JP2005023818A

JP2005023818A - Compressor system

Info

Publication number: JP2005023818A
Application number: JP2003189394A
Authority: JP
Inventors: Kazuo Takeda; 和夫武田; Akishi Kotani; 晃士小谷; Takashi Saito; 隆史齋藤; Junji Okita; 純二沖田; Shinichi Hirose; 新一廣瀬
Original assignee: Hitachi Industries Co Ltd
Current assignee: Hitachi Plant Technologies Ltd
Priority date: 2003-07-01
Filing date: 2003-07-01
Publication date: 2005-01-27

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a compressor system capable of saving energy with a wide applicable range. <P>SOLUTION: The compressor system has a combination of turbo compressors 21-25 and positive displacement compressors 11-13 installed for controlling the amount of compressed gas flow from each of the compressors by a load device according to the consumption of compressed gas. In the turbo compressors, the amount of compressed gas flow is controlled by constant air pressure control by adjusting the amount of intake gas. In the positive displacement compressors, the amount of compressed gas flow is controlled by an on/off control by switching between loaded operation and unloaded operation. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、容積形圧縮機とターボ圧縮機を組み合わせて設置し、圧縮ガスの消費量に応じてこれら圧縮機からの圧縮ガス流量の制御をなすようにされている圧縮機システムに関する。
【０００２】
【従来の技術】
例えば工場やプラントのような設備では空圧アクチュエータの作動用ガスやガス封入の高圧ガス源などとして圧縮ガスが用いられる。その圧縮ガスは複数台の圧縮機が並列的に設置されてなる圧縮機システムにより供給されるのが一般的である。その圧縮機システムで用いられる圧縮機には大別して二つのタイプがある。一つは、スクリューやレシプロ、スクロールといった圧縮対象ガスの容積を強制的に収縮させて圧力を高める容積形圧縮機であり、他の一つは圧縮対象ガスに運動エネルギーを与えた後に速度を減じて圧力を高めるターボ圧縮機である。両者は容量や圧縮ガスの使用環境などに応じて有利とされる分野が違う。例えば容量についてみると、概して小容量では容積形圧縮機が有利であり、大容量ではターボ圧縮機が有利であるといえる。このため圧縮機システムにあっては、容積形圧縮機とターボ圧縮機を一つのシステム内で組み合わせて用いる場合が多い。
【０００３】
このような圧縮機システムでは、負荷機器による圧縮ガスの消費量に応じて圧縮ガス流量（圧縮ガスの圧送流量）の制御がなされる。圧縮機システムにおける圧縮ガス流量の制御としては、圧縮ガスの消費状況を確認して作業員が例えば圧縮機の運転台数の増減を調整する方法がある。この方法は、作業員を常時配置しておかなければならないため人員の無駄であるし、運転台数の増減のタイミングが遅れて適切な状態の圧縮ガスを供給できなくなるなどのヒューマンエラーを起す可能性も高い。
【０００４】
そこで、圧縮機システムの自動制御が望まれる。自動制御法の一つとして、圧縮ガスの時間帯による消費状況を前もって予測できる場合に、タイマーにより圧縮機の運転台数などを制御する方法がある。この方法は、時間帯ごとに最大消費量（単位時間当たりの最大消費量）を予測し、その最大消費量を前提にして圧縮機の運転台数などを調整することになる。そのためにどうしても無駄の多い運転となってしまう可能性が高い。
【０００５】
自動制御法の他の一つは、圧縮ガスの消費状況を圧力検出手段などで検出し、その検出データに基づいたフィードバック制御で圧縮ガス流量を調整する方法である。圧縮ガス流量の調整には、圧縮機の運転台数調整と圧縮機ごとの圧縮ガス流量調整とを何れか単独で、または両者の組み合わせで用いることができる。運転台数調整には、各圧縮機の起動・停止による調整と起動状態の圧縮機に負荷運転と無負荷運転の切換を行なわせるオンオフ制御があり、主には後者が用いられる。一方、圧縮機ごとの圧縮ガス流量調整は、圧縮機への吸込ガス量の調整でなすことができる。ただ、吸込ガス量調整は、動力効率の点から容積形圧縮機では一般的に用いられず、主にターボ圧縮機で用いられる。ターボ圧縮機における吸込ガス量調整は、その入口ガイドベーンによる吸込ガス量の調整でなすことができるし、また吸込絞り弁を用いた吸込ガス量の調整でなすこともできる（例えば特許文献１、特許文献２）。このようなフィードバック制御は、変動する圧縮ガスの消費量に追随した制御を行なえるので無駄を少なくすることができる。そのため多くの圧縮機システムではこの方法が用いられている。
【０００６】
容積形圧縮機とターボ圧縮機を組み合わせた圧縮機システムあるいは単一種類の圧縮機だけを用いた圧縮機システムにおける圧縮ガス流量制御技術については既にさまざまな方法が提案されている。例えば容積形圧縮機とターボ圧縮機を組み合わせる場合については、容積形圧縮機で圧縮機システム全体の圧縮ガス流量の調整を行なう、つまり容積形圧縮機を圧縮機システム全体の容量調整のための容量調整機とし、ターボ圧縮機を常時負荷運転のベースロード機として使用する方法が知られている（例えば特許文献３、特許文献４）。
【０００７】
また、高圧と低圧の圧縮ガスを供給する二つの圧縮ガス供給ラインがある場合に、低圧ライン側の圧縮機は常に全負荷運転に保ち、不足分を高圧ラインから減圧して供給する方法も提案されている（例えば特許文献５）。この方法は、低圧ライン側の圧縮機の方が高圧ライン側の圧縮機よりも一般的に容量が大きく、そして容量の大きな圧縮機より容量の小さな圧縮機の方が流量調整時の動力効率がよいという関係を利用している。
【０００８】
また、ターボ圧縮機の圧縮ガス流量制御について吸込絞り弁と放風弁を用いた制御が提案されている（例えば特許文献２）。この方法では、圧送流量の異なる複数台のターボ圧縮機を組み合わせることで広い圧送流量範囲に渡り吸込絞り弁による吸込絞り制御を行なえるようにしている。またターボ圧縮機では一定以下の圧送流量域においてサージングと呼ばれる管内不安定現象が生じるために吸込絞り制御を利用できる範囲が最大流量の例えば約７０〜１００％と制限を受けるということから、この吸込絞り制御を利用できない流量範囲については圧縮ガスの一部を放風することで圧送圧力を略一定に保ちながら流量制御を行なえるようにしている。そして、吸込絞り制御では圧送圧力を略一定に保てるという特徴があるので、これを利用してレシーバタンクを不要にするなど、圧縮機システムの合理化を図っている。
【０００９】
【特許文献１】
特開平７−３０５６９８号公報
【特許文献２】
特開平６−２４９１９０号公報
【特許文献３】
特開平７−３３２４８号公報
【特許文献４】
特開平７−１１９６４４号公報
【特許文献５】
特開平５−６００７７号公報
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】
容積形圧縮機とターボ圧縮機を組み合わせた圧縮機システムにおける従来の圧縮ガス流量制御では、容積形圧縮機を容量調整機としターボ圧縮機をベースロード機とする、特許文献２や特許文献３に記載される例のような手法が主流であった。その理由は、流量調整における容積形圧縮機とターボ圧縮機の特性の違いにある。流量調整は、上述のように、負荷運転と無負荷運転の切換によるオンオフ制御や吸込ガス量の調整で行なうことができるが、調整可能範囲の制限などの問題から、一般的にはオンオフ制御が用いられる。オンオフ制御では、負荷運転時間と無負荷運転時間の割合（負荷率）で圧送流量が決まり、動力もその負荷率に応じて定まる。
【００１１】
