JP2005016464A

JP2005016464A - Compression device

Info

Publication number: JP2005016464A
Application number: JP2003184412A
Authority: JP
Inventors: Toshihiro Taketomi; 敏礼武富
Original assignee: IHI Corp
Current assignee: IHI Corp
Priority date: 2003-06-27
Filing date: 2003-06-27
Publication date: 2005-01-20

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To precisely control a compression device for supplying compressed gas to a demand side by a simple configuration. <P>SOLUTION: This compression device is provided with a turbo compressor sucking gas through a suction port and discharging compressed gas by amount of discharge air having discharge pressure. When a set pressure value and the discharge pressure are set pressure values, a reduction limit air amount value obtained by adding a margin air amount value to the maximum value of a discharge air amount value causing surging phenomenon is determined, and the number of revolutions of the turbo compressor is changed to reduce difference between the discarge pressure and the set pressure value when the discharge air amount exceeds the reduction limit air amount value. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、需要側へ圧縮気体を供給する圧縮装置に係る。特に圧縮のための制御手順に特徴のある圧縮装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
プラント等では、圧縮気体（特に圧縮空気）が多く使用されるので、圧縮気体を供給する圧縮装置が備えられる。
プラント等での圧縮気体の使用量は、プラントの稼働状況に応じて変動する。圧縮気体の需要が圧縮装置の定格風量よりも下回った際にも、圧縮装置を安定して運転することが求められる。
圧縮装置の形式の中に、多段のターボ圧縮機を利用したものがある。ターボ圧縮機を所定の風量（サージング限界風量という。）以下で使用すると、ターボ圧縮機の回転が不安定になる現象（サージング現象という。）が発生することが知られている。従って、ターボ圧縮機は、所定の値以下に吐出風量を下げることができない。
そこで、ターボ圧縮機を使用した圧縮装置では、ターボ圧縮機の吸入口にガイドベーン方式の吸入開閉弁を設け、吸入開閉弁の開口の開度を逐次調整して吐出風量を一定以上に維持し、かつ需要側の圧縮気体の消費量によって変動しようとする吐出圧力を一定の幅に保っている。
【０００３】
また、需要側の圧縮気体の消費量が減少して、吐出風量を一定以上に保つことが不可能になった場合には、吸入開閉弁を全閉にし、ターボ圧縮機を空回りさせる（これを無負荷運転と呼ぶ。）。
ターボ圧縮機の出口側にレシーバタンクを設けているので、ターボ圧縮機が無負荷運転になっても、需要側へは一定の圧力の圧縮気体を供給できる。時間が経過して、レシーバタンク内の圧縮気体が消費されレシーバタンクの圧力が低下すると、ターボ圧縮機が圧縮気体の吐出を再開する（負荷運転という。）。
圧縮装置の吐出風量と需要側の消費量とが近接している場合には、ターボ圧縮機が負荷運転と無負荷運転とを頻繁に繰り返す。
上記の吸入開閉弁は、吐出圧力を一定の幅に保つために精度の高い開度制御をできる性能を要求される。従って、従来、吸入開閉弁にはガイドベーン方式の開閉弁が用いられている。ガイドベーン方式の開閉弁は、構造が複雑であり、さらに大口径であるために高価であった。
【０００４】
【特許文献１】
特開平１０−０８９２８７号公報
【特許文献２】
特開平９−１１９３７８号公報
【特許文献３】
特開平５−２２３４９３号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
上述のようにターボ圧縮機の制御をより簡単な構成で精度よく行ないたいという要請があった。
【０００６】
本発明は以上に述べた問題点に鑑み案出されたもので、需要側へ圧縮気体を供給する圧縮装置をより簡単な構成で精度よく制御できる手段を提供しようとする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、本発明に係る需要側へ圧縮気体を供給する圧縮装置を、気体を吸入口から吸気し圧縮気体を吐出圧力の吐出風量で吐出するターボ圧縮機を、備え、設定圧力値と前記吐出圧力が前記設定圧力値であるときにサージング現象を生ずる吐出風量値の最大値にマージン風量値を加えて得られる減量限界風量値とを定め、前記吐出風量が前記減量限界風量値を上回るときに、前記吐出圧力と前記設定圧力値との差が小さくなる様に前記ターボ圧縮機の回転数を変化させる、ものとした。
【０００８】
上記本発明の構成により、ターボ圧縮機が気体を吸入口から吸気し圧縮気体を吐出圧力の吐出風量で吐出し、減量限界風量値が前記吐出圧力が前記設定圧力値であるときにサージング現象を生ずる吐出風量値の最大値にマージン風量値を加えた値であり、前記吐出風量が前記減量限界風量値を上回るときに、前記吐出圧力と前記設定圧力値との差が小さくなる様に前記ターボ圧縮機の回転数を変化させるので、吐出風量が需要側の需要により変動しても、サージング現象が生ずるのを回避しつつ吐出圧力を前記設定圧力値に近接させることができる。
【０００９】
さらに、本発明に係る圧縮装置は、吐出圧力と吐出風量との２次元領域のなかでサージング現象を生ずる領域と生じない領域の境であるサージングラインと該サージングラインにサージング現象を生じない領域側へマージンを加えた境であるサージングコントロールラインとを定め、前記吐出圧力と前記吐出風量とで定まる運転点がサージングコントロールラインに接近したときに、前記吐出圧力と前記吐出風量との関係が前記サージングコントロールラインに沿って変化する様に前記ターボ圧縮機の回転数を変化させる、のが好ましい。
上記本発明の構成により、サージングラインが吐出圧力と吐出風量との２次元領域のなかでサージング現象を生ずる領域と生じない領域の境であり、サージングコントロールラインが該サージングラインにサージング現象を生じない領域側へマージンを加えた境であり、前記吐出圧力と前記吐出風量とで定まる運転点が前記サージングコントロールラインに接近したときに、前記吐出圧力と前記吐出風量との関係が前記サージングコントロールラインに沿って変化する様に前記ターボ圧縮機の回転数を変化させるので、吐出風量が需要側の需要により変動して、前記吐出圧力と前記吐出風量とで定まる運転点が前記サージングラインに接近した際に、サージング現象が生ずるのを回避することができる。
【００１０】
また、上記目的を達成するため、本発明に係る需要側へ圧縮気体を供給する圧縮装置を、気体を吸入口から吸気し圧縮気体を吐出圧力の吐出風量で吐出するターボ圧縮機を、備え、吐出圧力と吐出風量との２次元領域のなかでサージング現象を生ずる領域と生じない領域の境であるサージングラインと該サージングラインにサージング現象を生じない領域側へマージンを加えた境であるサージングコントロールラインとを定め、前記吐出圧力と前記吐出風量との関係が前記サージングコントロールラインに沿って変化する様に前記ターボ圧縮機の回転数を変化させるものとした。
【００１１】
上記本発明の構成により、ターボ圧縮機が気体を吸入口から吸気し圧縮気体を吐出圧力の吐出風量で吐出し、サージングラインが吐出圧力と吐出風量との２次元領域のなかでサージング現象を生ずる領域と生じない領域の境であり、サージングコントロールラインが該サージングラインにサージング現象を生じない領域側へマージンを加えた境であり、前記吐出圧力と前記吐出風量との関係が前記サージングコントロールラインに沿って変化する様に前記ターボ圧縮機の回転数を変化させるので、吐出風量が需要側の需要により変動しても、サージング現象が生ずるのを回避することができる。
【００１２】
さらに、本発明に係る圧縮装置は、一方の口から気体を受け入れ他方の口を前記吸入口に連通する吸入開閉弁を備え、設定圧力値より大きな上限圧力値と圧縮気体を吐出する際の回転数よりも低い回転数値である無負荷回転数値とを定め、前記吐出圧力が前記上限圧力値に達したとき、前記吸入開閉弁を全閉にし、前記ターボ圧縮機の回転数を無負荷回転数値に下げる、のが好ましい。
上記本発明の構成により、吸入開閉弁が一方の口から気体を受け入れ他方の口を前記吸入口に連通し、上限圧力値が設定圧力値より大きく、無負荷回転数が圧縮気体を吐出する際の回転数よりも低い回転数値であり、前記吐出圧力が前記上限圧力値に達したとき、前記吸入開閉弁を全閉にし、前記ターボ圧縮機の回転数を無負荷回転数値に下げるので、吐出風量が需要側の需要により変動しても、サージング現象が生ずるのを回避し、吐出圧力を上限圧力より大きく上回らないようにすることができる。
【００１３】
さらに、本発明に係る圧縮装置は、ターボ圧縮機を駆動する電動機を、備え、インバータによる駆動電源の周波数変換により前記電動機の回転数を変化させる、のが好ましい。
上記本発明の構成により、電動機がターボ圧縮機を駆動し、インバータによる駆動電源の周波数変換により前記電動機の回転数を変化させるので、ターボ圧縮機の回転数を連続的に変化させ、吐出圧力をスムーズに変化させることができる。
【００１４】
上記目的を達成するため、本発明に係る気体を吸入口から吸気し圧縮気体を吐出圧力の吐出風量で吐出するターボ圧縮機を有し需要側へ圧縮気体を供給する圧縮装置の制御方法を、設定圧力値と前記吐出圧力が前記設定圧力値であるときにサージング現象を生ずる吐出風量値の最大値にマージン風量値を加えて得られる減量限界風量値とを定める第１準備工程と、前記吐出風量が前記減量限界風量値を上回るときに、前記吐出圧力と前記設定圧力値との差が小さくなる様に前記ターボ圧縮機の回転数を変化させる定圧制御工程とを、備える、ものとした。
【００１５】
上記本発明の構成により、減量限界風量値が前記吐出圧力が前記設定圧力値であるときにサージング現象を生ずる吐出風量値の最大値にマージン風量値を加えた値であり、定圧制御工程で、前記吐出風量が前記減量限界風量値を上回るときに、前記吐出圧力と前記設定圧力値との差が小さくなる様に前記ターボ圧縮機の回転数を変化させるので、吐出風量が需要側の需要により変動しても、サージング現象が生ずるのを回避しつつ吐出圧力を前記設定圧力に近接させることができる。
【００１６】
さらに、本発明に係る圧縮装置は、吐出圧力と吐出風量との２次元領域のなかでサージング現象を生ずる領域と生じない領域の境であるサージングラインと該サージングラインにサージング現象を生じない領域側へマージンを加えた境であるサージングコントロールラインとを定める第２準備工程と、前記吐出圧力と前記吐出風量とで定まる運転点がサージングコントロールラインに接近したときに、前記吐出圧力と前記吐出風量との関係が前記サージングコントロールラインに沿って変化する様に前記ターボ圧縮機の回転数を変化させる非サージ制御工程と、を備えるのが好ましい。
上記本発明の構成により、サージングラインが吐出圧力と吐出風量との２次元領域のなかでサージング現象を生ずる領域と生じない領域の境であり、サージングコントロールラインが該サージングラインにサージング現象を生じない領域側へマージンを加えた境であり、非サージ制御工程で、前記吐出圧力と前記吐出風量とで定まる運転点がサージングコントロールラインに接近したときに、前記吐出圧力と前記吐出風量との関係が前記サージングコントロールラインに沿って変化する様に前記ターボ圧縮機の回転数を変化させるので、吐出風量が需要側の需要により変動して、前記吐出圧力と前記吐出風量とで定まる運転点が前記サージングラインに接近した際に、サージング現象が生ずるのを回避することができる。
【００１７】
上記目的を達成するため、本発明に係る気体を吸入口から吸気し圧縮気体を吐出圧力の吐出風量で吐出するターボ圧縮機を有し需要側へ圧縮気体を供給する圧縮装置の制御方法を、吐出圧力と吐出風量との２次元領域のなかでサージング現象を生ずる領域と生じない領域の境であるサージングラインと該サージングラインにサージング現象を生じない領域側へマージンを加えた境であるサージングコントロールラインとを定める準備工程と、前記吐出圧力と前記吐出風量との関係が前記サージングコントロールラインに沿って変化する様に前記ターボ圧縮機の回転数を変化させる非サージ制御工程と、を備えるものとした。
【００１８】
上記本発明の構成により、サージングラインが吐出圧力と吐出風量との２次元領域のなかでサージング現象を生ずる領域と生じない領域の境であり、サージングコントロールラインが該サージングラインにサージング現象を生じない領域側へマージンを加えた境であり、非サージ制御工程で前記吐出圧力と前記吐出風量との関係が前記サージングコントロールラインに沿って変化する様に前記ターボ圧縮機の回転数を変化させるので、吐出風量が需要側の需要により変動しても、サージング現象が生ずるのを回避することができる。
【００１９】
さらに、本発明に係る圧縮装置は、設定圧力値より大きな上限圧力値と圧縮気体を吐出する際の回転数よりも低い回転数値である無負荷回転数値とを定める第３準備工程と、前記吐出圧力が前記上限圧力値に達したとき、前記ターボ圧縮機の吸入口を全閉にし、前記ターボ圧縮機の回転数を無負荷回転数値に下げる無負荷運転工程と、を備えるのが好ましい、
上記本発明の構成により、上限圧力値が設定圧力値より大きく、無負荷回転数値が圧縮気体を吐出する際の回転数よりも低い回転数値であり、無負荷運転工程で、前記吐出圧力が前記上限圧力値に達したとき、前記ターボ圧縮機の吸入口を全閉にし、前記ターボ圧縮機の回転数を無負荷回転数値に下げるので、吐出風量が需要側の需要により変動しても、サージング現象が生ずるのを回避し、吐出圧力を上限圧力を大きく上回らないようにすることができる。
【００２０】
さらに、本発明に係る圧縮装置は、ターボ圧縮機が電動機により駆動され、インバータによる駆動電源の周波数変換により前記電動機の回転数を変化させる、のが好ましい。
上記本発明の構成により、インバータによる駆動電源の周波数変換により前記電動機の回転数を変化させるので、ターボ圧縮機の回転数を連続的に変化させ、吐出圧力をスムーズに変化させることができる。
【００２１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の好ましい実施形態を、図面を参照して説明する。なお、各図において、共通する部分には同一の符号を付し、重複した説明を省略する。
【００２２】
本発明の実施形態に係る需要側へ圧縮気体を供給する圧縮装置を説明する。図１は、本発明の実施形態に係る圧縮装置の配管系統図である。
【００２３】
圧縮装置１は、需要側へ圧縮気体を供給する装置であって、原動機２とトルク伝達機構３とターボ圧縮機４とクーラ５と吸入フィルタ６とレシーバタンク７と吸入開閉弁８と放風弁９とディフューザ１０と逆止弁１１と圧力センサ１２と制御装置１３と原動機ドライバ１４と送気配管１５とで構成される。
【００２４】
原動機２は、ターボ圧縮機４を回転駆動させるものであり、例えば、誘導式電動機である。誘導式電動機は、駆動電源の周波数により決まる回転数（例えば、３６００ｒｐｍ）で回転する。
誘導式電動機は、インバータ盤１４によりＰＷＭ方式によって周波数を変えられた駆動電源により駆動される。
駆動電源の周波数が変化すると、誘導式電動機の回転数はその周波数に対応して変化する。
原動機２の駆動軸は、後述するトルク伝達機構３に連結する。
【００２５】
トルク伝達機構３は、原動機２の出力トルクをターボ圧縮機４へ伝達する機構であり、ブルギアとピニオンギアとを持つ。
ピニオンギアとブルギアとが互いに噛み合って回転する。
原動機２の駆動軸がブルギアの回転軸に連結する。
ターボ圧縮機４の回転軸がピニオンギアの回転軸に連結する。
トルク伝達機構３は、原動機２の回転を増速してターボ圧縮機４に伝達する。
ターボ圧縮機４は、原動機２の回転数に増速比を乗じた回転数で回転する。
【００２６】
ターボ圧縮機４は、電動機２にトルク伝達機構３を介して回転され、気体を吸入口から吸引し圧縮気体を吐出口から吐出することのできるターボ式の圧縮機である。その電動機２は、インバータ盤１４により周波数を変換された駆動電源により駆動される。
ターボ圧縮機４は、例えば、第１段ターボ圧縮機４ａと第２段ターボ圧縮機４ｂとで構成される。
第１段ターボ圧縮機４ａが吸入口から気体を吸入し、第１段ターボ圧縮機４ａと第２段ターボ圧縮機４ｂとが気体を順番に圧縮し、第２段ターボ圧縮機４ｂが吐出口から圧縮気体を吐出する。
第１段ターボ圧縮機４ａの回転軸がピニオンギアの回転軸の一方の端部に連結し、第２段ターボ圧縮機４ｂの回転軸がピニオンギアの回転軸の他方の端部に連結する。
サージング現象がターボ式の圧縮機に発生することが知られている。サージング現象は、ターボ式の圧縮機を所定の限界風量より低い吐出風量で運転した時に運転が不安定になる現象である。
限界風量は、ターボ圧縮機の回転数と吐出圧力により定まる。回転数が一定である場合、吐出圧力が高くなると所定の限界風量も大きくなる。
吐出圧力と吐出風量の２次元領域で、吐出風量と限界風量とで定まる運転点をプロットして繋いだラインがサージングラインという。
ターボ圧縮機４の吸入口を全閉にすると、ターボ圧縮機４が空転し、圧縮気体を吐出しなくなる。この状態を無負荷運転という。
【００２７】
クーラ５は、圧縮気体を冷却する冷却器であり、インタークーラ５ａとアフタークーラ５ｂとで構成される。
インタークーラ５ａは、第１段ターボ圧縮機４ａから吐出した圧縮気体を受け入れて、圧縮気体を冷却した後、第２段ターボ圧縮機４ｂへ送る。
アフタークーラ５ｂは、第２段ターボ圧縮機４ｂから吐出した圧縮気体を受け入れて、圧縮気体を冷却した後、レシーバタンク７へ送る。
【００２８】
吸入フィルタ６は、圧縮装置１が取り込む気体をフィルタリングする装置である。例えば気体が空気であれば、吸入フィルタ６の入口が大気に開放され、吸入フィルタ６の出口が後述する吸入開閉弁８の入口に連通する。
【００２９】
レシーバタンク７は、圧縮気体を一時貯留した後、圧縮気体を需要側へ送る容器である。
レシーバタンク７の入口が、逆止弁１１の出口と連通する。
レシーバタンク７の出口が、送気配管１５と連通する。
圧縮気体がレシーバタンク１０で一時貯留するので、需要側へ送られる圧縮気体の圧力が安定する。
【００３０】
吸入開閉弁８は、一方の口から気体を受け入れ他方の口をターボ圧縮機４の吸入口に連通する開閉弁であり、例えばオン−オフ開閉弁である。オン−オフ開閉弁は、オン信号を受けると全閉にし、オフ信号を受けると全開にする。吸入開閉弁８の入口が吸入フィルタ６の出口に連通し、吸入開閉弁８の出口が第１段ターボ圧縮機４ａの吸入口に連通する。
吸入開閉弁８を全開にすると、ターボ圧縮機４が気体を吸入口から取り込んで圧縮し、圧縮気体を吐出口から吐出する。この状態を負荷運転という。
吸入開閉弁８を全閉にすると、気体がターボ圧縮機４に取り込まれず、ターボ圧縮機４が空回りし、圧縮気体を吐出しない。この状態を無負荷運転という。
【００３１】
放風弁９は、一方の口にターボ圧縮機の吐出口からの圧縮気体を受け入れ、他方の口から気体を放出するオン−オフ開閉弁である。例えば、オン−オフ開閉弁は、オン信号を受けると全閉し、オフ信号をうけると全開する。
放風弁９が、一方の口をアフタークーラ５ｂの出口に連通し、他方の口を後述するデフューザ１０の入口に連通する。
