JP4062141B2

JP4062141B2 - Reciprocating compressor flow control system

Info

Publication number: JP4062141B2
Application number: JP2003076764A
Authority: JP
Inventors: 北海鈴木; 聰塚原
Original assignee: Hitachi Plant Technologies Ltd
Current assignee: Hitachi Plant Technologies Ltd
Priority date: 2003-03-20
Filing date: 2003-03-20
Publication date: 2008-03-19
Anticipated expiration: 2023-03-20
Also published as: JP2004285865A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、石油化学プロセス用圧縮ガスなどを得るために用いられるクリアランスアンローダを備えた往復圧縮機の流量制御システムに係わるものである。
【０００２】
【従来の技術】
往復圧縮機に設けられるクリアランスアンローダは、プラント（負荷）が必要とする圧縮ガスの流量の変動に応じて往復圧縮機における圧縮ガスの吐出流量（以下、吐出流量と略記）を制御する手段である。クリアランスアンローダは圧縮機におけるシリンダ頭頂部にアンローダシリンダを取り付け、アンローダシリンダ内のピストン位置を操作することでクリアランス容積を制御し、吐出流量を制御するものである。
【０００３】
アンローダシリンダ内のピストン位置を油圧で制御する従来技術を示すものとして下記の特許文献がある。
【０００４】
【特許文献】
実開平０１−１２４３９１号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
クリアランスアンローダではプラント（負荷）が要求する流量要求値の変動に連動して逐一ピストンを動作させて吐出流量を変化させることが本来の姿であるが、クリアランスアンローダの動作が頻繁であるとクリアランスアンローダ自体の寿命も短くなり、また駆動のためのエネルギー消費も無視できなくなる。
【０００６】
従って、本発明の目的は、クリアランスアンローダの動作を少なくしてクリアランスアンローダの寿命を伸ばすことができるだけでなくエネルギー消費を少なくすることができる往復圧縮機の流量制御システムを提供することにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成する本発明往復圧縮機の流量制御システムの特徴とするところは、クリアランスアンローダを備えた往復式圧縮機において、吐出配管途中に設けた流量制御弁および流量測定手段と、負荷が要求する流量要求値に対してクリアランスアンローダにおけるピストン位置の調整並びに流量測定手段で得た流量測定値と該ピストン位置のデータを基に流量制御弁の開度調整で流量制御を行う流量コントローラとを有することにある。
【０００８】
特に、流量コントローラはクリアランスアンローダが任意のピストン位置を有する状態において流量制御弁が全開状態にあるときの吐出配管における流量を上限値とし流量制御弁を全開状態から開度を所望量下げたときの吐出配管における流量を下限値として、負荷が要求する流量要求値が吐出配管における流量の該上限値と下限値の間にあるときに負荷が要求する流量要求値となるように流量制御弁の開度調整を行う。
【０００９】
【発明の実施の形態】
以下、図面に示す本発明の一実施形態について説明する。
図１は本発明になる往復圧縮機の流量制御システムの構成を示し、図２は図1における往復圧縮機とクリアランスアンローダを説明するものである。
【００１０】
両図において、１はシリンダ１ａとシリンダ１ａ内で往復動するピストン１ｂからなる往復圧縮機で、２はピストン１ｂに連結してある主軸、３は駆動源４の回転運動を往復運動に変換するためのクランクシャフトである。駆動源４が作動することにより、クランクシャフト３と主軸２を介して１ｂは図１において左右方向に往復動する。
【００１１】
５は接合部６を介して往復圧縮機１のシリンダ頭頂部に固定されているクリアランスアンローダで、アンローダシリンダ５ａとアンローダシリンダ５ａ内を往復移動するアンローダピストン５ｂからなる。アンローダピストン５ｂは主軸７を介して駆動源８により図1において左右に移動し、クリアランスシリンダ５ａ内のクリアランス容積Ｖ５（図２参照）が増減する。