このオンオフ制御におけるターボ圧縮機と容積形圧縮機それぞれの圧送流量と必要動力の関係の一例をグラフにして図７に示す。グラフの横軸は、圧縮機の圧送流量であり、圧縮機の最大圧送流量を１００とした百分率で表わされている。一方、縦軸は、圧縮機の単位時間当たりの消費軸動力であり、全負荷運転状態で圧縮機が消費する単位時間当たりの軸動力を１００とした百分率で表わされている。このグラフから分るように、容積形圧縮機では無負荷運転時の動力が全負荷運転時の動力の約１８％であるのに対して、ターボ圧縮機では無負荷運転時の動力は全負荷運転時の動力の約３５％と大きい。しかもターボ圧縮機の方が容積形圧縮機よりも最大容量（最大流量）が大きいの一般的である。例えば、３００ｋＷの容積形圧縮機では風量０のときの無負荷動力が約５４ｋＷであるのに対して、１０００ｋＷのターボ圧縮機では無負荷動力が約３５０ｋＷになる。このようにターボ圧縮機は容積形圧縮機に較べて無負荷運転時の動力効率が悪いということから、ターボ圧縮機を常に全負荷運転のベースロード機として容積形圧縮機で容量調整を行なう手法が多用されることになっている。
【００１２】
しかしこのターボ圧縮機ベースロード機手法は、より一層の省エネ化という点で問題を残している。具体的にはターボ圧縮機ベースロード機手法は、負荷機器による圧縮ガスの消費量が全負荷運転のターボ圧縮機で供給される圧縮ガス量よりも上回っている条件では有効であるものの、その逆の場合に効率が低下する。すなわち圧縮ガスの消費量は大きく変動する場合も少なくないが、そのような場合には圧縮ガスの消費量が全負荷運転のターボ圧縮機で供給される圧縮ガス量よりも少なくなる状態も起こり、この状態では容積形圧縮機による容量調整を働かせる余地がなくなり、圧縮ガスを必要以上に供給することになって無駄を生じる。したがって省エネという観点からすると、ターボ圧縮機ベースロード機手法は、圧縮ガス消費量の変動が大きく、ベースロード機としたターボ圧縮機からの圧縮ガス流量よりも圧縮ガス消費量が少なくなる状態をしばしば生じる条件では必ずしも適切でなく、特にターボ圧縮機の方が容積形圧縮機よりも一般的に容量が大きいことを考慮すると、この手法を適用できる範囲はかなり限られることになるといえる。
【００１３】
また、従来における圧縮機システム制御技術の一つである上記特許文献５に記載の例のような手法、つまり高・低二つの圧縮ガス供給ラインを前提に高圧ラインの圧縮機の流量制御で低圧ライン側の流量も制御する手法にも汎用性の問題がある。すなわち、高・低二つの圧縮ガス供給ラインを必要としない圧縮機システムには適用できない。またこの手法は、低圧ライン側の圧縮機を常時負荷運転のベースロード機とし、高圧ライン側の圧縮機を容量調整機とする制御といえることから、上記ターボ圧縮機ベースロード機手法におけるのと同様に生成した圧縮ガスを無駄にするという問題もある。
【００１４】
また、従来における圧縮機システム制御技術の一つである上記特許文献４に記載の例のように、ターボ圧縮機の圧縮ガス流量制御として吸込絞り弁と放風弁を用いてなす制御手法には、吸込絞り弁制御の範囲外で放風を行なうために、その放風分が無駄になり、動力効率が低下するという問題がある。
【００１５】
ここで、ターボ圧縮機については、上記したように、その入口ガイドベーンによる吸込ガス量の調整をなしたり、吸込絞り弁による吸込ガス量の調整をなしたりすることで容量制御を行なうことができる。この吸込絞り制御は定風圧制御（定風圧容量制御）とも呼ばれる。そして入口ガイドベーンによる場合は、入口ガイドベーンの角度調整で吸込ガスに旋回を与えて吸込流量を変化させることにより圧送流量の調整がなされる。そのため入口ガイドベーンによる定風圧制御は、吸込絞り弁で吸込ガスに圧損を与えて圧送流量を変化させる定風圧制御と比較して効率が良く、容積形圧縮機のオンオフ制御と同等以上の効率で流量の調整が可能である。ただ、その調整可能範囲に制限がある。すなわち吸込絞り弁による調整の場合と同様にサージングを回避するために調整を行なうことのできる圧送流量範囲が最大流量の例えば約７０〜１００％に制限される。図８に、最大流量の７０％まではオンオフ制御を行ない、７０％以上では定風圧制御とした場合のターボ圧縮機における圧送流量と必要動力の関係の一例をグラフにして示す。グラフの横軸と縦軸は図７の場合と同様であり、参考までに図７における容積形圧縮機のオンオフ制御時の圧送流量と必要動力の関係も併せて示してある。なお図では簡略化して定風圧制御域（流量７０〜１００％の範囲）での流量と軸動力の関係を直線で表してあるが実際には下に凸な曲線となる。このグラフから定風圧制御が可能な範囲についてはそれを行なうようにすることで、動力効率を高めることが可能であることが分る。
【００１６】
本発明は、以上のような従来の圧縮機システムにおける事情を背景になされたものであり、より省エネ化を図ることができ、しかも適用範囲の広い圧縮機システムの提供を目的としている。
【００１７】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために本発明では、少なくとも１台のターボ圧縮機と複数台の容積形圧縮機を組み合わせて設置し、負荷機器による圧縮ガスの消費量に応じて前記ターボ圧縮機や容積形圧縮機からの圧縮ガス流量の制御をなすようにされている圧縮機システムにおいて、前記ターボ圧縮機については吸込ガス量の調整による定風圧制御で圧縮ガス流量の制御をなし、前記複数台の容積形圧縮機については負荷運転と無負荷運転の切換によるオンオフ制御で圧縮ガス流量の制御をなすようにしたことを特徴としている。
【００１８】
また本発明では上記のような圧縮機システムについて、前記ターボ圧縮機の定風圧制御は、当該定風圧制御状態にあるターボ圧縮機に設定した下限圧縮ガス流量以上の範囲に制限し、前記定風圧制御の範囲制限に伴って前記ターボ圧縮機の起動や停止に際して不連続となる圧縮ガス流量範囲に対し、前記複数台の容積形圧縮機におけるオンオフ制御で補間するようにしている。
【００１９】
また本発明では上記のような圧縮機システムについて、圧縮ガス流量の制御を開始すると、まず前記複数の容積形圧縮機の全台を全負荷運転状態で起動して前記オンオフ制御により圧縮ガス流量の制御をなし、この状態で前記複数の容積形圧縮機の全台による圧縮ガス流量を圧縮ガス消費量が上回った状態になったなら、前記ターボ圧縮機の最初の１台を起動して運転状態とし、以降はターボ圧縮機の前記定風圧制御または前記容積形圧縮機のオンオフ制御により圧縮ガス流量の制御をなすものとし、この最初のターボ圧縮機起動後における制御では、運転中の１台または複数台のターボ圧縮機による最大圧縮ガス流量に前記複数台の容積形圧縮機からの合計圧縮ガス流量を加えた圧縮ガス流量を圧縮ガス消費量が上回るたびに新たなターボ圧縮機を起動させるようにする一方で、運転中の１台または複数台のターボ圧縮機による最小圧縮ガス流量を圧縮ガス消費量が下回るたびに何れか１台のターボ圧縮機を停止させるようにしている。
【００２０】
さらに本発明では上記のような圧縮機システムについて、前記複数の容積形圧縮機の全台による圧縮ガス流量をＱｔ、前記ターボ圧縮機１台の最大圧縮ガス流量と最小圧縮ガス流量をそれぞれＱｍａｘ、Ｑｍｉｎとして、Ｑｍｉｎ≦Ｑｔ≦Ｑｍａｘとなるように前記容積形圧縮機の台数を設定するものとしている。
【００２１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態について説明する。図１に一実施形態による圧縮機システムの構成を模式化して示す。この圧縮機システムは、圧縮ガス流量制御盤（圧縮ガス流量制御装置）１、圧力検出手段２、レシーバタンク３、それに各々複数台が並列に設置される容積形圧縮機１１〜１３とターボ圧縮機２１〜２５を備えてなる。容積形圧縮機１１〜１３やターボ圧縮機２１〜２５が供給する圧縮ガスは、共通の圧送ライン３ｐを通してレシーバタンク３に貯蔵された後に図外の負荷機器（圧縮ガス消費機器）に圧送される。圧縮ガス流量制御盤１と圧力検出手段２は、圧縮ガス流量制御系を構成しており、レシーバタンク３における圧縮ガスの圧力つまり負荷機器による圧縮ガスの消費状態を圧力検出手段２で検出し、その検出圧力に基づいて圧縮ガス流量制御盤１が容積形圧縮機１１〜１３やターボ圧縮機２１〜２５の運転状態を調整して圧縮機システムからの圧縮ガス流量を制御する。そのために圧縮ガス流量制御盤１は、データ処理機能を有し、そのデータ処理機能に後述するような台数制御を可能とするソフトウエアが組み込まれている。
【００２２】
ここで、図の例では容積形圧縮機を１１〜１３の３台、ターボ圧縮機を２１〜２５の５台としているが、圧縮機の台数はこれに限られない。ただし、容積形圧縮機については、後述するような制御を可能とするために、その台数に一定の要件が課される。すなわち本発明では、容積形圧縮機の台数制御（後述のオンオフ制御）とターボ圧縮機の入口ガイドベーンを用いた吸込ガス量調整による容量制御つまり定風圧制御とを組み合わせて圧縮機システムの圧縮ガス流量制御を行なう。そしてこの組み合わせ制御おいてターボ圧縮機の定風圧制御は、サージング回避のために下限容量（下限圧縮ガス流量）を設定し、この下限容量以上の範囲に制限する。その下限容量は、例えばターボ圧縮機１台の最大容量（入口ガイドベーン最大角度運転状態での容量）の７０％であり、その場合には各ターボ圧縮機の容量の７０〜１００％に定風圧制御範囲が制限される。そのために、後述の説明から分るように、ターボ圧縮機の起動や停止に際し、各ターボ圧縮機の最大容量の７０％に相当する量で圧縮ガス流量が不連続的に変化することになる。そこで、この不連続部分を容積形圧縮機のオンオフ制御で補間することにより、圧縮ガス消費量に応じた全範囲についてきめ細かく圧縮ガス流量の制御を行なえるようにし、そのために容積形圧縮機の台数に一定の要求を課すことになる。
