(57)【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、
前記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を備え、
前記圧縮機本体はＭ個のシリンダを有し、
前記ベルトをバネとし、前記モータプーリを錘として見たとき、前記圧縮機プーリの回転速度の周期的な変動に対して、前記モータプーリの回転速度の変動が停止する反共振点における角周波数をω１＊、前記圧縮機本体の回転角周波数をωとしたとき、Ｍω＜ω１＊を満たすことを特徴とする圧縮機。
【請求項２】
反共振点における角周波数ω１＊は、前記モータプーリの径をｒＭ、前記モータプーリの慣性モーメントをＩＭ、前記ベルトのバネ定数をＫとしたとき以下の式を満たすことを特徴とする請求項１に記載の圧縮機。
【数１０】
0006609492.tif 000011
【請求項３】
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を備え、
前記圧縮機本体はＭ個のシリンダを有し、
前記ベルトをバネとし、前記モータプーリを錘として見たとき、前記圧縮機本体の回転周波数をω、前記圧縮機プーリと前記モータプーリおよび前記ベルトからなる回転振動系の固有角周波数の１つをω２としたとき、以下の式を満たし、
【数１１】
0006609492.tif 000012
前記固有角周波数の１つであるω２は、前記圧縮機プーリの径をｒＣ、前記モータプーリの径をｒＭ、前記圧縮機プーリの慣性モーメントをＩＣ、前記モータプーリの慣性モーメントをＩＭ、前記ベルトのバネ定数をＫとしたとき以下の式を満たすことを特徴とする圧縮機。
【数１２】
0006609492.tif 000013
【請求項４】
前記圧縮機プーリに前記圧縮機プーリの径よりも大きい径を持つフライホイールを設けることを特徴とする請求項３に記載の圧縮機。
【請求項５】
前記フライホイールを前記ベルトよりも前記圧縮機本体に近い位置に設けることを特徴とする請求項３に記載の圧縮機。
【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のエンジンは、駆動力伝達機構から副フライホイールまでの回転振動系の振動モードとクランク軸の回転に伴うロール振動系の振動モードとの重ね合わせによって発生する反共振の周波数が、クランク軸の所定回転速度における回転周波数を(自然数/２)倍した周波数のうちいずれかの周波数と略一致するようにすることで、ロール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】特開平１１−３２５１８６号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
特許文献１のエンジンはロール振動の低減について考慮されてはいるが、駆動力伝達機構であるベルトにかかる張力の低減については考慮されておらず不十分であった。
【０００５】
上記問題に鑑みて、本発明は、ベルトをバネとして捉え、２つのプーリからなる２自由度回転振動系の固有振動数を考慮して、各種パラメータを設定することで、ベルトに生じる過大張力を防止し、長期間ベルトの信頼性を確保することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
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。
【０００７】
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、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を備え、前記圧縮機本体はＭ個のシリンダを有し、前記ベルトをバネとし、前記モータプーリを錘として見たとき、前記圧縮機プーリの回転速度の変動に対して、前記モータプーリの回転速度の変動が停止する反共振点における角周波数をω１＊、前記圧縮機本体の回転角周波数をωとしたとき、Ｍω＜ω１＊を満たすことを特徴とする圧縮機を提供する。
【発明の効果】
【０００８】
本発明によれば、ベルトに生じる過大張力を防止し、長期間ベルトの信頼性を確保することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【０００９】
【図１】本発明の実施例１，２における圧縮機の全体構成を示す図である。
【図２】本発明の実施例１における圧縮機本体１の構成を示す図である。
【図３】クランク軸２４の位相とシリンダ２２内の圧力、クランク軸２４の軸負荷トルクとの関係を示すグラフである。
【図４ａ】圧縮機プーリ２とモータプーリ４の回転速度およびベルトにかかる張力の時間変化を示すグラフである。
【図４ｂ】圧縮機プーリ２とモータプーリ４の回転速度およびベルトにかかる張力の時間変化を示すグラフである。
【図５】圧縮機プーリ２の角周波数に対する圧縮機プーリ２とモータプーリ４の変動位相差およびベルト５の張力変動片振幅の関係を示すグラフである。
【図６】本発明の実施例２における圧縮機本体１の構成を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【実施例１】
