EP3388677B1 - Verfahren zur steuerung eines schraubenverdichters - Google Patents

Verfahren zur steuerung eines schraubenverdichters

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EP3388677B1
EP3388677B1 EP18164785.0A EP18164785A EP3388677B1 EP 3388677 B1 EP3388677 B1 EP 3388677B1 EP 18164785 A EP18164785 A EP 18164785A EP 3388677 B1 EP3388677 B1 EP 3388677B1
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compressor stage
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stage
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Gardner Denver Deutschland GmbH
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Definitions

  • the invention relates to a method for controlling a screw compressor, in particular a twin-screw compressor, during idle operation.
  • a screw compressor has at least a first and a second compressor stage, wherein the first compressor stage compresses a gaseous medium, usually air, and feeds it to the second compressor stage, which further compresses the medium and delivers it to a downstream system.
  • the method according to the invention is suitable for controlling directly driven screw compressors in which both compressor stages are driven separately and with variable speed control.
  • the invention also relates to a compressor with a twin-screw compressor, which is controlled by this method during idle operation.
  • compressor designs are known for compressing gaseous media, especially for generating compressed air.
  • the DE 601 17 821 T2 A multi-stage screw compressor with two or more compressor stages, each comprising a pair of rotors for compressing a gas.
  • two or more variable-speed drive units are provided, each driving a separate compressor stage.
  • a control unit regulates the speeds of the drive units, monitoring the torque and speed of each drive unit so that the screw compressor delivers gas at a required flow rate and pressure while minimizing the compressor's energy consumption.
  • such multi-stage screw compressors operate in what is known as idle mode. During this time, no compressed air is drawn from the downstream system, so the delivery of further medium must be stopped to prevent pressure overshoot. However, the compressor should not be completely switched off during idle mode if a short-term replenishment of compressed air supply is anticipated. This is necessary.
  • a throttle valve in the suction line is usually closed, and only a partial flow is supplied to the first compressor stage via a bypass. This function is typically performed by a so-called intake regulator, which is located at the inlet of the first compressor stage.
  • a blow-off valve opens to the atmosphere on the outlet side, i.e., at the outlet of the second compressor stage, so that the second compressor stage operates against atmospheric pressure.
  • the pressure conditions in both compressor stages remain the same, which also means that the outlet temperatures of both stages remain almost identical.
  • a disadvantage of this idle control is the relatively high energy consumption of the compressor.
  • the intake regulator and its control system require significant design complexity. (cf. Konka, K.-H., Screw compressors: Technology and practice, VDI-Verlag 1988, ISBN 3-18-400819-3, page 332 ff .)
  • the rotational speed of the upstream screw compressor unit is correlated with the rotational speed of the downstream screw compressor unit in such a way that the final outlet pressure or final delivery volume of the screw compressor system is kept constant, and/or the total power consumption of the screw compressor system is minimized, or, for a given total power consumption, a maximum final outlet pressure or a maximum final delivery volume is achieved.
  • this control method provides no information on optimizing the system's operation during idle time and the resulting energy savings.
  • the WO 2011/130807 A2 relates to a method for controlling a compressor which has one or more compressor elements, each compressor element being equipped with an inlet and an outlet.
  • US 2007/189905 A1 refers to a system and a method for controlling a centrifugal compression system.
  • One object of the present invention is therefore to provide an improved method for controlling a twin-screw compressor, which allows for safe idling operation while simultaneously reducing the compressor's energy consumption. Furthermore, the design complexity of the complete screw compressor is to be reduced, resulting in cost reductions in its manufacture.
  • the invention provides a compressor in the form of a twin-screw compressor that can be operated using this method.
  • the method according to the invention serves to control a screw compressor with a first and a second compressor stage, wherein the first compressor stage compresses a gaseous medium and feeds it to the second compressor stage, which further compresses the medium.
  • the first compressor stage is therefore located upstream of the second compressor stage in the direction of flow of the medium.
  • screw compressors have exactly two compressor stages; however, designs with more than two stages are also possible.
  • both compressor stages are driven separately and with variable speed control, i.e., each compressor stage is driven by a speed-controlled drive, in particular a direct drive, so that a transfer case can be dispensed with.
  • the volume flow rate of the compressed gaseous medium which is drawn off at the outlet of the second compressor stage or delivered to subsequent units, is measured using a suitable sensor. This can be done using direct volume flow measurement, or the drawn volume flow rate can be determined indirectly, e.g., from the pressure conditions prevailing at the outlet of the second compressor stage or from the torque/drive current occurring at the drive of the second compressor stage.
  • a volume flow rate is drawn that can fluctuate between a maximum value, for which the screw compressor is designed, and a predetermined minimum value.
  • the screw compressor is controlled in a manner known per se, which includes the ability to vary the rotational speed of the drives of the two compressor stages within a predetermined range. If, during load operation, the drawn volume flow rate falls within a range between a maximum value and a predetermined minimum value, the control system reduces the rotational speed of both compressor stages. Conversely, if the volume flow rate rises again within this range, the control system increases the rotational speed of the compressor stages again, thus maintaining a predetermined outlet pressure under normal load operation.
