JP6812532B1

JP6812532B1 - 往復式圧縮膨張機

Info

Publication number: JP6812532B1
Application number: JP2019232172A
Authority: JP
Inventors: 元幸高橋
Original assignee: Mitsui E&S Machinery Co Ltd
Current assignee: Mitsui E&S Machinery Co Ltd
Priority date: 2019-12-24
Filing date: 2019-12-24
Publication date: 2021-01-13
Anticipated expiration: 2039-12-24
Also published as: CN112648168B; CN112648168A; JP2021099089A

Abstract

【課題】装置の大型化を排除し、閉弁させるための強いばね力に抗して、かつ往復式圧縮膨張機の負荷に応じて、簡易な機構で弁を低い押動力で容易に開弁させることができるようにする。【解決手段】開弁して低圧の圧縮性流体を低圧路から本体シリンダ内へ吸入する第１弁及び開弁して第１弁から吸入されて本体ピストンの作動により圧縮されて高圧となった圧縮性流体を高圧路（９）へ吐出する第２弁（８）、又は、開弁して高圧路から高圧の圧縮性流体を本体シリンダ内へ流入させる第２弁（８）及び開弁して第２弁から流入されて本体ピストンの作動により膨張されて低圧となった圧縮性流体を低圧路へ排出する第１弁と、第１弁及び第２弁を作動させる油圧駆動又は電動の第１の弁駆動機構と、上記第２弁を圧縮性流体の流体圧により作動させる第２の弁駆動機構（１７，１８，２７）を備える。【選択図】図３

Description

本発明は、例えば、圧縮性流体の圧縮ないし膨張に使用されて好適な、往復式圧縮膨張機に関する。

従来から、再生可能エネルギとして太陽光発電装置や風力発電装置等が既に広く利用されている。しかし、これらの自然エネルギを利用した発電装置においては、その発電量が大きく変動するため、電力需要に応じて有効に利用することが困難な面がある。

これは、人的に制御することができない自然エネルギによる発電量が、時として需要電力を大幅に上回って過大な余剰電力を発生させるためで、これにより、最悪の場合には電力のブラックアウト現象を発生させることもある。このため、自然エネルギを利用した発電装置の場合には、このような過大な余剰電力が生じないように、その一部を遮断することも行われている。

そして、この過大な余剰電力対策として、余剰電力を一旦蓄電池で蓄電し、電力需要が増加しそうなときに放出してグリッドへ電力供給することにより、電力の平準化を図ることが考えられる。この蓄電池による蓄電方法は、電気エネルギを直接蓄電するもので、利用等の面で理想的ではあるが、蓄電池には特殊金属等が必要であり、極めて高価なエネルギ貯蔵装置となる。

自然エネルギに基づく余剰電力を保存するための別の解決方法として、電気エネルギを圧縮空気エネルギに変換して蓄える方法が考えられている。この蓄電方法に関しては、圧縮空気エネルギへの変換によるエネルギ貯蔵装置のパイロットプラントが建設され、実証実験も完了している。

この方法は、余剰電力を用いて電動機を作動させ、この電動機により圧縮機を回転駆動させて圧縮空気を形成して一旦タンクに貯蔵し、電力不足時にこの圧縮空気で膨張機を駆動させて発電機を回転駆動させ、これにより発電を行なって再び電力に変換するものである。実証実験の結果、総合効率で６０〜７０％になることが確認されている。このエネルギ貯蔵装置においては、圧縮膨張機としてスクリュ式コンプレッサが用いられている。

この一方、圧縮機としては、その他ピストンによる往復式もある。このピストンによる従来の往復式圧縮機は、吸入弁及び吐出弁の作動が板ばね等を利用した単純なばね力のみにより行われる（特許文献１参照）。

しかしながら、上述の従来のスクリュ式コンプレッサにおいては、次のような問題が憂慮される。すなわち、スクリュ式コンプレッサは、雄雌ロータ同士の間、及びロータとケーシングとの間に構造上どうしても一定の隙間が生じ、圧縮時にこの隙間を通して被圧縮物の漏洩が発生し、圧縮効率や膨張効率が低下する。

また、一つの圧縮膨張機により圧縮行程と膨張行程の双方を行なった場合、それぞれの行程において圧縮膨張機の回転方向が逆になる。このため、圧縮に使用する電動機と発電に使用する発電機とを同方向に回転させて電力装置の簡素化を図るためには、何らかの切替装置等が必要になる。

また、スクリュ式コンプレッサは比較的容量が小さく、大容量のエネルギ貯蔵装置には
不向きである。また、スクリュ式コンプレッサは容量調整を圧縮膨張機単独で行なうことができず、圧縮空気の調圧装置等が必要になる。さらに、このような問題を解決するためには、電力系統にコンバータ等の変換器が必要になることもあり、この場合には装置自体が高価になるという問題がある。

