JP7146538B2 - コンプレッサ及びｌｎｇタンカ - Google Patents

Description

本発明は、ガスを圧縮するコンプレッサ及びＬＮＧタンカに関し、より詳しくは、各圧縮段において給油が不要であり、最終圧縮段を経たガスに潤滑油を混入させないコンプレッサ及びこのコンプレッサを搭載したＬＮＧタンカに関する。

従来、種々のガスを圧縮するためにコンプレッサが使用されている。例えば天然ガスは、－１６２℃以下に冷却されて液化天然ガス（ＬＮＧ(Liquefied natural gas)）とされて輸送されるが、液化天然ガスから発生するボイルオフガスを圧縮してＬＮＧタンカ推進用内燃機関を駆動する燃料源として用いるために、コンプレッサが使用されている。特許文献１には、ボイルオフガスを圧縮するコンプレッサが記載されている。

特表２００８－５２８８８２号公報

コンプレッサは、それぞれがシリンダを有する一又は複数の圧縮段を有し、圧縮段ごとに徐々にガスを圧縮して高圧化してゆく。圧縮段の段数を増加させれば、ガスをより高圧化することができる。

圧縮段の段数を増加させた場合、後段の圧縮段においては、すでに高圧となっているガスをさらに圧縮するため、ピストンへの潤滑油の供給が必要であった。そのため、最終圧縮段を経たガスには、潤滑油が混入する。後段の圧縮段のシリンダを無給油式にできないのは、樹脂製シールリングが高熱により短寿命になってしまうためである。

そこで、本発明は、各圧縮段において給油が不要であり、最終圧縮段を経たガスに潤滑油を混入させないコンプレッサ及びこのコンプレッサを搭載したＬＮＧタンカを提供することを課題とする。

本発明の他の課題は、以下の記載により明らかとなる。

前記課題は、以下の各発明によって解決される。

１．
吸入口から供給されたガスを一又は複数の圧縮段において圧縮して吐出口から送出するコンプレッサであって、
前記一又は複数の圧縮段のシリンダは、全圧縮段において給油が不要であり、
少なくとも最終圧縮段のシリンダは、シリンダライナ内に設けられた流路内の冷却液の回流により冷却されることを特徴とするコンプレッサ。
２．
吸入口から供給されたガスを一又は複数の圧縮段において圧縮して吐出口から送出するコンプレッサであって、
前記一又は複数の圧縮段のシリンダは、全圧縮段において給油が不要であり、
少なくとも前記最終圧縮段のシリンダは、ピストン棒内に設けられた流路内の冷却液の回流により冷却されることを特徴とするコンプレッサ。
３．
吸入口から供給されたガスを一又は複数の圧縮段において圧縮して吐出口から送出するコンプレッサであって、
前記一又は複数の圧縮段のシリンダは、全圧縮段において給油が不要であり、
少なくとも最終圧縮段のシリンダは、シリンダ筒とシリンダライナとの間に設けられた流路内の冷却液の回流により冷却されることを特徴とするコンプレッサ。
４．
前記冷却液は、清水、油又は０℃以下の低温冷却液であることを特徴とする前記１、２又は３記載のコンプレッサ。
５．
前記圧縮段は、３段以上であることを特徴とする前記１～４の何れかに記載のコンプレッサ。
６．
前記最終圧縮段を経た前記ガスは、２００バール以上に加圧されることを特徴とする前記１～５の何れかに記載のコンプレッサ。
７．
前記最終圧縮段の前の圧縮段を経た前記ガスは、１００バール乃至１２０バールに加圧されていることを特徴とする前記６記載のコンプレッサ。
８．
前記一又は複数の圧縮段は、水平対向型クランク駆動機構によって駆動されることを特徴とする前記１～７の何れかに記載のコンプレッサ。
９．
前記１～８の何れかに記載のコンプレッサと、
前記吸入口と前記吐出口との間に設けられ、前記ガスを液体に戻す再液化装置とを備え、
ＬＮＧ貯蔵タンクに貯蔵された液化天然ガスのボイルオフガスを前記コンプレッサにより圧縮して、推進用の燃焼エンジンの燃料を得るとともに、使用されなかった前記燃料を前記再液化装置により再液化して前記ＬＮＧ貯蔵タンクに戻すことを特徴とするＬＮＧタンカ。

本発明によれば、各圧縮段において給油が不要であり、最終圧縮段を経たガスに潤滑油を混入させないコンプレッサ及びこのコンプレッサを搭載したＬＮＧタンカを提供することができる。

