【図６】図５の一部を拡大したグラフである。
【図７】本発明の実施例１の変形例における圧縮機の構成図である。
【図８】本発明の実施例２における圧縮機の構成図である。
【図９】本発明の実施例２における圧縮機の振動数比と振幅倍率の相関を示すグラフである。
【発明を実施するための形態】
【実施例１】
【００１３】
以下、実施例１について図面を用いて説明する。
【００１４】
最初に、本実施例における基本的な圧縮機の構成と、従来の振動対策の考え、および本実施例の概念を説明する。
【００１５】
図１は本実施例における基本的な圧縮機の概略図を示している。また、図２は図１における圧縮機本体部の内部構造の概略図を示している。
【００１６】
図１に示す本圧縮機は、床面などの上に防振バネ６を介して支持されている支持フレーム７、このフレーム７上に設置される圧縮機本体１からなっている。
【００１７】
圧縮機本体１は流体を圧縮するものであり、その内部構造は図２に示すように、クランク室２１とクランク室２１から鉛直方向に突出するひとつのシリンダ２２と、このシリンダ２２の上部を閉鎖するシリンダヘッド２３と、クランク室２１の中央に回転可能に支持されたクランク軸２４とを有している。この圧縮機本体部１は、クランク室２１内のクランク軸２４が回転することで、シリンダ２２内に設置されたピストン２５が鉛直方向に往復動し、その結果流体を吸引し圧縮して吐出す。なお、図１および図２では説明簡略化のため圧縮機形状はピストン・シリンダを一対しか持たない単気筒としているが、クランク軸に対して直列あるいは放射状に複数気筒のピストン・シリンダを有するケースもある。
【００１８】
圧縮機本体１は、クランク軸２４をモータ３の回転軸と並行に配置した状態で支持フレーム７の上面に固定されており、クランク軸２４には圧縮機プーリ２が、モータ軸にはモータプーリ４が固定されている。圧縮機本体部１に付設された圧縮機プーリは、羽根を有しており、その回転にともない冷却風を圧縮機本体１に向けて発生させることで、圧縮機本体部１の放熱を促す。
【００１９】
圧縮機プーリ２およびモータプーリ４には動力伝達のための伝動ベルト５が巻回されている。これにより、モータ３の回転にしたがってモータプーリ４、伝動ベルト５および圧縮機プーリ２を介して圧縮機本体１のクランク軸２４が回転駆動されて、圧縮機本体１が流体を圧縮する。
【００２０】
ここで、定常時における往復動慣性力による加振周波数ωについて説明する。
【００２１】
図１および図２に示すような往復動圧縮機は、その機構上不連続的に流体を圧縮する動作を行うため、ピストン２５に負荷されるシリンダ内圧力、およびそれによってクランク軸２４に生じる軸負荷トルクは、クランク軸２４が一回転する間に大きく変動する。図３にクランク軸２４の回転角と、それにともなうシリンダ内圧および軸負荷トルクの変化の一例を示す。
【００２２】
このような軸負荷トルクの大きな変動は、モータ３の電流値を変動させることでその実効値を増加させ、電気系統の負荷となる。したがって、一般に往復動圧縮機はこのトルク変動を平滑化するためのフライホイールを有しており、特に圧縮機プーリ２に慣性モーメントを持たせることで、この働きを兼ねていることが多い。これは、圧縮機プーリ２に対して圧縮機本体部１を冷却するための大型の羽根と、伝動ベルト５の張力に耐える剛性を持たせようとした場合、必然的に慣性モーメントが大きくなることからも都合が良いためである。
【００２３】
ところで、上記のような往復動圧縮機を運転した場合に、ピストン２５などの部品が往復動することによる慣性力のため、圧縮機本体１は振動する。この振動による負荷を抑制するべく、クランク軸２４にはバランスウエイト２４aが付設されており、その回転にともなう遠心力によって往復動慣性力の一部を相殺する、いわゆるハーフバランシングが行われる。さらに、このハーフバランシングによっても抑制しきれず残るアンバランス成分に対しては、圧縮機本体部１を固定しているフレーム７を防振バネ（防振部材）６によって支持し、そのバネ定数と、圧縮機本体部１および圧縮機プーリ２、フレーム７から構成されるバネ上構造物の合計質量の関係を調整することで対策する。すなわち、バネ上構造物の合計質量をｍ、防振バネのバネ定数をｋ、加振力の最大値をF0、その加振の角周波数をωとした場合に、この系のｘ方向(地面に垂直方向)の運動方程式は、