【００１０】
以下、実施例１について図面を用いて説明する。
【００１１】
最初に、本発明の実施例１における基本的な圧縮機の構成と概念を説明する。
【００１２】
図１は本発明の実施例１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側面から見た内部構造の概略図を示している。
【００１３】
図１に示す圧縮機は、床面などの上に設置されるタンク７、このタンク７上に設置される圧縮機本体１からなっている。
【００１４】
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２４に対して直列あるいは放射状に複数気筒のピストン・シリンダを有していてもよい。
【００１５】
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タンク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３の回転軸にはモータプーリ４が固定されている。圧縮機本体１に付設された圧縮機プーリ２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１の放熱を促す。
【００１６】
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、ベルト５および圧縮機プーリ２を介して圧縮機本体１の駆動軸としてのクランク軸２４が回転駆動されて、圧縮機本体１が流体を圧縮する。
【００１７】
なお、本実施例では駆動軸としてクランクしたクランク軸２４を例に挙げて説明するが、例えば、クランクしていない駆動軸がピストン２５の基端部の偏心した位置に接続され、ピストン２５の基端部が偏心運動するようなものであってもよく、駆動軸は必ずしもクランクしている必要はない。
【００１８】
ここで、定常運転時においてクランク軸２４に生じる軸負荷トルクについて説明する。
【００１９】
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、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。なお、ここで軸負荷トルクとは、シリンダ２２内の圧縮空気の圧力によってピストン２５に負荷された力のうち、連接棒を介してクランク軸２４に伝達される成分が、クランク軸２４を回転させようとする力を意味する。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２２内圧および軸負荷トルクの変化の一例を示す。ここで、クランク角度とは、クランク軸２４の開始時の回転角（位相）を０度としたときに開始時からクランク軸２４が回転した角度を示す。
【００２０】
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ったり、往復動慣性力を増加させ、圧縮機本体の振動を引き起こしたりする。したがって、一般に往復動圧縮機はこのトルク変動から生じる回転速度変動を平滑化するためのフライホイールを有している。具体的には、圧縮機プーリ２あるいはモータプーリ４に環状の錘部分を設けることで、プーリの慣性モーメントを増加させる。このようにすることで、回転状態にあるプーリの回転運動エネルギーが増加するため、軸負荷トルクに多少の変動が生じたとしても、その影響による回転速度の変化を抑制することが可能となる。通常、圧縮機プーリ２やモータプーリ４は鋳物部品として設計されるから、これらプーリの外周部分に環状の駄肉を設け、フライホイールの働きを兼ねる場合が多い。
【００２１】
一般に、図１に示すような小型往復動空気圧縮機では、圧縮機本体１の定格回転速度は、モータ３の定格回転速度より小さく設計される。したがって、圧縮機プーリ２はモータプーリ４より径が大きく、外周部分に錘を設ければ慣性モーメントを大きくすることが容易である。ゆえに、フライホイール効果は圧縮機プーリ２側で賄う場合が多い。しかし、圧縮機本体１の定格回転速度が極端に低い場合など、圧縮機プーリ２の慣性モーメントを増加しても、回転運動エネルギーが得られにくい場合には、モータプーリ４にフライホイールを設けることが行われる。
【００２２】
ここで、本実施例における圧縮機では、伝達動力の大小によってベルト５のサイズや本数が適宜選定される。しかし、往復動圧縮機では圧縮が間欠的に生じるため、クランク軸２４に負荷されるトルクが、クランク軸２４が１回転中する間に大きく変動する。したがって、この間ベルト５が請け負う伝達動力、すなわちベルト５に生じる張力も変動する。このため、平均的な伝達動力としては適正であっても、瞬間的には許容範囲を超過する場合がある。このときの過大張力は、ベルト５の摩耗や破断などの原因となる。
【００２３】
また、たとえば圧縮機本体１の設計回転速度が、これを駆動するモータ３の回転速度に対して極端に低い場合など、プーリ径が極端に小さいときには、ベルト５がプーリに巻きついた状態における曲率半径が小さくなる。ベルト５の曲率半径が小さいと、ベルト５の断面が歪み、プーリ側のベルト溝との局所接触を生じるため、やはり前述の摩耗など不具合の原因となる。
【００２４】