【００１２】
９は、クリアランスアンローダ５の駆動源８にアンローダピストン５ｂの位置に関する指示を与えるとともに入出力回路３１を介して流量制御弁コントローラ３２に後述する流量制御弁の開度調整に関する指示を与えるための流量コントローラである。
【００１３】
１１は圧縮対象のガスが貯蔵されているガス発生機、１２はガス発生機１１から送られるガスを圧縮機の吸込み用ガスの状態にする低圧タンク、１３は低圧タンク１２から往復圧縮機１のシリンダ１ａにガスを供給する吸込配管、1４と１５は吸込配管１３に取り付けてあって往復圧縮機１のシリンダ１ａに吸込まれるガスの吸込み圧力と温度をそれぞれ測定し流量コントローラ９に送信する吸込圧力測定手段と吸込温度測定手段である。
【００１４】
１６は流量コントローラ９のピストン位置指令によりアンローダピストン駆動源８が動作して移動したアンローダピストン５ｂの位置を測定し流量コントローラ９に送信するアンローダピストンのピストン位置測定手段である。
【００１５】
２１は、往復圧縮機１からプラント２２に圧縮ガスを供給する吐出配管、２３は吐出配管２１の途中に設けてある流量制御弁で、弁の開度は流量コントローラ９の指示に基づいて流量制御弁コントローラ３２で調整される。２４は吐出配管２１の途中に設けてあるオリフィス、２５は吐出配管２１を流れる圧縮ガスの流量（往復圧縮機１における圧縮ガスの吐出流量Ｑｄ）を測定するためにオリフィス２４の差圧を測定し流量コントローラ９に送信するオリフィス差圧測定手段、２６と２７は吐出配管２１に取り付けてあって往復圧縮機１におけるシリンダ１ａの吐出弁１ｄから吐出される圧縮ガスの吐出圧力Ｐｄと温度をそれぞれ測定し流量コントローラ９に送信する吐出圧力測定手段と吐出温度測定手段である。
【００１６】
流量コントローラ９は、オリフィス差圧測定手段２５で得た差圧を吐出配管２１における流量に換算し流量を測定する機能をもっている。なお、プラント２２が必要とする圧縮ガスの圧力Ｐと流量（流量要求値）Ｑは、プラント２２側から流量コントローラ９に入力されるようになっている。流量制御弁２３の弁開度は、流量制御弁コントローラ３２から入出力回路３１を経て流量コントローラ９に戻して監視している。
【００１７】
図１に示す往復圧縮機の流量制御システムにおける全負荷運転時の動作は、次の通りである。
【００１８】
駆動源４が作動することにより、クランクシャフト３と主軸２を介して往復圧縮機１のピストン１ｂが図中左右方向に往復動する。それによりガス発生機１１，低圧タンク１２から供給される低圧のガスが図２に示した吸込弁１ｃを通って圧縮機シリンダ１ａ内に吸入され、ピストン１ｂによって圧縮される。
【００１９】
全負荷運転時であるのでクリアランスアンローダ５のピストン５ｂはクリアランス容積Ｖ５（図２参照）を零とする図において右側の位置（図２に示すピストン５ｂの移動距離Ｌａが零の位置）にある。また流量制御弁２３は全開である。
【００２０】
プラント２２が必要とする流量（流量要求値）Ｑが減少した場合の動作は次のようになる。
【００２１】
流量コントローラ９にプラントの必要な流量（流量要求値）Ｑが入力されると、流量コントローラ９は往復圧縮機１の吐出流量Ｑｄが流量要求値Ｑになるクリアランスアンローダ５のクリアランス容積Ｖ５を計算する。計算に必要な吸込み条件として圧力は吸込圧力測定手段１４より、温度は吸込温度測定手段１５より得る。
【００２２】
往復圧縮機１の吐出圧力Ｐｄは、予め判っている流量制御弁２３における全開時の流量特性値（Ｃｖ値）、オリフィス２４での圧力損失特性およびプラント２２の必要とする圧力Ｐと流量要求値Ｑから計算によって求める。
【００２３】
そして、計算で得られたクリアランス容積Ｖ５からアンローダピストン５ｂの位置を計算して、アンローダピストン５ｂの駆動源８に位置指令（移動距離Ｌａ）を与える。駆動源８は、その位置指令に基づいてアンローダピストン５ｂを移動させ停止する。このとき、アンローダピストン５ｂの位置はピストン位置測定手段１６によって測定されており、測定結果は流量コントローラ９にフィードバックして所望の指令位置と大きくずれないように監視している。また、オリフィス差圧測定手段２５の差圧測定結果に基づいて吐出配管２１における吐出流量Ｑｄを計算し、流量要求値Ｑとずれがないか監視している。その際、圧力Ｐｄは吐出圧力測定手段２６から得、ガス温度は吐出温度測定手段２７から得て、流量計算を行う。
【００２４】
以下、流量コントローラ９で行なう諸計算について説明する。
【００２５】
往復圧縮機１における理論吐出流量Ｑｔｈ（ｍ^３／ｈ）は、数式１で求めることができる。
【００２６】
【数１】