一方、従来の往復式圧縮機において、吸入弁及び吐出弁を作動させるのは、上述したように板ばね等によるばねであり、この場合には、内圧との差圧により予め設定されたばね力のみにより吸入弁及び吐出弁の作動が行われ、吸気流量や吐出流量を任意に、かつ最適に調整することが必ずしも容易ではないという問題がある。また、膨張機として兼用することができないという問題がある。

このため、本願発明者は、新たな往復式圧縮膨張機を開発し、圧縮及び膨張の何れに使用されても効率が極めて高く、しかも回転方向が同一であり、容量が大きく大容量の蓄電プラント等に好適であり、かつ、容量調整が極めて容易で、蓄電プラントに利用された場合にも電力系統にコンバータ等の変換器が不要で安価になる、往復式圧縮膨張機を特願２０１９−２２７５１６により提案した。

特開平２−１３０２７８号公報

しかしながら、上述の本願発明者により提案された往復式圧縮膨張機は、圧縮性流体を吸入するための吸入弁や吐出するための吐出弁は、例えば空気ばねにより閉弁する構造である。この空気ばねのばね力は、作動部の重量とその加速度から生じる慣性力や、弁シール部から流体漏れが生じないようにするためのシール性、開弁時の弁傘部に作用する差圧力等を考慮して決定される。

この一方、内燃機関において、例えば傘型弁の弁傘部にかかる差圧は高々１ｂａｒ程度であるが、圧縮性流体を高圧に圧縮し、又は高圧の圧縮性流体を膨張させるための往復式圧縮膨張機においては、開弁時の一瞬ではあるが、その差圧が内燃機関の場合の約１０倍にもなる。このため、弁の閉弁が確実になされるように、例えば上述の空気ばねのばね力を強くする必要がある。

特に圧縮時においては、シリンダの内圧が極めて高くなり、吐出弁の弁傘部をシリンダの内側から閉弁側へ強い力で押圧する。このため、圧縮時に吐出弁を開弁させるためには、上記の強い空気ばねのばね力も相乗して、極めて大きな押動力か必要になる。ただし、図６の実線部からも推察されるように、吐出弁が一旦開弁すると、圧縮性流体の流れにより吐出弁の弁傘部にかかる差圧は急激に減少する。

このように、圧縮性流体の圧縮や膨張に使用される往復式圧縮膨張機において、弁の閉弁を確実なものにするためには、空気ばねのばね力を一段と高める必要があるが、この空気ばねの強いばね力により、弁を開弁させる油圧駆動又は電動の弁駆動機構に極めて大きな駆動力が必要になるという問題がある。また、上述のように、特に圧縮時にはシリンダの内圧が極めて高くなり、これによっても弁傘部が閉弁側へ押圧されて、開弁時の一瞬ではあるが、弁を開弁させる油圧駆動又は電動の弁駆動機構に、さらに大きな駆動力が必要になるという問題がある。

この大きな駆動力を得るために弁の開弁をカム駆動式とする方法もあるが、カム駆動式
の場合には、一般的に装置が大型化するという問題がある。また、上述の本願発明者により提案された油圧駆動や電動の弁駆動機構の場合には、開弁時の一瞬のために油圧シリンダに対して高い油圧を供給することが必要であり、例えば、油圧源の高圧化や特殊な油圧倍力装置等が必要になるという問題が懸念される。さらに、上述の弁傘部にかかる差圧は往復式圧縮膨張機の負荷に応じて変化するため、その負荷に応じて油圧源の圧力制御が必要になるという問題も懸念される。

本発明はこのような問題を解決するためになされたものであり、装置の大型化を排除すると共に、閉弁させるための強いばね力に抗して、かつ、往復式圧縮膨張機の負荷に応じて、簡易な機構で弁を低い押動力で容易に開弁させることができる、往復式圧縮膨張機を提供することを課題とする。

上述の課題を解決するために、本発明の往復式圧縮膨張機は、本体シリンダ内を摺動する本体ピストンと、本体ピストンに連結されて回転するクランク軸と、開弁して低圧の圧縮性流体を低圧路から本体シリンダ内へ吸入する第１弁及び開弁して第１弁から吸入されて本体ピストンの作動により圧縮されて高圧となった圧縮性流体を高圧路へ吐出する第２弁、又は、開弁して高圧路から高圧の圧縮性流体を本体シリンダ内へ流入させる第２弁及び開弁して第２弁から流入されて本体ピストンの作動により膨張されて低圧となった圧縮性流体を低圧路へ排出する第１弁と、第１弁及び第２弁を作動させる油圧駆動又は電動の第１の弁駆動機構と、第２弁を圧縮性流体の流体圧により作動させる第２の弁駆動機構を備えたことにある。