【００２３】
具体的には容積形圧縮機の台数は、各容積形圧縮機を全負荷運転した状態での容積形圧縮機の合計容量がターボ圧縮機１台の下限容量を超える台数とする。つまり容積形圧縮機１１〜１３の合計容量をＱｔ、ターボ圧縮機１台の下限容量（最小容量）をＱｍｉｎとすれば、Ｑｔ≧Ｑｍｉｎとなるように容積形圧縮機の台数を設定する。より好ましくは、ターボ圧縮機１台の最大容量をＱｍａｘとして、Ｑｍｉｎ≦Ｑｔ≦Ｑｍａｘとなるような台数とする。なおターボ圧縮機２１〜２５それぞれの最小容量が異なっている場合には、最小容量が最も小さいターボ圧縮機を基準にして容積形圧縮機の台数を設定するのが好ましい。この容積形圧縮機の台数設定については、ターボ圧縮機の容量は吸込ガスの温度により変化するため、最も低温の吸込ガス温度を想定し、それに基づいて容積形圧縮機の台数を定めるのが好ましい。
【００２４】
以下では、圧縮ガス流量制御盤１でなされる圧縮機システムの圧縮ガス流量制御について説明する。図２〜図５に、圧縮ガス流量制御盤１がなす圧縮ガス流量制御における一連の処理の流れを４つの分図に分けて示す。ここで、図中に用いられているＰは圧力検出手段２により検出された圧縮ガスの圧力、Ｐ１は予め設定してある下限圧力、Ｐ３は予め設定してある上限圧力である。つまり負荷機器による圧縮ガス消費量に応じて変化する検出圧力ＰがＰ１とＰ３の間にあるようにフィードバック制御するということである。なお、ターボ圧縮機については入口ガイドベーンの角度調整による定風圧制御で容量制御を行なう。そのためにターボ圧縮機に対しては目標圧力が必要となるが、それをＰ２とするとＰ１＜Ｐ２＜Ｐ３の関係になる。
【００２５】
図２の処理Ａ１で圧縮ガス流量制御盤１による圧縮ガス流量制御が開始されると、まず容積形圧縮機１１〜１３の全台を全負荷運転の状態で起動する（処理Ａ２）。処理Ａ３は運転中のターボ圧縮機の有無を判断する処理である。制御開始時点では運転中のターボ圧縮機はないので、処理Ａ３の結果は“ＮＯ”となり、図３に示す容積形圧縮機の台数制御に移行する。容積形圧縮機の台数制御は、全負荷運転（ＯＬ）と無負荷運転（ＵＬ）の切換によるオンオフ制御でなす。具体的には、処理Ｄ１で検出圧力Ｐが上限圧力Ｐ３を上回っているか否かを判断し、処理Ｄ２で検出圧力Ｐが下限圧力Ｐ１を下回っているか否かを判断する。処理Ｄ１の結果が肯定の“ＹＥＳ”であれば、つまり検出圧力Ｐが上限圧力Ｐ３を上回っていれば、圧縮ガスの供給量が負荷機器による消費量を上回って過剰な状態であるので、容積形圧縮機１１〜１３の何れか１台を無負荷運転にし（処理Ｄ３）、再度処理Ｄ１での判断を行なう。この処理を繰り返して処理Ｄ１の結果が否定の“ＮＯ”になれば、つまり検出圧力Ｐが上限圧力Ｐ３を下回るようになれば、処理Ｄ２に進む。処理Ｄ２の結果が肯定の“ＹＥＳ”であれば、つまり検出圧力Ｐが下限圧力Ｐ１を下回っていれば、圧縮ガスの供給量が負荷機器による消費量を下回って不足な状態であるので、圧縮ガスの供給量を増やすようにする。そのためにまず無負荷運転状態にある容積形圧縮機の有無を判断する（処理Ｄ４）。無負荷運転の容積形圧縮機があれば、それを全負荷運転にする（処理Ｄ５）。処理Ｄ２の結果が “ＹＥＳ”であり、しかも処理Ｄ４の結果が“ＮＯ”である場合には、容積形圧縮機の全台が全負荷運転でありながら消費量が供給量を上回っている状態なので、ターボ圧縮機の制御も開始し、まずターボ圧縮機を１台起動する（処理Ｇ１）。新たなターボ圧縮機の起動は入口ガイドベーンを最小角度に固定した状態（これは上述の下限容量状態ないし最小容量状態に相当する）で行なう。
【００２６】
ここで、容積形圧縮機１１〜１３の台数は、上記のように、各容積形圧縮機を全負荷運転した状態での合計容量Ｑｔ、ターボ圧縮機１台の最小容量Ｑｍｉｎ、およびターボ圧縮機１台の最大小容量Ｑｍａｘについて、Ｑｔ≧ＱｍｉｎないしＱｍｉｎ≦Ｑｔ≦Ｑｍａｘとなるように設定されている。したがって容積形圧縮機１１〜１３の全台が全負荷運転にあるということは、例えば最初のターボ圧縮機だけが運転されている状態の場合であれば、そのターボ圧縮機の最小容量を負荷機器による圧縮ガスの消費量が上回った状態にあるということである。すなわち最小容量を消費量が上回った状態になって初めてターボ圧縮機が起動されるということである。
【００２７】
処理Ｇ１でターボ圧縮機が起動されると、処理Ａ３の結果が“ＹＥＳ”となるのでターボ圧縮機の容量制御に移行する。ターボ圧縮機の容量制御が実質的に開始されるのは後述の処理Ｇ３においてである。その容量制御は、入口ガイドベーンの角度を調整して吸込ガス量を増減させる定風圧制御でなされる。より具体的には、検出圧力Ｐに基づいたフィードバック制御による入口ガイドベーンの角度調整でターボ圧縮機への吸込ガス量を調整する定風圧制御によりなされる。その入口ガイドベーンのフィードバック制御はＰＩ制御ないしＰＩＤ制御などとも呼ばれる。
【００２８】
ターボ圧縮機の容量制御においては、まず図２の処理Ａ４で起動中のターボ圧縮機が容量調整状態であるか否かを判断する。これは、ターボ圧縮機の入口ガイドベーンが限界角度つまり最小角度（最小容量状態）または最大角度（最大容量状態）にあれば非容量調整状態であり、最小角度と最大角度の中間状態にあれば容量調整状態であるとして判断される。処理Ａ４の結果が否定の“ＮＯ”になれば、つまり非容量調整状態と判断されれば処理Ｂ１に進む。
【００２９】
処理Ｂ１では運転中のターボ圧縮機が全て入口ガイドベーン最大角度状態つまり最大容量状態であるか否かを判断する。例えばターボ圧縮機の最初の１台が起動された状態では、上記のように入口ガイドベーンを最小角度にして起動がなされることから、処理Ａ４の結果は“ＮＯ”であり、それに続く処理Ｂ１の結果も“ＮＯ”となる。処理Ｂ１の結果が“ＮＯ”であれば、運転中のターボ圧縮機は全て入口ガイドベーン最小角度運転状態ということになる（処理Ｂ２）。一方、後述するような処理を経て複数台のターボ圧縮機が運転されている状態では処理Ｂ１の結果が“ＹＥＳ”となる場合もある。
【００３０】
処理Ｂ１の結果が“ＮＯ”の場合には、図４の処理Ｆ１で検出圧力Ｐが上限圧力Ｐ３を上回っているか否かを判断し、処理Ｆ２で検出圧力Ｐが下限圧力Ｐ１を下回っているか否かを判断する。処理Ｆ１の結果が肯定の“ＹＥＳ”であれば圧縮ガスの供給量が消費量を上回って過剰な状態である。そこで処理Ｆ３として全負荷運転中の容積形圧縮機の有無を判断する。処理Ｆ３の結果が“ＹＥＳ”であれば、全負荷運転中の容積形圧縮機の何れか１台を無負荷運転に切り換え（処理Ｆ４）、再度処理Ｆ１での判断を行なう。このＦ１、Ｆ３、Ｆ４の一連の処理が最初のターボ圧縮機を起動したままの状態においてなされる場合には、最初のターボ圧縮機起動後に圧縮ガス消費量に急激な変動がない限り、上述の容積形圧縮機台数とターボ圧縮機の最小容量との関係から、容積形圧縮機の台数が１台のターボ圧縮機の最小容量程度であれば、その時点での消費量を運転中の１台のターボ圧縮機だけで賄えるのが通常であり、そのため処理Ｆ１、Ｆ３、Ｆ４の繰り返しで容積形圧縮機の全台が無負荷運転になるのが通常である。したがってＱｔとＱｍｉｎがほぼ同じ程度になるように容積形圧縮機の台数を設定してある場合には最初のターボ圧縮機を起動すると同時に容積形圧縮機の全台を無負荷運転にするようにしてもよい。
【００３１】
処理Ｆ３の結果が“ＮＯ”となる場合は、容積形圧縮機が全台無負荷運転であり、入口ガイドベーン最小角度運転状態の１台ないし複数台のターボ圧縮機だけで圧縮ガスを供給している状態において、供給圧縮ガス量が消費ガス量を上回って過剰となっているので、ターボ圧縮機の１台を停止させる（処理Ｇ４）。それから運転中のターボ圧縮機の有無を判断する（処理Ｇ５）。処理Ｇ５の結果が“ＮＯ”であれば、上述した処理Ａ３〜処理Ｇ１による容積形圧縮機の台数制御を行ない、“ＹＥＳ”であれば、後述の処理Ｅ１以下の処理に移行する。一方、上記の処理を繰り返して処理Ｆ１の結果が“ＮＯ”になれば処理Ｆ２を行ない、その結果に応じて処理Ｇ３においてターボ圧縮機の容量制御が開始される。つまり処理Ｆ１の結果が“ＮＯ”になるのは、運転中のターボ圧縮機の全台が最小容量状態運転であり、容積形圧縮機の全台が無負荷運転の場合であるのが、この状態を前提にしてターボ圧縮機の定風圧制御への移行がなされる。
【００３２】
処理Ｆ２においてその結果が“ＹＥＳ”であれば、つまり検出圧力Ｐが下限圧力Ｐ１を下回っていれば、運転中のターボ圧縮機の全台が入口ガイドベーン最小角度状態運転において圧縮ガスの供給量が消費量を下回って不足な状態であるので、ターボ圧縮機の定風圧制御で圧縮ガスの供給量を増やすようにする。それには、この時点で全てのターボ圧縮機が入口ガイドベーン最小角度状態で運転中であることから、何れか１台のターボ圧縮機について、その入口ガイドベーン角度を検出圧力Ｐに応じて最大角度方向へ調整する容量調整を行なう（処理Ｇ３）。具体的には最小角度状態にある入口ガイドベーンの角度を拡げて吸込ガス量を増加させる。一方、処理Ｆ２の結果が“ＮＯ”であれば、処理Ｆ１に戻る。
【００３３】
