JP2703319B2

JP2703319B2 - 複合圧縮機

Info

Publication number: JP2703319B2
Application number: JP5760789A
Authority: JP
Inventors: 裕敬亀谷; 庸蔵中村
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1989-03-09
Filing date: 1989-03-09
Publication date: 1998-01-26
Anticipated expiration: 2013-01-26
Also published as: JPH02238185A

Description

【発明の詳細な説明】［産業上の利用分野］本発明は空気あるいは冷媒などの気体を圧縮する複合
圧縮機に係り、特に断熱効率が高く容量制御が容易な、
前段がターボ圧縮機、後段が容積式圧縮機で構成される
複合圧縮機に関する。

［従来の技術］複合圧縮機では、前段圧縮機で圧縮された気体の温度
が上り過ぎると、機械構造の熱膨張や機械的接触の発生
等の不具合が生じたり、又は温度の高い気体を圧縮する
方が仕事を余計に要するので、これを防ぐために、前段
圧縮機と後段圧縮機との間に気体冷却用の中間冷却器を
設けることが知られている。この種の従来の複合圧縮機
は特開昭58−13187号に記載のように、ターボ圧縮機と
容積型圧縮機であるスクリュー圧縮機とを冷却能力一定
の中間冷却器を介して接続していた。

［発明が解決しようとする課題］上記従来技術では、ターボ圧縮機の回転数を変えても
常にこれを断熱効率の高い条件の下で動作させることが
できず、ターボ圧縮機の性能を十分に活用していないと
いう問題があった。

本発明の目的は、ターボ圧縮機と容積型圧縮機（例え
ばスクリュー圧縮機）を組合せた複合圧縮機において、
ターボ圧縮機が常に断熱効率が高い条件の下で動作しう
るようにし、ターボ圧縮機の持つ性能を十分に活用する
ことにある。

［課題を解決するための手段］上記目的は、特許請求の範囲の請求項１または２記載
の構成により達成される。

［作用］前段のターボ圧縮機は、吸入圧力と回転数が一定の下
では、吐出口下流での流量を増やすと吐出圧力が低下
し、逆に流量を制限すると吐出圧力が上昇する性質を持
つ。その断熱効率（断熱効率は圧縮仕事を消費動力で割
った値）は或る吐出圧力のときに最大となり、それより
高い吐出圧力でも低い吐出圧力でも断熱効率は低くな
る。ターボ圧縮機の断熱効率が最大となる吐出圧力は回
転数によって異なり、回転数が高いほど高くなる。従っ
てターボ圧縮機を断熱効率が高い条件を維持して働かせ
たとき、気体の体積流量は、圧縮作用による気体の温度
上昇とも相まって、回転数が高いほど大きくなる。

一方、後段圧縮機は容積型圧縮機であるから、回転数
が一定ならば単位時間に吸い込む体積すなわち体積流量
が一定である。

上記の性質を考慮して、本発明では、複合圧縮機の容
量制御をするために前段のターボ圧縮機の回転数を変え
た場合に、ターボ圧縮機の吐出口と容積型圧縮機の吸入
口の間に設けられた冷却能力可変形中間冷却器は、ター
ボ圧縮機の回転数が低いときには冷却能力を小さくし、
ターボ圧縮機の回転数が高いときには冷却能力を大きく
する様に調節される。このようにして、ターボ圧縮機の
回転数を変えたときのターボ圧縮機の体積流量を容積型
圧縮機の体積流量（これは一定である）と一致させるよ
うに制御する。このようにすると、その結果、ターボ圧
縮機の断熱効率は各回転数において最大もしくはほぼ最
大に維持される。

これを敷衍説明するに、ターボ圧縮機が高速で回転す
るときには、断熱効率を高くとるためにはターボ圧縮機
の体積流量が多くなり、また圧縮による発熱も大きくな
るが、しかし、中間冷却器による冷却は大きくされ、被
圧縮気体の中間冷却器通過による体積の減少が大きいの
で、容積型圧縮機の吸入する体積流量の増加量は大きく
ない。逆に、ターボ圧縮機が比較的低速で回転するとき
には、断熱効率を高くとるためには、ターボ圧縮機の体
積流量が少なくなるが、しかし中間冷却器による冷却は
小さくされ、被圧縮気体の中間冷却器通過による体積の
減少が小さいので、容積型圧縮機の吸入する体積流量の
減少量は大きくない。

以上述べた理由により、容量制御をすべくターボ圧縮
機の回転数を変え、しかもその断熱効率が高い条件を維
持するという目的のために、ターボ圧縮機の吐出流量
（体積流量）が変化しても、中間冷却器の能力を制御す
ることによって容積型圧縮機の吸入体積流量をほぼ一定
にすることができる。したがって、動力が大きく且つ回
転速度を変えることが難しい容積型圧縮機は一定の速度
で回転すればよい。

しかし、ターボ圧縮機と容積型圧縮機の組み合わせに
よっては、上記の能力可変型中間冷却器を用いても対応
しきれない場合がある。その場合には中間冷却器に代え
て、冷却と加熱のいずれも可能な熱交換器を設け、ター
ボ圧縮機で圧縮された気体を冷却のみならず、必要に応
じ加熱することによってターボ圧縮機と容積型圧縮機の
整合を図ることができる。