このように、第２弁を圧縮性流体の流体圧により作動させる第２の弁駆動機構をさらに備えることにより、油圧駆動又は電動の第１の弁駆動機構の駆動力を特段に高めることなく、第２弁を容易に開弁させることができる。

上記往復式圧縮膨張機において、第２の弁駆動機構は、第２弁に連結されてピストン面に圧縮性流体の流体圧がかかることにより第２弁を作動させる流体圧ピストンを備えることが望ましい。

このように、第２の弁駆動機構が、第２弁に連結されてピストン面に圧縮性流体の流体圧がかかることにより第２弁を作動させる流体圧ピストンを備えることにより、圧縮性流体の流体圧により作動する第２の弁駆動機構を簡易に形成することができる。また、油圧や電気等の外部のエネルギ源を必要としないという大きな長所を有する。

上記往復式圧縮膨張機において、流体圧ピストンは、上記ピストン面の第２弁側の第１ピストン面に上記高圧路内の圧縮性流体の流体圧がかかることが望ましい。

このように、流体圧ピストンの第２弁側の第１ピストン面に往復式圧縮膨張機の高圧路内の圧縮性流体の流体圧がかかるようにすることにより、この流体圧ピストンの第２弁側の第１ピストン面にかかる圧縮性流体の流体圧による押圧力と、第２弁にかかる高圧路側からの圧縮性流体の流体圧による押圧力とが相応に相殺され、圧縮時又は膨張時のいずれにおいても、第２弁の開弁動作において高圧路内の圧縮性流体の流体圧による影響を受けにくくする。すなわち、往復式圧縮膨張機のすべての作動状態において、第２弁の開弁のためだけに油圧駆動又は電動の第１の弁駆動機構の、第２弁の開弁側への押動力を特段に高める必要がなくなる。

上記往復式圧縮膨張機において、流体圧ピストンを内部で摺動させる流体圧シリンダは、第２弁側の第１シリンダ室と上記高圧路とを連通させる高圧流体連通路を備えることが望ましい。

このように、流体圧ピストンを内部で摺動させる流体圧シリンダが、第２弁側の第１シリンダ室と、往復式圧縮膨張機の高圧路とを連通させる高圧流体連通路を備えることにより、流体圧ピストンの第２弁側の第１ピストン面にかかる圧縮性流体の流体圧による押圧力と、第２弁にかかる高圧路側からの圧縮性流体の流体圧による押圧力とが相応に相殺され、圧縮時又は膨張時のいずれにおいても、第２弁の開弁動作において高圧路内の圧縮性流体の流体圧による影響を受けにくくする。すなわち、往復式圧縮膨張機のすべての作動状態において、第２弁の開弁のためだけに油圧駆動又は電動の第１の弁駆動機構の、第２弁の開弁側への押動力を特段に高める必要がなくなる。

上記往復式圧縮膨張機において、流体圧ピストンの第２弁側の外径は、第２弁の閉弁時に第２弁の高圧路側に露出する露出面の外径と略同一に形成されることが望ましい。

このように、流体圧ピストンの第２弁側の外径が、第２弁の閉弁時に第２弁の高圧路側に露出する露出面の外径と略同一に形成されることにより、流体圧ピストンの第２弁側の第１ピストン面にかかる圧縮性流体の流体圧による押圧力と、第２弁にかかる高圧路側からの圧縮性流体の流体圧による押圧力とがほぼ相殺され、圧縮時又は膨張時のいずれにおいても、第２弁の開弁動作において高圧路内の圧縮性流体の流体圧による影響を受けにくくする。すなわち、往復式圧縮膨張機のすべての作動状態において、第２弁の開弁のためだけに油圧駆動又は電動の第１の弁駆動機構の、第２弁の開弁側への押動力を特段に高める必要がなくなる。

上記往復式圧縮膨張機において、高圧流体連通路は、流体圧シリンダが高圧路側へ内径を略変化させずに延出されてなることが望ましい。

このように、高圧流体連通路が、流体圧シリンダが高圧路側へ内径を略変化させずに延出されてなることにより、流体圧シリンダが高圧流体連通路を兼ねることになり、高圧流体連通路の形成が容易になる。また、内径が変化しないから、高圧路の圧縮性流体の流体圧を減圧させずに流体圧シリンダにかけることができる。

上記往復式圧縮膨張機において、流体圧ピストンは、反第２弁側の第２ピストン面に本体シリンダ内の圧縮性流体の流体圧がかかることが望ましい。

このように、流体圧ピストンの反第２弁側の第２ピストン面に、往復式圧縮膨張機の本体シリンダ内の圧縮性流体の流体圧がかかるようにすることにより、第２ピストン面にかかる圧縮性流体の流体圧により発生する第２弁の開弁側への押圧力と、第２弁にかかる本体シリンダ内の圧縮性流体の流体圧による第２弁の閉弁側への押圧力とが相応に相殺されて、例えば圧縮時のように本体シリンダ内に極めて高い圧縮性流体の流体圧がかかっても、この流体圧ピストンの作用により、第２弁の開弁のためだけに油圧駆動又は電動の第１の弁駆動機構の、第２弁の開弁側への押動力を特段に高める必要はない。