これに加えて、圧縮機本体１の回転速度が低下するにしたがい、プーリなど回転部品の回転運動エネルギーが減少するから、上記のトルク変動が直接ベルト５に作用するようになり、過大張力による摩耗を促進させる。このような問題は、低騒音を目的として、容量の比較的大きい圧縮機本体１を低回転で使用するような場合において、特に顕著になる。
【００２５】
次に、圧縮機本体１の駆動によって、ベルト５にかかる張力の変動について説明する。
【００２６】
圧縮機プーリ２とモータプーリ４の間の動力伝達はベルト５によって行われるから、圧縮機本体１で生じた軸負荷トルクの変動のうち、圧縮機プーリ２の回転運動エネルギーによって抑制し切れなかった余剰分は、ベルト５を介してモータプーリ４に伝わることになる。したがって、たとえモータプーリ４が充分な慣性モーメントを有していて、圧縮機本体１およびモータ３から成る回転系全体としては、回転速度の変動が抑制できていたとしても、ベルト５の張力は変動を生じていることになる。さらには、モータプーリ４の慣性モーメントが増加するにともない、圧縮機本体１の回転速度変動に対して、モータプーリ４の応答が遅れ、追従しなくなる。このときの圧縮機プーリ２とモータプーリ４の回転変動の差分によって、ベルト５の張力が大幅に変動する場合がある。以下に、この例を示す。
【００２７】
図４ａおよび図４ｂは、ある条件において回転する圧縮機の、圧縮機プーリ２およびモータプーリ４の回転速度と、ベルト５に生じる張力の時間変化をシミュレーションした結果である。図４ａおよび図４ｂは、モータプーリの慣性モーメントのみが異なる。
【００２８】
図４ａおよび図４ｂでは、縦軸に圧縮機プーリ２およびモータプーリ４の回転速度と、ベルト５に生じる張力を示し、横軸にクランク角度を示している。図３と同様に、クランク角度とは、クランク軸２４の開始時の回転角（位相）を０度としたときに開始時からクランク軸２４が回転した角度を示す。
【００２９】
図４ａでは、圧縮機プーリ２およびモータプーリ４それぞれの回転速度は、その変化が山谷を迎えるクランク角度がほぼ一致しており、同位相にて変動していることが認められる。ここでベルト５は、この各プーリの回転変動の差分によって伸縮するばねとみなすことができる。図４ａに示す例では、上記のとおり回転変動が同位相で差分が小さいから、これに対応するベルト５の張力変動幅も低く抑えられている。
【００３０】
これに対して図４ｂでは、圧縮機プーリ２およびモータプーリ４それぞれの回転速度は、山谷が逆位相にて変動している。したがって、これに対応するベルト５の張力は、モータプーリ４の回転速度が谷となり、圧縮機プーリの回転速度が山となる３６０度毎に大きなピークを持つ変動を示している。
【００３１】
そこで、本実施例では、上記各プーリの回転速度変動の位相差に着目して張力変動が大きくなる条件を求め、この条件に基づいて、各種パラメータを設定した。
【００３２】
この圧縮機プーリ２およびモータプーリ４、ベルト５からなる２自由度回転振動系の運動方程式をたてると、次式のようになる。
【００３３】
【数１】
0006609492.tif 000002
【００３４】
【数２】
0006609492.tif 000003
【００３５】
ただしプーリの慣性モーメント、θはプーリの回転角、Ｋはベルト５のバネ定数、ｒはプーリの半径、Ｔは圧縮機本体１側の軸負荷トルク、添え字のＭ，Ｃはそれぞれモータプーリ４、圧縮機プーリ２、ωは圧縮機本体１（圧縮機プーリ２）の回転角周波数を示している。ここで、圧縮機側の軸負荷トルクは正弦波状であると仮定する。
【００３６】
式（１）（２）からこの系の固有角周波数を求めると、次式のようになる。
【００３７】
【数３】
0006609492.tif 000004
【００３８】
さらに、ベルト５に生じる張力の片振幅ＦＢは次式で与えられる。
【００３９】
【数４】
0006609492.tif 000005
【００４０】
上式から、圧縮機の回転角周波数がこの固有角周波数ω２に近付くにつれて、ベルト５の張力の片振幅が非常に大きくなり、共振状態となることが分かる。なお、このとき、圧縮機プーリ２およびモータプーリ４の回転速度変動についても、最大となる。
【００４１】
また、式（１）（２）から、圧縮機プーリ２の回転速度が変動していても、モータプーリ４の回転速度が変動しない、すなわち圧縮機プーリ２の回転速度の周期的な変動に対して、モータプーリ４の回転速度の変動が停止する反共振状態となる角周波数ω１＊を求めることができ、次式のようになる。
【００４２】
【数５】
0006609492.tif 000006
【００４３】
この２自由度回転振動系における、軸負荷トルクの角周波数に対する各プーリの変動位相差、ベルト張力片振幅の関係は、図５のようになる。図５から、ベルト５の張力は、各プーリの変動が逆相(１８０°)となるω＞ω１＊の範囲において増大することが分かる。したがって、圧縮機本体１の定格回転速度がＮｃ[min-1]であるとき、次式が成立するように各パラメータを設定すればよい。
【００４４】
【数６】
0006609492.tif 000007
【００４５】
上式の関係を成立させるためには、下記３つの方法がある。
【００４６】
１）モータプーリ４の径ｒＭを大きくする
２）ベルト５のばね定数Ｋを大きくする
３）モータプーリ４の慣性モーメントＩＭを小さくする
このうち１）を考えると、圧縮機本体１の定格回転速度を維持するためには、圧縮機プーリ２の径も大きくする必要がある。