以上の説明では１台のターボ圧縮機と１台の容積型圧
縮機の組合せを仮定したが、複数のターボ圧縮機を並列
あるいは直列に接続したものを１つのターボ圧縮機とし
て取り扱ってもよい。また溶積型圧縮機としてはスクリ
ュー圧縮機または他の種類の容積式圧縮機を用いること
ができる。他の種類の容積式圧縮機としては例えばスク
ロール式やベーン式がある。また前段のターボ式と同様
に、後段に複数の容積式圧縮機を並列あるいは直列に接
続して１つの後段圧縮機として取り扱ってもよい。

［実施例］本発明の第１の実施例を第１図に示す。

ターボ圧縮機１は、羽根車10がデフューザ11に収納さ
れ、その中で回転することにより、例えば空気などの気
体を圧縮する。圧縮される気体を被圧縮気体と称するこ
とにする。被圧縮気体は吸入口12を通り、羽根車10の軸
方向から吸入されて羽根車10により回転方向の流れを与
えられ、その遠心力により圧力が上昇する。圧縮された
気体は羽根車10の接続方向に吐出され、吐出口13よりタ
ーボ圧縮機１の外部へ吐出される。羽根車10を回転させ
るために電動機15が備えられており、その回転は増速歯
車14によって増速される。電動機15はインバータからな
る可変速電源41から電力を供給されて可変速で回転す
る。

スクリュー圧縮機２は、スクリューロータ20,21が互
いに噛み合い回転することでスクリューロータ20,21の
歯溝とケーシング22の内面とに囲まれた空間を軸方向に
移動させ、該空間内に閉じ込めた被圧縮気体を圧縮す
る。被圧縮気体は吸入口23から吸入され、圧縮された後
に吐出口24から出される。２つのスクリューロータ20と
21は僅かな隙間を保ちながら非接触で回転するため、回
転同期をとるための同期歯車25が備えられている。スク
リューロータ21は電動機26により、増速歯車27を介して
回転される。スクリュー圧縮機２の圧縮比はターボ圧縮
機１の圧縮比よりも大きいため、電動機26の出力は電動
機15の出力よりも大きい。そのため電動機26の回転数を
増減することは電動機15の回転数を増減させることと比
較して難しいので、その回転数の可変制御は行わないも
のとする。

熱交換器の形をした中間冷却器３はターボ圧縮機１に
よって圧縮されて温度が上昇した被圧縮気体を冷却す
る。その構造は被圧縮気体が流れる流路30を包むように
冷却水の流路31があり、流路30の壁面を介して熱を奪
う。被圧縮気体は入口32から中間冷却器内部に入り、冷
却された後に出口33から外へ出される。一方冷却水は下
部の入口34から中に入り、上部の出口35から排出され
る。冷却水入口34には冷却水バルブ36が備えられ、冷却
水の水量を調整することができる。

冷却水用バルブ36及び可変速電源41は制御装置40の指
示に従う。またスクリュー圧縮機の吐出口24よりも下流
側に圧力センサ42が備えられており、本複合圧縮機から
の吐出圧力の情報を制御装置40へ知らせる働きを持つ。
中間冷却器の出口33とスクリュー圧縮機の吸入口23を結
ぶ配管には温度センサ43を装着し、該配管内を流れる気
体の温度情報を制御装置40へ知らせる働きを持つ。制御
装置40はマイクロプロセッサを中心に構成された電子回
路であり、本複合圧縮機の操作者の操作に従い、圧縮機
各部の制御を行う。なお、第１図中に破線で示した矢線
は情報の流れを、実線で示した矢線は電力の流れを意味
する。

本複合圧縮機の動作中は、スクリュー圧縮機の電動機
26は一定の速度で回転させる。本複合圧縮機から吐出さ
れた被圧縮気体が多量に消費されると、吐出圧力が低下
する。その場合には圧力センサ42が圧力低下を検知し、
制御装置40へ情報が送られる。制御装置40は操作者によ
る吐出圧力設定値と現状の吐出圧力値を比較し、吐出圧
力が不定した場合には羽根車10の回転数を増加させる。
その増加量は吐出圧力設定値、圧力センサ42と温度セン
サ43から得られる情報、現在の電動機15の回転数、さら
に制御装置40内部に記憶されている情報などを基に計算
される。回転数増加の指示は可変速電流41は送られる。
可変速電源41は電動機15の回転数を指示された回転数に
一致させるべく速やかに電動機15を加速させる。

電動機15の加速に伴って羽根車10の回転数は増加し、
ターボ圧縮機１の吐出圧力及び吐出される質量流量も増
加する。したがってスクリュー圧縮機の吸入圧力も増加
するので、スクリュー圧縮機の吐出圧力を増加させる。
また、逆に被圧縮気体の消費量が減少し吐出圧力が増加
した場合には、上記動作が逆に働いて吐出圧力を減少さ
せる方向に作用する。したがって被圧縮気体の消費量の
大小にかかわらず、吐出圧を一定に保ついわゆる容量制
御が可能である。