【００２７】
ここで、Ｄはシリンダ１ａの直径（ｍ）、
ＰＤはピストン１ｂの行程（ｍ）、
ｎはクランクシャフト３の回転数（ｍｉｎ．−¹）である。
【００２８】
実吐出流量Ｑｄ（ｍ^３／ｈ）は，理論吐出流量Ｑｔｈに体積効率ηｖを乗じたもので、数式２となり、体積効率ηｖは数式３で表される。
【００２９】
【数２】

【００３０】
【数３】

【００３１】
ここで、 εはクリアランス比（以下で説明）、
Ｐｓは吸込圧力（ＭＰａ）、
Ｐｄは吐出圧力（ＭＰａ）、
ｍはポリトロープ指数（圧縮ガスの種類で決まる定数）、
Δηｖは体積効率減少率（往復圧縮機の構造で決まる定数）である。
【００３２】
なお、クリアランス比εはシリンダ１ａ、５ａにおけるクリアランス容積Ｖ１(ｍ^３)，Ｖ５(ｍ^３)および接合部６における体積Ｖ６(ｍ^３)の合計とピストン１ｂの圧縮ガス押除量の比として表されるもので、数式４で与えられる。
【００３３】
【数４】

【００３４】
以上より、アンローダピストン５ｂの位置を変化させる（移動距離Ｌａの変更）と数式４よりクリアランス比εが変化し、数式３より体積効率ηｖが変化する結果として実吐出流量Ｑｄが変化する。
【００３５】
ここで、新たに流量要求値Ｑａ（ｍ^３／ｈ）が与えられたとする。この時の体積効率をηｖａとすると数式２より、以下数式５の関係が得られる。
【００３６】
【数５】

【００３７】
数式５を体積効率ηｖａについて解くと、数式６が得られる。
【００３８】
【数６】

【００３９】
次に数式３よりクリアランス比εａを求めると、数式７となる。
【００４０】
【数７】

【００４１】
最後にアンローダピストン５ｂの移動距離Lａが、数式４における直径がＤｃであるアンローダシリンダ５ａの容積Ｖ５から数式８のように求まる。
【００４２】
【数８】

【００４３】
以上の様にしてプラント２２の流量要求値Ｑａよりアンローダピストン５ｂの位置を計算で求めて、アンローダピストン５ｂの位置を先行して移動距離Ｌａの位置に移動させるので、吐出圧力Ｐｄの異常上昇を抑えることができるとともに、プラント２２が要求する流量の圧縮ガスを供給することができるのであるが、流量要求値Ｑの変動の度にアンローダピストン５ｂを移動距離Ｌａの位置に移動させていては駆動源８でのエネルギー消費が増えてしまう。
【００４４】
そこで、以下、本発明に従って、クリアランスアンローダ５が任意のピストン位置を有する状態において（任意のピストン位置にあるとき）、流量制御弁２３が全開状態にあるときの吐出配管２１における流量Ｑｄを上限値Ｑｄｍａｘとし、流量制御弁２３を全開状態から開度を所望量下げたときの吐出配管２１における流量Ｑｄを下限値Ｑｄｍｉｎとして、負荷（プラント）２２が要求する流量要求値Ｑａが吐出配管２１における流量の上限値Ｑｄｍａｘと下限値Ｑｄｍｉｎの間にあるときに負荷２２が要求する流量要求値Ｑａとなるように流量制御弁２３の開度調整を行って、流量制御弁２３の開度調整で負荷２２が要求する流量要求値Ｑａに対応するようにし、アンローダピストン５ｂの移動回数（位置の変更回数）を減らし、もって駆動源８でのエネルギー消費を抑制し、その一方で流量要求値Ｑａの変動に応じた圧縮ガスを供給するようにする。
【００４５】
これは、新たな流量要求値Ｑａと供給している実吐出流量Ｑｄの差が一定値以内であれば、プラント２２側で許容する圧縮ガスの変動範囲内で吐出圧力Ｐｄを変更することによって吐出流量Ｑｄを流量要求値Ｑａまで修正できるか計算し、可能な場合は流量制御弁コントローラ３２に入出力回路３１を介して制御信号を送り、流量制御弁２３の開度を制御するものである。
【００４６】
上記した流量制御弁２３の開度を制御することによっては流量修正が不可能な場合は、流量要求値Ｑに対応するだけのクリアランス容積Ｖ５やアンローダピストン５ｂの移動距離Ｌａを計算して、アンローダピストン５の駆動源８に信号を送ってピストン５ｂの位置を制御する。
【００４７】
以下、流量制御弁２３の開度を制御・調整して新たな流量要求値Ｑａに対応することについて、図3を参照しつつ説明する。
【００４８】
図3において、流量Ｑｄの上限値Ｑｄｍａｘは流量制御弁２３が全開状態にあるときの吐出配管２１における流量Ｑｄであり、流量Ｑｄの下限値Ｑｄｍｉｎはクリアランスアンローダ５におけるピストンの位置（任意のピストン位置Ｌａ）を変更せずに吐出圧力Ｐｄがプラント２２側で許容する変動範囲内に維持しつつ流量制御弁２３を全開状態から開度を所望量下げたときの吐出配管２１における流量Ｑｄである。
【００４９】
任意のピストン位置Ｌａにおいて、流量制御弁２３が全開であれば流量制御弁２３での損失は最も少なくて流量制御弁２３の開度を下げれば流量制御弁２３からでの損失が増加するので、その分往復圧縮機１は吐出圧力を高くする必要があり、流量Ｑｄが下限値Ｑｄｍｉｎの時に吐出圧力Ｐｄは最大値Ｐｄｍａｘになり、流量Ｑｄが上限値Ｑｄｍａｘの時に吐出圧力Ｐｄは最小値になる。
【００５０】
先ず、流量Ｑｄの上限値Ｑｄｍａｘを求める。
【００５１】
流量上限値Ｑｄｍａｘ時の吐出圧力Ｐｄｘは、プラント２２が必要とする圧力Ｐａに流量調整弁２３とオリフィス２４の圧力損失分を足したものとなる。
【００５２】
オリフィスの圧力損失ΔＰｏｒ（ＭＰａ）は、数式９で表される。
【００５３】
【数９】