他方、膨張時のように往復式圧縮膨張機の本体シリンダ内の圧縮性流体の流体圧が低い場合には、それに応じて流体圧ピストンの反第２弁側の第１ピストン面にかかる圧力も低下するから、往復式圧縮膨張機のすべての作動状態において、流体圧ピストンにかかる押圧力が自動的に、かつ最適に調整される。

上記往復式圧縮膨張機において、流体圧ピストンを内部で摺動させる流体圧シリンダは、反第２弁側の第２シリンダ室と本体シリンダ内とを連通させるシリンダ連通路を備えることが望ましい。

このように、流体圧ピストンを内部で摺動させる流体圧シリンダが、反第２弁側の第２シリンダ室と本体シリンダ内とを連通させるシリンダ連通路を備えることにより、流体圧ピストンの反第２弁側の第２ピストン面にかかる圧縮性流体の流体圧により発生する第２弁の開弁側への押圧力と、第２弁にかかる本体シリンダ内の圧縮性流体の流体圧による第２弁の閉弁側への押圧力とが相応に相殺されて、例えば圧縮時のように、本体シリンダ内に極めて高い圧縮性流体の流体圧がかかっても、この流体圧ピストンの作用により、第２弁の開弁のためだけに油圧駆動又は電動の第１の弁駆動機構の、第２弁の開弁側への押動力を特段に高める必要はない。

他方、膨張時のように本体シリンダ内の圧縮性流体の流体圧が低い場合には、それに応じて流体圧ピストンの反第２弁側の第２ピストン面にかかる圧力も低下するから、往復式圧縮膨張機のすべての作動状態において、流体圧ピストンにかかる押圧力が自動的に、かつ最適に調整される。

上述のように、本発明の往復式圧縮膨張機は、本体シリンダ内を摺動する本体ピストンと、本体ピストンに連結されて回転するクランク軸と、開弁して低圧の圧縮性流体を低圧路から本体シリンダ内へ吸入する第１弁及び開弁して第１弁から吸入されて本体ピストンの作動により圧縮されて高圧となった圧縮性流体を高圧路へ吐出する第２弁、又は、開弁して高圧路から高圧の圧縮性流体を本体シリンダ内へ流入させる第２弁及び開弁して第２弁から流入されて本体ピストンの作動により膨張されて低圧となった圧縮性流体を低圧路へ排出する第１弁と、第１弁及び第２弁を作動させる油圧駆動又は電動の弁駆動機構と、第２弁を圧縮性流体の流体圧により作動させる第２の弁駆動機構を備える。

したがって、装置の大型化を排除すると共に、閉弁させるための強いばね力に抗して、かつ、往復式圧縮膨張機の負荷に応じて、簡易な機構で弁を低い押動力で容易に開弁させることができる、という優れた効果を奏する。

往復式圧縮膨張機を示す概略図である。図１の往復式圧縮膨張機の油圧駆動の弁駆動機構を示す概略図である。本発明に係る往復式圧縮膨張機の詳細を示す部分縦断面図である。図３の往復式圧縮膨張機の圧縮時の、クランク角度と本体シリンダ内の空気圧力との関係を示すグラフである。図３の往復式圧縮膨張機の膨張時の、クランク角度と本体シリンダ内の空気圧力との関係を示すグラフである。図３の復式圧縮膨張機の圧縮時の、クランク角度と油圧シリンダに必要とされる作動油圧との関係を示すグラフである。図３のバランスピストンの他の形態を示す部分縦断面図である。

本発明に係る往復式圧縮膨張機を実施するための形態を、図１ないし図７を参照して詳
細に説明する。

図１に示すように、本往復式圧縮膨張機１は、本体シリンダ２内を気密に摺動する本体ピストン３と、本体ピストン３にコネクチングロッド４を介して連結されて回転するクランク軸５とを有する。また、圧縮行程時（圧縮時）に外部から低圧の空気（圧縮性流体）を本体シリンダ内へ吸入する吸入弁（第１弁）７と、吸入弁７から吸入されて本体ピストン３の作動により圧縮されて、高圧となった圧縮空気を後述する高圧空気路（高圧路）９を介して外部へ吐出する吐出弁（第２弁）８とを有する。

本往復式圧縮膨張機１の膨張行程時（膨張時）には、上述の吐出弁８は、開弁して、外部から上述の高圧空気路９を通して高圧の圧縮空気を本体シリンダ２内へ流入させる一方、上述の吸入弁７は、開弁して、吐出弁８から流入して本体ピストン３の作動により膨張されて、低圧となった空気を外部へ排出する。