2015203338.tif 000004
【００２４】
と表記される。上式より、防振バネ６をバネとし、フレーム７およびフレーム７に配置されるものを錘としたときの固有角周波数ωnとして次式が得られる。
2015203338.tif 000005
【００２５】
また、この系の振幅倍率Ｘとして次式が得られる。
2015203338.tif 000006
【００２６】
なお、ｘstは加振力F0が静的に作用した場合のバネのたわみであり、ｘst ＝F0/kである。
【００２７】
図４はこの１自由度振動系におけるω/ωnと振幅倍率の相関を表したものである。図においてω/ωn＝１、すなわち圧縮機本体１の回転数が固有振動数と等しくなったとき、共振が生じ振幅が無限大となることが分かる。また、ω/ωn＝√２において振幅倍率は１となり、それ以上の領域では、バネ上構造物の振幅を往復動慣性力による加振の振幅以下に抑えることができる。言い換えれば、防振バネによる防振効果が発揮される。逆にω/ωn＜√２となる領域では、振幅倍率は1以上となるため、共振点に近付けば近付くほどバネ上構造物の振動は悪化する。
【００２８】
ゆえに系の振動対策としては、この系の固有角周波数ωnと、圧縮機本体１の回転数、つまりは往復動慣性力による加振の角周波数ωnの比ω/ωnについて、次式の関係を満たすように設定する。
2015203338.tif 000007
【００２９】
なお、定常回転時の往復動慣性力による加振周波数ωは本体回転数のシリンダ数倍になる。本実施例では簡略化のため圧縮機本体１がひとつのシリンダを有する、単気筒機であるとしているが、実際には２気筒以上のシリンダを有する往復動圧縮機も存在する。この場合、定常回転時の加振周波数ωは本体回転数のシリンダ数倍して計算することになる。
【００３０】
しかし、定常回転時に振動過大になるのはごくまれである。振動過大になるほとんどの場合はむしろ始動時であり、圧縮機本体１の回転が定常回転数に達する前である。そこで、本実施例では、始動時おける、加振周波数ωを計算し、始動時おける振動を抑制できるように各種パラメータを設定した。
【００３１】
なお、２気筒以上のシリンダを有する往復動圧縮機であっても加振周波数ωを用いて計算する。
【００３２】
図５、６を用いて、始動時における加振周波数ωを計算する方法について説明する。
【００３３】
図５はある往復動圧縮機の始動時において、その回転数と、圧縮機本体１の固定フレーム７の溶接部に生じる応力を同時に測定した例である。図より、圧縮機の回転速度が定常回転に達するよりも前の、始動から数１０msecの時点で、応力の振幅がピークを迎えていることが分かる。また、定常回転に達した後のひずみの振幅は、始動時よりもレベルとして小さいことが確認できる。
【００３４】
これは、定常回転時における振動が図１に示すバネ上構造物全体を大きく揺らし、全体で振動変位を吸収する傾向があるのに対して、始動時における振動は圧縮機本体１に衝撃的に加わるモータ３の始動トルクによって局部的に発生するため、結果的にフレーム７などに加わる負荷としては始動時の方がはるかに過酷であることによる。
【００３５】
以降より、この始動時の負荷を生じさせるメカニズムについて説明する。
【００３６】
図６は、図５において、モータプーリ４の回転速度の立ち上がり部分を拡大したものである。図より、モータプーリ４の回転数自体がフレーム７の応力振幅と同じ周期で微少に振動しながら上昇していることが分かる。これに対して、圧縮機プーリ２の回転数にはモータプーリ４のような振動はみられず、スムーズに回転を始めている。
【００３７】
このことは、始動時にモータプーリ４が回転を始めた瞬間、慣性モーメントの大きい圧縮機プーリ２はその回転に即座に追従できず、モータプーリ４に対してわずかに回転遅れが生じることを示唆している。この遅れがあることで伝動ベルト５は引き伸ばされ、そのバネ性による力がモータ３のトルクに抵抗するため、モータプーリ４の回転数が僅かに低下することになる。次に圧縮機プーリ２が遅れて回転を始めると、伝動ベルト５の伸びは減少しバネ力は低下するため、モータプーリ４の回転数が回復する。以上のような一連の動作によって、モータプーリ４の回転数は振動しながら上昇していく。
【００３８】