【００５４】
ここで、ΔＰｏは設計最大差圧（ＭＰａ）、
Ｑｄは実測流量（ｍ^３／ｈ）、
Ｑｏは設計最大流量（ｍ^３／ｈ）である。
【００５５】
流量調整弁２３の圧力損失をΔＰｃ（ＭＰａ）とすると、実測流量Ｑｄと圧力損失ΔＰｃには数式１０の関係がある。
【００５６】
【数１０】

【００５７】
ここで、ΔＰｒはＣｖ値を表す基準差圧で流量調整弁固有の定数、
Ｃｖは流量調整弁全開時の流量特性値である。
【００５８】
以上から、吐出圧力Ｐｄは、数式１１で表すことができる。
【００５９】
【数１１】

【００６０】
次に、数式３に従って体積効率ηｖｍａｘを求めると、数式１２で表すことができる。
【００６１】
【数１２】

【００６２】
ここで、εａは現在のクリアランス比である。
【００６３】
なお、Ｐｓ，ｍ，Δηｖは、それぞれ上記した吸込圧力（ＭＰａ），ポリトロープ指数および体積効率減少率である。
【００６４】
数式２に従って、Ｑｄｍａｘを求めると数式１３になる。
【００６５】
【数１３】

【００６６】
次ぎに、流量下限値Ｑｄｍｉｎを求める。
この場合、ピストン位置Ｌａの変更はないのでそのまま現在のクリアランス比εａを用い、その時の体積効率ηｖｍｉｎを数式１４で求める。
【００６７】
上述したように流量下限値Ｑｄｍｉｎはプラント２２側で許容する変動範囲内における吐出圧力Ｐｄが最大値Ｐｄｎの時のものであり、通常、吐出圧力最大値Ｐｄｎは流量上限値Ｑｄｍａｘにおける最小吐出圧力Ｐｄｘの５％増しの値を持たせている。
【００６８】
【数１４】