図２の処理Ｂ１の結果が“ＹＥＳ”の場合、つまり運転中の全てのターボ圧縮機が入口ガイドベーンを最大に開いて最大容量運転状態にある場合には、図４の処理Ｅ１で検出圧力Ｐが下限圧力Ｐ１を下回っているか否かを判断し、処理Ｅ２で検出圧力Ｐが上限圧力Ｐ３を上回っているか否かを判断する。処理Ｅ１の結果が肯定の“ＹＥＳ”であれば、運転中のターボ圧縮機の全台が最大容量運転状態にありながら、つまりターボ圧縮機の容量制御をなせない状態でありながら、圧縮ガスの供給量が不足な状態である。そこで処理Ｅ３として無負荷運転中の容積形圧縮機の有無を判断する。処理Ｅ３の結果が“ＹＥＳ”であれば、無全負荷運転中の容積形圧縮機の何れか１台を全負荷運転に切り換え（処理Ｅ４）、再度処理Ｅ１での判断を行なう。この処理を繰り返しても処理Ｅ１の結果が“ＹＥＳ”で処理Ｅ３の結果が“ＮＯ”であれば、全台の容積形圧縮機が全負荷運転で、しかも運転中のターボ圧縮機の全台が最大容量運転状態でありながら、供給圧縮ガス量が消費ガス量に不足しているので、新たに１台のターボ圧縮機を入口ガイドベーン最小角度で起動させる（処理Ｇ２）。一方、処理Ｅ１の結果が“ＮＯ”になれば処理Ｅ２を行なう。
【００３４】
処理Ｅ２の結果が“ＹＥＳ”であれば、つまり検出圧力Ｐが上限圧力Ｐ３を上回っていれば、圧縮ガスの供給量が過剰な状態であるので、圧縮ガスの供給量を減らすようにする。それには、この時点で全てのターボ圧縮機が入口ガイドベーン最大角度状態で運転中であることから、何れか１台のターボ圧縮機について、その入口ガイドベーン角度を検出圧力Ｐに応じて最小角度方向へ調整する容量調整を行なう（処理Ｇ３）。一方、処理Ｅ２の結果が“ＮＯ”であれば、処理Ｅ１に戻る。
【００３５】
処理Ｇ３でターボ圧縮機の上述のような入口ガイドベーンによる容量制御が開始されると、図５の処理Ｃ１以下の処理がなされる。いま圧縮ガスの消費量が増加して供給が不足する状態になっている、つまり図４の処理Ｆ２の結果が“ＮＯ”の状態にあるとすると、運転中のターボ圧縮機の何れか１台が容量調整機となり、そのターボ圧縮機が入口ガイドベーンの角度を拡げて供給ガス流量を増加させる。この間において図１の圧縮ガス流量制御盤１は容量調整機からの限界角度到達信号（この場合は最大角度到達信号）を待つ信号待ちの状態にある（処理Ｃ１）。容量調整機が検出圧力Ｐに応じて入口ガイドベーンの角度を拡げ続け、入口ガイドベーンが最大角度になると、容量調整機から最大角度到達信号を送信し、これを圧縮ガス流量制御盤１が受信する（処理Ｃ６）。最大角度到達信号を受信した圧縮ガス流量制御盤１は、容量調整機に対して最大角度維持運転を行なうよう指令を送信する（処理Ｃ７）。それから圧縮ガス流量制御盤１は、運転中のターボ圧縮機が全て最大角度状態運転であるか否かを判断する（処理Ｃ８）。そして圧縮ガス流量制御盤１は、処理Ｃ８の結果が“ＮＯ”であり、最小角度維持運転を行っているターボ圧縮機が残っている場合に、その時点でまだ圧縮ガス供給量が不足していれば、最小角度維持運転中のターボ圧縮機の１台に容量調整機となるよに信号を送信し（Ｃ９）、限界角度到達信号待ち（処理Ｃ１）に戻る。一方、処理Ｃ８の結果が“ＹＥＳ”であった場合には、図２の処理Ａ４に戻り、その時点でまだ圧縮ガス供給量が不足していれば、上述した容積形圧縮機による台数制御（処理Ｅ３、Ｅ４）や新たターボ圧縮機の起動（処理Ｇ２）などがなされる。
【００３６】
以上とは逆に、圧縮ガスの消費量が減少して供給が過剰な状態になっている、つまり図４の処理Ｅ２の結果が“ＹＥＳ”の状態にあるとすると、運転中のターボ圧縮機の何れか１台が容量調整機となり、そのターボ圧縮機は入口ガイドベーンの角度を狭めて供給ガス流量を減少させる。容量調整機が検出圧力Ｐに応じて入口ガイドベーンの角度を狭め続け、入口ガイドベーンが最小角度になると、容量調整機から最小角度到達信号を送信し、これを圧縮ガス流量制御盤１が受信する（処理Ｃ２）。最小角度到達信号を受信した圧縮ガス流量制御盤１は、容量調整機に対して最小角度維持運転を行なうよう指令を送信する（処理Ｃ３）。それから圧縮ガス流量制御盤１は、運転中のターボ圧縮機が全て最小角度状態運転であるか否かを判断する（処理Ｃ４）。そして圧縮ガス流量制御盤１は、処理Ｃ４の結果が“ＮＯ”であり、最大角度維持運転を行っているターボ圧縮機が残っている場合に、その時点でまだ圧縮ガス供給量が過剰になっていれば、最大角度維持運転中のターボ圧縮機の１台に容量調整機となるよに信号を送信し（Ｃ５）、限界角度到達信号待ち（処理Ｃ１）に戻る。一方、処理Ｃ４の結果が“ＹＥＳ”であった場合には、図２の処理Ａ４に戻り、その時点でまだ圧縮ガス供給量が過剰となっていれば、上述したターボ圧縮機の停止（処理Ｇ４）や容積形圧縮機による台数制御（処理Ｅ３、Ｅ４）などがなされる。
【００３７】
本発明では以上のように、容積形圧縮機のオンオフ制御とターボ圧縮機の定風圧制御とを組み合わせて圧縮機システムの圧縮ガス流量制御を行なうようにしている。また、その組み合わせ制御に関して、ターボ圧縮機のサージング回避のために定風圧制御を一定範囲に制限する一方で、それによる不連続性を容積形圧縮機の台数制御で補間するようにしている。このため広い圧縮ガス流量範囲についてきめ細かく制御することができる。したがって、負荷機器による圧縮ガスの消費量がいかなる状態にあっても無駄に圧縮ガスを供給するようなことがなく、上述した従来の制御方式に較べて、より一層省エネ化を図ることができる。また、広い流量範囲をきめ細かく制御できることによって、圧縮ガス消費量が大きく変動する場合にも容易に対応でき、適用範囲の広い汎用的なシステムとなる。さらに、広い流量範囲の制御を流量に応じた制御手法の組み合わせでなすことから、流量制御における動力効率も最大限に高めることができる。図６に示すのは、以上のような圧縮機システムにおける圧縮ガス流量と圧縮機の軸動力の関係についてのグラフである。グラフの横軸と縦軸は上で説明した図７の場合と同様である。図６は、圧縮ガス流量と圧縮機の軸動力の関係を１台のターボ圧縮機の容量範囲について示したものであるが、原理的には複数台のターボ圧縮機についても同様である。この図から分るように、ターボ圧縮機の最小容量つまり下限容量までは容積形圧縮機のオンオフ制御により流量制御をなすことで動力効率を最大限に高め、また下限容量を上回る範囲ではターボ圧縮機の定風圧制御により流量制御をなすことで動力効率を最大限に高め、この組み合わせにより広い流量範囲の全体で動力効率を最大限に高めることができている。
【００３８】
以上の実施形態ではターボ圧縮機の台数の調整を起動と停止でなすようにしている。これは省エネという点で、より好ましい形態である。しかし起動と停止は応答性の点で劣る。そこで、応答性を重視する場合には起動・停止に代えて負荷・無負荷運転の切り替えでターボ圧縮機の台数調整をなすようにしてもよい。ただし、負荷・無負荷運転の切り替えとする場合には、無負荷運転状態が一定時間経過したらそのターボ圧縮機を停止させるような制御とするのが好ましい。また以上の実施形態ではターボ圧縮機の定風圧制御を入口ガイドベーンの角度調整で行なうようにしている。入口ガイドベーンによる定風圧制御は、動力効率に優れるが必ずしもこれである必要はなく、吸込絞り弁を用いて定風圧制御を行なうようにすることも可能である。
【００３９】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によれば、広い圧縮ガス流量範囲についてきめ細かく制御することができる。こののため、放風などによる無駄を招くことがなく、圧縮機システムのより一層の省エネ化を図ることが可能となる。また、圧縮ガス消費量が大きく変動する場合にも容易に対応でき、適用範囲の広い汎用的なシステムとすることができる。さらに、流量制御における動力効率も最大限に高めることができ、この点でも圧縮機システムのより一層の省エネ化を図ることが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】一実施形態による圧縮機システムの構成を模式化して示す図である。
【図２】図１の圧縮機システムにおける処理の流れを示す第１の分図である。
【図３】図１の圧縮機システムにおける処理の流れを示す第２の分図である。
【図４】図１の圧縮機システムにおける処理の流れを示す第３の分図である。
【図５】図１の圧縮機システムにおける処理の流れを示す第４の分図である。
【図６】図１の圧縮機システムにおける圧縮ガス流量と圧縮機の軸動力の関係を示すグラフ図である。
【図７】オンオフ制御におけるターボ圧縮機と容積形圧縮機それぞれの圧送流量と必要動力の関係の一例を示すグラフ図である。
【図８】オンオフ制御と定風圧制御を組み合わせて用いた場合のターボ圧縮機における圧送流量と必要動力の関係の一例をグラフ図である。
【符号の説明】
１圧縮ガス流量制御盤
２圧力検出手段
３レシーバタンク
１１〜１３容積形圧縮機
２１〜２２ターボ圧縮機[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a compressor system in which a positive displacement compressor and a turbo compressor are installed in combination, and the flow rate of compressed gas from these compressors is controlled according to the amount of compressed gas consumed.