吸入開閉弁８を全閉したときに、放風弁９の全開にするのが好ましい。
また、吸入開閉弁８を全開したときに、放風弁９の全閉にするのが好ましい。
【００３２】
ディフューザ１０は、放風弁９から放風された圧縮空気を大気圧に拡散させる装置である。
ディフューザ１０の入口が放風弁９の出口に連通し、出口が吸入フィルタ６と吸入開閉弁８を連通する配管に連通する。
【００３３】
逆止弁１１は、圧縮気体の逆方向への送気を防止する弁である。逆止弁１１の入口はアフタークーラ５ｂの出口に連通し、逆止弁１１の出口はレシーバタンク７の入口に連通する。
従って、ターボ圧縮機４の状態が無負荷運転になり吐出圧力が下がっても、レシーバタンク７内の気体が圧縮装置１へ逆送される恐れがない。
【００３４】
圧力センサ１２は、ターボ圧縮機４の吐出圧を検出し、圧力信号を制御装置１３へ送るセンサである。
例えば、圧力センサ１２は、逆止弁１１とレシーバタンク７とを連通する配管の途中に設けられる。従って、逆止弁１１が閉止した場合は、圧力センサ１２の検知する圧力は、レシーバタンク７の圧力を表す。
【００３５】
制御装置１３は、圧縮装置１を制御する装置であり、例えば、マイコン制御盤である。
制御装置１３は、圧力センサ１２からの圧力信号を入力し、所定の手順に従って、吸入開閉弁８と放風弁９と原動機ドライバ１４とを制御する。
制御装置１３の手順は、後述する。
【００３６】
原動機ドライバ１４は、制御装置１３の指令を受けて原動機２をドライブする装置であり、例えば、原動機２が誘導電動機である場合にはインバータ盤である。
インバータ盤は、制御装置１３からの回転数を表す指令信号を受けて、インバータによるＰＷＭ制御により周波数を変化させた駆動電源を電動機２に供給する。電動機２は、周波数に対応した回転数で回転する。
【００３７】
送気配管１５は、圧縮装置の供給する圧縮気体を需要側へ送気する配管である。送気配管１５の一方の端部がレシーバタンク７の出口に連通し、送気配管１５の他方の端部が需要側の受け入れ口に連通する。
【００３８】
次に、本発明の実施形態に係る圧縮装置の制御方法とその作用を説明する。図２は、本発明の実施形態に係る圧縮装置の風量−圧力グラフ図である。図３は、本発明の実施形態に係る圧縮装置の制御の状態遷移図である。
以下では、原動機２が誘導電動機であり、原動機ドライバ１４がインバータ盤であるとして説明する。
【００３９】
制御装置１３は、指令信号をインバータ盤１４へ送る。インバータ盤１４は、指令信号に対応した周波数を持った駆動電源を電動機２に送る。
誘導電動機２が駆動電源に対応した回転数で回転すると、第１段ターボ圧縮機４ａと第２段ターボ圧縮機４ｂとが回転する。
気体が、吸入フィルタ６から吸い込まれ、吸入開閉弁８を通って第１段ターボ圧縮機４ａの吸入口へ入る。気体は、第１段ターボ圧縮機４ａと第２段ターボ圧縮機４ｂとを順に通って、圧縮される。圧縮されたために昇温した圧縮空気は、インタークーラ５ａで冷却される。
第２段ターボ圧縮機４ｂを出た圧縮気体は、アフタークーラ５ｂを経て、レシーバタンク７へ入る。圧縮気体は、需要要求に応じて、送気配管１５を経て、需要側へ送られる。
【００４０】
制御装置１３は、圧力信号を入力し、圧縮装置を低圧制御し若しくは非サージ制御し、または無負荷運転にする。以下に、制御方法を、第１準備工程と低圧制御と第２準備工程と非サージ制御工程と第３準備工程と無負荷運転工程とに分けて説明する。
図２では、ａ領域が圧縮装置の起動時の状態を示し、ｂ領域が需要側の消費気体量が定格風量よりも大きい場合の状態を示し、ｃ領域が定圧制御している状態を示し、ｄ領域が非サージ制御をしている状態を示し、ｅ点が非サージ制御から無負荷運転に移る点を示している。
【００４１】
（第１準備工程）
設定圧力値を定める。設定圧力値は、ターボ圧縮機の仕様圧力または仕様圧力より低い希望使用圧力とする。
さらに、減量限界風量値を定める。減量限界風量値は、吐出圧力が設定圧力値であるときにサージング現象を生ずる吐出風量値の最大値にマージン風量値を加えて得られる値である。
設定圧力値と減量限界風量値とを制御装置１３にセットする。
【００４２】
（定圧制御工程）
定圧制御の目的は、需要側の消費気体量の変動にあわせてターボ圧縮機の吐出風量を制御し、常にターボ圧縮機の吐出圧力を一定の値に保ち、ターボ圧縮機を安定して運転することである。
制御装置１３は、吐出風量が減量限界風量値を上回るときに、前記吐出圧力と設定圧力値との差が小さくなる様にターボ圧縮機４の回転数を変化させる。
図２のｃ領域が、サージング現象が生じない範囲で、吐出風量を調整して吐出圧力を一定にする様子を示している。
【００４３】
この制御では、制御装置１３は、圧力センサ１２の出力を基に所定の制御手続に従ってインバータ盤１４に指令信号を送る。インバータ盤１４は、指令信号に対応した所定の周波数の駆動電源を電動機２に供給する。電動機２は、トルク伝達機構３を介してターボ圧縮機４を回転させる。
制御装置１３は、ターボ圧縮機４の吐出圧力が設定圧力値になるように、インバータ盤１４の出力する駆動電源の周波数を指令信号（例えば、４〜２０ｍＡＤＣ）により操作し、需要側への吐出風量を増減させる。
【００４４】
例えば、指令信号が４ｍＡＤＣの時に、インバータ出力周波数は最低回転数に対応し、ターボ圧縮機４の吐出風量は最低になる。指令信号が２０ｍＡＤＣの時に、インバータ出力周波数は最大回転数に対応し、ターボ圧縮機４の吐出風量は最大になる。
需要側の消費する気体の量が減少すると、ターボ圧縮機４の特性曲線に応じて吐出圧力が上昇する。制御装置１３は、この吐出圧力の上昇傾向を検知し、インバータ盤１４への指令信号を下げる。インバータ盤１４は、指令信号の低下にともない電動機２へ供給する駆動電源の周波数を下げる。ターボ圧縮機４の回転数が低下すると、ターボ圧縮機４の吸入風量が低下するので、吐出風量が減少して、吐出圧力が低下する。
制御装置１３は、吐出圧力が設定圧力に戻るまで、インバータ盤１４への指令信号を徐々に減らす。インバータ盤１４は、ターボ圧縮機の吐出圧力が設定圧力になるまで、電動機２の回転数を下げる。
【００４５】
逆に、需要側の消費する気体の量が増加すると、ターボ圧縮機４の特性曲線に応じて吐出圧力が低下する。制御装置１３は、この吐出圧力の下降傾向を検知し、インバータ盤１４への指令信号を上げる。インバータ盤１４は、指令信号の上昇にともない電動機２へ供給する駆動電源の周波数を上げる。ターボ圧縮機４の回転数が上昇すると、ターボ圧縮機４の吸入風量が上昇するので、吐出風量が上昇して、吐出圧力が上昇する。
制御装置１３は、吐出圧力が設定圧力に戻るまで、インバータ盤１４への指令信号を徐々に上げる。インバータ盤１４は、ターボ圧縮機の吐出圧力が設定圧力になるまで、電動機２の回転数を上げる。
【００４６】
（第２準備工程）
予め吐出圧力と吐出風量との２次元領域のなかでサージング現象を生ずる領域と生じない領域の境であるサージングラインＸを定める。さらに、サージングラインＸにサージング現象を生じない領域側へマージンを加えた境であるサージングコントロールラインＹを定める。サージングラインＸとサージングコントロールラインＹとを御装置１３にセットする。
【００４７】
（非サージ制御工程）
非サージ制御の目的は、需要側での消費気体量が減少して、ターボ圧縮機４の吐出圧力と吐出風量で定まる運転点がサージング領域に近づいた時に、吐出風量が少なくなってサージングラインを越えることがないようにして、ターボ圧縮機のサージング現象の発生を防止することである。
制御装置１３は、吐出圧力と吐出風量で定まる運転点がサージングコントロールラインＹに接近し、サージングコントロールラインＹをサージングラインＸの側へ跨いだときに、吐出圧力と吐出風量との関係がサージングコントロールラインＹに沿って変化する様にターボ圧縮機４の回転数を変化させる。
【００４８】
図２のｄ領域が、非サージ制御をしている様子を示している。サージラインＸは、ターボ圧縮機の理論上のサージング現象をおこす境界である。サージコントロールラインＹは、サージラインにマージンを付加した制御用の設定ラインである。
定圧制御モードで制御中に吐出風量が減量限界風量を下回ったときに、運転点がサージコントロールラインＹに接近したと判断して、非サージ制御にうつる。減量限界風量はサージコントロールライン上の運転点の吐出風量である。
定圧制御の時には、吐出風量値と電動機の電流値とは概略比例している。
吐出風量の低下を電動機の電流でとらえ、ターボ圧縮機４の電流値がサージ防止値以下になったときに、吐出風量を減量限界風量値以上に維持するために、インバータ盤１４への指令信号を徐々に上昇させる。
ここで、サージ防止設定値は、ターボ圧縮機４に固有の特性であるサージラインＸと、検出している吐出圧力から自動的に算出し、安全マージンを加えた値である。すなわち、吐出圧力に対応するサージコントロールラインＹ上の吐出風量を求め、その吐出風量に対応する電動機の電流値をサージ防止設定値とする。サージ防止設定値は、吐出圧力が変化すれば、それに応じて変化する。
従って、吐出圧力と吐出風量とで定まる運転点は、サージコントロールラインＹに沿って移動する。
【００４９】
（第３準備工程）
上限圧力値と下限圧力値と無負荷回転数値とを定める。
ここで、上限圧力値は、設定圧力値より大きな値である。下限圧力値Ｐｌは、設定圧力値よりも低い値である。
無負荷回転数値は、圧縮気体を吐出する際の回転数よりも低い回転数値である。
上限圧力値と下限圧力値と無負荷回転数値とを制御装置１３にセットする。
【００５０】
（無負荷運転工程）
ターボ圧縮機４の状態を無負荷運転にするために、吐出圧力が上限圧力値に達したとき、吸入開閉弁８を全閉にし、放風弁９を全開にし、ターボ圧縮機４の回転数を無負荷回転数値に下げる。
定圧制御の最中または非サージ制御の最中に、需要側の気体消費量がさらに減少し、吐出圧力が上限圧力値にまで達すると、吸入開閉弁８を全閉にし、放風弁９を全開にする。気体がターボ圧縮機４に入らないので、ターボ圧縮機４が空回りし無負荷運転の状態になる。ターボ圧縮機４の状態が無負荷運転の状態になると、制御装置１３は、さらに指令信号を下げる。インバータ盤１４は、電動機２に供給する駆動電源の周波数をさらに下げる。ターボ圧縮機４の回転数が、無負荷回転数になる。
図２のｅ点が、設定圧力値が上限圧力値Ｐｈを上回る状態を示している。
ターボ圧縮機４の吐出圧力がレシーバタンク７の圧力よりも低下すると、逆止弁１１が作動する。圧力センサ１２の出力は、レシーバタンク７の圧力を表す。
【００５１】
圧力センサ１２の出力が下限圧力値まで低下したときは、吸入開閉弁８を全開にし、放風弁９を全閉にする。その後、制御装置１３は、インバータ盤１４への指令信号を上げる。ターボ圧縮機４の回転数が上昇し、定圧制御を再開する。
図２において、ａ領域が吸入開閉弁８を開いてターボ圧縮機４を負荷状態にする状態を表している。
【００５２】
ターボ圧縮機４の状態を無負荷運転にしてから負荷運転にするまでの時間である無負荷時間が長くなると無負荷回転数を低くするのが好ましい。
例えば、制御装置１３は、ターボ圧縮機４の状態を無負荷運転にしてから負荷運転にするまでの時間を無負荷時間として予め記録し、その無負荷時間に対応して、無負荷時間が長くなると無負荷回転数が低くなる様にする。
【００５３】
発明者らの試算によれば、ターボ圧縮機とトルク伝達機構と原動機の機械ロスは、定格動力の２０〜３０％である。機械ロスは回転数の２乗に比例するので、無負荷回転数を定格回転数の１／２すれば、機械ロスは１／４に低下し、大きな省エネルギー効果が期待できる。
【００５４】
上述の実施形態の圧縮装置を用いれば、以下の効果を発揮できる。
減量限界風量値を定め、吐出風量が減量限界風量値以上である場合に、ターボ圧縮機４の回転数をインバータ制御により変化させて制御し、吐出圧力と設定圧力値との差が小さくなる様にするので、サージング現象が起きるおそれのない領域で、ターボ圧縮機４の吐出圧力を設定圧力近辺に制御できる。
また、検出している吐出圧力から自動的にサージライン上の吐出風量に対応する電流値を算出し、その電流値に安全マージンを加えてサージ防止設定値を求め、電動機２の電流値がサージ防止設定値以下になったときに、インバータ盤１４への指令信号を徐々に上昇させるので、吐出圧力と吐出風量の関係が、サージングコントロールラインＹに沿って変化し、サージング現象の発生を防止できる。
また、設定圧力より大きな上限圧力を定め、吐出圧力が上限圧力に達すると、吸入開閉弁８を全閉にし、放風弁９を全開にし、ターボ圧縮機４の回転数を無負荷回転数にするので、ターボ圧縮機４が空運転し、サージング現象の発生を防止しつつ、吐出圧力の変化を一定の幅に押さえることができ、また無負荷運転中の機械ロスを少なくすることができる。
また、ターボ圧縮機の回転数をインバータ制御により変化させるので、吐出圧力がスムースに変化し、また機械ロスの発生を最小限に抑えることができる。
また、無負荷運転の時間が長くなるに応じて無負荷回転数を下げるので、無負荷時間が長い運転条件の場合に、より機械ロスを少なくすることができる。
また、従来はターボ圧縮機の吐出圧力を制御する吸気開閉弁に開度を連続的に変化させることのできる高価な開閉弁をもちいていたのに比べ、簡易な構造のオン−オフ開閉弁を用いることができる。
【００５５】
本発明は以上に述べた実施形態に限られるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲で各種の変更が可能である。
サージングラインＸとサージングコントロールラインＹとを制御装置１３にセットしたがこれに限定されず、回転数毎にサージングラインＸとサージングコントロールラインＹとを制御装置１３にセットしてもよい。
また、予めサージングコントロールラインＹや減量限界風量値をセットするとして説明したがこれに限定されず、制御中にサージングラインのデータから自動生成してもよい。
また、原動機ドライバをインバータ盤としたがこれに限定されず、例えば、連続的に減速比または増速比を変化させることのできる機能を持ったトルク伝達機構を制御するものでもよい。
また非サージ制御において、吐出風量の低下を電動機の電流でとらえる例で説明したがこれに限定されず、風量センサを送風配管に設けて、風量センサの出力から吐出風量を知ってもよい。
また、ターボ圧縮機は、２段ターボ圧縮機であるとして説明したがこれに限定されず、例えば、単段圧縮機、３段圧縮機、４段圧縮機またはＮ段圧縮機でもよい。
また、放風弁の後にディフューザを設け、ディフューザの出口が吸入フィルタ６と吸入開閉弁８を連通する配管に連通するとして説明したがこれに限定されず、例えば放風弁の後に放風サイレンサーを設け、放風サイレンサーの出口を大気に解放してもよい。
【００５６】
【発明の効果】
以上説明したように本発明の需要側へ圧縮気体を供給する圧縮装置とその制御方法は、その構成により、以下の効果を有する。
サージング現象が起きない減量限界風量を余裕をもって定め、吐出風量が減量限界風量以上である場合に、ターボ圧縮機の回転数を制御して吐出圧力を設定圧力値になるようにするので吐出風量が需要側の需要により変動しても、サージング現象が生ずるのを回避しつつ吐出圧力を前記設定圧力値に近似して維持させることができる。
また、サージング現象を起こす領域から余裕を持って離れたサージングコントロールラインを定め、回転数を制御してターボ圧縮機の運転点がサージングコントロールラインに沿うようにするので、吐出風量が需要側の需要により変動して運転点が前記サージングラインに接近したときに、サージング現象が生ずるのを回避することができる。
また、上限圧力をさだめ、吐出圧力が上限圧力に達すると、ターボ圧縮機を空転させて回転数を下げるので、吐出風量が需要側の需要により変動しても、サージング現象が生ずるのを回避し、吐出圧力を上限圧力より大きく上回らないようにすることができる。
また、インバータ制御によりターボ圧縮機の回転数を制御するので、ターボ圧縮機の回転数を連続的に変化させ、吐出圧力をスムーズに変化させることができる。
従って、需要側へ圧縮気体を供給する圧縮装置をより簡単な構成で精度よく制御できる手段を提供できる。
【００５７】
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態に係る圧縮装置の配管系統図である。
【図２】本発明の実施形態に係る圧縮装置の風量−圧力グラフ図である。
【図３】本発明の実施形態に係る圧縮装置の制御の状態遷移図である。
【符号の説明】
１圧縮装置
２原動機（電動機）
３トルク伝達機構
４ターボ圧縮機
４ａ第１段ターボ圧縮機
４ｂ第２段ターボ圧縮機
５クーラ
５ａインタークーラ
５ｂアフタークーラ
６吸入フィルタ
７レシーバタンク
８吸入開閉弁
９放風弁
１０ディフューザ
１１逆止弁
１２圧力センサ
１３制御装置（マイコン制御盤）
１４原動機ドライバ（インバータ盤）
１５送気配管[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a compression device that supplies compressed gas to the demand side. In particular, the present invention relates to a compression apparatus characterized by a control procedure for compression.
[0002]
[Prior art]
In plants and the like, since compressed gas (especially compressed air) is often used, a compression device for supplying the compressed gas is provided.
The amount of compressed gas used in a plant or the like varies depending on the operation status of the plant. Even when the demand for compressed gas falls below the rated air volume of the compressor, it is required to operate the compressor stably.
Some types of compressors use multi-stage turbo compressors. It is known that when a turbo compressor is used below a predetermined air flow (referred to as a surging limit air flow), a phenomenon that the rotation of the turbo compressor becomes unstable (referred to as a surging phenomenon) occurs. Therefore, the turbo compressor cannot reduce the discharge air volume below a predetermined value.
Therefore, in a compressor using a turbo compressor, a guide vane type suction opening / closing valve is provided at the suction port of the turbo compressor, and the opening degree of the opening of the suction opening / closing valve is sequentially adjusted to maintain the discharge air volume above a certain level. And the discharge pressure which is going to change with the consumption of the compressed gas on the demand side is kept constant.
[0003]
If the consumption of compressed gas on the demand side decreases and it becomes impossible to keep the discharge air flow above a certain level, the intake on / off valve is fully closed and the turbo compressor is idled (this Called no-load operation.)