ターボ圧縮機１の羽根車10の回転数が大きいほど吐出
口13から吐出される被圧縮気体の温度上昇が激しい。温
度が上昇した被圧縮気体を中間冷却器３に通して冷却す
るが、温度上昇が激しいほど強い冷却を行うようにす
る。そのため制御装置40は中間冷却器３から出た被圧縮
気体の温度を温度センサ43で読み取り、冷却水バルブ34
の開閉を連続もしくは段階的に行うことによって、中間
冷却器の冷却能力の調節を行う。冷却能力を上げる時に
は冷却水バルブ34を開け、冷却能力を下げる時には冷却
水バルブ34を閉じることで、調節をする。

上記のような、ターボ圧縮機１による圧縮に伴う被圧
縮気体の温度上昇が大きいほど中間冷却器３での冷却を
強化することが断熱効率を向上させ得ることを、或る大
きさのターボ圧縮機を代表例にとって、以下に説明す
る。

始めに、中間冷却器３を省き、ターボ圧縮機１の吐出
口13とスクリュー圧縮機２の吸入口23を直結した状態を
考える。第２図はこの状態でのターボ圧縮機の性質を例
示したグラフである。横軸には質量流量をとり、縦軸に
は圧縮比、断熱効率、吐出量（ターボ圧縮機出口の体積
流量）をとる。羽根車の回転数を一定にして質量流量を
変えた（すなわち被圧縮気体の消費量を変えた）ときの
軌跡をグラフ上に示した。一定にした回転数は60000rpm
（実線で示す）、80000rpm（破線）、100000rpm（点
線）、120000rpm（一点鎖線）、140000rpm（二点鎖線）
の５通りである。

スクリュー圧縮機２は容積形圧縮機なので、その回転
数が一定であれば吸入する体積流量も一定である。よっ
て、直結したターボ圧縮機１の吐出量（その出口の体積
流量）も一定でなければならない。ターボ圧縮機１のこ
の一定の吐出量を70/sと仮定すると、第２図の吐出量
と質量流量の関係を示すグラフの上に70/sを意味する
水平な直線60を引くことができる。

吐出量と質量流量の関係を示すグラフと直線60との交
点から、羽根車10の回転数と質量流量との関係を求める
ことができる。例えば回転数が60000rpmのときの吐出量
と質量流量の関係を示すグラフ61aと直線60と交点は62a
である。交点62aは回転数が60000rpmのときの質量流量
は90g/sであることを示している。

交点62aからは、さらに回転数と断熱効率及び圧縮比
の関係を知ることもできる。例えば回転数が60000rpmの
ときの断熱効率と質量流量の関係のグラフ63aの上で、
交点62aと同じ質量流量の点64a（白丸で示す）は、回転
数60000rpmのときの断熱効率が72％であることを意味し
ている。また、同じ回転数での圧縮比と質量流量の関係
のグラフ65aの上で交点62aと同じ質量流量の点66a（黒
丸で示す）は、圧縮比が1.2であることを意味してい
る。

以上述べた考察方法から、中間冷却器が無いターボ圧
縮機は60000rpm〜14000rpmの間で回転させたときに次の
性質を持つことがわかる。

質量流量は交点62aが示す90g/sから交点62eが示すは1
60g/sまで変えることができ、これは56％〜100％の範囲
において容量制御が可能であることを意味する。

断熱効率は白丸で示した点64a〜64eのように変化し、
最高値は点64bで示される73％であるが、最低値は点64e
で示される68％しかない。

圧縮比は黒丸で示した点66aから漸次増加し、最大値
は点66eに相当する3.0である。これは吸入圧力が１気圧
とするとターボ圧縮機の吐出圧力の最大値は140000rpm
のときで３気圧になることを意味する。

第２図では示されていないが、圧縮による被圧縮気体
の温度上昇は回転数が大きいほど多く、140000rpmのと
きには180℃だけ上昇すると計算される。

次に、公知例にあるように、ターボ圧縮機の吐出口13
とスクリュー圧縮機の吸入口23の間に冷却能力一定の中
間冷却器を設けた状態を考える。該中間冷却器と第２図
で示したターボ圧縮器を接続して一体とみなしたときの
ターボ圧縮機の性質を第３図に例示する。但し第３図は
中間冷却器での圧力損失がなく、ターボ圧縮機の圧縮に
よる温度上昇の80％を冷却するものとして計算した結果
である。第３図において横軸に質量流量をとり、縦軸に
は吐出量（スクリュー圧縮機の入口での体積流量）と断
熱効率をとり、第２図の作図様式に従ってグラフを作成
した。なお、第３図では圧縮比のグラフ（これは第２図
と同じ）の図示は省略した（第４図、第８図についても
同様）。