本発明のコンプレッサの実施形態を概略的に示すブロック図 コンプレッサのシリンダの構成を示す断面図 図２に示したシリンダのガスケットの形状を示す縦断面図（図２中のＡ－Ａ断面） 図２に示したシリンダのシリンダライナの形状を示す縦断面図（図２中のＢ－Ｂ断面） 図２に示したシリンダのシリンダライナの形状を示す縦断面図（図２中のＣ－Ｃ断面） コンプレッサのシリンダのピストン及びピストン棒の構成を示す縦断面図 図６に示したシリンダの支持環の形状を示す図であり、（ａ）は縦断面図、（ｂ）は正面図 コンプレッサのシリンダの構成の他の例を示す断面図 図８に示したシリンダの冷却液の流路の形状を示す横断面図 図８に示したシリンダの冷却液の流路の形状を示す斜視図 図２、図６、図８に示したシリンダのロッドパッキンの構造を示す縦断面図 コンプレッサの外観斜視図 コンプレッサの断面図

以下、本発明の実施の形態について図面を用いて詳細に説明する。

本発明のコンプレッサは、この実施形態においては、それぞれがシリンダを有する一又は複数（例えば、５段）の圧縮段を有し、圧縮段ごとに徐々にガスを圧縮して高圧化してゆく。複数の圧縮段のうちの後段（例えば、第４段）においては、ガスがすでに１００バール（１０ＭＰａ）以上の高圧となっている。

１００バール（１０ＭＰａ）以上の高圧のガスをさらに圧縮するシリンダにおいては、樹脂製シールリング（ピストンリング及びロッドパッキンリング）が高熱により短寿命になる虞がある。樹脂製シールリングは、低圧下では、無給油式でも実用的な寿命を維持できる。しかし、後段（例えば、第５段）の圧縮段のように、吸入圧が１００バール乃至１２０バールで、吐出圧が２００バール以上といった条件下では、無給油式では、樹脂製シールリングの実用的な寿命を維持することができない虞がある。

本発明のコンプレッサは、少なくとも最終圧縮段のシリンダに流路を設け、流路内に冷却液を回流させて冷却することにより、全圧縮段においてピストンへの給油を不要としたものである。

そのため、このコンプレッサにおいては、圧縮したガスが潤滑油により汚染される虞がない。したがって、後段の圧縮段を経たガスのみならず、どの圧縮段後のガスをも極低温かつ高圧下で再液化して再利用することが可能となる。このコンプレッサは、あらゆる用途に適用可能であり、例えば船舶において用いた場合には、圧縮した天然ガスを積み荷として貯蔵タンクに戻すことが可能となる。

図１は、本発明のコンプレッサの実施形態を概略的に示すブロック図である。

本実施形態のコンプレッサは、図１に示すように、液化天然ガスＥｆから生成されたボイルオフガス６（天然ガス４）の圧縮を行う。このコンプレッサ１は、吸入された天然ガス４を、１００バール（１０ＭＰａ）乃至５００バール（５０ＭＰａ）、多くの場合には１５０バール（１５ＭＰａ）乃至３００バール（３０ＭＰａ）に加圧する。天然ガス４は、例えばディーゼルエンジン等の燃焼エンジンの燃料として使用される。

本実施形態のコンプレッサ１は、例えば、船、特にＬＮＧタンカ上に配置され、推進用の燃焼エンジンの燃料を、ＬＮＧ貯蔵タンク５に貯蔵された液化天然ガスＥｆのボイルオフガス６から得ることを可能とする。ボイルオフガス６は、約－１６２℃で、１バール（１００ｋＰａ）の圧力下にある。コンプレッサ１は、ボイルオフガス６を、好ましくは１００バール（１０ＭＰａ）から５００バール（５０ＭＰａ）の範囲の可変給送圧力、特に、１５０バール（１５ＭＰａ）から３００バール（３０ＭＰａ）の範囲の給送圧力まで圧縮した天然ガス４とする。なお、ボイルオフガス６の量が燃料源として不足する場合には、ＬＮＧ貯蔵タンク５内の液化天然ガスＥｆの一部を加熱して気化させる。

なお、この実施形態においては、最終圧縮段を経たガスは２００バール以上に加圧されるが、供給先の負荷によっては１５０バール（１５ＭＰａ）乃至３００バール（３０ＭＰａ）であってもよい。また、定格圧力によっては、１５０バール（１５ＭＰａ）乃至４００バール（４０ＭＰａ）以上であってもよい。

コンプレッサ１は、天然ガス４の吸入口３を備える。また、コンプレッサ１は、下流に配置された燃焼エンジン用の天然ガス供給パイプ８に連通された吐出口７を備える。

吸入口３は、ＬＮＧ貯蔵タンク５に連通されている。ＬＮＧ貯蔵タンク５には、液化天然ガスＥｆが、１バール（１００ｋＰａ）の圧力、かつ、－１６２℃の温度で貯蔵されている。ボイルオフガス６は、液化天然ガスＥｆの表面部から発生する。このボイルオフガス６は、コンプレッサ１によって吸引され圧縮されて、好ましくは１５０バール（１５ＭＰａ）から３００バール（３０ＭＰａ）の圧力下で、吐出口７から天然ガス４として送出される。