Since the receiver tank is provided on the outlet side of the turbo compressor, even when the turbo compressor is in a no-load operation, compressed gas having a constant pressure can be supplied to the demand side. When time passes and the compressed gas in the receiver tank is consumed and the pressure in the receiver tank decreases, the turbo compressor resumes the discharge of the compressed gas (referred to as load operation).
When the discharge air volume of the compressor and the consumption amount on the demand side are close to each other, the turbo compressor frequently repeats the load operation and the no-load operation.
The above suction on-off valve is required to have a performance capable of highly accurate opening control in order to keep the discharge pressure within a certain range. Therefore, conventionally, a guide vane type on-off valve is used as the suction on-off valve. The guide vane type on-off valve is expensive because of its complicated structure and large diameter.
[0004]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Laid-Open No. 10-089287
[Patent Document 2]
JP-A-9-119378
[Patent Document 3]
JP-A-5-223493
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, there has been a demand for accurate control of the turbo compressor with a simpler configuration.
[0006]
The present invention has been devised in view of the problems described above, and intends to provide means for accurately controlling a compression device that supplies compressed gas to the demand side with a simpler configuration.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, the compression device for supplying compressed gas to the demand side according to the present invention includes a turbo compressor that sucks gas from the suction port and discharges the compressed gas with the discharge air volume of the discharge pressure, and is set pressure And a reduction limit airflow value obtained by adding a margin airflow value to the maximum value of the discharge airflow value that causes a surging phenomenon when the discharge pressure is the set pressure value, and the discharge airflow is the reduction limit airflow value. When the pressure exceeds the value, the rotational speed of the turbo compressor is changed so that the difference between the discharge pressure and the set pressure value becomes small.
[0008]
According to the above configuration of the present invention, when the turbo compressor sucks gas from the suction port and discharges compressed gas with the discharge air volume of the discharge pressure, the surging phenomenon occurs when the limit air volume value of the reduction is the discharge pressure is the set pressure value. This is a value obtained by adding a margin airflow value to the maximum value of the generated discharge airflow value. When the discharge airflow exceeds the reduction limit airflow value, the turbo pressure is set so that the difference between the discharge pressure and the set pressure value becomes small. Since the rotation speed of the compressor is changed, the discharge pressure can be brought close to the set pressure value while avoiding the occurrence of the surging phenomenon even if the discharge air volume fluctuates due to demand on the demand side.
[0009]
Furthermore, the compression device according to the present invention includes a surging line that is a boundary between a region where a surging phenomenon occurs and a region where a surging phenomenon does not occur in a two-dimensional region of discharge pressure and discharge air volume, and a region side where no surging phenomenon occurs in the surging line. And a surging control line that is a boundary to which a margin is added, and when the operating point determined by the discharge pressure and the discharge air volume approaches the surging control line, the relationship between the discharge pressure and the discharge air volume is the surging It is preferable to change the rotational speed of the turbo compressor so as to change along the control line.
According to the configuration of the present invention, the surging line is a boundary between the region where the surging phenomenon occurs and the region where the surging phenomenon does not occur in the two-dimensional region of the discharge pressure and the discharge air volume, and the surging control line does not cause the surging phenomenon in the surging line. When the operating point determined by the discharge pressure and the discharge air amount approaches the surging control line, the relationship between the discharge pressure and the discharge air amount is in the surging control line. Since the rotation speed of the turbo compressor is changed so as to change along the line, the discharge air volume fluctuates due to demand on the demand side, and the operating point determined by the discharge pressure and the discharge air volume approaches the surging line In addition, the surging phenomenon can be avoided.
[0010]
In order to achieve the above object, the compressor according to the present invention for supplying compressed gas to the demand side includes a turbo compressor that sucks gas from the suction port and discharges the compressed gas at a discharge pressure of discharge pressure, Surging control, which is the boundary between the surging line where the surging phenomenon occurs and the area where the surging phenomenon does not occur in the two-dimensional area of the discharge pressure and the discharge air flow, and the margin side of the surging line where the surging phenomenon does not occur. A rotation line of the turbo compressor is changed so that the relationship between the discharge pressure and the discharge air volume changes along the surging control line.
[0011]
According to the configuration of the present invention, the turbo compressor sucks gas from the suction port and discharges the compressed gas with the discharge air volume of the discharge pressure, and the surging line generates the surging phenomenon in the two-dimensional region of the discharge pressure and the discharge air volume. This is the boundary between the region and the region where it does not occur, and the surging control line is a boundary where a margin is added to the region where the surging phenomenon does not occur in the surging line, and the relationship between the discharge pressure and the discharge air volume is Since the rotational speed of the turbo compressor is changed so as to change along the way, it is possible to avoid the occurrence of a surging phenomenon even if the discharge air volume fluctuates due to demand on the demand side.
[0012]
The compression device according to the present invention further includes a suction opening / closing valve that receives gas from one port and communicates the other port with the suction port, and rotates when discharging a compressed gas with an upper limit pressure value larger than a set pressure value. A no-load rotation value that is a lower rotation number than the number, and when the discharge pressure reaches the upper limit pressure value, the suction on-off valve is fully closed, and the rotation speed of the turbo compressor is set to the no-load rotation value It is preferable to lower it.
With the above-described configuration of the present invention, when the suction on-off valve receives gas from one port and communicates the other port with the suction port, the upper limit pressure value is larger than the set pressure value, and the no-load rotational speed discharges compressed gas. When the discharge pressure reaches the upper limit pressure value, the suction on-off valve is fully closed and the rotation speed of the turbo compressor is lowered to the no-load rotation value. Even if the air volume fluctuates due to demand-side demand, the surging phenomenon can be avoided and the discharge pressure can be prevented from exceeding the upper limit pressure.
[0013]
Furthermore, it is preferable that the compression apparatus according to the present invention includes an electric motor that drives the turbo compressor, and changes the rotational speed of the electric motor by frequency conversion of a drive power source by an inverter.
With the configuration of the present invention described above, the electric motor drives the turbo compressor, and the rotational speed of the electric motor is changed by frequency conversion of the drive power source by the inverter. Therefore, the rotational speed of the turbo compressor is continuously changed, and the discharge pressure is changed. It can be changed smoothly.
[0014]