第３図からは第２図と同じ方法により、かかる公知例
による複合圧縮機の性質を知ることができる。ターボ圧
縮機を回転数60000rpm〜140000rpmの間で回転させたと
きに、質量流量は交点72aが示す90g/sから交点72eが示
す190g/sまで変えることができ。これは47％〜100％の
範囲において容量制御が可能であること意味しており、
中間冷却器が無い場合よりも広い範囲で容量制御ができ
る。これは中間冷却器を設けたことにより、そこでの冷
却により気体の密度が小さくなる結果、質量流量と吐出
量との関係を示す各グラフの間隔が第２図の場合に比べ
て横軸右方向に拡がるからである。

断熱効率は白丸で表示した点74a〜74eで示すように変
化し、最高値は点74bで示される73％で、最低値は点74e
で示される69.5％である。中間冷却器の無い第２図に示
した例より最低値が向上している。しかし、この向上
は、次に述べるように、第１図に示した本発明の実施例
に比べて小さいといえる。すなわに、回転数60000rpmで
の断熱効率を示す曲線73aや回転数80000rpmでの断熱効
率を示す曲線73b上においては、断熱効率が最大となる
付近の質量流量で被圧縮体が流れるが、しかし回転数14
0000rpmでの断熱効率を示す曲線73e上では点74eで示さ
れるように断熱効率は最大値をとらない。逆に、曲線73
e上で点74eが断熱効率最大値をとるように吐出量一定を
意味する直線70を選ぶこともできるが、その場合には回
転数の低いときには最大値をとれなくなってしまう。

つまり公知例にある複合圧縮機では、ターボ圧縮機を
広い回転数の範囲で断熱高率が最大に近い条件で作動さ
せることが困難である。

次に、第１図で示した本発明の第１の実施例のターボ
圧縮機１と中間冷却器３の性質を第４図に示す。第４図
の作図様式は第２図と同一である。第４図に明らかなよ
うに、質量流量と吐出量との関係を示すグラフの間隔
は、第２図、第３図のそれよりも、さらに横軸右方向に
拡がっている。第４図から本実施例の次の性質がわか
る。ターボ圧縮機を回転数60000rpm〜140000rpmの間で
回転させたときに、質量流量は交点82aが示す90g/sから
交点82eに示す205g/sまで変えることができる。これは4
4％〜100％の範囲で容量制御が可能であることを意味し
ており、容量制御できる範囲は第３図の公知例の場合よ
りも広い。また、断熱効率は白丸で表わした点84a〜84e
に示すように変化する。点84bで示される断熱効率の最
大値は公知例の場合と変らないが、点84eで示される最
低値は70％と向上する。このように、回転数が変っても
断熱効率は夫々ほぼ最大値にすることができる。

次に本実施例における複合圧縮機が被圧縮気体に対し
てなす仕事について、第５図及び第６図を用いて説明す
る。第５図と第６図は圧力を縦軸にとり、体積を横軸に
とり、圧縮に伴う気体の状態の軌跡を示した。これらの
軌跡はＰ−Ｖ線図と呼ばれ、熱力学的に気体を考察する
のに有用である。図中のP₀は本圧縮機の吸入圧力であ
り、本圧縮機を空気圧縮機として使う場合には大気圧で
ある。Pdは吐出圧力である。Vsは本圧縮機におけるスク
リュー圧縮機の単位時間当りの吸入容積すなわち体積流
量であり、先に述べたとおり一定値である。

本圧縮機において、スクリュー圧縮機の入口での体積
流量を一定値としながら質量流量を最大にしたとき、つ
まり、第４図におけるターボ圧縮機の回転数140000rpm
のときのＰ−Ｖ線図は第５図中のＡ→Ｂ→Ｃ→Ｄで示さ
れる。

吸入圧力P₀において単位時間当り体積V₁だけ被圧縮気
体がターボ圧縮機に吸入されることを点Ａは示してい
る。被圧縮気体は点Ａからターボ圧縮機によって圧縮さ
れ、圧力がP₁まで上昇して点Ｂに至り、そして被圧縮気
体はターボ圧縮機から吐出される。従ってターボ圧縮機
が被圧縮気体になした単位時間当りの仕事はＡ−Ｂ−Ｇ
−Ｅ−Ａで囲まれた面積を示すことができる。

ターボ圧縮機から吐き出された被圧縮気体は中間冷却
器による冷却されることにより体積が減少し、点Ｂより
も左にある点Ｃの示す単位時間当りの体積Vsになる。但
し中間冷却器における圧力降下は微小なので第５図中で
は無視した。そしてスクリュー圧縮機により吐出圧力Pd
まで圧縮されて点Ｄへ至り、吐き出される。スクリュー
圧縮機が被圧縮気体になした単位時間当りの仕事はＣ−
Ｄ−Ｈ−Ｇ−Ｃによって囲まれた面積で示すことができ
る。

質量流量を最小にしたとき、つまりターボ圧縮機によ
る圧縮を行わないとき（ターボ圧縮機空回わし）のＰ−
Ｖ線図は第５図中のＣ″→Ｄ″で示される。このときタ
ーボ圧縮機は仕事をせず、スクリュー圧縮機のみがＣ″
−Ｄ″−Ｈ−Ｅ−Ｃ″で囲まれた面積が示す仕事を被圧
縮気体に対して行う。