図２に示すように、吸入弁７の弁軸７ａに、この吸入弁７を常時閉弁側へ付勢する空気ばね１１が配設される。また、吸入弁７の弁軸７ａに、空気ばね１１を介して油圧シリンダ１２が直接連結される。すなわち、油圧シリンダ１２に油圧がかかると、油圧シリンダ１２が吸入弁７を空気ばね１１の付勢力に抗して開弁させる。

油圧シリンダ１２の上流側に油圧アクチュエータ１３が配設され、この油圧アクチュエータ１３の作動は電子制御弁２５により制御される。また、コントローラ２０が電子制御弁２５の作動を電気的に制御する。電子制御弁２５には入口油圧主管１４から油圧が供給され、出口油圧主管１５から油圧が排出される。

吐出弁８にも、上述の吸入弁７と同様に、空気ばね１１、油圧シリンダ１２等がこの弁駆動機構の上流側へ向けてこの順に配設され、吸入弁７と吐出弁８は、コントローラ２０の制御により相互に独立に作動される。すなわち、吸入弁７と吐出弁８は、この弁駆動機構上、相互に独立に開閉弁する。ただし、コントローラ２０内のプログラム上、両者が何らかの形で関係付けられて作動されることはある。

上述のように、油圧シリンダ１２が吸入弁７の弁軸７ａと吐出弁８の弁軸８ａとにそれぞれ連結されて、吸入弁７及び吐出弁８をそれぞれ直接開弁させる。したがって、吸入弁７及び吐出弁８の開閉弁動作は、コントローラ２０の指示どおりに極めて迅速に、かつ確実に行われる。これらの空気ばね１１、油圧シリンダ１２、油圧アクチュエータ１３、電子制御弁２５、コントローラ２０により油圧駆動の弁駆動機構（第１の弁駆動機構）が形成される。

コントローラ２０には、クランク軸５の回転角度を検出する図示しないクランク角度検出センサや、高圧空気路９、外部の圧縮空気タンク等における圧縮空気の空気圧力を検出する図示しない圧縮空気タンク内圧検出センサや、クランク軸５に連結されて回転駆動される外部の発電機の回転動力を検出する図示しない電気動力検出センサ等が電気的に接続され、コントローラ２０は、これらのセンサが検出した各パラメータに基づいて、上述の電子制御弁２５の作動を制御し、油圧アクチュエータ１３及び油圧シリンダ１２を介して、本往復式圧縮膨張機１の吸入弁７と吐出弁８を相互に独立に開閉弁させる。

図２に示すように、往復式圧縮膨張機１の吸入弁７又は吐出弁８の閉弁時には、油圧シリンダ１２には油圧アクチュエータ１３から油圧が供給されないから、吸入弁７又は吐出弁８は、空気ばね１１の付勢力によって閉弁する。コントローラ２０が開弁の指示を電子制御弁２５へ電気的に送ると、電子制御弁２５は、入口油圧主管１４から供給される油圧により油圧アクチュエータ１３を作動させて、油圧を油圧シリンダ１２へ供給させる。こ
れにより、吸入弁７又は吐出弁８は、空気ばね１１の付勢力に抗して開弁される。

コントローラ２０が閉弁の指示を電子制御弁２５へ電気的に送ると、電子制御弁２５は、油圧アクチュエータ１３を作動させて油圧シリンダ１２への油圧の供給を遮断し、油圧を開放する。これにより、吸入弁７又は吐出弁８は、空気ばね１１の付勢力によって閉弁する。油圧は、出口油圧主管１５から排出される。

往復式圧縮膨張機１の圧縮行程時において、コントローラ２０は、吸入弁７を開弁させて低圧の空気を吸入し、外部の電動機等によりクランク軸５を介して往復動される本体ピストン３により、この吸入した空気を断熱圧縮して本体シリンダ２内でこの空気の圧力及び温度を上昇させた後、吐出弁８を開弁させて圧縮した空気を高圧空気路９を介して吐出し、外部の図示しない圧縮空気タンク等へ供給する。

このようにすることにより、例えば余剰電力を一旦圧縮空気エネルギに変換して、外部の圧縮空気タンク等に貯蔵することができると共に、外部電動機の回転動力の調整を弁駆動機構側のコントローラ２０によって行うこともでき、電動機側の電気制御を簡易なものにすることができる。

また、往復式圧縮膨張機１の膨張行程時において、コントローラ２０は、吐出弁８を開弁させて、高圧空気路９を通して外部から高圧空気を流入させ、その空気圧により本体ピストン３を作動させて流入した空気を断熱膨張させ、本体シリンダ２内の空気の圧力及び温度を低下させた後、吸入弁７を開弁して圧力及び温度が低下した空気を外部へ排出する。これと共に、本体ピストン３により回転駆動されるクラング軸５を介して、クラング軸５に連結されて回転駆動される外部発電機等によって、発電を行わせることができる。