In order to achieve the above object, there is provided a control method for a compression device that has a turbo compressor that sucks gas from the suction port and discharges compressed gas at a discharge pressure of discharge pressure, and supplies the compressed gas to the demand side. A first preparatory step for determining a reduction pressure limit air volume value obtained by adding a margin air volume value to a maximum value of a discharge air volume value that generates a surging phenomenon when the discharge pressure is the set pressure value; And a constant pressure control step of changing the number of revolutions of the turbo compressor so that the difference between the discharge pressure and the set pressure value is reduced when the air volume exceeds the reduction limit air volume value.
[0015]
According to the configuration of the present invention, the reduction limit air volume value is a value obtained by adding a margin air volume value to the maximum value of the discharge air volume value that causes a surging phenomenon when the discharge pressure is the set pressure value. When the discharge air volume exceeds the reduction limit air volume value, the rotational speed of the turbo compressor is changed so that the difference between the discharge pressure and the set pressure value becomes small. Even if it fluctuates, the discharge pressure can be brought close to the set pressure while avoiding the occurrence of the surging phenomenon.
[0016]
Furthermore, the compression device according to the present invention includes a surging line that is a boundary between a region where a surging phenomenon occurs and a region where a surging phenomenon does not occur in a two-dimensional region of discharge pressure and discharge air volume, and a region side where no surging phenomenon occurs in the surging line. A second preparatory step for defining a surging control line that is a boundary to which a margin is added, and when an operating point determined by the discharge pressure and the discharge air flow approaches the surging control line, the discharge pressure and the discharge air flow And a non-surge control step of changing the rotational speed of the turbo compressor so that the relationship changes along the surging control line.
According to the configuration of the present invention, the surging line is a boundary between the region where the surging phenomenon occurs and the region where the surging phenomenon does not occur in the two-dimensional region of the discharge pressure and the discharge air volume, and the surging control line does not cause the surging phenomenon in the surging line. This is a boundary where a margin is added to the region side, and when the operating point determined by the discharge pressure and the discharge air volume approaches the surging control line in the non-surge control process, the relationship between the discharge pressure and the discharge air volume is Since the rotation speed of the turbo compressor is changed so as to change along the surging control line, the operating point determined by the discharge pressure and the discharge air volume is changed as the discharge air volume fluctuates according to demand on the demand side. It is possible to avoid a surging phenomenon when approaching the line.
[0017]
In order to achieve the above object, there is provided a control method for a compression device that has a turbo compressor that sucks gas from the suction port and discharges compressed gas at a discharge pressure of discharge pressure, and supplies the compressed gas to the demand side. Surging control, which is the boundary between the surging line where the surging phenomenon occurs and the area where the surging phenomenon does not occur in the two-dimensional area of the discharge pressure and the discharge air flow, and the margin side of the surging line where the surging phenomenon does not occur. And a non-surge control step of changing the number of revolutions of the turbo compressor so that the relationship between the discharge pressure and the discharge air volume changes along the surging control line. did.
[0018]
According to the configuration of the present invention, the surging line is a boundary between the region where the surging phenomenon occurs and the region where the surging phenomenon does not occur in the two-dimensional region of the discharge pressure and the discharge air volume, and the surging control line does not cause the surging phenomenon in the surging line. Since the margin is added to the region side, the rotational speed of the turbo compressor is changed so that the relationship between the discharge pressure and the discharge air volume changes along the surging control line in the non-surge control process. Even if the discharge air volume fluctuates due to demand on the demand side, the surging phenomenon can be avoided.
[0019]
Further, the compression device according to the present invention includes a third preparatory step for determining an upper limit pressure value larger than a set pressure value and a no-load rotation value that is a rotation value lower than the rotation number when the compressed gas is discharged, and the discharge It is preferable to include a no-load operation step of fully closing the suction port of the turbo compressor when the pressure reaches the upper limit pressure value and reducing the rotation speed of the turbo compressor to a no-load rotation value.
According to the configuration of the present invention, the upper limit pressure value is larger than the set pressure value, the no-load revolution value is a revolution value lower than the revolution number when the compressed gas is discharged, and in the no-load operation step, the discharge pressure is When the upper limit pressure value is reached, the turbo compressor suction port is fully closed and the rotation speed of the turbo compressor is lowered to the no-load rotation value, so even if the discharge air volume fluctuates due to demand side surging The phenomenon can be avoided and the discharge pressure can be prevented from greatly exceeding the upper limit pressure.
[0020]
Furthermore, in the compression apparatus according to the present invention, it is preferable that the turbo compressor is driven by an electric motor, and the rotational speed of the electric motor is changed by frequency conversion of a driving power source by an inverter.
With the configuration of the present invention described above, the rotational speed of the electric motor is changed by frequency conversion of the drive power supply by the inverter. Therefore, the rotational speed of the turbo compressor can be continuously changed, and the discharge pressure can be changed smoothly.
[0021]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In each figure, common portions are denoted by the same reference numerals, and redundant description is omitted.
[0022]
The compression apparatus which supplies compressed gas to the demand side which concerns on embodiment of this invention is demonstrated. FIG. 1 is a piping system diagram of a compression apparatus according to an embodiment of the present invention.
[0023]
The compression device 1 is a device that supplies compressed gas to the demand side, and includes a prime mover 2, a torque transmission mechanism 3, a turbo compressor 4, a cooler 5, a suction filter 6, a receiver tank 7, a suction on-off valve 8, and a vent valve. 9, a diffuser 10, a check valve 11, a pressure sensor 12, a control device 13, a prime mover driver 14, and an air supply pipe 15.
[0024]
The prime mover 2 rotates the turbo compressor 4 and is, for example, an induction motor. The induction motor rotates at a rotation speed (for example, 3600 rpm) determined by the frequency of the drive power supply.
The induction motor is driven by a drive power source whose frequency is changed by the inverter board 14 by the PWM method.
When the frequency of the driving power source changes, the rotation speed of the induction motor changes corresponding to the frequency.
The drive shaft of the prime mover 2 is connected to a torque transmission mechanism 3 described later.
[0025]
The torque transmission mechanism 3 is a mechanism for transmitting the output torque of the prime mover 2 to the turbo compressor 4 and has a bull gear and a pinion gear.
The pinion gear and the bull gear mesh with each other and rotate.
The drive shaft of the prime mover 2 is connected to the rotation shaft of the bull gear.
The rotating shaft of the turbo compressor 4 is connected to the rotating shaft of the pinion gear.
The torque transmission mechanism 3 increases the rotation of the prime mover 2 and transmits it to the turbo compressor 4.
The turbo compressor 4 rotates at a rotational speed obtained by multiplying the rotational speed of the prime mover 2 by the speed increase ratio.
[0026]
The turbo compressor 4 is a turbo compressor that is rotated by the electric motor 2 via the torque transmission mechanism 3 and is capable of sucking gas from the suction port and discharging compressed gas from the discharge port. The electric motor 2 is driven by a drive power source whose frequency is converted by the inverter board 14.