上記振動現象は、モータ３始動時にステップ入力的に立ち上がるモータトルクが、モータプーリ４および圧縮機プーリ２を錘とし、伝動ベルト５をバネとした２自由度回転振動系の固有振動を励起しているものと言い換えることができる。
【００３９】
そこで、本実施例では、上記振動現象に着目して固有振動数を求め、始動時における振動を抑制できる条件に基づいて、各種パラメータを設定した。
【００４０】
振動系の運動方程式をたてると、次式のようになる。
2015203338.tif 000008
【００４１】
2015203338.tif 000009
【００４２】
ただしＩはプーリの慣性モーメント、θはプーリの回転角、ｘは伝動ベルト５の伸び、ｃは伝動ベルト５の減衰係数、ｋBは伝動ベルトのバネ定数を、添え字のＭ，Ｖはそれぞれモータプーリ、圧縮機プーリと示している。
【００４３】
伝動ベルトののびｘはモータプーリ、圧縮機プーリそれぞれの回転角に対する孤の長さの差として考えられるから、
2015203338.tif 000010
【００４４】
2015203338.tif 000011
【００４５】
ただし、Ｄはプーリのピッチ円直径である。
【００４６】
簡略化のため減衰項を除外した上で固有角周波数を求めると、次式のようになる。
2015203338.tif 000012
【００４７】
ω1＝０は回転振動系において解としての意味はないため、２次モードの固有角周波数であるω2が前述の振動の固有値となる。
【００４８】
ところで、このモータプーリの回転振動現象は、圧縮機本体１から見ると、クランク軸を加振点として圧縮機本体１全体をω2周期で加振していることになる。したがって、このω2と(１)で表されるバネ上構造物の固有振動数ωnが近い場合には前述の通り共振現象が生じる。この結果として、図５、図６に示したような鋭いピークを持つ応力波形が生じることになる。
【００４９】
そこで、本実施例では、始動時の振動を低減するため、ω＝ω2とした場合の前述の(４)式が成立するよう各パラメータを調整した。
【００５０】
以上までの内容では、図１に示すようにプーリ・ベルトからなる２自由度回転振動系の加振源となるモータ３は、圧縮機本体１が固定されたフレームに対して絶縁されて（振動が伝達しないように）配置されているものとして説明を行った。
【００５１】
ここで、もし図７に示すように圧縮機本体１とモータ３が同一のバネ上に存在するような場合、フレーム７を剛体ととらえると、プーリ・ベルト系の振動による力は剛体内部の反力によって釣り合うため、バネ上質量系の振動に影響を及ぼさない。
【００５２】
しかし、実際の圧縮機を支持するフレームは溶接板金等で構成されるため、剛体ではなくある弾性を持った連続体と考えられ、プーリ・ベルト系の振動がフレームの変形を介して同様にバネ上質量系が加振するモードが生じる。したがって、図７のような構成の圧縮機においても同様の振動数比の関係が適用できるため、式(４)の設定とすることで始動時の振動を低減することが可能である。
【００５３】
なお、本図では説明簡略化のためにバネ上構造物が鉛直方向のみに振動する１自由度振動系として取り扱っているが、式(４)の関係は任意の自由度の振動系に置き換えて考えることも可能である。たとえば図８のように圧縮機本体１とモータ３が同じ架台の上に並置されている場合には、これを２自由度振動系に置き換えて考えると、その固有角周波数ωnは次式を満たす。
2015203338.tif 000013
【００５４】
ここで、k1,k2は図8においてフレーム7を支持している左右の防振バネそれぞれのバネ定数、Ｉはバネ上構造物の慣性モーメント、ｍはバネ上構造物の質量、ｓはバネ上構造物の重心GとE点の水平方向距離である。また、E点位置は次式で求められる。
2015203338.tif 000014
【００５５】
(１０)式より求められる固有振動数に対しても、または（４）式を満足するよう各パラメータを調整することで始動時の振動を低減することが可能である。
【００５６】
なお、始動時における加振周波数ωについては、式（９）と同様である。
【００５７】
以上より、本実施例によれば、モータプーリ４および圧縮機プーリ２を錘とし、伝動ベルト５をバネとした２自由度回転振動系の固有振動数を考慮して各種パラ―メタを設定することで、圧縮機始動時の振動を効果的に抑制することができる。
【実施例２】
【００５８】