このようにすることにより、例えば余剰電力を圧縮空気エネルギに変換して、一旦外部の圧縮空気タンク等に貯蔵し、この貯蔵していた空気の圧力エネルギを必要時に電力として再生することができる。そして、外部発電機の回転動力の調整をこの第１の弁駆動機構側のコントローラ２０によって行うこともでき、発電機側の電気制御を簡易なものにすることができる。

図２及び図３に示すように、本往復式圧縮膨張機１は、傘型弁である吐出弁８の、弁傘部８ｂと上述の空気ばね１１との間の弁軸８ａに、円形平板状のバランスピストン（第２の弁駆動機構，流体圧ピストン）１７が配設される。

図３に示すように、バランスピストン１７が内部を摺動するバランスピストンシリンダ（第２の弁駆動機構，流体圧シリンダ，高圧流体連通路）１８の、吐出弁８の弁傘部８ｂ側（第２弁側）は、吐出弁８から外部へ延びる高圧空気路９内に全面開口し、高圧空気路９中の圧縮空気の圧力（流体圧）Ｐ１が、このバランスピストン１７の弁傘部８ｂ側の第１ピストン面１７ａにかかる。

また、バランスピストンシリンダ１８は、その内径を変化させることなくそのまま弁傘部８ｂ側へ延出されて高圧空気路９に連続し、これにより弁傘部８ｂ側の第１シリンダ室１８ａを形成する。また、バランスピストンシリンダは、高圧空気路９側へその内径を略変化させずに延出されて形成される。

すなわち、本往復式圧縮膨張機１において、バランスピストン１７を内部で摺動させるバランスピストンシリンダ１８は、このバランスピストンシリンダ１８を介して、第１シリンダ室１８ａと吐出弁８から外部へ延びる高圧空気路９との間が連通され、かつ、バランスピストン１７の弁傘部８ｂ側の外径、あるいはバランスピストンシリンダ１８の弁傘
部８ｂ側の内径が、吐出弁８の閉弁状態において吐出弁８の高圧空気路９内へ露出する露出面８ｃの外径と略同一に形成される。

上述のバランスピストン１７の作動力は、閉弁状態で吐出弁８にかかる高圧空気路９側の露出面８ｃが空気圧を有効に受ける気圧有効面積Ｓ２と、バランスピストン１７の弁傘部８ｂ側の第１ピストン面１７ａが空気圧を有効に受ける気圧有効面積Ｓ３との比率等の影響を受ける。

しかしながら、本往復式圧縮膨張機１においては、高圧空気路９内の圧縮空気が圧縮性流体であるにもかかわらず、上述のようにバランスピストン１７の第１ピストン面１７ａにかかる高圧空気路９内の圧縮空気の圧力が極力減圧されない形状に形成されているから、吐出弁８にかかる高圧空気路９側の圧縮空気の圧力Ｐ２による押圧力と、バランスピストン１７の第１ピストン面１７ａにかかる圧縮空気の圧力Ｐ３による押圧力とがほぼ相殺されて、圧縮時又は膨張時のいずれにおいても、吐出弁８の開弁動作において高圧空気路９内の圧縮空気の圧力の影響を受けにくくしている。

すなわち、本往復式圧縮膨張機１のすべての作動状態において、油圧シリンダ１２の吐出弁８に対する開弁側への押動力を特段に高める必要がなくなる。また、バランスピストン１７の第１ピストン面１７ａにかかる圧縮空気の圧力Ｐ３による押圧力により、本体シリンダ２内の空気圧が低いときなどに吐出弁８を確実に閉弁させるために必要であった、空気ばね１１の高いばね力を弱めることもできる。

この一方、バランスピストンシリンダ１８の空気ばね１１側（反第２弁側）の、すなわち上述の第１ピストン室１８ａとは反対側の第２シリンダ室１８ｂと、本体シリンダ２内との間には圧力供給路（シリンダ連通路）１９が配設され、バランスピストンシリンダ１８の第２シリンダ室１８ｂと本体シリンダ２内とは、この圧力供給路１９を介して連通されている。

すなわち、バランスピストンシリンダ１８の第２シリンダ室１８ｂには、本体シリンダ２内の圧縮空気が供給されて、バランスピストン１７の空気ばね１１側の、すなわち上述の第１ピストン面１７ａとは反対側の第２ピストン面１７ｂには、本体シリンダ２内の圧縮空気の圧力（流体圧）Ｐ１に近い圧力Ｐ４がかかる。