  • the operating state of the screw compressor changes from load operation to idle operation.
  • a blow-off valve is opened to allow at least some of the volume flow, which continues to be supplied by the second compressor stage, to escape through the blow-off valve. This prevents the pressure at the outlet of the screw compressor from exceeding a maximum permissible value.
  • the blow-off valve can, for example, be a controlled solenoid valve.
  • the rotational speed of at least the first compressor stage is reduced to a predetermined idle speed V1L in order to reduce the volume flow supplied from the first to the second compressor stage.
  • a throttle valve or intake regulator is not closed for this purpose. Rather, the inlet of the first compressor stage remains fully open.
  • a throttle valve or intake regulator and its control mechanism can be completely omitted.
  • the reduction of the volume flow delivered by the first compressor stage is preferably achieved solely by reducing the rotational speed of the first compressor stage to the idle speed V1L .
  • the speed of the second compressor stage is also reduced to an idle speed V2 L.
  • the speeds of both compressor stages are reduced, essentially in parallel, to their respective idle speeds V1 L and V2 L.
  • the idle speed V1 L of the first compressor stage (low pressure - LP) is selected in conjunction with the idle speed V2 L of the second compressor stage (high pressure - HP) to ensure that the outlet temperature of the medium at the second stage does not fall below the inlet temperature of that stage.
  • Such an undesirable operating condition can occur if the pressure ratio at the second compressor stage drops below 0.6. Therefore, the selection of the idle speeds must ensure that the second stage does not operate as an "expander,” which would lower the medium temperature. Otherwise, undesirable condensation may occur within the compressor.
  • it when selecting the idle speeds, it must be ensured that the second compressor stage is not driven by the transported medium from the first compressor stage, as this would cause the second stage to switch to generator mode, potentially damaging the frequency converter that controls it.
  • the minimum idle speeds are also determined by the acceptable delay when returning to load. The shorter the delay, the better. The longer this return time needs to be, the higher the idle speed will have to be.
  • the no-load speed ratio between the second and first stages is in the range of 2 to 3, particularly preferably about 2.5.
  • the pressure ratio of the first stage is about 1.5, and the pressure ratio of the second stage is about 0.6 to 0.75.
  • the no-load speed V2L of the second compressor stage is about 1/2 to 1/4 of the load speed of this stage.
  • the no-load speed V1L of the first compressor stage is about 1/5 to 1/8 of the load speed of this stage.
  • the compressor provided by the invention for compressing gaseous media comprises a screw compressor having a first and a second compressor stage, wherein the first compressor stage compresses the gaseous medium and feeds it to the second compressor stage, which further compresses the medium, and wherein both compressor stages are driven independently of each other and their speed is controllable.
  • the compressor further comprises a control unit configured to carry out the method described above.
  • the compressor is characterized by the fact that the inlet of the flow-wise front, first compressor stage is connected to the ambient atmosphere without a controllable throttling element limiting the volume flow or without an intake regulator.
  • the compressor has a blow-off valve at the outlet of the flow-wise rear, second compressor stage, which is...
  • the control unit is prompted to open when the measured volume flow falls below a predetermined minimum value.
  • Fig. 1 This shows the basic structure of a compressor designed as a twin-screw compressor 200.
  • typical parameters are also given, as they occur during load operation when compressed air is required with a volume flow rate above a predetermined minimum value and not exceeding a system-specific maximum value.
  • a first compressor stage 201 has a first direct drive 202, which is speed-controlled.
  • the inlet of the first compressor stage 201 through which ambient air is drawn in, is directly coupled to an intake port 203 without an intermediate intake regulator.
  • Ambient atmosphere at a pressure of 1.0 bar and a temperature of, for example, 20°C is present at this intake port.
  • a pressure of 1.0 bar is present at the inlet of the first compressor stage 201.
  • the first compressor stage 201 for example, is operated at a speed of 15,500 min ⁇ 1 to compress the air. At the outlet of the first compressor stage 201, the pressure is then 3.2 bar, so that the first compressor stage has a compression ratio of 3.2 under load. Due to the compression, the temperature of the medium (compressed air) increases to 170°C.
  • the compressed air is then passed from the outlet of the first compressor stage 201 via an intercooler 204 to the inlet of a
  • the compressed air is routed to a second compressor stage 206, which has a second, speed-controlled direct drive 207. After the intercooler 204, at the inlet of the second compressor stage 206, the compressed air has a temperature of, for example, 30°C and a pressure of 3.2 bar.
  • the second compressor stage 206 Under load, the second compressor stage 206 is operated at a speed of, for example, 22,000 min ⁇ 1 , resulting in further compression. Consequently, the compressed air at the outlet of the second compressor stage 206 has a pressure of 10.2 bar and a temperature of 180°C. The second compressor stage thus also has a compression ratio of approximately 3.2. The compressed air is routed from the outlet of the second compressor stage 206 through an aftercooler 208 and cooled there to approximately 35°C. Finally, a blow-off valve 209 is arranged at the outlet of the twin screw compressor 200, which is controlled by a control unit (not shown).