本実施例では、バネ上質量系の固有振動数ωｎと、プーリ・ベルト系の固有振動数ω2の関係が(４)式を満足しないような場合でも、始動時の振動を低減可能な構成について説明する。
【００５９】
(４)式中のパラメータは、圧縮機本体１の諸元と大きくかかわるため、調整代がない場合も多々ある。たとえば、圧縮機プーリ２の径はシリンダヘッドを冷却するためのファン径から決定されるし、前述の通りトルク変動を相殺するため、回転体としての慣性モーメントもあるレベル以上が要求される。一方でモータプーリ４は、圧縮機本体１の回転数の設計値によって圧縮機プーリ２との径比が決定されるし、伝動ベルト５は伝達動力から種別が限定されるため、市販品を使用する場合には自ずとバネ定数も限定される。これらの事項を勘案して(２)式を成立させようとすると、極端に大きなプーリを使用しなければならないなど、製品全体のバランス悪化を招くケースもある。
【００６０】
そこで本実施例では、モータプーリの振動現象に対し、前述のような機械的対策ではなく、電気的な側面から対策を行う方法について説明する。
【００６１】
問題となるプーリ・ベルト系の固有振動はモータ３の始動トルクによって励起されるのであって、その振動振幅は始動トルクの大きさに比例する。一方でモータ３の始動トルクは供給電圧に比例するため、始動時から一定時間のみ供給電圧を低減するような電気的制御を行うことによって、始動トルクおよび振動振幅の低減が可能となる。
【００６２】
そこで、本実施例では、始動時にモータ３への供給電圧を低減させる負荷軽減回路を用いて、始動時の振動を抑制している。
【００６３】
このときの負荷軽減回路による電気的制御は、過大電流の防止による配線系統の保護などの効果もあり、スターデルタ方式やコンドルファ方式など、種々の方式が実用化されている。これらの始動方式を搭載することで、特に(４)式が成立しない構成であっても振動を抑制可能となる場合がある。
【００６４】
以下に、例としてスターデルタ方式を使用した場合の振動低減方法について説明する。図１に示した圧縮機構成を例にとって、(１)式を以下のように書き直す。
2015203338.tif 000015
【００６５】
なお、aは始動方式の変更によるモータ始動トルクの変化率である。始動時のトルクの変動率は、始動時の供給電圧の変動率の２乗となる。例えば、スターデルタ始動方式では、始動時から一定時間モータ３の巻線の結線を変更することで供給電圧を１/√３に抑えるため、始動トルクの変化率としてはa＝１/３となる。
【００６６】
上式より、
2015203338.tif 000016
【００６７】
(３)式の関係から、
2015203338.tif 000017
【００６８】
図９にa＝１、１/３とした場合の振幅倍率Ｘとω/ωｎの相関を示す。図より、モータ３の始動方式の変更によって振幅倍率Ｘが低下しており、この結果(２)式の条件は次式のように緩和される。
2015203338.tif 000018
【００６９】
ゆえに、(２)式が満足できない場合には、モータ３の始動方式を変更することで(１５)式を満足するように式中の各パラメータを決定すれば良い。なお、本実施例では例としてスターデルタ始動方式を挙げa＝１/３としているが、実際には(15)式が満足されるように始動方式を選択すれば良く、aは０から１までの任意の値をとり得る。
【００７０】
以上より、本実施例によれば、圧縮機プーリ２、モータプーリ４等の圧縮機本体１の諸元を大きく変更せずに、圧縮機始動時の振動を効果的に抑制することができる。
【符号の説明】
【００７１】
１・・・圧縮機本体
２・・・圧縮機プーリ
３・・・モータ
４・・・モータプーリ
５・・・伝動ベルト
６・・・防振バネ
７・・・支持フレーム
２１・・・クランク室
２２・・・シリンダ
２３・・・シリンダヘッド
２４・・・クランク軸
２４ａ・・・バランスウェイト
２５・・・ピストン
【図１】
2015203338.tif 000026
【図２】
2015203338.tif 000027
【図３】
2015203338.tif 000028
【図４】
2015203338.tif 000029
【図５】
2015203338.tif 000030
【図６】
2015203338.tif 000031
【図７】
2015203338.tif 000032
【図８】
2015203338.tif 000033
【図９】
2015203338.tif 000034