[0002]
[Prior art]
For example, in facilities such as factories and plants, compressed gas is used as a working gas for pneumatic actuators, a high-pressure gas source for gas filling, and the like. The compressed gas is generally supplied by a compressor system in which a plurality of compressors are installed in parallel. There are roughly two types of compressors used in the compressor system. One is a positive displacement compressor that forcibly contracts the volume of the gas to be compressed, such as a screw, reciprocator, or scroll, to increase the pressure, and the other is to reduce the speed after giving kinetic energy to the gas to be compressed. This is a turbo compressor that increases pressure. Both fields differ in the fields that are advantageous according to the capacity and usage environment of compressed gas. For example, in terms of capacity, it can be said that a positive displacement compressor is generally advantageous for a small capacity, and a turbo compressor is advantageous for a large capacity. For this reason, in a compressor system, a positive displacement compressor and a turbo compressor are often used in combination in one system.
[0003]
In such a compressor system, the flow rate of compressed gas (compressed gas flow rate) is controlled in accordance with the amount of compressed gas consumed by the load device. As control of the compressed gas flow rate in the compressor system, there is a method in which the worker confirms the consumption state of the compressed gas and adjusts the increase / decrease in the number of operating compressors, for example. This method is a waste of personnel because it is necessary to keep workers at all times, and human error such as being unable to supply compressed gas in an appropriate state due to a delay in the increase / decrease timing of the number of operating units Is also expensive.
[0004]
Therefore, automatic control of the compressor system is desired. As one of the automatic control methods, there is a method of controlling the number of operating compressors or the like with a timer when the consumption state of the compressed gas according to the time zone can be predicted in advance. In this method, the maximum consumption (maximum consumption per unit time) is predicted for each time zone, and the number of operating compressors is adjusted on the assumption of the maximum consumption. Therefore, there is a high possibility that the operation will be wasteful.
[0005]
The other one of the automatic control methods is a method in which the compressed gas consumption state is detected by a pressure detecting means and the compressed gas flow rate is adjusted by feedback control based on the detected data. For the adjustment of the compressed gas flow rate, the operation number adjustment of the compressors and the compressed gas flow rate adjustment for each compressor can be used either alone or in combination. The adjustment of the number of operating units includes on / off control for adjusting the start and stop of each compressor and switching the loaded compressor to the no-load operation for the compressor in the activated state, and the latter is mainly used. On the other hand, the compressed gas flow rate adjustment for each compressor can be made by adjusting the amount of suction gas to the compressor. However, the suction gas amount adjustment is not generally used in a positive displacement compressor from the viewpoint of power efficiency, but is mainly used in a turbo compressor. The suction gas amount adjustment in the turbo compressor can be performed by adjusting the suction gas amount by the inlet guide vane, or can be performed by adjusting the suction gas amount using a suction throttle valve (for example, Patent Document 1, Patent Document 2). Such feedback control can reduce waste because it can perform control that follows the consumption of the fluctuating compressed gas. Therefore, this method is used in many compressor systems.
[0006]
Various methods have already been proposed for compressed gas flow rate control techniques in a compressor system combining a positive displacement compressor and a turbo compressor or a compressor system using only a single type of compressor. For example, when a positive displacement compressor and a turbo compressor are combined, the displacement of the compressor gas is adjusted by the positive displacement compressor, that is, the displacement of the positive displacement compressor is adjusted for the capacity of the entire compressor system. A method is known in which a turbo compressor is used as a base load machine for constant load operation as a regulator (for example, Patent Document 3 and Patent Document 4).
[0007]
In addition, when there are two compressed gas supply lines that supply high-pressure and low-pressure compressed gas, the compressor on the low-pressure line side is always kept at full load operation, and a method is also proposed in which the shortage is reduced and supplied from the high-pressure line. (For example, Patent Document 5). In this method, the compressor on the low-pressure line side generally has a larger capacity than the compressor on the high-pressure line side, and a compressor with a smaller capacity has a power efficiency when adjusting the flow rate than a compressor with a larger capacity. We use the relationship of good.
[0008]
In addition, a control using a suction throttle valve and a vent valve has been proposed for compressed gas flow rate control of a turbo compressor (for example, Patent Document 2). In this method, by combining a plurality of turbo compressors having different pumping flow rates, the suction throttle control by the suction throttle valve can be performed over a wide pumping flow rate range. In addition, in a turbo compressor, an in-pipe instability phenomenon called surging occurs in a pumping flow rate range below a certain level, so the range in which the suction throttle control can be used is limited to, for example, about 70 to 100% of the maximum flow rate. For the flow rate range in which the throttle control cannot be used, a part of the compressed gas is blown so that the flow rate control can be performed while keeping the pumping pressure substantially constant. The suction throttle control has a feature that the pumping pressure can be kept substantially constant, and this is used to streamline the compressor system by eliminating the need for a receiver tank.
[0009]
[Patent Document 1]
JP-A-7-305698
[Patent Document 2]
Japanese Patent Laid-Open No. 6-249190
[Patent Document 3]
JP 7-33248 A
[Patent Document 4]
JP-A-7-119644
[Patent Document 5]
JP-A-5-60077
[0010]
[Problems to be solved by the invention]
In the conventional compressed gas flow rate control in a compressor system combining a positive displacement compressor and a turbo compressor, Patent Literature 2 and Patent Literature 3 use a positive displacement compressor as a capacity adjuster and a turbo compressor as a base load machine. Techniques such as the example described were mainstream. The reason is the difference in the characteristics of the positive displacement compressor and the turbo compressor in the flow rate adjustment. As described above, the flow rate adjustment can be performed by on / off control by switching between loaded operation and no-load operation or by adjusting the amount of suction gas. However, on-off control is generally performed due to the limitation of the adjustable range. Used. In the on / off control, the pumping flow rate is determined by the ratio (load factor) between the load operation time and the no-load operation time, and the power is also determined according to the load factor.
[0011]
FIG. 7 is a graph showing an example of the relationship between the pumping flow rate and the required power of each of the turbo compressor and the positive displacement compressor in this on / off control. The horizontal axis of the graph represents the pumping flow rate of the compressor, and is expressed as a percentage where the maximum pumping flow rate of the compressor is 100. On the other hand, the vertical axis represents the consumed shaft power per unit time of the compressor, and is expressed as a percentage where the shaft power per unit time consumed by the compressor in the full load operation state is 100. As can be seen from this graph, the power during no-load operation is about 18% of the power during full-load operation in the positive displacement compressor, whereas the power during no-load operation is full load in the turbo compressor. It is as large as about 35% of driving power. Moreover, the turbo compressor is generally larger in maximum capacity (maximum flow rate) than the positive displacement compressor. For example, in a 300 kW positive displacement compressor, the unloaded power when the air volume is 0 is about 54 kW, whereas in the 1000 kW turbo compressor, the unloaded power is about 350 kW. In this way, since the turbo compressor has poor power efficiency during no-load operation compared to the positive displacement compressor, the turbo compressor is always used as a base load machine for full load operation and the capacity adjustment is performed with the positive displacement compressor. Is to be used frequently.