【００６９】
以上から数式２に従って、流量下限値Ｑｄｍｉｎを数式１５のように求める。
【００７０】
【数１５】

【００７１】
このようにして得られる上限値Ｑｄｍａｘ〜下限値Ｑｄｍｉｎ間の流量Ｑｄはクリアランスアンローダ５におけるピストン５ｂの位置は固定としたまま流量調整弁２３の開度調整動作のみで得られるものであるので、新たな流量要求値Ｑａがプラント２２側で許容する変動の範囲内である吐出圧力の最小値Ｐｄｘと最大値Ｐｄｎから定まる流量の上限値Ｑｄｍａｘ〜下限値Ｑｄｍｉｎの範囲内にあるかどうか計算をしたうえで判断し、範囲内であれば流量調整弁２３の開度調整動作を行ってクリアランスアンローダ５におけるピストン５ｂは動かさないようにし、範囲外であれば新たな吐出圧力条件の基でクリアランスアンローダ５のピストン位置を式８のように再計算し、ピストン位置を移動させて新たな流量要求値Ｑａに対処する。
【００７２】
従って、クリアランスアンローダ５のピストン移動を少なくすることができる。
なお、駆動源４の回転数の調整をしないで流量制御弁２３を絞った結果、流量制御弁２３より上流側で吐出圧力が上昇することを回避するために、流量制御弁２３より上流側から低圧タンク１２にバイパス弁を備えたバイパス配管を設けて、余剰圧縮ガスを戻すようにしてもよい。
【００７３】
【発明の効果】
以上説明したように本発明によれば、クリアランスアンローダの動作を少なくしてクリアランスアンローダの寿命を伸ばすことができるだけでなくエネルギー消費を少なくすることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明往復圧縮機の流量制御システムの一実施形態を示す図である。
【図２】図１における往復圧縮機とクリアランスアンローダを説明する図である。
【図３】図１の実施形態における吐出流量とクリアランス比およびクリアランスアンローダにおけるピストン位置の関係を示す図である。
【符号の説明】
１…往復圧縮機
１ａ…シリンダ
１ｂ…ピストン
２，７…主軸
３…クランクシャフト
４，８…駆動源
５…クリアランスアンローダ
５ａ…アンローダシリンダ
５ｂ…アンローダピストン
６…接合部
９…流量コントローラ
１１…ガス発生機
１２…低圧タンク
１３…吸込配管
１４…吸込圧力測定手段
１５…吸込温度測定手段
１６…ピストン位置測定手段
２１…吐出配管
２２…プラント（負荷）
２３…流量制御弁
２４…オリフィス
２５…オリフィス差圧測定手段
２６…吐出圧力測定手段
２７…吐出温度測定手段
３１…入出力回路
３２…流量制御弁コントローラ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a flow control system for a reciprocating compressor having a clearance unloader used for obtaining a compressed gas for a petrochemical process.
[0002]
[Prior art]
The clearance unloader provided in the reciprocating compressor is a means for controlling the discharge flow rate (hereinafter abbreviated as discharge flow rate) of the compressed gas in the reciprocating compressor according to the fluctuation of the flow rate of the compressed gas required by the plant (load). . The clearance unloader attaches an unloader cylinder to the top of the cylinder in the compressor, and controls the clearance volume by operating the piston position in the unloader cylinder to control the discharge flow rate.
[0003]
There is the following patent document showing a conventional technique for controlling the piston position in the unloader cylinder by hydraulic pressure.
[0004]
[Patent Literature]
Japanese Utility Model Publication No. 01-124391 [0005]
[Problems to be solved by the invention]
In the clearance unloader, the original shape is to change the discharge flow rate by operating the piston one by one in conjunction with the fluctuation of the flow rate requirement value required by the plant (load), but if the clearance unloader is operated frequently, the clearance unloader The lifetime of the device itself is shortened, and energy consumption for driving cannot be ignored.
[0006]
Accordingly, it is an object of the present invention to provide a flow control system for a reciprocating compressor that can not only extend the life of the clearance unloader by reducing the operation of the clearance unloader but also reduce energy consumption.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
The flow control system of the reciprocating compressor of the present invention that achieves the above object is characterized in that, in a reciprocating compressor having a clearance unloader, a flow control valve and a flow measuring means provided in the middle of the discharge pipe, and a load are required. A flow rate controller that controls the flow rate by adjusting the opening of the flow rate control valve based on the flow rate measurement value obtained by the flow rate measurement means and the piston position data in the clearance unloader with respect to the required flow rate value There is.
[0008]
In particular, when the flow rate control valve is in the fully open state when the clearance unloader has an arbitrary piston position, the flow rate controller has an upper limit value for the flow rate in the discharge pipe and the flow control valve is opened when the opening degree is lowered by a desired amount. With the flow rate in the discharge pipe as the lower limit value, open the flow control valve so that the required flow rate value required by the load is between the upper limit value and lower limit value of the flow rate in the discharge pipe. Adjust the degree.
[0009]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of the present invention shown in the drawings will be described.
FIG. 1 shows the configuration of a flow control system for a reciprocating compressor according to the present invention, and FIG. 2 explains the reciprocating compressor and clearance unloader in FIG.
[0010]
In both figures, 1 is a reciprocating compressor comprising a cylinder 1a and a piston 1b that reciprocates within the cylinder 1a, 2 is a main shaft connected to the piston 1b, and 3 is a converter that converts the rotational motion of the drive source 4 into reciprocating motion. It is a crankshaft for. When the drive source 4 operates, 1b reciprocates in the left-right direction in FIG. 1 via the crankshaft 3 and the main shaft 2.
[0011]
A clearance unloader 5 is fixed to the top of the cylinder of the reciprocating compressor 1 via a joint 6 and includes an unloader cylinder 5a and an unloader piston 5b that reciprocates in the unloader cylinder 5a. The unloader piston 5b is moved left and right in FIG. 1 by the drive source 8 via the main shaft 7, and the clearance volume V5 (see FIG. 2) in the clearance cylinder 5a is increased or decreased.
[0012]
9 is a flow rate for giving an instruction relating to the position of the unloader piston 5b to the drive source 8 of the clearance unloader 5 and giving an instruction relating to the adjustment of the opening degree of the flow rate control valve described later to the flow rate control valve controller 32 via the input / output circuit 31. It is a controller.