The turbo compressor 4 includes, for example, a first stage turbo compressor 4a and a second stage turbo compressor 4b.
The first stage turbo compressor 4a sucks gas from the suction port, the first stage turbo compressor 4a and the second stage turbo compressor 4b sequentially compress the gas, and the second stage turbo compressor 4b discharges the gas. Compressed gas is discharged from
The rotating shaft of the first stage turbo compressor 4a is connected to one end of the rotating shaft of the pinion gear, and the rotating shaft of the second stage turbo compressor 4b is connected to the other end of the rotating shaft of the pinion gear.
It is known that a surging phenomenon occurs in a turbo compressor. The surging phenomenon is a phenomenon in which the operation becomes unstable when the turbo type compressor is operated at a discharge air volume lower than a predetermined limit air volume.
The critical air volume is determined by the rotational speed and discharge pressure of the turbo compressor. When the rotational speed is constant, the predetermined critical air volume increases as the discharge pressure increases.
In the two-dimensional region of the discharge pressure and the discharge air volume, a line connecting the operating points determined by the discharge air volume and the limit air volume is called a surging line.
When the suction port of the turbo compressor 4 is fully closed, the turbo compressor 4 idles and stops discharging compressed gas. This state is called no-load operation.
[0027]
The cooler 5 is a cooler that cools the compressed gas, and includes an intercooler 5a and an aftercooler 5b.
The intercooler 5a receives the compressed gas discharged from the first stage turbo compressor 4a, cools the compressed gas, and then sends it to the second stage turbo compressor 4b.
The aftercooler 5b receives the compressed gas discharged from the second stage turbo compressor 4b, cools the compressed gas, and then sends it to the receiver tank 7.
[0028]
The suction filter 6 is a device that filters the gas taken in by the compression device 1. For example, if the gas is air, the inlet of the suction filter 6 is opened to the atmosphere, and the outlet of the suction filter 6 communicates with the inlet of a suction opening / closing valve 8 described later.
[0029]
The receiver tank 7 is a container that temporarily stores the compressed gas and then sends the compressed gas to the demand side.
The inlet of the receiver tank 7 communicates with the outlet of the check valve 11.
The outlet of the receiver tank 7 communicates with the air supply pipe 15.
Since the compressed gas is temporarily stored in the receiver tank 10, the pressure of the compressed gas sent to the demand side is stabilized.
[0030]
The suction opening / closing valve 8 is an opening / closing valve that receives gas from one port and communicates the other port with the suction port of the turbo compressor 4, for example, an on-off switching valve. The on-off on / off valve is fully closed when receiving an on signal and fully opened when receiving an off signal. The inlet of the suction on-off valve 8 communicates with the outlet of the suction filter 6, and the outlet of the suction on-off valve 8 communicates with the inlet of the first stage turbo compressor 4a.
When the suction opening / closing valve 8 is fully opened, the turbo compressor 4 takes in the gas from the suction port and compresses it, and discharges the compressed gas from the discharge port. This state is called load operation.
When the suction opening / closing valve 8 is fully closed, the gas is not taken into the turbo compressor 4, the turbo compressor 4 is idled, and the compressed gas is not discharged. This state is called no-load operation.
[0031]
The air discharge valve 9 is an on-off opening / closing valve that receives compressed gas from the discharge port of the turbo compressor at one port and discharges gas from the other port. For example, an on-off on / off valve is fully closed when an on signal is received, and fully opened when an off signal is received.
The air discharge valve 9 communicates one port with the outlet of the aftercooler 5b and communicates the other port with an inlet of a diffuser 10 described later.
When the intake opening / closing valve 8 is fully closed, the air discharge valve 9 is preferably fully opened.
Further, it is preferable that the air discharge valve 9 is fully closed when the suction opening / closing valve 8 is fully opened.
[0032]
The diffuser 10 is a device that diffuses compressed air discharged from the discharge valve 9 to atmospheric pressure.
The inlet of the diffuser 10 communicates with the outlet of the discharge valve 9, and the outlet communicates with a pipe communicating the suction filter 6 and the suction opening / closing valve 8.
[0033]
The check valve 11 is a valve that prevents compressed gas from being supplied in the reverse direction. The inlet of the check valve 11 communicates with the outlet of the aftercooler 5 b, and the outlet of the check valve 11 communicates with the inlet of the receiver tank 7.
Therefore, even if the turbo compressor 4 is in a no-load operation and the discharge pressure is lowered, there is no possibility that the gas in the receiver tank 7 is sent back to the compressor 1.
[0034]
The pressure sensor 12 is a sensor that detects the discharge pressure of the turbo compressor 4 and sends a pressure signal to the control device 13.
For example, the pressure sensor 12 is provided in the middle of a pipe that communicates the check valve 11 and the receiver tank 7. Therefore, when the check valve 11 is closed, the pressure detected by the pressure sensor 12 represents the pressure in the receiver tank 7.
[0035]
The control device 13 is a device that controls the compression device 1 and is, for example, a microcomputer control panel.
The control device 13 inputs a pressure signal from the pressure sensor 12, and controls the intake on / off valve 8, the air discharge valve 9, and the prime mover driver 14 according to a predetermined procedure.
The procedure of the control device 13 will be described later.
[0036]
The prime mover driver 14 is a device that drives the prime mover 2 in response to an instruction from the control device 13. For example, when the prime mover 2 is an induction motor, the prime mover driver 14 is an inverter board.
The inverter board receives a command signal representing the number of rotations from the control device 13 and supplies the motor 2 with drive power whose frequency is changed by PWM control by the inverter. The electric motor 2 rotates at a rotation speed corresponding to the frequency.
[0037]
The air supply pipe 15 is a pipe for supplying the compressed gas supplied from the compression device to the demand side. One end of the air supply pipe 15 communicates with the outlet of the receiver tank 7, and the other end of the air supply pipe 15 communicates with the demand side receiving port.
[0038]
Next, the control method and operation of the compression device according to the embodiment of the present invention will be described. FIG. 2 is an air flow-pressure graph of the compression device according to the embodiment of the present invention. FIG. 3 is a state transition diagram of control of the compression apparatus according to the embodiment of the present invention.
In the following description, it is assumed that the prime mover 2 is an induction motor and the prime mover driver 14 is an inverter board.
[0039]
The control device 13 sends a command signal to the inverter panel 14. The inverter board 14 sends a drive power source having a frequency corresponding to the command signal to the electric motor 2.
When the induction motor 2 rotates at a rotational speed corresponding to the drive power source, the first stage turbo compressor 4a and the second stage turbo compressor 4b rotate.
The gas is sucked from the suction filter 6 and passes through the suction opening / closing valve 8 and enters the suction port of the first stage turbo compressor 4a. The gas passes through the first stage turbo compressor 4a and the second stage turbo compressor 4b in order, and is compressed. The compressed air whose temperature has been increased due to the compression is cooled by the intercooler 5a.
The compressed gas exiting the second stage turbo compressor 4b enters the receiver tank 7 via the after cooler 5b. The compressed gas is sent to the demand side through the air supply pipe 15 according to demand demand.
[0040]
The control device 13 receives a pressure signal, controls the compression device at a low pressure, performs non-surge control, or puts the compressor into a no-load operation. Below, a control method is divided and demonstrated to a 1st preparatory process, a low voltage | pressure control, a 2nd preparatory process, a non-surge control process, a 3rd preparatory process, and a no-load operation process.