[0012]
However, this turbo compressor base load machine method still has a problem in terms of further energy saving. Specifically, the turbo compressor base load machine method is effective under the condition that the amount of compressed gas consumed by the load equipment exceeds the amount of compressed gas supplied by the turbo compressor operating at full load, but the opposite is true. In this case, the efficiency decreases. That is, the consumption of compressed gas often fluctuates greatly, but in such a case, a situation occurs in which the consumption of compressed gas is less than the amount of compressed gas supplied by a full load turbo compressor, In this state, there is no room for adjusting the capacity of the positive displacement compressor, and unnecessary pressure is generated by supplying compressed gas more than necessary. Therefore, from the viewpoint of energy saving, the turbo compressor base load machine method has a large fluctuation of the compressed gas consumption, and the compressed gas consumption is often lower than the compressed gas flow rate from the turbo compressor used as the base load machine. The conditions that occur are not necessarily appropriate, and it can be said that the range in which this method can be applied is quite limited, especially considering that turbo compressors generally have larger capacities than positive displacement compressors.
[0013]
In addition, a technique such as the example described in Patent Document 5, which is one of the conventional compressor system control techniques, that is, low pressure by controlling the flow rate of the compressor of the high pressure line on the premise of two high and low compressed gas supply lines. The method for controlling the flow rate on the line side also has a problem of versatility. That is, it cannot be applied to a compressor system that does not require two compressed gas supply lines. In addition, this method can be said to be a control in which the compressor on the low pressure line side is a base load machine for constant load operation and the compressor on the high pressure line side is a capacity adjuster. There is also a problem that the generated compressed gas is wasted.
[0014]
In addition, as in the example described in Patent Document 4 which is one of the conventional compressor system control technologies, a control method using a suction throttle valve and a discharge valve as a compressed gas flow rate control of a turbo compressor includes Since the air is discharged outside the range of the suction throttle valve control, there is a problem that the amount of the discharged air is wasted and the power efficiency is lowered.
[0015]
Here, as described above, the capacity of the turbo compressor can be controlled by adjusting the amount of suction gas by the inlet guide vane or by adjusting the amount of suction gas by the suction throttle valve. . This suction throttle control is also called constant wind pressure control (constant wind pressure capacity control). In the case of using the inlet guide vane, the pumping flow rate is adjusted by changing the suction flow rate by turning the suction gas by adjusting the angle of the inlet guide vane. Therefore, the constant wind pressure control by the inlet guide vane is more efficient than the constant wind pressure control that changes the pumping flow rate by giving pressure loss to the suction gas by the suction throttle valve, and the efficiency is equal to or better than the on-off control of the displacement compressor. The flow rate can be adjusted. However, the adjustable range is limited. That is, as in the case of the adjustment by the suction throttle valve, the pumping flow rate range that can be adjusted to avoid surging is limited to, for example, about 70 to 100% of the maximum flow rate. FIG. 8 is a graph showing an example of the relationship between the pumping flow rate and the required power in the turbo compressor when on / off control is performed up to 70% of the maximum flow rate and constant wind pressure control is performed at 70% or more. The horizontal axis and the vertical axis of the graph are the same as those in FIG. 7, and the relationship between the pumping flow rate and the required power during the on / off control of the positive displacement compressor in FIG. 7 is also shown for reference. In the figure, the relationship between the flow rate and the shaft power in the constant wind pressure control region (flow rate in the range of 70 to 100%) is represented by a straight line, but in reality, it is a downwardly convex curve. It can be seen from this graph that the power efficiency can be improved by performing the constant wind pressure control in a range where the constant wind pressure control is possible.
[0016]
The present invention has been made against the background of the conventional compressor system as described above, and an object of the present invention is to provide a compressor system that can further save energy and has a wide application range.
[0017]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, in the present invention, at least one turbo compressor and a plurality of positive displacement compressors are installed in combination, and the turbo compressor and the positive displacement type according to the consumption of compressed gas by the load equipment. In the compressor system configured to control the flow rate of the compressed gas from the compressor, the turbo compressor is configured to control the flow rate of the compressed gas by constant air pressure control by adjusting the amount of suction gas, and the volume of the plurality of units. The type compressor is characterized in that the compressed gas flow rate is controlled by on / off control by switching between load operation and no-load operation.
[0018]
In the present invention, for the compressor system as described above, the constant wind pressure control of the turbo compressor is limited to a range equal to or higher than the lower limit compressed gas flow rate set in the turbo compressor in the constant wind pressure control state. The compressed gas flow rate range that becomes discontinuous when the turbo compressor is started or stopped in accordance with the control range limitation is interpolated by on / off control in the plurality of positive displacement compressors.
[0019]
Further, in the present invention, when control of the compressed gas flow rate is started for the compressor system as described above, all of the plurality of positive displacement compressors are started in a full load operation state, and the compressed gas flow rate is controlled by the on / off control. In this state, if the compressed gas consumption exceeds the compressed gas flow rate of all of the plurality of positive displacement compressors, the first one of the turbo compressors is started to operate. Thereafter, the flow rate of the compressed gas is controlled by the constant wind pressure control of the turbo compressor or the on / off control of the positive displacement compressor. In the control after the first turbo compressor is started, A new turbo each time the compressed gas consumption exceeds the compressed gas flow rate, which is the maximum compressed gas flow rate of the multiple turbo compressors plus the total compressed gas flow rate from the multiple displacement compressors. While the compressor is activated, any one turbo compressor is stopped each time the compressed gas consumption falls below the minimum compressed gas flow rate of one or more operating turbo compressors. ing.
[0020]
Furthermore, in the present invention, for the compressor system as described above, the compressed gas flow rate of all of the plurality of positive displacement compressors is Qt, the maximum compressed gas flow rate and the minimum compressed gas flow rate of one turbo compressor are respectively Qmax, As Qmin, the number of positive displacement compressors is set so that Qmin ≦ Qt ≦ Qmax.
[0021]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below. FIG. 1 schematically shows a configuration of a compressor system according to an embodiment. This compressor system includes a compressed gas flow rate control panel (compressed gas flow rate control device) 1, a pressure detection means 2, a receiver tank 3, and a positive displacement compressor 11 to 13 each of which is installed in parallel and a turbo compressor. 21 to 25 are provided. The compressed gas supplied by the positive displacement compressors 11 to 13 and the turbo compressors 21 to 25 is stored in the receiver tank 3 through a common pumping line 3p and then pumped to a load device (compressed gas consuming device) (not shown). . The compressed gas flow control panel 1 and the pressure detecting means 2 constitute a compressed gas flow control system, and the pressure detecting means 2 detects the pressure of the compressed gas in the receiver tank 3, that is, the consumption state of the compressed gas by the load device, Based on the detected pressure, the compressed gas flow rate control panel 1 adjusts the operating state of the displacement compressors 11 to 13 and the turbo compressors 21 to 25 to control the compressed gas flow rate from the compressor system. For this purpose, the compressed gas flow rate control panel 1 has a data processing function, and software that enables the number control as described later is incorporated in the data processing function.
[0022]
Here, in the example of the figure, three positive displacement compressors 11 to 13 and five turbo compressors 21 to 25 are provided, but the number of compressors is not limited to this. However, certain requirements are imposed on the number of positive displacement compressors in order to enable control as described later. That is, in the present invention, the compressed gas of the compressor system is combined with the unit control (on / off control described later) of the positive displacement compressor and the capacity control by adjusting the intake gas amount using the inlet guide vane of the turbo compressor, that is, the constant wind pressure control. Perform flow control. In this combined control, the constant wind pressure control of the turbo compressor sets a lower limit capacity (lower limit compressed gas flow rate) in order to avoid surging, and limits it to a range equal to or higher than the lower limit capacity. The lower limit capacity is, for example, 70% of the maximum capacity of one turbo compressor (capacity at the maximum operation angle of the inlet guide vane). In that case, the constant wind pressure is 70 to 100% of the capacity of each turbo compressor. The control range is limited. Therefore, as will be described later, when the turbo compressor is started and stopped, the compressed gas flow rate changes discontinuously by an amount corresponding to 70% of the maximum capacity of each turbo compressor. Therefore, by interpolating this discontinuous part with the on-off control of the positive displacement compressor, it is possible to finely control the compressed gas flow rate over the entire range according to the compressed gas consumption, and therefore the number of positive displacement compressors Imposes certain requirements on
[0023]
Specifically, the number of positive displacement compressors is such that the total capacity of the positive displacement compressors exceeds the lower limit capacity of one turbo compressor in a state where each positive displacement compressor is operated at full load. That is, if the total capacity of the positive displacement compressors 11 to 13 is Qt and the lower limit capacity (minimum capacity) of one turbo compressor is Qmin, the number of positive displacement compressors is set so that Qt ≧ Qmin. More preferably, the maximum capacity of one turbo compressor is Qmax, and the number is such that Qmin ≦ Qt ≦ Qmax. In addition, when the minimum capacity | capacitance of each of the turbo compressors 21-25 differs, it is preferable to set the number of positive displacement compressors on the basis of the turbo compressor with the smallest minimum capacity | capacitance. Regarding the setting of the number of positive displacement compressors, since the capacity of the turbo compressor changes depending on the temperature of the suction gas, it is preferable to determine the number of positive displacement compressors based on the lowest suction gas temperature. .