[0013]
11 is a gas generator in which the gas to be compressed is stored, 12 is a low-pressure tank that converts the gas sent from the gas generator 11 into a state of suction gas for the compressor, and 13 is the reciprocating compressor 1 from the low-pressure tank 12. Suction pipes 14 and 15 for supplying gas to the cylinder 1a are attached to the suction pipe 13, and the suction pressure and temperature of the gas sucked into the cylinder 1a of the reciprocating compressor 1 are respectively measured and sent to the flow rate controller 9. Pressure measuring means and suction temperature measuring means.
[0014]
Reference numeral 16 denotes a piston position measuring means for the unloader piston that measures the position of the unloader piston 5 b moved by the unloader piston drive source 8 in response to the piston position command of the flow rate controller 9 and transmits it to the flow rate controller 9.
[0015]
21 is a discharge pipe for supplying compressed gas from the reciprocating compressor 1 to the plant 22, 23 is a flow control valve provided in the middle of the discharge pipe 21, and the opening degree of the valve is controlled based on an instruction from the flow controller 9. It is adjusted by the valve controller 32. 24 is an orifice provided in the middle of the discharge pipe 21, and 25 is a differential pressure at the orifice 24 in order to measure the flow rate of the compressed gas flowing through the discharge pipe 21 (the discharge flow rate Qd of the compressed gas in the reciprocating compressor 1). Orifice differential pressure measuring means 26 and 27 for transmitting to the flow rate controller 9 are attached to the discharge pipe 21 and measure the discharge pressure Pd and temperature of the compressed gas discharged from the discharge valve 1d of the cylinder 1a in the reciprocating compressor 1, respectively. The discharge pressure measuring means and the discharge temperature measuring means are transmitted to the flow rate controller 9.
[0016]
The flow rate controller 9 has a function of converting the differential pressure obtained by the orifice differential pressure measuring means 25 into a flow rate in the discharge pipe 21 and measuring the flow rate. Note that the pressure P and the flow rate (required flow rate value) Q of the compressed gas required by the plant 22 are input to the flow rate controller 9 from the plant 22 side. The valve opening degree of the flow control valve 23 is monitored from the flow control valve controller 32 via the input / output circuit 31 to the flow controller 9.
[0017]
The operation at full load operation in the flow control system of the reciprocating compressor shown in FIG. 1 is as follows.
[0018]
When the drive source 4 operates, the piston 1b of the reciprocating compressor 1 reciprocates in the left-right direction in the figure via the crankshaft 3 and the main shaft 2. Thereby, the low-pressure gas supplied from the gas generator 11 and the low-pressure tank 12 is sucked into the compressor cylinder 1a through the suction valve 1c shown in FIG. 2, and is compressed by the piston 1b.
[0019]
Since it is during full load operation, the piston 5b of the clearance unloader 5 is in the right position (position where the moving distance La of the piston 5b shown in FIG. 2 is zero) in the figure where the clearance volume V5 (see FIG. 2) is zero. The flow control valve 23 is fully open.
[0020]
The operation when the flow rate (requested flow rate) Q required by the plant 22 decreases is as follows.
[0021]
When the required flow rate (requested flow rate) Q of the plant is input to the flow rate controller 9, the flow rate controller 9 calculates the clearance volume V5 of the clearance unloader 5 at which the discharge flow rate Qd of the reciprocating compressor 1 becomes the required flow rate value Q. . As suction conditions necessary for the calculation, the pressure is obtained from the suction pressure measuring means 14, and the temperature is obtained from the suction temperature measuring means 15.
[0022]
The discharge pressure Pd of the reciprocating compressor 1 is a flow rate characteristic value (Cv value) when the flow rate control valve 23 is fully opened, a pressure loss characteristic at the orifice 24, a pressure P required by the plant 22 and a required flow rate value. Calculated from Q.
[0023]
Then, the position of the unloader piston 5b is calculated from the clearance volume V5 obtained by the calculation, and a position command (movement distance La) is given to the drive source 8 of the unloader piston 5b. The drive source 8 moves and stops the unloader piston 5b based on the position command. At this time, the position of the unloader piston 5b is measured by the piston position measuring means 16, and the measurement result is fed back to the flow rate controller 9 and monitored so as not to deviate significantly from the desired command position. Further, the discharge flow rate Qd in the discharge pipe 21 is calculated based on the differential pressure measurement result of the orifice differential pressure measuring means 25, and it is monitored whether there is any deviation from the required flow rate value Q. At this time, the pressure Pd is obtained from the discharge pressure measuring means 26, and the gas temperature is obtained from the discharge temperature measuring means 27, and the flow rate is calculated.
[0024]
Hereinafter, various calculations performed by the flow rate controller 9 will be described.
[0025]
The theoretical discharge flow rate Qth (m ³ / h) in the reciprocating compressor 1 can be obtained by Equation 1.
[0026]
[Expression 1]