In FIG. 2, the region a indicates the state when the compressor is started, the region b indicates a state where the demand side gas consumption is larger than the rated air flow, and the region c indicates a state where constant pressure control is performed, The d region shows a state in which non-surge control is performed, and the point e shows a point where the non-surge control shifts to no-load operation.
[0041]
(First preparation step)
Determine the set pressure value. The set pressure value is the specified pressure of the turbo compressor or the desired operating pressure lower than the specified pressure.
Furthermore, a weight reduction limit airflow value is determined. The reduction limit airflow value is a value obtained by adding a margin airflow value to the maximum value of the discharge airflow value that causes a surging phenomenon when the discharge pressure is a set pressure value.
The set pressure value and the reduction limit air volume value are set in the control device 13.
[0042]
(Constant pressure control process)
The purpose of the constant pressure control is to control the discharge volume of the turbo compressor according to fluctuations in the amount of gas consumed on the demand side, always keep the discharge pressure of the turbo compressor at a constant value, and operate the turbo compressor stably. That is.
The control device 13 changes the rotational speed of the turbo compressor 4 so that the difference between the discharge pressure and the set pressure value becomes small when the discharge air volume exceeds the reduction limit air volume value.
The region c in FIG. 2 shows how the discharge pressure is adjusted by adjusting the discharge air volume in a range where the surging phenomenon does not occur.
[0043]
In this control, the control device 13 sends a command signal to the inverter panel 14 according to a predetermined control procedure based on the output of the pressure sensor 12. The inverter panel 14 supplies a drive power having a predetermined frequency corresponding to the command signal to the electric motor 2. The electric motor 2 rotates the turbo compressor 4 via the torque transmission mechanism 3.
The control device 13 operates the frequency of the drive power output from the inverter panel 14 by a command signal (for example, 4 to 20 mADC) so that the discharge pressure of the turbo compressor 4 becomes a set pressure value, and discharges to the demand side. Increase or decrease airflow.
[0044]
For example, when the command signal is 4 mADC, the inverter output frequency corresponds to the minimum rotation speed, and the discharge air volume of the turbo compressor 4 is minimum. When the command signal is 20 mADC, the inverter output frequency corresponds to the maximum rotational speed, and the discharge air volume of the turbo compressor 4 is maximized.
When the amount of gas consumed on the demand side decreases, the discharge pressure increases according to the characteristic curve of the turbo compressor 4. The control device 13 detects the increasing tendency of the discharge pressure and lowers the command signal to the inverter panel 14. The inverter panel 14 reduces the frequency of the drive power supplied to the electric motor 2 as the command signal decreases. When the rotational speed of the turbo compressor 4 decreases, the intake air amount of the turbo compressor 4 decreases, so that the discharge air amount decreases and the discharge pressure decreases.
The control device 13 gradually decreases the command signal to the inverter panel 14 until the discharge pressure returns to the set pressure. The inverter panel 14 reduces the rotational speed of the electric motor 2 until the discharge pressure of the turbo compressor reaches the set pressure.
[0045]
Conversely, when the amount of gas consumed on the demand side increases, the discharge pressure decreases according to the characteristic curve of the turbo compressor 4. The control device 13 detects the decreasing tendency of the discharge pressure and raises a command signal to the inverter panel 14. The inverter panel 14 increases the frequency of the drive power supplied to the electric motor 2 as the command signal increases. When the rotational speed of the turbo compressor 4 increases, the intake air amount of the turbo compressor 4 increases, so that the discharge air amount increases and the discharge pressure increases.
The control device 13 gradually increases the command signal to the inverter panel 14 until the discharge pressure returns to the set pressure. The inverter panel 14 increases the rotation speed of the electric motor 2 until the discharge pressure of the turbo compressor reaches the set pressure.
[0046]
(Second preparation step)
A surging line X is defined in advance as a boundary between a region where a surging phenomenon occurs and a region where no surging phenomenon occurs in a two-dimensional region of the discharge pressure and the discharge air volume. Further, a surging control line Y that is a boundary obtained by adding a margin to the region side where the surging phenomenon does not occur in the surging line X is determined. A surging line X and a surging control line Y are set in the control device 13.
[0047]
(Non-surge control process)
The purpose of non-surge control is when the gas consumption on the demand side decreases and when the operating point determined by the discharge pressure and discharge air flow of the turbo compressor 4 approaches the surging area, the discharge air flow decreases and the surging line is This is to prevent the surging phenomenon of the turbo compressor from occurring.
When the operating point determined by the discharge pressure and the discharge airflow approaches the surging control line Y and straddles the surging control line Y toward the surging line X, the control device 13 performs surging control on the relationship between the discharge pressure and the discharge airflow. The rotational speed of the turbo compressor 4 is changed so as to change along the line Y.
[0048]
A region d in FIG. 2 shows a state where non-surge control is performed. The surge line X is a boundary that causes a theoretical surging phenomenon of the turbo compressor. The surge control line Y is a control setting line in which a margin is added to the surge line.
When the discharge air volume falls below the reduction limit air volume during control in the constant pressure control mode, it is determined that the operating point has approached the surge control line Y, and the non-surge control is performed. The critical airflow reduction is the discharge airflow at the operating point on the surge control line.
During constant pressure control, the discharge air volume value and the electric current value of the motor are approximately proportional.
A command signal to the inverter panel 14 is used in order to keep the discharge air volume above the reduction limit air volume value when the decrease in the discharge air volume is detected by the electric current of the electric motor and the current value of the turbo compressor 4 falls below the surge prevention value. Increase gradually.
Here, the surge prevention set value is a value that is automatically calculated from the surge line X that is a characteristic unique to the turbo compressor 4 and the detected discharge pressure, and to which a safety margin is added. That is, the discharge air volume on the surge control line Y corresponding to the discharge pressure is obtained, and the current value of the electric motor corresponding to the discharge air volume is set as the surge prevention set value. If the discharge pressure changes, the surge prevention set value changes accordingly.
Therefore, the operating point determined by the discharge pressure and the discharge air volume moves along the surge control line Y.
[0049]
(Third preparation step)
An upper limit pressure value, a lower limit pressure value, and a no-load rotation value are determined.
Here, the upper limit pressure value is larger than the set pressure value. The lower limit pressure value Pl is a value lower than the set pressure value.
The no-load rotation value is a rotation value lower than the rotation number when the compressed gas is discharged.
The upper limit pressure value, the lower limit pressure value, and the no-load rotation value are set in the control device 13.
[0050]
(No-load operation process)
In order to make the state of the turbo compressor 4 unloaded, when the discharge pressure reaches the upper limit pressure value, the suction on-off valve 8 is fully closed, the air discharge valve 9 is fully opened, and the rotation speed of the turbo compressor 4 Is reduced to the no-load rotation value.
When the gas consumption on the demand side further decreases during the constant pressure control or the non-surge control and the discharge pressure reaches the upper limit pressure value, the suction on / off valve 8 is fully closed and the discharge valve 9 is turned on. Fully open. Since the gas does not enter the turbo compressor 4, the turbo compressor 4 idles and enters a no-load operation state. When the turbo compressor 4 is in a no-load operation, the control device 13 further lowers the command signal. The inverter panel 14 further reduces the frequency of the drive power supplied to the electric motor 2. The rotational speed of the turbo compressor 4 becomes a no-load rotational speed.