  • the twin-screw compressor 200 described as an example exhibits a power input of 150 kW at the maximum speed of the direct drives 202 and 207 and delivers compressed air with a maximum pressure of 12 bar and a minimum pressure of 6 bar.
  • the speed ratio between the compressor stages is approximately 1.4 under load.
  • FIG. 2 Figure 200 shows the twin-screw compressor in idle mode, i.e., when essentially no compressed air is being drawn. Typical parameters as they occur during idle operation are shown alongside the components of the twin-screw compressor.
  • the blow-off valve is opened and the speed of both compressor stages is reduced.
  • the inlet of the first compressor stage 201 through which ambient air continues to be drawn in, albeit in a reduced quantity, remains directly connected to the intake port 203, without an intermediate intake regulator.
  • Ambient atmosphere at a pressure of 1.0 bar and a temperature of 20°C is present at the intake port 203.
  • the pressure at the inlet of the first compressor stage 201 remains unchanged at 1.0 bar.
  • the pressure at the outlet of the first compressor stage 201 is then 1.5 bar, so that the first compressor stage has a compression ratio of 1.5 in idle operation. Due to the reduced During compression, the temperature of the medium (compressed air) only increases to 90°C.
  • the compressed air is routed from the outlet of the first compressor stage 201, via the intercooler 204, to the inlet of the second compressor stage 206. After the intercooler 204, at the inlet of the second compressor stage 206, the compressed air has an idle temperature of, for example, 30°C and a pressure of 1.5 bar (intermediate pressure). The required cooling capacity for intercooling is therefore reduced during idle operation.
  • the second compressor stage 206 operates at an idle speed V2 L of 7,500 min ⁇ 1 .
  • the compressed air has a pressure reduced compared to the intermediate pressure, approximately 1.2 bar, and a temperature of 70°C.
  • the second compressor stage thus has a compression ratio of approximately 0.8 (expansion).
  • the compressed air is routed from the outlet of the second compressor stage 206 through the aftercooler 208 and cooled there to approximately 30°C.
  • the twin-screw compressor 200 described as an example has a power consumption of 7 kW in idle mode and delivers a maximum pressure of 1.2 bar.
  • the speed ratio between the compressor stages is approximately 3.

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Description

  • Die Erfindung betrifft ein Verfahren zur Steuerung eines Schraubenverdichters, insbesondere eines Doppelschraubenverdichters im Leerlaufbetrieb. Ein solcher Schraubenverdichter besitzt mindestens eine erste und eine zweite Verdichterstufe, wobei die erste Verdichterstufe ein gasförmiges Medium, üblicherweise Luft, komprimiert und an die zweite Verdichterstufe führt, welche das Medium weiter komprimiert und an ein nachgeordnetes System abgibt. Das erfindungsgemäße Verfahren eignet sich zur Steuerung von direkt angetriebenen Schraubenverdichtern, bei denen beide Verdichterstufen getrennt voneinander und drehzahlregelbar angetrieben sind. Die Erfindung betrifft außerdem einen Kompressor mit einem Doppelschraubenverdichter, der durch dieses Verfahren im Leerlaufbetrieb gesteuert wird.
  • Zur Kompression von gasförmigen Medien, insbesondere zur Erzeugung von Druckluft sind unterschiedlichste Bauformen von Kompressoren bekannt. Beispielsweise zeigt die DE 601 17 821 T2 einen Mehrstufen-Schraubenverdichter mit zwei oder mehr Verdichterstufen, wobei jede Verdichterstufe ein Paar von Rotoren zum Verdichten eines Gases umfasst. Weiterhin sind zwei oder mehr Antriebsmittel mit veränderbarer Geschwindigkeit vorgesehen, wobei jedes Antriebsmittel eine jeweilige Verdichterstufe antreibt. Eine Steuereinheit steuert die Geschwindigkeiten der Antriebsmittel, wobei das Drehmoment und die Geschwindigkeit jedes Antriebsmittels überwacht wird, sodass der Schraubenverdichter Gas bei einer geforderten Strömungslieferrate und bei einem geforderten Druck bereitstellt und gleichzeitig der Energieverbrauch des Schraubenverdichters minimiert werden soll.