コンプレッサ１は、第１乃至第５の圧縮段９、１０、１３、１４、１５を備える。なお、この実施形態では、圧縮段は５段となっているが、本発明において圧縮段は５段に限定されない。低圧段に遠心圧縮機又はスクリュ圧縮機を適用すれば、例えば５段を２段や３段に段数を減らすこともできる。

第１乃至第５の圧縮段９、１０、１３、１４、１５は、直列に接続されたピストンリングシール式シリンダ１１、１２、１６、１７、１８を有する。ピストンリング式シリンダ１１は、吸入ガス温度が－１６０℃から＋４５℃までの幅広い温度範囲にわたり、天然ガス４を確実に吸引し圧縮可能である。

第１段～第４段のシリンダ１１、１２、１６、１７は、ピストンの両側が天然ガス圧縮用の圧縮チャンバとなる複動式シリンダを備えており、第５段のシリンダ１８は、ピストンの片側のみが圧縮チャンバーとなった単動型シリンダを備えている。天然ガス４は、これら圧縮段９、１０、１３、１４、１５を経て、吐出口７から送出される。

従来、後段の高圧圧縮段は、給油式である為天然ガスが潤滑油により汚染される虞があった。天然ガスを極低温かつ高圧下で再液化する場合に、天然ガスへの潤滑油混入は、再液化装置のトラブルに繋がる。天然ガスに混入した潤滑油は、油セパレーター及び油フィルターによって除去している。しかし、完璧な除去は不可能なので、再液化装置のトラブルは避けられない。そのため、第４段後の高圧ガスを液化する場合を考慮し、さらに各段に設けられたバイパス２０ｅ、２０ｄ、２０ｃ、２０ｂ、２０ａを通じて第５段後のガス中の潤滑油が前段へ運ばれることを防止するべく、従来のコンプレッサにおいては、後段の圧縮段の前（第４段１４と第５段１５との間）には逆止弁が必須であった。最終段である第５段１５が給油式である為に、容量調整等運転上必要な第５段後から前段へのバイパス戻しがある為、第５段より前の低圧段ガスも極微量ではあるが潤滑油により汚染されるおそれがあった。後段の圧縮段を無給油式にして、全段無給油式とすれば、船舶用に限らず全てのコンプレッサにおいて、ガスの再液化において再液化装置のトラブルが避けられ、極めて有益である。また、後段の圧縮段の前（第４段１４と第５段１５との間）の逆止弁は不要となる。

第４又は第５の圧縮段１４或いは１５の後方には、通常、圧縮されたエンジンが必要としない余剰天然ガス４を液化する再液化装置３１が設けられる。

圧縮段９、１０、１３、１４、１５の何れか又は全部は、それぞれの圧縮段９、１０、１３、１４、１５を経た天然ガス４を当該圧縮段９、１０、１３、１４、１５の前（上流）に戻すバイパス２０ａ、２０ｂ、２０ｃ、２０ｄ、２０ｅを備えることが好ましい。そして、各バイパス２０ａ、２０ｂ、２０ｃ、２０ｄ、２０ｅには、圧縮機制御システム２３により制御される制御弁２４ａ、２４ｂ、２４ｃ、２４ｄ、２４ｅを備えることが好ましい。制御弁２４ａ、２４ｂ、２４ｃ、２４ｄ、２４ｅにより、吐出口７における天然ガス４の圧力及び給送量の少なくとも一方を調整することができる。

各圧縮段９、１０、１３、１４、１５の後（下流）には、それぞれ圧力センサ２１ａ、２１ｂ、２１ｃ、２１ｄ、２１ｅが設けられている。これら圧力センサ２１ａ、２１ｂ、２１ｃ、２１ｄ、２１ｅが出力する圧力検出値は、圧縮機制御システム２３に入力される。圧縮機制御システム２３は、入力された圧力検出値に基づいて、開度指令信号を出力して、制御弁２４ａ、２４ｂ、２４ｃ、２４ｄ、２４ｅの開度を制御する。

天然ガス４は、バイパス２０ａ、２０ｂ、２０ｃ、２０ｄ、２０ｅを経由して戻され、吐出口７における天然ガス４が所望の目標圧力Ｐｓｅｔになる。バイパス２０ａ、２０ｂ、２０ｃ、２０ｄ、２０ｅを通る逆向きの流量は、制御弁２４ａ、２４ｂ、２４ｃ、２４ｄ、２４ｅにより制御される。吐出口７における給送圧力は、１００バール（１０ＭＰａ）から５００バール（５０ＭＰａ）まで、通常は運転状況に応じて、１５０バール（１５ＭＰａ）から３００バール（３０ＭＰａ）までにわたって可変となる。また、天然ガス４の所望の流量は、０％から１００％までにわたって可変となる。コンプレッサ２は、吐出口７における放出側の圧力を、制御入力値によって指定される可変の給送圧力とする。