[0024]
Below, the compressed gas flow control of the compressor system performed by the compressed gas flow control panel 1 is demonstrated. 2 to 5, the flow of a series of processing in the compressed gas flow rate control performed by the compressed gas flow rate control panel 1 is divided into four partial diagrams. Here, P used in the figure is the pressure of the compressed gas detected by the pressure detecting means 2, P1 is a preset lower limit pressure, and P3 is a preset upper limit pressure. That is, feedback control is performed so that the detected pressure P, which changes according to the compressed gas consumption by the load device, is between P1 and P3. The turbo compressor performs capacity control by constant wind pressure control by adjusting the angle of the inlet guide vane. For this reason, a target pressure is required for the turbo compressor, and if it is P2, the relation of P1 <P2 <P3 is established.
[0025]
When the compressed gas flow control by the compressed gas flow control panel 1 is started in the process A1 of FIG. 2, first, all the displacement type compressors 11 to 13 are started in a full load operation state (process A2). Process A3 is a process for determining the presence or absence of an operating turbo compressor. Since there is no turbo compressor in operation at the start of control, the result of process A3 is “NO”, and the process proceeds to the control of the number of positive displacement compressors shown in FIG. The number of positive displacement compressors is controlled by on / off control by switching between full load operation (OL) and no load operation (UL). Specifically, it is determined whether or not the detected pressure P is higher than the upper limit pressure P3 in the process D1, and it is determined whether or not the detected pressure P is lower than the lower limit pressure P1 in the process D2. If the result of the process D1 is affirmative “YES”, that is, if the detected pressure P exceeds the upper limit pressure P3, the supply amount of the compressed gas exceeds the consumption by the load device, which is an excessive state. Any one of the compressors 11 to 13 is set to a no-load operation (process D3), and the determination in process D1 is performed again. If this process is repeated and the result of process D1 is negative “NO”, that is, if the detected pressure P falls below the upper limit pressure P3, the process proceeds to process D2. If the result of the process D2 is affirmative “YES”, that is, if the detected pressure P is lower than the lower limit pressure P1, the compressed gas supply amount is lower than the consumption amount by the load device, and the compression is performed. Increase the gas supply. For this purpose, it is first determined whether or not there is a positive displacement compressor in a no-load operation state (process D4). If there is a positive displacement compressor, it is set to full load operation (process D5). When the result of the process D2 is “YES” and the result of the process D4 is “NO”, all the units of the displacement compressor are operating at full load, but the consumption amount exceeds the supply amount. Therefore, control of the turbo compressor is also started, and one turbo compressor is first activated (processing G1). The new turbo compressor is started in a state where the inlet guide vane is fixed at a minimum angle (this corresponds to the above-described lower limit capacity state or minimum capacity state).
[0026]
Here, as described above, the number of positive displacement compressors 11 to 13 is the total capacity Qt in a state where each positive displacement compressor is fully loaded, the minimum capacity Qmin of one turbo compressor, and the turbo compressor. One maximum small capacity Qmax is set to satisfy Qt ≧ Qmin or Qmin ≦ Qt ≦ Qmax. Therefore, if all of the positive displacement compressors 11 to 13 are in full load operation, for example, if only the first turbo compressor is in operation, the minimum capacity of the turbo compressor is set as the load device. It means that the consumption of compressed gas by is over. In other words, the turbo compressor is activated only when the consumption exceeds the minimum capacity.
[0027]
When the turbo compressor is started in the process G1, the result of the process A3 is “YES”, and the process shifts to the capacity control of the turbo compressor. The capacity control of the turbo compressor is substantially started in process G3 described later. The capacity control is performed by constant wind pressure control that adjusts the angle of the inlet guide vane to increase or decrease the amount of suction gas. More specifically, it is performed by constant wind pressure control that adjusts the amount of gas sucked into the turbo compressor by adjusting the angle of the inlet guide vane by feedback control based on the detected pressure P. The feedback control of the inlet guide vane is also called PI control or PID control.
[0028]
In the capacity control of the turbo compressor, it is first determined whether or not the activated turbo compressor is in the capacity adjustment state in process A4 of FIG. This is the non-capacity adjustment state if the inlet guide vane of the turbo compressor is at the limit angle, that is, the minimum angle (minimum capacity state) or the maximum angle (maximum capacity state), and if it is in the intermediate state between the minimum angle and the maximum angle. It is determined that the capacity is being adjusted. If the result of process A4 is negative “NO”, that is, if it is determined that the capacity is not adjusted, the process proceeds to process B1.
[0029]
In the process B1, it is determined whether or not all the operating turbo compressors are in the inlet guide vane maximum angle state, that is, the maximum capacity state. For example, in the state where the first one of the turbo compressors is activated, the operation is performed with the inlet guide vane at the minimum angle as described above, so the result of the process A4 is “NO”, and the subsequent process B1. The result is also “NO”. If the result of the process B1 is “NO”, all the operating turbo compressors are in the inlet guide vane minimum angle operation state (process B2). On the other hand, in a state where a plurality of turbo compressors are operated through the processing described later, the result of the processing B1 may be “YES”.
[0030]
If the result of process B1 is “NO”, it is determined in process F1 of FIG. 4 whether or not the detected pressure P exceeds the upper limit pressure P3, and in process F2 the detected pressure P is lower than the lower limit pressure P1. Judge whether or not. If the result of process F1 is affirmative “YES”, the supply amount of compressed gas exceeds the consumption amount and is in an excessive state. Therefore, as processing F3, it is determined whether or not there is a positive displacement compressor during full load operation. If the result of process F3 is "YES", any one of the displacement compressors under full load operation is switched to no-load operation (process F4), and the determination in process F1 is performed again. When the series of processes of F1, F3, and F4 is performed in a state where the first turbo compressor is started, the above-described process is performed as long as there is no sudden change in the compressed gas consumption after the first turbo compressor is started. From the relationship between the number of positive displacement compressors and the minimum capacity of the turbo compressor, if the number of positive displacement compressors is about the minimum capacity of one turbo compressor, the consumption at that time is one unit in operation. In general, it is possible to cover only with the turbo compressor, and therefore, it is normal that all of the positive displacement compressors are put into a no-load operation by repeating the processes F1, F3, and F4. Therefore, when the number of positive displacement compressors is set so that Qt and Qmin are substantially the same, the first turbo compressor is started and at the same time, all of the positive displacement compressors are put into no-load operation. May be.
[0031]
If the result of process F3 is “NO”, the displacement compressors are all in no-load operation, and compressed gas is supplied only by one or more turbo compressors in the inlet guide vane minimum angle operation state. In this state, the supply compressed gas amount exceeds the consumed gas amount and is excessive, so one of the turbo compressors is stopped (process G4). Then, the presence / absence of an operating turbo compressor is determined (processing G5). If the result of process G5 is “NO”, the number of positive displacement compressors is controlled by processes A3 to G1 described above, and if “YES”, the process proceeds to process E1 and later. On the other hand, if the result of the process F1 is “NO” by repeating the above process, the process F2 is performed, and the capacity control of the turbo compressor is started in the process G3 according to the result. That is, the result of the process F1 is “NO” when all of the operating turbo compressors are in the minimum capacity state operation and all of the positive displacement compressors are in the no-load operation. The transition to constant wind pressure control of the turbo compressor is made on the assumption of the state.
[0032]
If the result is “YES” in the process F2, that is, if the detected pressure P is lower than the lower limit pressure P1, all of the operating turbo compressors are supplied with compressed gas in the inlet guide vane minimum angle state operation. However, the amount of compressed gas supplied is increased by constant wind pressure control of the turbo compressor. For this purpose, since all the turbo compressors are operating at the minimum inlet guide vane angle state at this time, the inlet guide vane angle of any one turbo compressor is set to the maximum angle according to the detected pressure P. Capacity adjustment to adjust in the direction is performed (process G3). Specifically, the intake gas amount is increased by increasing the angle of the inlet guide vane in the minimum angle state. On the other hand, if the result of the process F2 is “NO”, the process returns to the process F1.
[0033]
When the result of the process B1 in FIG. 2 is “YES”, that is, when all the operating turbo compressors are in the maximum capacity operation state with the inlet guide vanes opened to the maximum, the detected pressure is determined in the process E1 in FIG. It is determined whether or not P is lower than the lower limit pressure P1, and it is determined in process E2 whether or not the detected pressure P is higher than the upper limit pressure P3. If the result of processing E1 is affirmative “YES”, all of the operating turbo compressors are in the maximum capacity operation state, that is, the capacity of the turbo compressor cannot be controlled, and the compressed gas The supply amount is insufficient. Therefore, as process E3, it is determined whether or not there is a positive displacement compressor during no-load operation. If the result of the process E3 is “YES”, any one of the displacement compressors in the full load operation is switched to the full load operation (process E4), and the determination in the process E1 is performed again. Even if this process is repeated, if the result of process E1 is “YES” and the result of process E3 is “NO”, all the displacement compressors are fully loaded, and all the turbo compressors in operation are in operation. Is in the maximum capacity operation state, but the amount of compressed gas supplied is insufficient for the amount of consumed gas, so one turbo compressor is newly started at the minimum inlet guide vane angle (process G2). On the other hand, if the result of process E1 is “NO”, process E2 is performed.
[0034]
If the result of the process E2 is “YES”, that is, if the detected pressure P exceeds the upper limit pressure P3, the supply amount of the compressed gas is excessive, so the supply amount of the compressed gas is reduced. For this purpose, since all the turbo compressors are operating at the maximum inlet guide vane angle state at this time, the inlet guide vane angle of any one turbo compressor is set to the minimum angle according to the detected pressure P. Capacity adjustment to adjust in the direction is performed (process G3). On the other hand, if the result of the process E2 is “NO”, the process returns to the process E1.