  • Im praktischen Einsatz solcher mehrstufigen Schraubenverdichter tritt der sogenannte Leerlauf als ein Betriebszustand auf. Dabei wird von dem nachgeordneten System keine Druckluft abgenommen, sodass zur Vermeidung einer Drucküberhöhung das Fördern weiteren Mediums eingestellt werden muss. Dennoch soll der Kompressor im Leerlauf nicht vollständig abgeschaltet werden, wenn mit einem kurzfristig wieder erforderlichen Nachliefern von Druckluft gerechnet werden muss. Um diesen Leerlaufbetrieb zu ermöglichen, wird gewöhnlich eine Drosselklappe in der Saugleitung geschlossen und über einen Bypass nur noch ein Teilstrom der ersten Verdichterstufe zugeführt. Diese Funktionen übernimmt zumeist ein sogenannter Ansaugregler, der am Einlass der ersten Verdichterstufe angeordnet ist. Gleichzeitig öffnet auf der Ausgangsseite, also am Ausgang der zweiten Verdichterstufe ein Abblasventil zur Atmosphäre, sodass die zweite Verdichterstufe gegen Atmosphärendruck fördert. Die Druckverhältnisse in beiden Verdichterstufen bleiben gleich, wodurch auch die Austrittstemperaturen beider Stufen nahezu gleich bleiben. Nachteilig ist an dieser Leerlaufregelung der relativ hohe Energieverbrauch des Verdichters. Außerdem besteht ein hoher konstruktiver Aufwand für den Ansaugregler und dessen Steuerung. (vgl. Konka, K.-H., Schraubenkompressoren: Technik und Praxis, VDI-Verlag 1988, ISBN 3-18-400819-3, Seite 332 ff.)
  • In der DE 100 03 869 C5 ist ein Verfahren zum Komprimieren von fluiden Fördermedien in einer Schraubenverdichteranlage mit zwei Schraubenverdichtereinheiten beschrieben. Dabei ist der Auslass der vorgeschalteten Schraubenverdichtereinheit mit dem Einlass der nachgeschalteten Schraubenverdichtereinheit verbunden und jede Schraubenverdichtereinheit wird von einem eigenen Antriebsaggregat angetrieben. Zumindest ein Teil der Arbeitsparameter der zwei Schraubenverdichtereinheiten werden erfasst und verarbeitet und die Antriebsaggregate werden über die erfassten Arbeitsparameter der Schraubenverdichtereinheiten gesteuert. Mittels der Änderung der Arbeitsparameter der Antriebsaggregate, insbesondere Stromaufnahme, Spannungsaufnahme oder Kraftstoffzufuhr wird die Drehzahl der vorgeschalteten Schraubenverdichtereinheit mit der Drehzahl der nachgeschalteten Schraubenverdichtereinheit derart korreliert, dass der End-Auslassdruck oder die End-Fördermenge der Schraubenverdichteranlage konstant gehalten wird, und/oder die Gesamtleistungsaufnahme der Schraubenverdichteranlage minimiert wird, oder bei vorgegebener Gesamtleistungsaufnahme ein maximaler End-Auslassdruck bzw. ein maximales End-Fördervolumen erreicht wird. Zur Optimierung des Betriebs im Leerlauf des Systems und zu einer daraus resultierenden Energieeinsparung gibt dieses Steuerverfahren jedoch keine Auskünfte.
  • Die WO 2011/130807 A2 betrifft ein Verfahren zur Steuerung eines Verdichters, der ein oder mehrere Verdichterelemente aufweist, wobei jedes Verdichterelement mit einem Einlass und einem Auslass ausgestattet ist.
  • US 2007/189905 A1 bezieht sich auf ein System und ein Verfahren zur Steuerung eines Zentrifugalkompressionssystems.
  • Eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht somit darin, ein verbessertes Verfahren zur Steuerung eines Doppelschraubenverdichters bereitzustellen, welches einen sicheren Leerlaufbetrieb unter gleichzeitiger Reduzierung des Energieverbrauchs des Verdichters gestattet. Außerdem soll der konstruktive Aufwand des kompletten Schraubenverdichters reduziert werden, woraus eine Kostenreduzierung bei dessen Herstellung ableitbar sein soll.
  • Diese und weitere Aufgaben werden durch ein Verfahren zur Steuerung eines Schraubenverdichters gemäß dem beigefügten Anspruch 1 gelöst. Die Unteransprüche nennen einige bevorzugte Ausführungsformen. Darüber hinaus stellt die Erfindung einen Kompressor in der Art eines Doppelschraubenverdichters bereit, der mit diesem Verfahren betrieben werden kann.
  • Es hat sich überraschender Weise gezeigt, dass durch eine veränderte Ansteuerung der direkt angetriebenen Verdichterstufen des Schraubenverdichters im Leerlaufbetrieb sowohl eine deutliche Reduzierung des Energieverbrauchs als auch eine Vereinfachung des Aufbaus der Gesamtanlage erreichbar sind.
  • Das erfindungsgemäße Verfahren dient zur Steuerung eines Schraubenverdichters mit einer ersten und einer zweiten Verdichterstufe, wobei die erste Verdichterstufe ein gasförmiges Medium komprimiert und an die zweite Verdichterstufe führt, welche das Medium weiter komprimiert. Die erste Verdichterstufe liegt also in Strömungsrichtung des Mediums gesehen vor der zweiten Verdichterstufe. In den meisten Fällen besitzen solche Schraubenverdichter genau zwei Verdichterstufen, jedoch sind auch Bauformen mit mehr als zwei Stufen möglich. Weiterhin ist es für die Ausführung des Verfahrens erforderlich, dass beide Verdichterstufen getrennt voneinander und drehzahlregelbar angetrieben sind, d. h. jede Verdichterstufe wird von einem drehzahlregelbaren Antrieb angetrieben, insbesondere von einem Direktantrieb, sodass auf ein Verteilergetriebe verzichtet werden kann.