質量流量が最大と最小の中間にあるときのＰ−Ｖ線図
を、第４図におけるターボ圧縮機の回転数が120000rpm
のときを例にして、次に説明する。

ターボ圧縮機は単位時間当り点Ａ′で示される体積V₂
だけ被圧縮気体を吸入し、圧力P₂まで圧縮して点Ｂ′に
至る。この圧縮でターボ圧縮機が被圧縮気体になした仕
事はＡ′−Ｂ′−Ｆ−Ｅ−Ａ′で囲まれる面積で示され
る。

スクリュー圧縮機は単位時間当り一定の体積Vsで被圧
縮気体を吸入するので、ターボ圧縮機から出た被圧縮機
気体は中間冷却器を通ることで体積が減少した点Ｃ′で
示される状態とされ、この状態Ｃ′でスクリュー圧縮機
による圧縮をなされ始める。そして吐出圧Pdまで圧縮が
続き、点Ｄ′に至った後、吐き出される。従ってスクリ
ュー圧縮機が被圧縮気体になした仕事はＣ′−Ｄ′−Ｈ
−Ｆ−Ｃ′で囲まれる面積で示される。この過程の途中
の点Ｂ′→点Ｃ′は中間冷却器により被圧縮気体が冷却
されて体積が減少したものであるが、このとき中間冷却
器は冷却能力を最大よりも低くして用いている。もし、
中間冷却器を能力いっぱいに使うと、点Ｃ′は左へ移動
して単位時間当りの体積がVsより小さくなってしまい、
ターボ圧縮器とスクリュー圧縮機の整合を失ってしま
う。本発明では、このようなターボ圧縮機とスクリュー
圧縮機の不整合が起きないように中間冷却器の冷却能力
は可変に調整される。

ところで、中間冷却器を冷却能力一定のものとし、こ
の中間冷却器と直列に下流側に設けた絞り弁を制御装置
によって調節することによってもターボ圧縮機とスクリ
ュー圧縮機との整合は可能であるので、これを第６図で
考察し、前記第１図の本発明実施例と比較して下記に述
べる。第５図におけるＡ′→Ｂ′→Ｃ′→Ｄ′と同じＰ
−Ｖ線図を第６図にも示した。このときのスクリュー圧
縮機が被圧縮気体になす仕事を表わす面積は左上り斜線
で第６図中に示される。一方、今考察対象となしている
中間冷却器の能力が一定の場合には、Ｐ−Ｖ線図のＡ′
→Ｂ′は同一であるが、冷却が過度に行われるので中間
冷却器を通った気体の状態は点Ｃ′よりさらに左になっ
てしまい、この被圧縮気体は次に絞り弁を通るが、これ
によって圧力はP₂からP₂′へ低下し、それに伴って体積
が増え、単位時間当りの体積流量がVsになる点Ｊの状態
になり、点Ｊからスクリュー圧縮機により圧力がPdまで
圧縮されて点Ｋに至り吐き出される。この場合のスクリ
ュー圧縮機が被圧縮気体になす仕事はＪ−Ｋ−Ｈ−Ｉ−
Ｊで囲まれる面積で示され、これを第６図中には右上り
斜線で示した。ターボ圧縮機とスクリュー圧縮機の性質
にもよるが、本例では右上り斜線で示した面積は左上り
斜線で示した面積より大きい。これは、一定能力の中間
冷却器に絞り弁を備えるよりも本発明のように中間冷却
器の冷却能力を可変にした方が、スクリュー圧縮のなす
仕事が少なくてすむことを意味しており、本発明の優位
を示すものである。

以上述べたように、本発明実施例によれば、第１段を
ターボ圧縮機、第２段をスクリュー圧縮機で構成した２
段複合圧縮機において、ターボ圧縮機の回転数並びに中
間冷却器の冷却能力を変えることで、広い範囲で容量制
御を行うことができ、さらに、ターボ圧縮機の回転数が
変化しても各回転数における断熱効率が最大あるいは最
大に近い条件でターボ圧縮機を動作させることができ
る。

次に、本発明の第２の実施例を第７図により説明す
る。

ターボ圧縮機１は左右２つの羽根車10がデフューザ11
に収納され、その中で回転することにより被圧縮気体を
圧縮することができる。被圧縮気体は左右各々の吸入口
12から吸入され、圧縮された後に各々の吐出口13から吐
出される。その後で左右の被圧縮気体の流れは１本にま
とめられ、熱交換器５へ送られる。左右２つの羽根車10
はそれらを回転する電動機15のロータと共に同一の軸に
固定されている。電動機15は高速回転に適した高周波誘
導モータ、あるいはDCブラシレスモータなどを用い、そ
れを駆動するインバータ式の可変速電源41から電力を供
給されて回転する。

熱交換器５はターボ圧縮機１によって圧縮された被圧
縮気体を冷却あるいは加熱する。その構造は、被圧縮気
体の流路50を包むように熱媒体の流路51があり、流路50
の壁面を介して熱をやりとりする様になっている。一般
的に熱媒体には水が使われ、この水は熱交換のため入口
54a又は54bから入り、出口55より出される。本実施例の
熱交換器に供給される熱媒体の温度は高低２種類ある。
その一方の比較的低温の熱媒体は入口54aから入り、そ
の流量は熱媒体バルブ56aで調整され、被圧縮気体を冷
却するために働く。他方の比較的高温の熱媒体は入口54
bから入り、その流量は熱媒体バルブ56bで調整され、被
圧縮気体を加熱するために働く。