【００４７】
また、通常プーリの慣性モーメントはプーリの径に比例して大きくなる。つまり、モータプーリ４の径ｒＭを大きくするほど、モータプーリ４の慣性モーメントＩＭも大きくなる。また、モータプーリ４の慣性モーメントＩＭを小さくするためには、モータプーリ４の径ｒＭを小さくする必要がある。従って、上記１）と３）は背反する。
【００４８】
そこで、２）を考えると、ベルト５の種別を変更するほか、多本がけするなどの方策をとることができる。このとき、個々のベルトのばね定数をｋ、ベルト本数をＮＢとすると、Ｋ＝ＮＢｋで与えられる。したがって、式（６）の関係を満足するように、モータプーリ４の径ｒＭとモータプーリ４の慣性モーメントＩＭは変更せずにベルト本数ＮＢを設定すればよい。
【００４９】
以上より、本実施例によれば、ベルト５をバネとして捉え、２つのプーリからなる２自由度回転振動系の固有角周波数を考慮して、圧縮機本体１の角周波数を上記のように設定することで、ベルトに過大な張力がかかるのを抑制し、長時間ベルトの信頼性を確保することができる。
【実施例２】
【００５０】
本実施例では、圧縮機本体１の定格回転速度の制限などにより、式（６）を満足することができない場合においても、ベルト５の張力変動を抑制可能な構成について説明する。実施例１と同一の構成については同一の符号を付し、その説明を省略する。
【００５１】
図５から、ω＞√２＊ω２の範囲では、各プーリの変動が逆相であるにも関わらず、張力変動を抑制することができることがわかる。したがって、次式が成立するように各パラメータを設定すればよい。
【００５２】
【数７】
0006609492.tif 000008
【００５３】
上式の関係を成立させるためには、下記３つの方法がある。
【００５４】
１）圧縮機プーリ２の径ｒｃを小さくする
２）ベルト５のばね定数Ｋを小さくする
３）圧縮機プーリ２の慣性モーメントＩｃを大きくする
上記のうち１）を考えると、圧縮機本体１の定格回転速度を維持するためには、圧縮機プーリ２の径も小さくする必要がある。ただし、通常プーリの慣性モーメントはプーリの径に比例して大きくなる。つまり、圧縮機プーリ２の径ｒｃを小さくするほど、圧縮機プーリ２の慣性モーメントｒｃも小さくなる。また、圧縮機プーリ２の慣性モーメントＩｃを大きくするためには、圧縮機プーリ２の径ｒｃを大きくする必要がある。従って、上記１）と３）は背反する。
【００５５】
そこで本実施例では、図６に示すように、圧縮機プーリ２に対してその有効径ΦＤ０より大きい径ΦＤ１を持つフライホイール２ａを設ける。このようにすることで、圧縮機プーリ２の径を大きくせずに、圧縮機プーリ２の慣性モーメントを増加させることが可能となる。なお、このフライホイールの配置は、圧縮機プーリ２およびモータプーリ４のアライメント調整作業性を考慮すれば、ベルト５の中心よりも圧縮機本体１に近い側に設けるのがよい。
【００５６】
以上より、本実施例によれば、定格回転速度の制限などにより、式（６）を満足することができない場合においても、圧縮機本体１の角周波数を上記のように設定することで、ベルトに過大な張力がかかるのを抑制し、長時間ベルトの信頼性を確保することができる。
【００５７】
なお、以上の実施例１および実施例２において、式（６）（７）は、対象とする圧縮機が、図１に示すような単気筒機であって、その軸負荷トルクの角周波数が圧縮機本体１の回転角周波数に一致するものとしている。しかし、たとえば対象とする圧縮機が２気筒を有しており、それぞれの位相がクランク角度で１８０度ずれている場合には、軸負荷トルクの角周波数は、圧縮機本体１の回転各周波数の２倍となる。同様に、Ｍ気筒機ではＭ倍となる。したがって、この場合式（６）および式（７）はそれぞれ以下のように書き改められる。
【００５８】
【数８】
0006609492.tif 000009
【００５９】
【数９】
0006609492.tif 000010
【００６０】
ここまで、本発明の実施例としてシリンダ２２内をピストン２５が往復動する往復動圧縮機を圧縮機本体１の例に挙げて説明してきたが、本発明は往復動圧縮機に限らず、スクロール式流体機械、スクリュー圧縮機など他の流体機械にも適用することができる。
【００６１】
これまで説明してきた実施例は、何れも本発明を実施するにあたっての具体化の一例を示したものに過ぎず、これらによって本発明の技術的範囲が限定的に解釈されない。すなわち、本発明はその技術思想、又はその主要な特徴から逸脱することなく、様々な形で実施することができる。
【符号の説明】
【００６２】
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・・・ベルト
７・・・タンク
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】
0006609492.tif 000014
【図２】
0006609492.tif 000015
【図３】
0006609492.tif 000016
【図４ａ】
0006609492.tif 000017
【図４ｂ】
0006609492.tif 000018
【図５】
0006609492.tif 000019
【図６】
0006609492.tif 000020