  • In einem ersten Schritt des Verfahrens wird ein Volumenstrom des komprimierten gasförmigen Mediums, welches am Ausgang der zweiten Verdichterstufe abgenommenen bzw. an nachfolgende Einheiten abgegeben wird, mit einem geeigneten Geber erfasst. Dabei kann eine direkte Volumenstrommessung zum Einsatz kommen oder der abgenommene Volumenstrom wird indirekt z. B. aus den am Ausgang der zweiten Verdichterstufe herrschenden Druckverhältnissen oder aus dem am Antrieb der zweiten Verdichterstufe auftretenden Drehmoment / Antriebsstrom ermittelt.
  • Im normalen Lastbetrieb wird ein Volumenstrom abgenommen, der zwischen einem Maximalwert, für welchen der Schraubenverdichter ausgelegt ist, und einem vorbestimmten Minimalwert schwanken kann. In diesem Lastbetrieb wird der Schraubenverdichter in an sich bekannter Weise geregelt, wozu auch gehört, dass die Drehzahl der Antriebe der beiden Verdichterstufen in einem vorgegebenen Bereich variiert werden kann. Wenn im Lastbetrieb der abgenommene Volumenstrom in einem Bereich zwischen einem Maximalwert und einem vorbestimmten Minimalwert sinkt, reduziert die Steuerung die Drehzahl beider Verdichterstufen, und wenn der Volumenstrom in diesem Bereich wieder ansteigt, erhöht die Steuerung die Drehzahl der Verdichterstufen wieder, sodass im normalen Lastbetrieb ein vorbestimmter Ausgangsdruck beibehalten wird.
  • Wenn hingegen der Volumenstrom den vorbestimmten Minimalwert unterschreitet, d. h. es wird kein oder nur ein sehr geringer Volumenstrom abgenommen, wechselt der Betriebszustand des Schraubenverdichters vom Lastbetrieb in den Leerlaufbetrieb. Dazu wird im nächsten Schritt des Verfahrens ein Abblasventil geöffnet, um den von der zweiten Verdichterstufe zunächst weiterhin gelieferten Volumenstrom über das Abblasventil zumindest teilweise austreten zu lassen. Damit wird verhindert, dass der Druck am Ausgang des Schraubenverdichters eine maximal zulässige Größe überschreitet. Das Abblasventil kann beispielsweise ein gesteuertes Magnetventil sein.
  • In einem weiteren Schritt, der vorzugsweise mit nur geringer Verzögerung oder im Wesentlichen gleichzeitig mit dem Öffnen des Abblasventils ausgeführt wird, wird die Drehzahl mindestens der ersten Verdichterstufe auf eine vorbestimmte Leerlaufdrehzahl V1L reduziert, um den von der ersten an die zweite Verdichterstufe gelieferten Volumenstrom zu reduzieren. Abweichend zum Stand der Technik wird dafür gerade nicht eine Drosselklappe bzw. ein Ansaugregler geschlossen. Vielmehr bleibt der Einlass der ersten Verdichterstufe vollständig geöffnet. Eine Drosselklappe bzw. ein Ansaugregler und deren Ansteuerung können vollständig entfallen. Die Reduzierung des von der ersten Verdichterstufe geförderten Volumenstroms erfolgt bevorzugt ausschließlich über die Reduktion der Drehzahl der ersten Verdichterstufe auf die Leerlaufdrehzahl V1L.
  • Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform wird in einem nächsten Schritt auch die Drehzahl der zweiten Verdichterstufe auf eine Leerlaufdrehzahl V2L reduziert. Vorzugsweise werden die Drehzahlen beider Verdichterstufen im Wesentlichen parallel laufend jeweils bis auf die Leerlaufdrehzahl V1L bzw. V2L reduziert.
  • Die Leerlaufdrehzahl V1L der ersten Verdichterstufe (Low Pressure - LP) wird in Abstimmung mit der Leerlaufdrehzahl V2L der zweiten Verdichterstufe (High Pressure - HP) so gewählt, dass die Austrittstemperatur des Mediums an der zweiten Stufe nicht kleiner als die Eintrittstemperatur an dieser Stufe wird. Eine solche ungewollte Betriebsbedingung kann eintreten, wenn das Druckverhältnis an der zweiten Verdichterstufe kleiner als 0,6 wird. Durch die Wahl der Leerlaufdrehzahlen ist daher sicherzustellen, dass die zweite Stufe nicht als "Expander" arbeitet und die Medientemperatur dadurch sinkt. Andernfalls kann es zu einer unerwünschten Kondensation im Verdichter kommen. Weiterhin ist bei der Wahl der Leerlaufdrehzahlen sicherzustellen, dass die zweite Verdichterstufe nicht über das transportierte Medium von der ersten Verdichterstufe angetrieben wird, da andernfalls der Antrieb der zweiten Stufe in den Generatorbetrieb wechseln würde, was zu einer Schädigung des diesen ansteuernden Frequenzumrichters führen könnte.