上記の比較的低温の熱媒体は上水道、工業用水道から
供給されるか、又は、外部のクーリングタワー、ラジエ
ターなどにより冷却される循環水を用いる。他方、上記
の比較的高温の熱媒体としては、スクリュー圧縮機２や
その下流に設けられるアフタクーラの冷却に使用されて
高温となった循環水を用いる。

２つの熱媒体バルブ56aと56bの開閉は制御装置40の指
示に従う。スクリュー圧縮機の吐出口24の下流側には圧
力センサ42が備えられており、吐出圧力の情報を制御装
置40へ送る働きを持つ。熱交換器５の被圧縮気体の出口
53とスクリュー圧縮機の吸入口23の間には、そこを流れ
る気体の温度を測定し、その情報を制御装置40へ送る温
度センサ43aが備えられている。また、熱媒体の温度情
報を制御装置40へ送るために温度センサ43bが２つの熱
媒体バルブ54a及び54bと熱媒体の流路51の間に備えられ
ている。これら圧力センサ並びに温度センサは測定精度
を増し若しくは測定時間を短縮する目的で数を増やし、
他の位置に備えてもよい。

本実施例において特に述べていない装置の構造や部分
については第１の実施例に準じる。また、本実施例によ
る複合圧縮機の動作についても第１の実施例と同一の部
分は説明を省略する。

本実施例においても容量制御として質量流量を増加さ
せるときにはターボ圧縮機の回転数を増加させ、質量流
量を減少させるときには該回転数を減少させる。熱交換
機５はターボ圧縮機１の回転数が大きくて被圧縮気体の
温度上昇が大きい場合には強く冷却し、ターボ圧縮機１
の回転数が小さくなるにつれて冷却を弱くする。さらに
回転数をおそくし、あるいはターボ圧縮機１による圧縮
を停止した場合には、熱交換器５で被圧縮気体を加熱す
る。

熱交換器５は被圧縮気体を冷却するときには熱媒体バ
ルブ56aを開き、56bを閉じる。２つの温度センサ43a及
び43bにて被圧縮気体と熱媒体の温度を監視しながら、
制御装置40は熱媒体バルブ56aを開閉し冷却能力を調整
する。被圧縮気体を加熱するときには熱媒体バルブ56b
を開き、56を閉じ、冷却時と同様に加熱能力を調整す
る。

本実施例では、第１の実施例における効果に加えて、
第８図で説明される効果があり、それを次に述べる。第
８図は第２図と同一の作図様式に従う。２つの羽根車10
を持つターボ圧縮機１は第１の実施例におけるターボ圧
縮機と同一の性能を持つと仮定している。また第８図の
中に示したグラフはターボ圧縮器１と熱交換器５を総合
した性能である。また、熱交換器５の働きにより、スク
リュー圧縮機の入口23での被圧縮流体の温度がターボ圧
縮機の回転数によらず一率にターボ圧縮機の吸入口12で
の温度よりも60℃だけ上昇すると仮定している。

第８図からわかるように、ターボ圧縮機を回転数6000
0rpm〜140000rpmの間で回転させたとき、質量流量は交
点92aが示す90g/sから交点92eが示す220g/sまで変える
ことができる。これは41％〜100％の範囲で容量制御が
可能であることを意味しており、容量制御できる範囲は
第１の実施例よりも広い。断熱効率は白丸で表示した点
94a〜94eに示したように変化する。点94bで示される断
熱効率の最大値は公知例や第１の実施例と変らないが、
点94eで示される最低値は70.5％と向上する。

本実施例によれば、第１の実施例の効果に加えて次の
効果がある。まず、冷却のみ行う中間冷却器３を冷却・
加熱両方の可能な熱交換器５に代えたことで、第１の実
施例に比較して、より広い範囲の流量制御が可能であ
る。さらに、流量制御可能なすべての領域において、タ
ーボ圧縮機を、その時の回転数での断熱効率が最高にな
る条件の下で作動させることができる。また、ターボ圧
縮機１の羽根車10の左右２つにし、電動機15のロータと
同一の回転軸に固定したことにより、増速歯車を省略す
ることができるので機械的損失が減少する。さらに羽根
車10が左右対象に配置されているので羽根車10にかかる
軸方向の力が打ち消し合い、軸受荷重を減少させること
ができる。

次に、本発明の第３の実施例を第９図により説明す
る。

ターボ圧縮機１は１段目羽根車10aと２段目羽根車10b
がデフューザ11に収納され、その中で回転することによ
り被圧縮気体を圧縮することができる。被圧縮気体は吸
入口12aから吸入され、１段目羽根車10aにて圧縮された
後に吐出口13aから吐出され、配管を通って再び２段目
の吸入口12bから吸入され、２段目羽根車10bによって圧
縮されたのちに吐出口13bから吐出される。羽根車10bは
羽根車10aに比較して、圧縮による体積流量の減少分だ
け小さい。２つの羽根車10aと10bはそれらを回転する電
動機15のロータと共に同一の軸に固定されている。