本実施形態においては、全ての圧縮段９、１０、１３、１４、１５のシリンダ１１、１２、１６、１７、１８は、ピストンへの給油が不要であり、そのため、これら圧縮段９、１０、１３、１４、１５における圧縮天然ガス４は、不純物によって汚染されることはない。各圧縮段９、１０、１３、１４、１５において圧縮される天然ガス４が汚染されないので、必要に応じて、使われなかった天然ガス４を積み荷としてＬＮＧ貯蔵タンク５に戻すことが可能である。

すなわち、このコンプレッサ１を備えたＬＮＧタンカにおいては、ＬＮＧ貯蔵タンク５に貯蔵された液化天然ガスＥｆのボイルオフガス６をコンプレッサ１により圧縮して、推進用の燃焼エンジンの燃料が得られるとともに、使用されなかった燃料を再液化装置３１により再液化して積み荷としてＬＮＧ貯蔵タンク５に戻すことができる。そのため、このＬＮＧタンカにおいては、ボイルオフガス６を有効利用しながら、ＬＮＧ貯蔵タンク５中の液化天然ガスＥｆの減少を最小限に留めることができ、外部から燃焼エンジンの燃料及び液化天然ガスＥｆの補給ができないという航行中の環境において極めて有用である。

〔シリンダの第１の実施形態〕
図２は、前記コンプレッサのシリンダの構成を示す断面図である。

シリンダ９、１０、１６、１７、１８は、図２に示すように、シリンダ筒３４と、このシリンダ筒３４内に配置されたシリンダライナ３５と、このシリンダライナ３５内に摺動可能に配設されたピストン３３とを備え、吸入口６３から吸入弁６３ａを経由して供給されたガスを圧縮して吐出弁６４ａを経由して吐出口６４から送出する。

シリンダ筒３４の内部は筒状に形成され、円筒状のシリンダライナ３５が内嵌装されている。ピストン３３は、シリンダライナ３５に内嵌装され得る円柱状に形成されている。ピストン３３には、環状のピストンリング３６及びライダーリング３６ａが外嵌装されている。ピストン３３にはピストン棒３７が同軸に連結されており、ピストン棒３７が原動機により往復動されることにより、ピストン３３が軸方向に往復動される。ピストン３３がシリンダライナ３５内においてシリンダ筒３４の軸方向に摺動されることにより、シリンダ筒３４内（シリンダライナ３５内）のガスが圧縮される。高圧用のシリンダ筒は一般に小径なので、ピストン３３とピストン棒３７とが一体構造となっているが、場合によってはこれらを別体の構造としてもよい。ピストン棒３７の外周には、ロッドパッキン７０が設けられている。

シリンダ筒３４内では、ガス圧縮熱と、ピストン３３に外嵌装されたピストンリング３６及びライダーリング３６ａとシリンダライナ３５との摺動摩擦熱が発生する。ガス圧縮熱は、圧力レベルに関係なく略一定である。しかし、ピストンリング３６とシリンダライナ３５との摺動摩擦熱は、高圧になるほど大きくなる。これは、ピストンリング３６とシリンダライナ３５との間の面圧は給油式の場合と同じであるが、潤滑油が存在しない場合には、ピストンリング３６とシリンダライナ３５との間の摩擦係数が大きくなるからである。ライダーリング３６ａによる摺動摩擦熱は圧力には関係しないが、無給油にするとピストンリング同様、ライダーリング３６ａとシリンダライナ３５との間の摩擦係数が大きくなる為に大きくなる。摺動摩擦熱によりピストンリング３６及びライダーリング３６ａが高温となって、溶融摩耗状態になってしまうと、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの寿命が短くなってしまう。ピストンリング３６の摺動摩擦熱を除去すれば、ピストンへの給油を不要としても、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの寿命を長くすることができる。

この高圧無給油シリンダにおいては、高圧無給油状態下のピストンリング３６及びライダーリング３６ａの摺動摩擦熱を積極的に除去する構造になっており、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの寿命が長くなる。冷却機構を装備することにより摺動摩擦熱を積極的に除去し、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの温度上昇を抑えている。

この高圧無給油シリンダにおいては、摩擦熱除去のための冷却機構が設けられており、そのため、ピストンへの給油が不要となっている、この冷却機構は、シリンダ筒３４内に軽度の嵌合代をもって挿入されたシリンダライナ３５の中に冷却液通路５５を作り、シリンダライナ３５内部を冷却するものである。シリンダライナ３５は、ステンレス製或いは鋼製で厚さは１５ｍｍ程度であり、機械加工により冷却液通路５５が設けられる。冷却液通路５５の後端部（図２中左端）は、シリンダライナ３５の後端部５６を溶接することにより閉蓋されている。

シリンダ筒３４の前端部（図２中右端）は、シリンダカバー５７によって閉蓋されている。

図３は、図２に示したシリンダのガスケットの形状を示す縦断面図（図２中のＡ－Ａ断面）である。

シリンダカバー５７とシリンダライナ３５との当たり面は、高圧ガス及び冷却液漏洩防止の為に、純鉄製のガスケット５８でシールされている。ガスケット５８のシリンダカバー５７への当り面部には、図３（図２中Ａ－Ａ断面図）に示すように、それぞれ半円弧形状の上側冷却液通路６０及び下側冷却液通路６１が形成されている。