[0027]
Here, D is the diameter (m) of the cylinder 1a,
PD is the stroke (m) of the piston 1b,
n is the rotation speed (min.- ¹ ) of the crankshaft 3.
[0028]
The actual discharge flow rate Qd (m ³ / h) is obtained by multiplying the theoretical discharge flow rate Qth by the volumetric efficiency ηv, and is given by Equation 2. The volumetric efficiency ηv is expressed by Equation 3.
[0029]
[Expression 2]

[0030]
[Equation 3]

[0031]
Where ε is the clearance ratio (explained below),
Ps is the suction pressure (MPa),
Pd is the discharge pressure (MPa),
m is the polytropic index (a constant determined by the type of compressed gas),
Δηv is a volumetric efficiency reduction rate (a constant determined by the structure of the reciprocating compressor).
[0032]
The clearance ratio ε is expressed as a ratio of the total of the clearance volumes V1 (m ³ ) and V5 (m ³ ) in the cylinders 1a and 5a and the volume V6 (m ³ ) in the joint 6 and the compressed gas pressing amount of the piston 1b. Which is given by Equation 4.
[0033]
[Expression 4]

[0034]
As described above, when the position of the unloader piston 5b is changed (change of the movement distance La), the clearance ratio ε changes from Equation 4, and the actual discharge flow rate Qd changes as a result of the change in volumetric efficiency ηv from Equation 3.
[0035]
Here, it is assumed that the required flow rate value Qa (m ³ / h) is newly given. Assuming that the volumetric efficiency at this time is ηva, the following equation 5 is obtained from equation 2.
[0036]
[Equation 5]

[0037]
When Equation 5 is solved for volumetric efficiency ηva, Equation 6 is obtained.
[0038]
[Formula 6]

[0039]
Next, when the clearance ratio εa is obtained from Equation 3, Equation 7 is obtained.
[0040]
[Expression 7]

[0041]
Finally, the moving distance La of the unloader piston 5b is obtained from the volume V5 of the unloader cylinder 5a whose diameter in Expression 4 is Dc, as shown in Expression 8.
[0042]
[Equation 8]

[0043]
As described above, the position of the unloader piston 5b is obtained by calculation from the flow rate requirement value Qa of the plant 22, and the position of the unloader piston 5b is moved to the position of the moving distance La in advance, so that an abnormal increase in the discharge pressure Pd is caused. The compressed gas can be supplied at a flow rate required by the plant 22 and can be driven if the unloader piston 5b is moved to the position of the moving distance La every time the flow rate request value Q changes. Energy consumption at source 8 will increase.
[0044]
Therefore, according to the present invention, in the state where the clearance unloader 5 has an arbitrary piston position (when the clearance unloader 5 is at an arbitrary piston position), the flow rate Qd in the discharge pipe 21 when the flow rate control valve 23 is fully open is set to the upper limit value. Qdmax is set, and the flow rate Qd required by the load (plant) 22 is the flow rate in the discharge pipe 21, where the flow rate Qd in the discharge pipe 21 when the flow rate control valve 23 is lowered to a desired amount from the fully open state is the lower limit value Qdmin. The opening degree of the flow control valve 23 is adjusted so that the required flow rate value Qa required by the load 22 is between the upper limit value Qdmax and the lower limit value Qdmin. Corresponding to the required flow rate value Qa required by the motor, and the number of movements (number of position changes) of the unloader piston 5b is reduced. The energy consumption is suppressed in Dogen 8, the compressed gas in response to variations in while flow demand value Qa to be supplied.
[0045]
If the difference between the new required flow rate value Qa and the supplied actual discharge flow rate Qd is within a certain value, the discharge pressure Pd is changed by changing the discharge pressure Pd within the fluctuation range of the compressed gas allowed on the plant 22 side. Whether or not the flow rate Qd can be corrected to the required flow rate value Qa is calculated, and if possible, a control signal is sent to the flow rate control valve controller 32 via the input / output circuit 31 to control the opening degree of the flow rate control valve 23.
[0046]
If the flow rate cannot be corrected by controlling the opening degree of the flow rate control valve 23, the clearance volume V5 corresponding to the required flow rate value Q and the moving distance La of the unloader piston 5b are calculated, and the unloader is calculated. A signal is sent to the drive source 8 of the piston 5 to control the position of the piston 5b.
[0047]
Hereinafter, it will be described with reference to FIG. 3 that the opening degree of the flow rate control valve 23 is controlled and adjusted to correspond to the new required flow rate value Qa.
[0048]
In FIG. 3, the upper limit value Qdmax of the flow rate Qd is the flow rate Qd in the discharge pipe 21 when the flow rate control valve 23 is fully open, and the lower limit value Qdmin of the flow rate Qd is the piston position (arbitrary piston position) in the clearance unloader 5. This is the flow rate Qd in the discharge pipe 21 when the flow rate control valve 23 is lowered from the fully open state to a desired amount while maintaining the discharge pressure Pd within the fluctuation range allowed on the plant 22 side without changing La).
[0049]
At any piston position La, if the flow control valve 23 is fully open, the loss at the flow control valve 23 is the smallest, and if the opening of the flow control valve 23 is lowered, the loss from the flow control valve 23 increases. Accordingly, the reciprocating compressor 1 needs to increase the discharge pressure. When the flow rate Qd is the lower limit value Qdmin, the discharge pressure Pd becomes the maximum value Pdmax. When the flow rate Qd is the upper limit value Qdmax, the discharge pressure Pd becomes the minimum value. .
[0050]
First, an upper limit value Qdmax of the flow rate Qd is obtained.
[0051]
The discharge pressure Pdx at the flow rate upper limit Qdmax is obtained by adding the pressure loss of the flow rate adjustment valve 23 and the orifice 24 to the pressure Pa required by the plant 22.
[0052]
The pressure loss ΔPor (MPa) of the orifice is expressed by Equation 9.
[0053]
[Equation 9]