ターボ圧縮機の吐出口13bへ３本の配管30a,30b,30cが
接続されている。配管30aは中間冷却器３内を経由し、
その冷却水流路31との接触面積が広く、それと比較して
配管30bは接触面積が狭い。また配管30cは中間冷却器３
を経由しない。３本の配管30a,30b,30cの各々にバルブ3
7a,37b,37cが備えられており、制御装置40の指示により
該バルブは開閉されて被圧縮気体の流路が決定される。
本実施例では３本の配管を採用したが、圧縮機の特性に
よっては配管30bあるいは30cのいずれか一方を省略する
ことも可能である。冷却水は入口34から出口35へ定常的
に流し、流量の制御は行わない。３本の配管30a〜ｃは
スクリュー圧縮機２の吸入口23の手前で再び一本に集合
する。また、その位置に被圧縮気体の温度を測定する温
度センサ43を備える。

本実施例において、特に述べていない装置の構造や部
分については第１の実施例に準じる。また、本実施例に
よる複合圧縮機の動作についても第１の実施例と同一の
部分は説明を省略する。

本実施例においても吐出圧力が低下した時には圧力セ
ンサ42にてこれを検知し、ターボ圧縮機の回転数を増加
させることは前述実施例と同一である。ただし、ターボ
圧縮機１は直列に配された２段圧縮機なので、回転数の
増加は少なくてよい。またターボ圧縮機は容積式圧縮機
ほど高い圧力比をとれないが、２段にすることで、その
欠点を補うことができる。

ターボ圧縮機の回転数が大きく、それによる圧縮比が
大きく、従ってそれに伴う被圧縮気体の温度上昇も大き
いときには中間冷却器による冷却を強く行う。その場合
バルブ37aを開け、他を閉じて、高温の被圧縮気体を冷
却水との接触面積が大きい流路30へ導くことにより、強
く冷却する。ターボ圧縮機の回転数が減り、温度上昇も
小さくなるに従って、被圧縮気体を通す流路を36b,36c
と順次切り替えることによって冷却能力を低下させる。
なお、開くバルブは３者択一に限らず複数のバルブを同
時に開き、その開度によって流量を調整し、冷却能力を
微細に変化させることができる。

本実施例では第１あるいは第２の実施例における効果
に加えて次に述べる効果がある。まず、ターボ圧縮機を
２段直列にしたことにより、圧縮比を各段の圧縮比の積
にすることができる。従って、容量制御できる範囲も広
くすることができる。また、中間冷却器の能力を、流路
を変更することにって変える構造なので、第１の実施例
に比較して応答速度が速い。これは吐出圧力の変動が多
い負荷に対して有用である。

本発明の第４の実施例を第10図により説明する。ター
ボ圧縮機１は第２の実施例と同様なのでその説明は省略
する。

本実施例では後段の圧縮機にスクロール圧縮機29を用
いる。スクロール圧縮機29はスクリュー圧縮機と同様に
容積式であり、等速で旋回スクロールを動かすと、吸入
する容積は一定である。本実施例において旋回スクロー
ルを等速で動かすので、第１〜３の実施例におけるスク
リュー圧縮機と同様に扱うことができる。

中間冷却器３の内部には被圧縮気体の流路30a〜30cが
備え、また、該流路のバイパスバルブ38a〜38cが備えら
れている。中間冷却器の冷却能力の変化はバイパスバル
ブ38a〜38cを開閉して行う。冷却能力を強くするときに
はバイパスバルブを全部閉め、被圧縮流体が流路30a〜3
0cを直列にすべて流れるようにする。すると、流路長が
長く、熱交換が多く行われるので、冷却能力が向上す
る。冷却能力を低くするときにはバイパスバルブ38a〜3
8cを順次開いていくことにより、流路長が順次短くな
り、冷却能力を低下させられる。冷却水は入口34から出
口35へ定常的に流し、流量の制御は行わない。

本実施例において、特に述べていない装置の構造や部
分あるいは動作については第１の実施例に準じる。

本実施例では第１の実施例における効果に加えて次に
述べる効果がある。まず、スクリュー圧縮機に代えてス
クロール圧縮機を用いたことにより、比較的小さい容量
の複合圧縮機を実現することができる。また、中間冷却
器の能力を最大にしたときに、中間冷却器内部の配管が
全部活用されるので、中間冷却器を小形化することがで
きる。

なお、以上述べた第１〜第４の各実施例におけるター
ボ圧縮機、後段の容積型圧縮機、又は、その間に介在す
る中間冷却器もしくは熱交換器を、夫々、他の実施例に
示したものと置換えた構成の実施例も可能であることは
云うまでもない。また容積型圧縮機は、複数の容積型圧
縮機を並列又は直列に接続したもので構成してもよい。