図４は、図２に示したシリンダのシリンダライナの形状を示す縦断面図（図２中のＢ－Ｂ断面）である。

シリンダライナ３５には、図４（図２中Ｂ－Ｂ断面図）に示すように、シリンダ筒径によるが２４個位の丸孔からなる冷却液通路５５がシリンダライナ３５の軸方向に形成されている。なお、この丸孔は長孔としてもよく、また、個数は２４個でなくともよい。

シリンダ筒３４には、図４にも示すように、外周流路４０が設けられている。外周流路４０は、シリンダ筒３４の一端側側面４１から他端側側面４２に亘って連通している。この外周流路４０は、シリンダライナ３５よりも外周側に設けられ、複数の直通管形状で高圧シリンダに設ける通常のシリンダ冷却液通路である。外周流路４０内には、冷却液が流される。冷却液は、側面４１から外周流路４０内を流れた後、側面４２から流出する。

外周流路４０内を流れる冷却液は、シリンダライナー３５を冷却する事により、ピストンリング３６、ライダーリング３６ａの熱を吸熱し、シリンダ筒３４の外において放熱することによって、同リング温度を低温にする。

図５は、図２に示したシリンダのシリンダライナの形状を示す縦断面図（図２中のＣ－Ｃ断面）である。

シリンダライナ３５のピストンリング３６及びライダーリング３６ａとの摺動面は、ピストンリング３６、ライダーリング３６ａ及びシリンダライナ３５の耐摩耗防止のため、窒化またはタングステンカーバイドが溶射されている。シリンダカバー５７には、シリンダ筒３４への挿入部でのガスシールの為、Ｏリング５９が装備されている。シリンダライナ３５の基端側（図２中左側）には、シリンダライナ３５内に、図５（図２中Ｃ－Ｃ断面図）に示すように、ほぼ全周に亘る冷却液連絡通路６２が形成されている。

冷却液は、シリンダカバー５７の図２中下側の下側冷却液通路６１ａから供給される。冷却液は、下側冷却液通路６１からガスケット５８に形成された透孔を経てシリンダライナ３５の下半分に入る。シリンダライナ３５に入った冷却液は、シリンダライナ３５内を基端側（図２中左側）へ流れる。シリンダライナ３５の下半分を通過した冷却液は、シリンダライナ３５の基端側で方向転換し、冷却液連絡通路６２を経て、シリンダライナ３５の上半分に移動する。シリンダライナ３５の上半分に移動した冷却液は、先端側（図２中右側）へ流れ、最終的にはシリンダカバー５７の上側半分にある上側冷却液通路６０ａを経て冷却液供給装置へ戻る。

冷却液としては一般には、圧縮圧に応じた冷却温度の清水が使用されるが、必要に応じて０℃以下の低温冷却液、例えばエチレングリコール水溶液を使用すれば冷却効果増大が計れる。なお冷却効果の点ではやや劣るが油冷却の可能性もある。

冷却液通路５５内を回流する冷却液は、ピストン３３、ピストンリング３６、ライダーリング３６ａ、シリンダ筒３４及びシリンダライナ３５の熱を吸熱し、シリンダ筒３４の外において放熱することによって、シリンダ筒３４内を冷却する。このような冷却機構が設けられることにより、この高圧無給油シリンダでは、給油が不要となっている。この高圧無給油シリンダにおいては、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの温度状態は、低圧無給油シリンダと同程度となるので、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの寿命が長くなる。

ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの温度は冷却機構によって摩擦熱が略除去可能な程度の伝熱面積が確保出来る。従って給油式の場合も殆ど同一のガス圧縮熱のみが残る事になるので、ガスを無給油状態で高圧に加圧する事が可能となる。

この高圧無給油シリンダを用いたコンプレッサにおいては、全ての圧縮段においてピストンへの給油が不要であることにより、ガスが不純物によって汚染されず、使われなかったガスを、貯蔵タンクに戻すことができる。また、各圧縮段内で循環させていたガスの全てを、最後に貯蔵タンクに戻すこともできる。

この冷却機構は、シリンダライナ３５の外周側を冷却する後述する実施形態（図８～図１０）に比較して、シリンダ筒３４とシリンダライナ３５との確実な嵌合が得られる。

〔シリンダの第２の実施形態〕
図６は、前記コンプレッサのシリンダのピストン及びピストン棒の構成を示す縦断面図である。

本実施形態のシリンダは、図２～図５に示す冷却機構に代えて又は加えて、図６に示す様に、ピストン棒３７内に流路４３を設け、この流路４３内に冷却液を回流させて冷却する。この流路４３は、ピストン３３とピストン棒３７の先端側から基端側に亘って、ピストン棒３７の軸方向に沿って形成されている。この流路４３内は、流路４３内に配置された筒体４４により、中心部４３ａ及び外周部４３ｂに区画されている。筒体４４の先端側部分と流路４３の内壁部との間には、支持環４５が嵌装されている。なお、高圧用のシリンダ筒は一般に小径なので、ピストン３３とピストン棒３７とが一体構造となっているが、場合によってはこれらを別体の構造としてもよい。