  • Die minimalen Leerlaufdrehzahlen werden auch dadurch bestimmt, welche Verzögerung beim Wiedereintritt in den Lastzustand hinnehmbar ist. Um so kürzer diese Rückkehrzeit sein muss, desto höher wird die Leerlaufdrehzahl zu wählen sein.
  • Das Drehzahlverhältnis im Leerlauf zwischen zweiter und erster Stufe liegt im Bereich 2 bis 3, besonders bevorzugt etwa 2,5. Das Druckverhältnis der ersten Stufe liegt dabei bei etwa 1,5 und das Druckverhältnis der zweiten Stufe liegt etwa im Bereich von 0,6 bis 0,75. Bevorzugt beträgt die Leerlaufdrehzahl V2L der zweiten Verdichterstufe etwa 1/2 bis 1/4 der Lastdrehzahl dieser Stufe. Bevorzugt beträgt die Leerlaufdrehzahl V1L der ersten Verdichterstufe etwa 1/5 bis 1/8 der Lastdrehzahl dieser Stufe.
  • Ein Vorteil dieses Steuerverfahrens besteht somit darin, dass beide Verdichterstufen im Leerlaufbetrieb mit deutlich niedrigeren Drehzahlen betrieben werden können. Dies reduziert den Energieverbrauch und den Verschleiß. Außerdem sinken die Temperaturen des komprimierten Mediums am Auslass der jeweiligen Verdichterstufe, was sich ebenfalls vorteilhaft auswirkt. Dennoch kann der Schraubenverdichter bei erneuter Anforderung von Volumenstrom sehr schnell zurück in den Lastbetrieb gebracht werden, indem die Drehzahlen der Verdichterstufen wieder hochgefahren werden.
  • Der von der Erfindung bereitgestellte Kompressor zur Verdichtung von gasförmigen Medien umfasst einen Schraubenverdichter, welcher eine erste und eine zweite Verdichterstufe besitzt, wobei die erste Verdichterstufe das gasförmige Medium komprimiert und an die zweite Verdichterstufe führt, welche das Medium weiter komprimiert, und wobei beide Verdichterstufen getrennt voneinander und drehzahlregelbar angetrieben sind. Der Kompressor umfasst weiterhin eine Steuereinheit, welche zur Ausführung des zuvor beschriebenen Verfahrens konfiguriert ist.
  • Insbesondere zeichnet sich der Kompressor dadurch aus, dass der Einlass der strömungstechnisch vorderen, ersten Verdichterstufe ohne ein den Volumenstrom begrenzendes, steuerbares Drosselelement bzw. ohne einen Ansaugregler an die Umgebungsatmosphäre geführt ist. Der Kompressor besitzt am Auslass der strömungstechnisch hinteren, zweiten Verdichterstufe ein Abblasventil, welches von der Steuereinheit zum Öffnen veranlasst wird, wenn der abgenommene Volumenstrom einen vorbestimmten Minimalwert unterschreitet.
  • Weitere Vorteile und Einzelheiten ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung einer bevorzugten Ausführungsform unter Bezugnahme auf die Zeichnung.
  • Es zeigen:
    • Fig. 1 eine vereinfachte Darstellung der Betriebsparameter in einem Schraubenverdichter mit zwei Verdichterstufen während des Lastbetriebs;
    • Fig. 2 eine vereinfachte Darstellung der Betriebsparameter in dem Schraubenverdichter während des Leerlaufbetriebs.
  • Fig. 1 zeigt den prinzipiellen Aufbau eines Kompressors, der als ein Doppelschraubenverdichter 200 ausgebildet ist. Neben den einzelnen Elementen des Doppelschraubenverdichters sind außerdem typische Parameter angegeben, wie sie im Lastbetrieb auftreten, wenn Druckluft mit einem Volumenstrom oberhalb eines vorbestimmten Minimalwertes und nicht größer als ein anlagenspezifischer Maximalwert abgefordert wird.
  • Eine erste Verdichterstufe 201 besitzt einen ersten Direktantrieb 202, der drehzahlgeregelt ist. Der Einlass der ersten Verdichterstufe 201, über welchen Umgebungsluft angesaugt wird, ist ohne Zwischenschaltung eines Ansaugreglers direkt an einen Ansaugstutzen 203 gekoppelt, an welchem Umgebungsatmosphäre mit einem Druck von 1,0 bar bei einer Temperatur von z. B. 20°C anliegt. Am Einlass der ersten Verdichterstufe 201 liegt somit ein Druck von 1,0 bar an.