［発明の効果］本発明によれば、容量制御をターボ圧縮機の回転数制
御で行い、その場合、ターボ圧縮機と後段の容積型圧縮
機の整合をとりながらターボ圧縮機の高い断熱効率を維
持したままで、広い容量制御範囲を持つ複合圧縮機を実
現することができるので、省エネルギーの効果がある。
また、容量制御可能な範囲においては、圧縮機の継続運
転や吸入口を閉じるアンロード運転が不用になるため、
騒音低減や吐出圧力の変動を小さくする効果もある。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の第１の実施例を示す図、第２図は中間
冷却器が無い場合のターボ圧縮機の性質を示した図、第
３図は冷却能力一定の中間冷却器を備えた場合のターボ
圧縮機の性質を示す図、第４図は本発明の第１の実施例
の場合におけるターボ圧縮機の性質を示す図、第５図は
本発明による複合圧縮機の気体に対してなす仕事につい
て説明するためのＰ−Ｖ線図、第６図は冷却能力一定の
中間冷却器と絞り弁を用いる場合を本発明との比較で説
明するためのＰ−Ｖ線図、第７図は本発明の第２の実施
例を示す図、第８図は同実施例の効果を説明するための
図、第９図、第10図は夫々本発明の第３の実施例および
第４の実施例を示す図である。１……ターボ圧縮機、２……スクリュー圧縮機３……中間冷却器、５……熱交換器 10……羽根車、11……デフューザ 12……吸入口、13……吐出口 14……増速歯車、15……可変速電動機 20,21……スクリューロータ 22……ケーシング、23……吸入口、 24……吐出口、25……同期歯車、 26……電動機、27……増速歯車、 29……スクロール圧縮機 30……被圧縮気体の流路 31……冷却水の流路、32……被圧縮気体の入口 33……被圧縮気体の出口 34……冷却水の入口、35……冷却水の出口 36……冷却水のバルブ 37a〜ｃ……被圧縮流体バルブ 40……制御装置、41……可変速電源 42……圧力センサ、43a,b……温度センサ 50……被圧縮気体の流路 51……熱媒体の流路、54a,b……熱媒体入口 55a,b……熱媒体出口 56a,b……熱媒体バルブ

Claims

(57)【特許請求の範囲】

【請求項１】前段圧縮機としてのターボ圧縮機と、後段
圧縮機としての容積型圧縮機と、ターボ圧縮機の吐出口
と容積型圧縮機の吸入口との間に接続され、前者から後
者に送られる被圧縮気体を冷却するための冷却能力可変
の中間冷却器と、容量制御のためにターボ圧縮機の回転
数を変化させると共に該回転数が大きいほど中間冷却器
の冷却能力を大きくし、以て常にターボ圧縮機と容積型
圧縮機の体積流量の整合を維持し且つターボ圧縮機の断
熱効率を最大もしくはほぼ最大に維持する様に制御する
制御装置と、を具備したことを特徴とする複合圧縮機。
【請求項２】前段圧縮機としてのターボ圧縮機と、後段
圧縮機としての容積型圧縮機と、ターボ圧縮機の吐出口
と容積型圧縮機の吸入口との間に接続され、前者から後
者に送られる被圧縮気体を冷却または加熱するための冷
却・加熱切替可能な且つ冷却能力および加熱能力可変な
中間熱交換器と、容量制御のためにターボ圧縮機の回転
数を変化させると共に、該回転数が或る所定値以上のと
き中間交換器を冷却に切替え且つ該回転数が大きいほど
その冷却能力を大きくし、該回転数が上記所定値以下の
とき中間熱交換器を加熱に切替え且つ該回転数が小さい
ほどその加熱能力を大きくし、以て常にターボ圧縮機と
容積型圧縮機の体積流量の整合を維持し且つターボ圧縮
機の断熱効率を最大もしくはほぼ最大に維持する様に制
御する制御装置と、を具備したことを特徴とする複合圧
縮機。
【請求項３】前記ターボ圧縮機は複数のターボ圧縮機を
直列または並列接続して１つの圧縮機として構成された
ものである請求項１又は２記載の複合圧縮機。
【請求項４】前記容積型圧縮機はスクリュー圧縮機、ス
クロール圧縮機またはベーン式回転圧縮機である請求項
1,2又は３記載の複合圧縮機。
【請求項５】前記容積型圧縮機は複数の容積型圧縮機を
直列または並列接続して１つの圧縮機として構成された
ものである請求項1,2,3又は４記載の複合圧縮機。
【請求項６】前記中間冷却器は、二次流体としての前記
被圧縮気体を一次冷却流体と伝熱面を介して接触させる
熱交換器型のものであり、一次冷却流体の流量調節用の
弁手段、上記被圧縮気体が一次冷却流体と接する伝熱面
の面積を変化させる手段またはその両者を備えている請
求項１記載の複合圧縮機。
【請求項７】前記中間熱交換器は、二次流体としての前
記被圧縮気体を一次流却流体または一次加熱流体と伝熱
面を介して接触させるものであり、これら一次流体の流
量調節用の弁手段、上記被圧縮気体が一次流体と接する
伝熱面の面積を変化させる手段またはその両者を備えて
いる請求項２記載の複合圧縮機。