図７は、図６に示したシリンダの支持環の形状を示す図であり、（ａ）は縦断面図、（ｂ）は正面図である。

支持環４５には、図６及び図７に示すように、冷却液が流れるための複数の挿通孔４９が軸方向に形成されている。

ピストン棒３７内の流路４３には、シリンダ筒３４に設けられた冷却液流入口４７から冷却液流路４８を経た冷却液が流入する。冷却液流路（フレキシブル管）４８を経た冷却液は、ピストン棒３７の基端側に設けられた冷却液入口４６を経て、筒体４４内の中心部４３ａ内に流入する。中心部４３ａ内の冷却液は、ピストン棒３７の先端側に流れ、筒体４４の先端側に設けられた複数の透孔４４ａを経て、外周部４３ｂに至る。外周部４３ｂ内の冷却液は、支持環４５の挿通孔４９を経て、ピストン棒３７の基端側に流れる。ピストン棒３７の基端側の冷却液は、ピストン棒３７の基端側に設けられた冷却液出口５０を経て、ピストン棒３７から流出する。ピストン棒３７から流出した冷却液は、シリンダ筒３４に設けられた冷却液流路（フレキシブル管）５２を経て、冷却液流出口５１から流出する。

筒体４４の一端はピストン棒３７に設けられたガイド孔内にて固定され、また筒体４４の他端はピストンカバー６５に設けられたガイド孔内に固定され、ピストン３３の往復運動中振動しない様にしている。支持環４５の内径寸法を筒体４４の外径寸法に対して調整すれば、筒体４４の振動防止となる。

ピストン棒３７内を回流する冷却液は、ピストン３３、ピストンリング３６、ライダーリング３６ａ、シリンダ筒３４及びシリンダライナ３５の熱を吸熱し、シリンダ筒３４の外において放熱することによって、ピストンリング３６、ライダーリング３６ａを冷却する。このような冷却機構が設けられることにより、この高圧無給油シリンダでは、給油が不要となっている。

ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの温度は冷却機構によって摩擦熱が略除去可能な程度の伝熱面積が確保出来る。従って給油式の場合も殆ど同一のガス圧縮熱のみが残る事になるので、ガスを無給油状態で高圧に加圧する事が可能となる。

なお、ピストン棒３７の外周には、図６に示すように、ロッドパッキン７０が設けられている。

〔シリンダの第３の実施形態〕
図８は、前記コンプレッサのシリンダの構成の他の例を示す断面図である。

本実施形態のシリンダは、図２～図５に示した冷却機構に代えて、又は、図６～図７に示した冷却機構に加えて、図８に示すように、シリンダ筒３４とシリンダライナー３５との間に冷却液を回流させることによりピストンリング３６及びライダーリング３６ａを冷却するものとしてもよい。シリンダライナ３５の外周は冷却液を回流して均一冷却を計る為、そして冷却面積を増大して冷却効果を挙げる為、半円断面の環状溝３８を複数有している。環状溝３８の前後には冷却液の漏洩防止の為のＯリング４１ａ，４１ｂが挿入され、嵌合代とＯリング４１ａ，４１ｂ両者で高圧ガスが冷却液側へ漏洩するのを防ぐ。

図９は、図８に示したシリンダの冷却液の流路の形状を示す横断面図である。
図１０は、図８に示したシリンダの冷却液の流路の形状を示す斜視図である。

冷却液は、図９に示す様に、シリンダ筒３４の側面４１の外側冷却液通路４２ａから供給し、シリンダライナ３５の背面にある環状溝３８を図１０に示す様に流し、図９に示す様にシリンダ筒３４の他の側面４２の外側冷却液通路４２ｂから排出され冷却液回収ラインへ戻す冷却回路によって、ピストンリング３６とシリンダライナ３５及びライダーリング３６ａとシリンダライナ３５との摩擦摺動熱及びシリンダ内でのガス圧縮熱を、その発生熱源の直ぐ近くで効果的に除去する。環状溝３８は、図１０に示すように、シリンダ筒３４の一端側から他端側に亘って、連通路３９により連通している。

シリンダ筒３４には図９にも示す様に外周流路４０が設けられている。外周流路４０は、シリンダ筒３４の一端側側面４１から他端側側面４２に亘って連通している。この外周流路４０は、シリンダライナ３５よりも外周側に設けられ、環状溝３８の外側に位置する複数の直通管形状で高圧シリンダに設ける通常のシリンダ冷却液通路である。これと環状溝３８と併せてシリンダ筒３４の冷却効果増大を狙っている。