このため、バランスピストン１７の第２ピストン面１７ｂにかかる圧縮空気の圧力による押圧力と、吐出弁８にかかる本体シリンダ２側の圧縮空気の圧力による押圧力とが相応に相殺されて、圧縮時又は膨張時のいずれにおいても、吐出弁８の開弁動作において本体シリンダ２内の圧縮空気の圧力の影響を受けにくくしている。

バランスピストンシリンダ１８の第２シリンダ室１８ｂ内の圧力Ｐ４は、吐出弁８にかかる本体シリンダ２側の圧縮空気の圧力Ｐ１の変動に応じて適宜に変化する。すなわち、本往復式圧縮膨張機１のすべての作動状態において、油圧シリンダ１２の吐出弁８に対する開弁側への押動力を特段に高める必要がなくなる。

また、本往復式圧縮膨張機１の被圧縮膨張物たる空気は圧縮性流体であるから、圧力供給路１９の断面積や長さ、形状等の影響を少なからず受けて、吐出弁８にかかる往復式圧縮膨張機１の本体シリンダ２側の圧縮空気の圧力Ｐ１と、バランスピストンシリンダ１８の第２シリンダ室１８ｂ内の圧力Ｐ４は、本往復式圧縮膨張機１のすべての作動状態において必ずしも同一になるとは限らない。

さらに、吐出弁８の弁傘部８ｂの本体シリンダ２側の端面が空気圧を有効に受ける気圧
有効面積Ｓ１と、バランスピストン１７の第２ピストン面１７ｂが空気圧を有効に受ける気圧有効面積Ｓ４との比率等によって、上述の油圧シリンダ１２による吐出弁８の押動力への影響が相違する。

図４は、本往復式圧縮膨張機１の圧縮時におけるクランク角度と本体シリンダ２内の空気圧力との関係を示すグラフであり、図５は、本往復式圧縮膨張機１の膨張時におけるクランク角度と本体シリンダ２内の空気圧力との関係を示すグラフである。図４及び図５に示すように、往復式圧縮膨張機１の本体シリンダ２内の圧縮空気の圧力Ｐ１は、クランク角度によって大きく変動するが、圧縮時及び膨張時とも、吐出弁８の開弁時にほぼ最高圧になることが示される。

図６において、実線は、従来の往復式圧縮膨張機におけるクランク角度と吐出弁の開弁時に必要とされる油圧シリンダの作動圧力との関係を示し、破線は、本往復式圧縮膨張機１におけるクランク角度と吐出弁８の開弁時に必要とされる油圧シリンダ１２の作動圧力との関係を示し、２点鎖線は、クランク角度に対する吐出弁８の開閉弁状態を示す。

図６に示すように、本往復式圧縮膨張機１において、吐出弁８の開弁時に必要とされる油圧シリンダ１２の作動圧力は、従来の往復式圧縮膨張機に比し大幅に低下し、ほぼ開弁後の油圧シリンダ１２の作動圧力に近いものになっている。

図７に示すように、バランスピストン２７の弁傘部側（第２弁側）の第１ピストン面２７ａと空気ばね側の第２ピストン面２７ｂの気圧有効面積の比率を変化させるために、例えば、段付きのバランスピストン２７とすることもできる。これにより、上述の気圧有効面積Ｓ３ないしＳ４を変化させて、本往復式圧縮膨張機１による油圧シリンダ１２に必要とされる作動圧力を調整することもできる。

以上のように、本往復式圧縮膨張機１は、開弁して低圧の圧縮空気を外部から本体シリンダ２内へ吸入する吸入弁７、及び開弁して吸入弁７から吸入されて本体ピストン３の作動により圧縮されて高圧となった圧縮空気を高圧空気路９へ吐出する吐出弁８、又は、開弁して高圧空気路９から高圧の圧縮空気を本体シリンダ２内へ流入させる吐出弁８、及び開弁して吐出弁８から流入されて本体ピストン３の作動により膨張されて低圧となった圧縮空気を外部へ排出する吸入弁７と、吸入弁７と吐出弁８を作動させる油圧駆動又は電動の弁駆動機構１２，１３，２０，２５と、吐出弁８を圧縮空気の圧力により作動させるバランスピストン１７及びバランスピストンシリンダ１８とを備えたから、装置の大型化を排除すると共に、閉弁させるための空気ばね１１の強いばね力に抗して、かつ、往復式圧縮膨張機１の負荷に応じて、簡易な機構で吐出弁８を低い押動力で容易に開弁させることができる。