[0035]
When the capacity control by the inlet guide vane as described above of the turbo compressor is started in the process G3, the processes after the process C1 in FIG. 5 are performed. If the consumption of compressed gas is increased and supply is insufficient, that is, if the result of process F2 in FIG. 4 is “NO”, one of the operating turbo compressors is in operation. Becomes a capacity regulator, and the turbo compressor widens the angle of the inlet guide vane and increases the supply gas flow rate. During this time, the compressed gas flow rate control panel 1 in FIG. 1 is in a signal waiting state waiting for a limit angle arrival signal (in this case, a maximum angle arrival signal) from the capacity adjuster (processing C1). The capacity adjuster continues to expand the angle of the inlet guide vane according to the detected pressure P, and when the inlet guide vane reaches the maximum angle, the capacity adjuster transmits a maximum angle arrival signal, which is received by the compressed gas flow control panel 1 (Process C6). The compressed gas flow control panel 1 that has received the maximum angle arrival signal transmits a command to perform the maximum angle maintenance operation to the capacity adjuster (processing C7). Then, the compressed gas flow control panel 1 determines whether or not all the operating turbo compressors are operating at the maximum angle state (processing C8). Then, when the result of the process C8 is “NO” and the turbo compressor performing the minimum angle maintaining operation remains, the compressed gas flow control panel 1 still has a shortage of compressed gas supply at that time. If so, a signal is sent to one of the turbo compressors that are operating at the minimum angle maintenance so that it becomes a capacity adjuster (C9), and the process returns to the limit angle arrival signal wait (process C1). On the other hand, if the result of the process C8 is “YES”, the process returns to the process A4 of FIG. 2, and if the compressed gas supply amount is still insufficient at that time, the unit control ( Processes E3 and E4), activation of a new turbo compressor (process G2), and the like are performed.
[0036]
Contrary to the above, if the consumption of compressed gas is reduced and the supply is in an excessive state, that is, if the result of the process E2 in FIG. Any one of the above becomes a capacity adjuster, and the turbo compressor narrows the angle of the inlet guide vane to reduce the supply gas flow rate. The capacity adjuster continues to reduce the angle of the inlet guide vane according to the detected pressure P, and when the inlet guide vane reaches the minimum angle, the capacity adjuster transmits a minimum angle arrival signal, which is received by the compressed gas flow control panel 1. (Processing C2). The compressed gas flow control panel 1 that has received the minimum angle arrival signal transmits a command to the capacity adjuster to perform the minimum angle maintaining operation (process C3). Then, the compressed gas flow control panel 1 determines whether or not all the operating turbo compressors are operating at the minimum angle state (Process C4). Then, when the result of the process C4 is “NO” and the turbo compressor performing the maximum angle maintenance operation remains, the compressed gas flow rate control panel 1 still has an excessive supply amount of compressed gas. If so, a signal is sent to one of the turbo compressors that is operating at the maximum angle maintenance to become a capacity adjuster (C5), and the process returns to the limit angle arrival signal wait (process C1). On the other hand, if the result of the process C4 is “YES”, the process returns to the process A4 of FIG. 2, and if the compressed gas supply amount is still excessive at that time, the turbo compressor is stopped (processed). G4) and unit control (processing E3, E4) by a displacement compressor are performed.
[0037]
In the present invention, as described above, the compressed gas flow rate control of the compressor system is performed by combining the on-off control of the positive displacement compressor and the constant wind pressure control of the turbo compressor. As for the combination control, the constant wind pressure control is limited to a certain range in order to avoid surging of the turbo compressor, while the discontinuity caused by the control is interpolated by the number control of the displacement compressors. Therefore, it is possible to finely control a wide compressed gas flow rate range. Therefore, no compressed gas is supplied unnecessarily regardless of the amount of compressed gas consumed by the load device, and further energy saving can be achieved as compared with the conventional control method described above. In addition, since a wide flow rate range can be finely controlled, it is possible to easily cope with a case where the compressed gas consumption greatly fluctuates, and a general-purpose system with a wide application range can be obtained. Furthermore, since the control over a wide flow range is performed by a combination of control methods according to the flow rate, the power efficiency in the flow rate control can be maximized. FIG. 6 is a graph showing the relationship between the compressed gas flow rate and the shaft power of the compressor in the compressor system as described above. The horizontal and vertical axes of the graph are the same as those in FIG. 7 described above. FIG. 6 shows the relationship between the compressed gas flow rate and the shaft power of the compressor with respect to the capacity range of one turbo compressor. In principle, the same applies to a plurality of turbo compressors. As can be seen from this figure, the power efficiency is maximized by controlling the flow rate by on / off control of the positive displacement compressor up to the minimum capacity of the turbo compressor, that is, the lower limit capacity, and turbo compression in the range exceeding the lower limit capacity The power efficiency is maximized by controlling the flow rate with constant wind pressure control of the machine, and this combination can maximize the power efficiency over the wide flow range.
[0038]
In the above embodiment, the number of turbo compressors is adjusted by starting and stopping. This is a more preferable form in terms of energy saving. However, starting and stopping are inferior in terms of responsiveness. Therefore, when emphasizing responsiveness, the number of turbo compressors may be adjusted by switching between load and no-load operation instead of starting and stopping. However, when switching between load and no-load operation, it is preferable to control the turbo compressor to stop when the no-load operation state has elapsed for a certain period of time. In the above embodiment, the constant air pressure control of the turbo compressor is performed by adjusting the angle of the inlet guide vane. Although the constant wind pressure control by the inlet guide vane is excellent in power efficiency, it is not always necessary, and it is also possible to perform the constant wind pressure control using a suction throttle valve.
[0039]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, it is possible to finely control a wide compressed gas flow rate range. For this reason, it is possible to achieve further energy saving of the compressor system without incurring waste due to air discharge. Further, it is possible to easily cope with a case where the compressed gas consumption greatly fluctuates, and a general-purpose system with a wide application range can be obtained. Further, the power efficiency in the flow rate control can be maximized, and in this respect as well, further energy saving of the compressor system can be achieved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram schematically showing a configuration of a compressor system according to an embodiment.
FIG. 2 is a first partial diagram showing a processing flow in the compressor system of FIG. 1;
FIG. 3 is a second partial diagram showing a processing flow in the compressor system of FIG. 1;
4 is a third partial view showing a flow of processing in the compressor system of FIG. 1; FIG.
FIG. 5 is a fourth partial diagram showing a processing flow in the compressor system of FIG. 1;
6 is a graph showing the relationship between the compressed gas flow rate and the compressor shaft power in the compressor system of FIG. 1; FIG.
FIG. 7 is a graph showing an example of the relationship between the pumping flow rate and the required power of each of the turbo compressor and the displacement compressor in the on / off control.
FIG. 8 is a graph showing an example of a relationship between a pumping flow rate and required power in a turbo compressor when on / off control and constant wind pressure control are used in combination.
[Explanation of symbols]
1 Compressed gas flow control panel
2 Pressure detection means
3 Receiver tank
11-13 positive displacement compressor
21-22 Turbo compressor

Claims

At least one turbo compressor and a plurality of positive displacement compressors are installed in combination, and the flow rate of compressed gas from the turbo compressor or positive displacement compressor is controlled according to the amount of compressed gas consumed by the load equipment. In the compressor system,
For the turbo compressor, the compressed gas flow rate is controlled by constant wind pressure control by adjusting the suction gas amount, and for the plurality of positive displacement compressors, the compression gas flow rate is controlled by on / off control by switching between load operation and no load operation. A compressor system characterized by control.

The constant air pressure control of the turbo compressor is limited to a range equal to or higher than a lower limit compressed gas flow rate set for the turbo compressor in the constant air pressure control state, and the turbo compressor is started in accordance with the range limitation of the constant air pressure control. 2. The compressor system according to claim 1, wherein interpolation is performed by on / off control in the plurality of positive displacement compressors with respect to a compressed gas flow rate range that becomes discontinuous when stopped.

When the control of the compressed gas flow rate is started, first, all of the plurality of positive displacement compressors are started in a full load operation state, and the compressed gas flow rate is controlled by the on / off control. If the compressed gas flow rate exceeds the compressed gas flow rate of all the units of the compressor, the first one of the turbo compressors is started and put into operation, and thereafter the constant wind pressure control of the turbo compressor or It is assumed that the compressed gas flow rate is controlled by the on / off control of the positive displacement compressor. In the control after the first turbo compressor is started, the maximum compressed gas flow rate of one or more operating turbo compressors is set to the maximum compressed gas flow rate. Each time the compressed gas consumption exceeds the compressed gas flow rate of the total compressed gas flow rate from multiple displacement compressors, a new turbo compressor is started. Compressor system according to claim 1 or claim 2 so as to stop either one of the turbo compressor whenever below the compressed gas consumption minimum compressed gas flow rate by the plurality of the turbo compressor.

The compression gas flow rate of all of the plurality of positive displacement compressors is Qt, and the maximum compression gas flow rate and the minimum compression gas flow rate of one turbo compressor are Qmax and Qmin, respectively, so that Qmin ≦ Qt ≦ Qmax. The compressor system according to any one of claims 1 to 3, wherein the number of positive displacement compressors is set.