環状溝３８内及び外周流路４０内には、冷却液が回流される。環状溝３８には、図８に示すように、側面４１の外側冷却液通路４２ａが連通されている。また、環状溝３８には、側面４２の外側冷却液通路４２ｂが連通されている。冷却液は、側面４１から環状溝３８内に流入し、環状溝３８内及び外周流路４０内を回流した後、側面４２から流出する。

環状溝３８内及び外周流路４０内を回流する冷却液は、シリンダライナー３５を冷却する事により、ピストンリング３６、ライダーリング３６ａの熱を吸熱し、シリンダ筒３４の外において放熱することによって、同リング温度を低温にしリング寿命を延ばすことができる。このような冷却機構が設けられることにより、このシリンダでは、給油が不要となっている。

環状溝３８の内壁の伝熱面積は、シリンダ筒径及びシリンダ筒長さによって異なり、また、使用冷却液にもよるが、ピストンリング３６及びライダーリング３６ａの温度は冷却機構によって摩擦熱が略除去可能な程度の伝熱面積が確保出来る。従って給油式の場合も殆ど同一のガス圧縮熱のみが残る事になるので、ガスを無給油状態で高圧に加圧する事が可能となる。

〔ロッドパッキンの構造〕
図１１は、図２、図６、図８に示したシリンダのロッドパッキンの構造を示す縦断面図である。

ロッドパッキン７０は、図１１に示すように、ピストン棒３７の外周を支持する複数のロッドパッキンリング５３と、これらロッドパッキンリング５３を収納している複数のリングカップ５４を有して構成されている。ロッドパッキンリング５３とピストン棒３７との摺動によっても、摺動摩擦熱が発生する。この摺動摩擦熱は、ロッドパッキンリング５３を収納しているリングカップ５４に伝達される。

ロッドパッキン７０は、冷却液供給口６８において外部に連通した冷却液供給路６６から各リングカップ５４内の流路に冷却液（清水や油）を分配して供給し、これら流路から冷却液を冷却液排出口６９において外部に連通した冷却液排出路６７に集めて排出する直接冷却方式の冷却機構を備えて構成してもよい。さらに、低温冷却液（例えば低温エチレングリコール水溶液）を用いたり、冷却液流路を出来るだけリングに近づけたり、冷却液流路面積を大きくするなど、冷却効果を増大させることにより、多量の摺動摩擦熱を除去することができる。

〔ケーシング及び水平対向型クランク駆動機構〕
図１２は、前記コンプレッサの外観斜視図である。
図１３は、前記コンプレッサの断面図である。

このコンプレッサ１において、各圧縮段９、１０、１３、１４、１５の全ては、図１２及び図１３に示すように、共通のケーシング２９に取付けられる。

水平対向型クランク駆動機構２８は、図１２及び図１３に示すように、ベアリングが取り付けられたクランクシャフト２８ａを備える。クランクシャフト２８ａを挟んだ両側には、対をなすシリンダが水平対向されて連結されている。水平対向型のコンプレッサ１では、ケーシング２９及びクランク駆動機構２８を挟んで左右にシリンダが配置される。

クランクシャフト２８ａの両側には、クランクシャフト２８ａに沿って長手方向に離間した複数の接合棒２８ｂが設けられている。各接合棒２８ｂはクロスヘッドピン軸受２８Ｃ、クロスヘッド２８ｄによりピストン棒３７に連結されている。

各ピストン棒３７は、各シリンダ１１、１２、１６、１７、１８のピストン１１ａ、１２ａ、１６ａ、１７ａ、１８ａに連結されている。

ケーシング２９は、クランクシャフト２８ａを挟んで両側に配置された各圧縮段９、１０、１３、１４、１５を覆っている。

クランクシャフト２８ａ端部にはフライホイールを装備し、軸接手により、図示しない駆動シャフトに連結されている。この実施形態においては、クランクシャフト２８ａには、５本（又は６本）のシリンダ１１、１２、１６、１７、１８が取り付けられている。シリンダ１１、１２、１６、１７、１８のピストン１１ａ、１２ａ、１６ａ、１７ａ、１８ａは、シリンダ内において、ピストン棒３７によりクランクシャフト２８ａによって駆動される。

なお、このコンプレッサは、水平対向型クランク駆動機構を用いた構成に限定されず、縦型圧縮機として構成してもよい。

本発明は、前述した実施形態に限定されることなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲において、種々の改良並びに設計の変更を行ってよい。例えば、前述した冷却機構は、第１乃至第３の実施形態の各構成を単独で備えていてもよいし、複数の構成を併有していてもよい。

その他、具体的な細部構造や数値等及び制御装置の制御内容等についても適宜に変更可能であることは勿論である。加えて、今回開示された実施形態は、全ての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は、前記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味及び範囲内での全ての変更が含まれることが意図される。