  • Die erste Verdichterstufe 201 wird z. B. mit einer Drehzahl von 15.500 min-1 betrieben, um die Luft zu komprimieren. Am Auslass der ersten Verdichterstufe 201 herrscht dann ein Druck von 3,2 bar, sodass die erste Verdichterstufe im Lastbetrieb ein Verdichtungsverhältnis von 3,2 aufweist. Durch die Kompression erhöht sich die Temperatur des Mediums (Druckluft) auf 170°C. Die Druckluft wird vom Auslass der ersten Verdichterstufe 201 über einen Zwischenkühler 204 zum Einlass einer zweiten Verdichterstufe 206 geführt, welche einen zweiten, drehzahlgeregelten Direktantrieb 207 besitzt. Nach dem Zwischenkühler 204, am Einlass der zweiten Verdichterstufe 206, besitzt die Druckluft eine Temperatur von beispielsweise 30°C und weiterhin einen Druck von 3,2 bar. Im Lastbetrieb wird die zweite Verdichterstufe 206 mit einer Drehzahl von z. B. 22.000 min-1 betrieben, sodass es zu einer weiteren Kompression kommt. Die Druckluft besitzt demzufolge am Auslass der zweiten Verdichterstufe 206 einen Druck von 10,2 bar und eine Temperatur von 180°C. Die zweite Verdichterstufe weist somit ein Kompressionsverhältnis ebenfalls von etwa 3,2 auf. Die Druckluft wird vom Auslass der zweiten Verdichterstufe 206 durch einen Nachkühler 208 geführt und dort auf etwa 35°C abgekühlt. Schließlich ist am Ausgang des Doppelschraubenverdichters 200 ein Abblasventil 209 angeordnet, welches von einer Steuereinheit (nicht dargestellt) angesteuert wird.
  • Der beispielhaft beschriebene Doppelschraubenverdichter 200 zeigt bei maximaler Drehzahl der Direktantriebe 202, 207 eine Leistungsaufnahme von 150 kW und liefert Druckluft mit einem maximalen Druck von 12 bar und minimalem Druck von 6 bar. Das Drehzahlverhältnis zwischen den Verdichterstufen beträgt im Lastbetrieb etwa 1,4.
  • Fig. 2 zeigt den Doppelschraubenverdichter 200 im Leerlaufbetrieb, d.h. wenn im Wesentlichen keine Druckluft abgenommen wird. Neben den Elementen des Doppelschraubenverdichters sind wiederum typische Parameter angegeben, wie sie im Leerlaufbetrieb auftreten. Um in den Leerlaufbetrieb einzutreten, wird das Abblasventil geöffnet und die Drehzahl beider Verdichterstufen wird reduziert. Der Einlass der ersten Verdichterstufe 201, über welchen weiterhin Umgebungsluft angesaugt wird, wenn auch in reduzierter Menge, ist weiterhin ohne Zwischenschaltung eines Ansaugreglers direkt an den Ansaugstutzen 203 gekoppelt, an welchem Umgebungsatmosphäre mit einem Druck von 1,0 bar bei einer Temperatur von 20°C anliegt. Am Einlass der ersten Verdichterstufe 201 liegt somit unverändert ein Druck von 1,0 bar an.
  • Die erste Verdichterstufe 201 wird nun mit einer Leerlaufdrehzahl V1L = 2.500 min-1 betrieben, um die Luft zu komprimieren. Am Auslass der ersten Verdichterstufe 201 herrscht dann ein Druck von 1,5 bar, sodass die erste Verdichterstufe im Leerlaufbetrieb ein Verdichtungsverhältnis von 1,5 aufweist. Durch die verringerte Kompression erhöht sich die Temperatur des Mediums (Druckluft) nur noch auf 90°C. Die Druckluft wird vom Auslass der ersten Verdichterstufe 201 über den Zwischenkühler 204 zum Einlass der zweiten Verdichterstufe 206 geführt. Nach dem Zwischenkühler 204, am Einlass der zweiten Verdichterstufe 206, besitzt die Druckluft im Leerlauf eine Temperatur von beispielsweise 30°C und weiterhin einen Druck von 1,5 bar (Zwischendruck). Die nötige Kühlleistung für die Zwischenkühlung ist somit im Leerlaufbetrieb verringert. Im Leerlaufbetrieb wird die zweite Verdichterstufe 206 mit einer Leerlaufdrehzahl V2L von 7.500 min-1 betrieben. Die Druckluft besitzt am Auslass der zweiten Verdichterstufe 206 einen gegenüber dem Zwischendruck verringerten Druck von etwa 1,2 bar und eine Temperatur von 70°C. Die zweite Verdichterstufe weist somit ein Kompressionsverhältnis von etwa 0,8 auf (Expansion). Die Druckluft wird vom Auslass der zweiten Verdichterstufe 206 durch den Nachkühler 208 geführt und dort auf etwa 30°C abgekühlt.