The point e in FIG. 2 shows a state where the set pressure value exceeds the upper limit pressure value Ph.
When the discharge pressure of the turbo compressor 4 is lower than the pressure of the receiver tank 7, the check valve 11 is activated. The output of the pressure sensor 12 represents the pressure in the receiver tank 7.
[0051]
When the output of the pressure sensor 12 falls to the lower limit pressure value, the suction on-off valve 8 is fully opened and the air discharge valve 9 is fully closed. Thereafter, the control device 13 raises a command signal to the inverter panel 14. The rotational speed of the turbo compressor 4 increases and the constant pressure control is resumed.
In FIG. 2, a region represents a state where the suction on-off valve 8 is opened and the turbo compressor 4 is put into a load state.
[0052]
When the no-load time, which is the time from when the turbo compressor 4 is in the no-load operation to the load operation, becomes longer, it is preferable to lower the no-load rotational speed.
For example, the control device 13 records in advance the time from when the turbo compressor 4 is in a no-load operation to the load operation as a no-load time, and the no-load time is longer corresponding to the no-load time. If so, the no-load speed should be lowered.
[0053]
According to the calculation by the inventors, the mechanical loss of the turbo compressor, the torque transmission mechanism, and the prime mover is 20 to 30% of the rated power. Since the mechanical loss is proportional to the square of the rotational speed, if the no-load rotational speed is halved to the rated rotational speed, the mechanical loss is reduced to ¼, and a great energy saving effect can be expected.
[0054]
If the compression apparatus of the above-mentioned embodiment is used, the following effects can be exhibited.
Decrease limit airflow value is determined, and when the discharge airflow is equal to or greater than the reduction airflow limit value, control is performed by changing the rotation speed of the turbo compressor 4 by inverter control so that the difference between the discharge pressure and the set pressure value is reduced. Therefore, the discharge pressure of the turbo compressor 4 can be controlled in the vicinity of the set pressure in a region where the surging phenomenon does not occur.
Also, a current value corresponding to the discharge air volume on the surge line is automatically calculated from the detected discharge pressure, a safety margin is added to the current value to obtain a surge prevention set value, and the current value of the motor 2 is a surge. Since the command signal to the inverter panel 14 is gradually raised when the value becomes the prevention set value or less, the relationship between the discharge pressure and the discharge air volume changes along the surging control line Y, and the occurrence of the surging phenomenon can be prevented. .
Further, when an upper limit pressure larger than the set pressure is set and the discharge pressure reaches the upper limit pressure, the suction on-off valve 8 is fully closed, the air discharge valve 9 is fully opened, and the rotation speed of the turbo compressor 4 is set to the no-load rotation speed. As a result, the turbo compressor 4 can be idled to prevent the occurrence of the surging phenomenon, and the change in the discharge pressure can be suppressed to a certain width, and the mechanical loss during the no-load operation can be reduced.
Moreover, since the rotation speed of the turbo compressor is changed by inverter control, the discharge pressure changes smoothly and the occurrence of mechanical loss can be minimized.
Further, since the no-load rotational speed is lowered as the time of no-load operation becomes longer, the mechanical loss can be further reduced in the case of operating conditions where the no-load time is long.
Compared to the conventional on-off valve that can continuously change the opening degree of the intake on-off valve that controls the discharge pressure of the turbo compressor, an on-off on-off valve with a simple structure is used. Can be used.
[0055]
The present invention is not limited to the embodiments described above, and various modifications can be made without departing from the scope of the invention.
Although the surging line X and the surging control line Y are set in the control device 13, the present invention is not limited to this, and the surging line X and the surging control line Y may be set in the control device 13 for each rotation speed.
In addition, although it has been described that the surging control line Y and the reduction limit airflow value are set in advance, the present invention is not limited to this, and may be automatically generated from the data of the surging line during control.
Further, although the prime mover driver is an inverter board, the present invention is not limited to this. For example, a torque transmission mechanism having a function capable of continuously changing the reduction ratio or the speed increasing ratio may be controlled.
In the non-surge control, the example in which the decrease in the discharge air volume is captured by the electric current of the electric motor has been described. However, the present invention is not limited to this example, and an air volume sensor may be provided in the blower pipe.
The turbo compressor has been described as being a two-stage turbo compressor, but is not limited thereto, and may be, for example, a single-stage compressor, a three-stage compressor, a four-stage compressor, or an N-stage compressor.
In addition, although it has been described that a diffuser is provided after the air discharge valve and the outlet of the diffuser communicates with a pipe that communicates the suction filter 6 and the suction opening / closing valve 8, the present invention is not limited to this. It may be provided and the outlet of the ventilating silencer may be released to the atmosphere.
[0056]
【The invention's effect】
As described above, the compression device for supplying compressed gas to the demand side of the present invention and the control method thereof have the following effects depending on the configuration.
The amount of airflow reduction limit that does not cause the surging phenomenon is set with a margin, and when the airflow discharge amount is equal to or greater than the airflow reduction limit airflow, the rotation speed of the turbo compressor is controlled so that the discharge pressure becomes the set pressure value. Even if it fluctuates due to demand on the demand side, the discharge pressure can be maintained close to the set pressure value while avoiding the occurrence of the surging phenomenon.
In addition, a surging control line that is far away from the area where surging phenomenon occurs is established and the rotational speed is controlled so that the operating point of the turbo compressor follows the surging control line. It is possible to avoid a surging phenomenon when the operating point approaches the surging line.
In addition, when the upper limit pressure is increased and the discharge pressure reaches the upper limit pressure, the turbo compressor is idled to reduce the rotation speed, so that the surging phenomenon is avoided even if the discharge air volume fluctuates due to demand-side demand. The discharge pressure can be prevented from exceeding the upper limit pressure.
Moreover, since the rotation speed of the turbo compressor is controlled by inverter control, the rotation speed of the turbo compressor can be continuously changed and the discharge pressure can be changed smoothly.
Therefore, it is possible to provide means that can accurately control the compression device that supplies the compressed gas to the demand side with a simpler configuration.
[0057]
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a piping system diagram of a compression apparatus according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an air flow-pressure graph of the compression device according to the embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a control state transition diagram of the compression apparatus according to the embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
1 Compression device
2 prime mover (electric motor)
3 Torque transmission mechanism
4 Turbo compressor
4a First stage turbo compressor
4b Second stage turbo compressor
5 Cooler
5a Intercooler
5b Aftercooler
6 Suction filter
7 Receiver tank
8 Suction valve
9 Ventilation valve
10 Diffuser
11 Check valve
12 Pressure sensor
13 Control device (microcomputer control panel)
14 Motor driver (inverter panel)
15 Air supply piping