１ コンプレッサ
３ 吸入口
４ 天然ガス
７ 吐出口
８ 天然ガス供給パイプ
９ 第１の圧縮段
１０ 第２の圧縮段
１１ シリンダ
１２ シリンダ
１３ 第３の圧縮段
１４ 第４の圧縮段
１５ 第５の圧縮段
１６ シリンダ
１７ シリンダ
１８ シリンダ
２０ａ、２０ｂ、２０ｃ、２０ｄ、２０ｅ バイパス
２１ａ、２１ｂ、２１ｃ、２１ｄ、２１ｅ 圧力センサ
２３ コンプレッサ制御システム
２４ａ、２４ｂ、２４ｃ、２４ｄ、２４ｅ 制御弁
２８ 水平対向型クランク駆動機構
２８ａ クランクシャフト
２８ｂ 接合棒
２８ｃ クロスヘッドピン軸受
２８ｄ クロスヘッド
２９ ケーシング
３１ 再液化装置
３３ ピストン
３４ シリンダ筒
３５ シリンダライナ
３６ ピストンリング
３６ａ ライダーリング
３７ ピストン棒
３８ 環状溝
３９ 連通路
４０ 外周流路
４１ 側面
４１ａ、４１ｂ Ｏリング
４２ 側面
４２ａ、４２ｂ外側冷却液通路
４３ 流路
４３ａ 中心部
４３ｂ 外周部
４４ 筒体
４５ 支持環
４６ 冷却液入口
４７ 冷却液流入口
４８ 冷却液流路
４９ 挿通孔
５０ 冷却液出口
５２ 冷却液流路
５１ 冷却液流出口
５３ ロッドパッキンリング
５４ リングカップ
５５ 冷却液通路
５６ 後端部
５７ シリンダカバー
５８ ガスケット
５９ Ｏリング
６０ 上側冷却液通路
６０ａ 上側冷却液通路
６１ 下側冷却液通路
６１ａ 下側冷却液通路
６２ 冷却液連絡通路
６３ 吸入口
６３ａ 吸入弁
６４ 吐出口
６４ａ 吐出弁
６５ ピストンカバー
６６ 冷却液供給路
６７ 冷却液排出路
６８ 冷却液供給口
６９ 冷却液排出口
７０ ロッドパッキン

Claims (8)

1. 吸入口から供給されたガスを一又は複数の圧縮段において圧縮して吐出口から送出するコンプレッサであって、
   前記一又は複数の圧縮段のシリンダは、全圧縮段において給油が不要であり、
   前記吐出口は、前記シリンダの一側部に設けられ、前記吸入口は、前記吐出口の反対側である前記シリンダの他側部に設けられており、
   少なくとも最終圧縮段のシリンダは、シリンダライナの一側の半円筒部内に設けられた冷却液通路と、シリンダライナの他側の半円筒部内に設けられた冷却液通路とを備え、これら冷却液通路内を冷却液が前記シリンダライナの一端部から他端側を一往復することにより冷却され、
   前記冷却液は、清水、エチレングリコール水溶液、又は、油であって、前記シリンダライナの一端側の一側から前記冷却液通路に供給され、前記吐出口が設けられた前記シリンダライナの一側の前記冷却液通路を通過し、前記シリンダライナの他端側で方向転換し、前記吸入口が設けられた前記シリンダライナの他側の前記冷却液通路を通過し、前記シリンダライナの一端側の他側で前記冷却液通路から排出されることを特徴とするコンプレッサ。
2. 少なくとも前記最終圧縮段のシリンダは、ピストン棒内に設けられた冷却液通路内の冷却液の回流により冷却されることを特徴とする請求項１記載のコンプレッサ。
3. 少なくとも前記最終圧縮段のシリンダは、シリンダ筒と前記シリンダライナとの間に設けられた冷却液通路内の冷却液の回流により冷却されることを特徴とする請求項１又は２記載のコンプレッサ。
4. 前記圧縮段は、３段以上であることを特徴とする請求項１、２又は３記載のコンプレッサ。
5. 前記最終圧縮段を経た前記ガスは、２００バール以上に加圧されることを特徴とする請求項１～４の何れかに記載のコンプレッサ。
6. 前記最終圧縮段の前の圧縮段を経た前記ガスは、１００バール乃至１２０バールに加圧されていることを特徴とする請求項５記載のコンプレッサ。
7. 前記一又は複数の圧縮段は、水平対向型クランク駆動機構によって駆動されることを特徴とする請求項１～６の何れかに記載のコンプレッサ。
8. 請求項１～７の何れかに記載のコンプレッサと、
   前記吸入口と前記吐出口との間に設けられ、前記ガスを液体に戻す再液化装置とを備え、
   ＬＮＧ貯蔵タンクに貯蔵された液化天然ガスのボイルオフガスを前記コンプレッサにより圧縮して、推進用の燃焼エンジンの燃料を得るとともに、使用されなかった前記燃料を前記再液化装置により再液化して前記ＬＮＧ貯蔵タンクに戻すことを特徴とするＬＮＧタンカ。

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