なお、上述の往復式圧縮膨張機１は一例を示したにすぎず、本発明の趣旨に基づいて種々の変形が可能であり、それらを本発明の範囲から除外するものではない。

１往復式圧縮膨張機
２本体シリンダ
３本体ピストン
４コネクチングロッド
５クランク軸
７吸入弁（第１弁）
７ａ弁軸
８吐出弁（第２弁）
８ａ弁軸
８ｂ弁傘部
８ｃ露出面
９高圧空気路（高圧路）
１１空気ばね
１２油圧シリンダ（第１の弁駆動機構）
１３油圧アクチュエータ（第１の弁駆動機構）
１４入口油圧主管
１５出口油圧主管
１７バランスピストン（第２の弁駆動機構，流体圧ピストン）
１７ａ第１ピストン面
１７ｂ第２ピストン面
１８バランスピストンシリンダ（第２の弁駆動機構，流体圧シリンダ，高圧流体連通路）
１８ａ第１シリンダ室
１８ｂ第２シリンダ室
１９圧力供給路（シリンダ連通路）
２０コントローラ（第１の弁駆動機構）
２５電子制御弁（第１の弁駆動機構）
２７段付きバランスピストン（第２の弁駆動機構，流体圧ピストン）
２７ａ第１ピストン面
２７ｂ第２ピストン面
Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３，Ｐ４圧力（流体圧）
Ｓ１，Ｓ２，Ｓ３，Ｓ４気圧有効面積

Claims

本体シリンダ（２）内を摺動する本体ピストン（３）と、前記本体ピストンに連結されて回転するクランク軸（５）と、開弁して低圧の圧縮性流体を低圧路から前記本体シリンダ内へ吸入する第１弁（７）及び開弁して前記第１弁から吸入されて前記本体ピストンの作動により圧縮されて高圧となった前記圧縮性流体を高圧路へ吐出する第２弁（８）、又は、開弁して高圧路から高圧の圧縮性流体を前記本体シリンダ内へ流入させる第２弁（８）及び開弁して前記第２弁から流入されて前記本体ピストンの作動により膨張されて低圧となった前記圧縮性流体を低圧路へ排出する第１弁（７）と、前記第１弁及び前記第２弁を作動させる油圧駆動又は電動の第１の弁駆動機構（１２，１３，２０，２５）と、前記第２弁に連結されて両側の第１及び第２ピストン面（１７ａ，１７ｂ）に前記圧縮性流体の流体圧がかかることにより前記第２弁を作動させる流体圧ピストン（１７）とを備えたことを特徴とする往復式圧縮膨張機。
本体シリンダ（２）内を摺動する本体ピストン（３）と、前記本体ピストンに連結されて回転するクランク軸（５）と、開弁して低圧の圧縮性流体を低圧路から前記本体シリンダ内へ吸入する第１弁（７）及び開弁して前記第１弁から吸入されて前記本体ピストンの
作動により圧縮されて高圧となった前記圧縮性流体を高圧路へ吐出する第２弁（８）、又は、開弁して高圧路から高圧の圧縮性流体を前記本体シリンダ内へ流入させる第２弁（８）及び開弁して前記第２弁から流入されて前記本体ピストンの作動により膨張されて低圧となった前記圧縮性流体を低圧路へ排出する第１弁（７）と、前記第１弁及び前記第２弁を作動させる油圧駆動又は電動の第１の弁駆動機構（１２，１３，２０，２５）と、前記第２弁に連結されてピストン面（１７ａ，１７ｂ）に前記圧縮性流体の流体圧がかかることにより前記第２弁を作動させる流体圧ピストン（１７）とを備え、前記流体圧ピストンは、反前記第２弁（８）側の第２ピストン面（１７ｂ）に前記本体シリンダ内の前記圧縮性流体の流体圧がかかることを特徴とする往復式圧縮膨張機。
本体シリンダ（２）内を摺動する本体ピストン（３）と、前記本体ピストンに連結されて回転するクランク軸（５）と、開弁して低圧の圧縮性流体を低圧路から前記本体シリンダ内へ吸入する第１弁（７）及び開弁して前記第１弁から吸入されて前記本体ピストンの作動により圧縮されて高圧となった前記圧縮性流体を高圧路へ吐出する第２弁（８）、又は、開弁して高圧路から高圧の圧縮性流体を前記本体シリンダ内へ流入させる第２弁及び開弁して前記第２弁から流入されて前記本体ピストンの作動により膨張されて低圧となった前記圧縮性流体を低圧路へ排出する第１弁（７）と、前記第１弁及び前記第２弁を作動させる油圧駆動又は電動の第１の弁駆動機構（１２，１３，２０，２５）と、前記第２弁に連結されてピストン面（１７ａ，１７ｂ）に前記圧縮性流体の流体圧がかかることにより前記第２弁を作動させる流体圧ピストン（１７）とを備え、前記流体圧ピストンを内部で摺動させる流体圧シリンダ（１８）は、反前記第２弁側の第２シリンダ室（１８ｂ）と前記本体シリンダ内とを連通させるシリンダ連通路（１９）をさらに備えたことを特徴とする往復式圧縮膨張機。