  • Der beispielhaft beschriebene Doppelschraubenverdichter 200 zeigt im Leerlaufbetrieb eine Leistungsaufnahme von 7 kW und liefert einen maximalen Druck von 1,2 bar. Das Drehzahlverhältnis zwischen den Verdichterstufen beträgt etwa 3.
    • Bezugszeichenliste
    • 200 Doppelschraubenverdichter
    • 201 erste Verdichterstufe
    • 202 erster Direktantrieb
    • 203 Ansaugstutzen
    • 204 Zwischenkühler
    • 205 -
    • 206 zweite Verdichterstufe
    • 207 zweiter Direktantrieb
    • 208 Nachkühler
    • 209 Abblasventil

Claims (9)

  1. Verfahren zur Steuerung eines Schraubenverdichters (200) mit einer ersten und einer zweiten Verdichterstufe (201, 206), wobei die erste Verdichterstufe (201) ein gasförmiges Medium komprimiert und an die zweite Verdichterstufe (206) führt, welche das Medium weiter komprimiert, und wobei beide Verdichterstufen (201, 206) getrennt voneinander und drehzahlregelbar angetrieben sind, folgende Schritte umfassend:
    - Erfassen eines am Ausgang der zweiten Verdichterstufe (206) abgenommenen Volumenstroms des komprimierten Mediums;
    - Anpassen der Drehzahl beider Verdichterstufen (201, 206), wenn der abgenommene Volumenstrom in einem Bereich zwischen einem Maximalwert und einem vorbestimmten Minimalwert sinkt, reduziert die Steuerung die Drehzahl beider Verdichterstufen (201, 206), und wenn der Volumenstrom in diesem Bereich wieder ansteigt, erhöht die Steuerung die Drehzahl der Verdichterstufen (201, 206) wieder, unter Beibehaltung eines vorbestimmten Ausgangsdrucks;
    - Öffnen eines Abblasventils (209), wenn der Volumenstrom den vorbestimmten Minimalwert unterschreitet, um den von der zweiten Verdichterstufe (206) gelieferten Volumenstrom über das Abblasventil (209) zumindest teilweise austreten zu lassen;
    - Reduzieren der Drehzahl der ersten Verdichterstufe (201) auf eine vorbestimmte Leerlaufdrehzahl (V1L), um den von der ersten Verdichterstufe (201) an die zweite Verdichterstufe (206) gelieferten Volumenstrom zu reduzieren,
    dadurch gekennzeichnet, dass ein Verhältnis einer vorbestimmten Leerlaufdrehzahl (V2L) der zweiten Verdichterstufe (206) : Leerlaufdrehzahl (V1L) der ersten Verdichterstufe (201) im Bereich 2 bis 3 liegt.
  2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Reduzieren der Drehzahl der ersten Verdichterstufe (201) die Leerlaufdrehzahl (V1L) gleichzeitig mit dem Öffnen des Abblasventils (209) erfolgt.
  3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass in einem weiteren Schritt die Drehzahl der zweiten Verdichterstufe auf ihre vorbestimmte Leerlaufdrehzahl (V2L) reduziert wird, solange der abgenommene Volumenstrom den vorbestimmten Minimalwert unterschreitet.
  4. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuerung der Drehzahl der Verdichterstufen (201, 206) durch Drehzahlregelung von zwei Direktantrieben (202, 207) erfolgt, welche die jeweilige Verdichterstufe (201, 206) antreiben.
  5. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der abgenommene Volumenstrom mittelbar aus der Leistungsaufnahme mindestens einer der beiden Verdichterstufen (201, 206) bestimmt wird.
  6. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehzahlen der beiden Verdichterstufen (201, 206) erhöht werden, sobald der abgenommene Volumenstrom des komprimierten Mediums über dem vorbestimmten Minimalwert liegt.
  7. Kompressor mit einem Schraubenverdichter (200), der eine erste und eine zweite Verdichterstufe (201, 206) umfasst, wobei die erste Verdichterstufe (201) ein gasförmiges Medium komprimiert und an die zweite Verdichterstufe (206) führt, welche das Medium weiter komprimiert, und wobei beide Verdichterstufen (201, 206) getrennt voneinander und drehzahlregelbar angetrieben sind, dadurch gekennzeichnet, dass der Kompressor weiterhin eine Steuereinheit umfasst, welche zur Ausführung eines Verfahrens gemäß einem der Ansprüche 1 bis 6 konfiguriert ist.
  8. Kompressor nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Einlass der strömungstechnisch vorderen, ersten Verdichterstufe (201) ohne ein den Volumenstrom begrenzendes, steuerbares Drosselelement an die Umgebungsatmosphäre geführt ist.
  9. Kompressor nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, dass am Auslass der strömungstechnisch hinteren, zweiten Verdichterstufe (206) ein Abblasventil (209) angeordnet ist, welches von der Steuereinheit zum Öffnen veranlasst wird, wenn der abgenommene Volumenstrom einen vorbestimmten Minimalwert unterschreitet.
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