Claims

A compression device that supplies compressed gas to the demand side,
Equipped with a turbo compressor that sucks gas from the suction port and discharges compressed gas with the discharge air volume of discharge pressure,
Determining a set pressure value and a reduction limit air volume value obtained by adding a margin air volume value to the maximum value of the discharge air volume value causing a surging phenomenon when the discharge pressure is the set pressure value;
When the discharge air volume exceeds the reduction limit air volume value, the rotational speed of the turbo compressor is changed so that the difference between the discharge pressure and the set pressure value becomes small.
The compression apparatus characterized by the above-mentioned.

Surging control, which is the boundary between the surging line where the surging phenomenon occurs and the area where the surging phenomenon does not occur in the two-dimensional area of the discharge pressure and the discharge air flow, and the margin side of the surging line where the surging phenomenon does not occur. Line,
When the operating point determined by the discharge pressure and the discharge air volume approaches the surging control line, the relationship between the discharge pressure and the discharge air volume changes along the surging control line. Changing the rotation speed,
The compression apparatus according to claim 1.

A compression device that supplies compressed gas to the demand side,
Equipped with a turbo compressor that sucks gas from the suction port and discharges compressed gas with the discharge air volume of discharge pressure,
Surging control, which is the boundary between the surging line where the surging phenomenon occurs and the area where the surging phenomenon does not occur in the two-dimensional area of the discharge pressure and the discharge air flow, and the margin side of the surging line where the surging phenomenon does not occur. Line,
Changing the rotational speed of the turbo compressor so that the relationship between the discharge pressure and the discharge air volume changes along the surging control line;
The compression apparatus characterized by the above-mentioned.

A suction opening / closing valve that receives gas from one port and communicates the other port to the suction port;
An upper limit pressure value larger than the set pressure value and a no-load rotation value that is a rotation value lower than the rotation number when discharging compressed gas are determined,
When the discharge pressure reaches the upper limit pressure value, the suction on-off valve is fully closed, and the rotation speed of the turbo compressor is reduced to a no-load rotation value,
The compression apparatus according to claim 2 or claim 3, wherein

The electric motor that drives the turbo compressor
Prepared,
Changing the rotational speed of the electric motor by frequency conversion of the drive power supply by an inverter;
The compression apparatus according to any one of claims 1 to 4, wherein the compression apparatus is characterized.

A control method of a compression device that has a turbo compressor that sucks gas from an inlet and discharges compressed gas with a discharge air volume of discharge pressure, and supplies the compressed gas to the demand side,
A first preparation step for determining a set pressure value and a reduction limit air volume value obtained by adding a margin air volume value to a maximum value of a discharge air volume value that causes a surging phenomenon when the discharge pressure is the set pressure value;
A constant pressure control step of changing a rotational speed of the turbo compressor so that a difference between the discharge pressure and the set pressure value is reduced when the discharge air volume exceeds the reduction limit air volume value;
A method for controlling a compression apparatus, comprising:

Surging control, which is the boundary between the surging line where the surging phenomenon occurs and the area where the surging phenomenon does not occur in the two-dimensional area of the discharge pressure and the discharge air flow, and the margin side of the surging line where the surging phenomenon does not occur. A second preparation step for defining a line;
When the operating point determined by the discharge pressure and the discharge air volume approaches the surging control line, the relationship between the discharge pressure and the discharge air volume changes along the surging control line. A non-surge control process to change the rotational speed;
The control method of the compression apparatus of Claim 6 characterized by the above-mentioned.

A control method of a compression device that has a turbo compressor that sucks gas from an intake port and discharges compressed gas at a discharge pressure of discharge pressure and supplies the compressed gas to the demand side,
Surging control, which is the boundary between the surging line where the surging phenomenon occurs and the area where the surging phenomenon does not occur in the two-dimensional area of the discharge pressure and the discharge air flow, and the margin side of the surging line where the surging phenomenon does not occur. A preparation process for determining the line;
A non-surge control step of changing the rotational speed of the turbo compressor so that the relationship between the discharge pressure and the discharge air volume changes along the surging control line;
The control method of the compression apparatus characterized by the above-mentioned.

A third preparatory step for determining an upper limit pressure value larger than the set pressure value and a no-load revolution value that is a revolution number lower than the revolution number when discharging the compressed gas;
When the discharge pressure reaches the upper limit pressure value, the suction port of the turbo compressor is fully closed, and a no-load operation step of reducing the rotation speed of the turbo compressor to a no-load rotation value;
The control method of the compression apparatus according to claim 7 or 8, characterized by comprising:

The turbo compressor is driven by an electric motor,
The method for controlling a compressor according to any one of claims 6 to 9, wherein the rotational speed of the electric motor is changed by frequency conversion of a drive power supply by an inverter.