[0054]
Here, ΔPo is the design maximum differential pressure (MPa),
Qd is the measured flow rate (m ³ / h),
Qo is the design maximum flow rate (m ³ / h).
[0055]
Assuming that the pressure loss of the flow rate adjusting valve 23 is ΔPc (MPa), the measured flow rate Qd and the pressure loss ΔPc have the relationship of Equation 10.
[0056]
[Expression 10]

[0057]
Here, ΔPr is a reference differential pressure representing the Cv value and is a constant specific to the flow regulating valve,
Cv is a flow characteristic value when the flow regulating valve is fully opened.
[0058]
From the above, the discharge pressure Pd can be expressed by Equation 11.
[0059]
[Expression 11]

[0060]
Next, when the volumetric efficiency ηvmax is obtained according to Equation 3, it can be expressed by Equation 12.
[0061]
[Expression 12]

[0062]
Here, εa is the current clearance ratio.
[0063]
Ps, m, and Δηv are the suction pressure (MPa), the polytropic index, and the volumetric efficiency reduction rate, respectively.
[0064]
When Qdmax is obtained according to Equation 2, Equation 13 is obtained.
[0065]
[Formula 13]

[0066]
Next, a flow rate lower limit value Qdmin is obtained.
In this case, since there is no change in the piston position La, the current clearance ratio εa is used as it is, and the volumetric efficiency ηvmin at that time is obtained by Equation 14.
[0067]
As described above, the flow rate lower limit value Qdmin is obtained when the discharge pressure Pd within the fluctuation range allowed on the plant 22 side is the maximum value Pdn. Usually, the discharge pressure maximum value Pdn is the minimum discharge pressure Pdx at the flow rate upper limit value Qdmax. The value is increased by 5%.
[0068]
[Expression 14]

[0069]
From the above, the flow rate lower limit value Qdmin is obtained as in Equation 15 according to Equation 2.
[0070]
[Expression 15]

[0071]
The flow rate Qd between the upper limit value Qdmax and the lower limit value Qdmin obtained in this way is obtained only by the opening adjustment operation of the flow rate adjustment valve 23 while the position of the piston 5b in the clearance unloader 5 is fixed. After calculating whether the required flow rate Qa is within the range of the upper limit value Qdmax to the lower limit value Qdmin of the flow rate determined from the minimum value Pdx and the maximum value Pdn of the discharge pressure within the range of fluctuation allowed on the plant 22 side. If it is within the range, the opening adjustment operation of the flow rate adjustment valve 23 is performed so that the piston 5b in the clearance unloader 5 is not moved. If it is out of the range, the clearance unloader 5 is adjusted based on a new discharge pressure condition. The piston position is recalculated as shown in Equation 8, and the piston position is moved to deal with the new required flow rate value Qa.
[0072]
Therefore, the piston movement of the clearance unloader 5 can be reduced.
In order to avoid the discharge pressure from increasing upstream from the flow control valve 23 as a result of restricting the flow control valve 23 without adjusting the rotational speed of the drive source 4, from the upstream side from the flow control valve 23. The low-pressure tank 12 may be provided with a bypass pipe provided with a bypass valve to return the excess compressed gas.
[0073]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, it is possible not only to extend the life of the clearance unloader by reducing the operation of the clearance unloader but also to reduce the energy consumption.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing an embodiment of a flow control system of a reciprocating compressor according to the present invention.
FIG. 2 is a diagram illustrating a reciprocating compressor and a clearance unloader in FIG.
FIG. 3 is a diagram showing a relationship between a discharge flow rate, a clearance ratio, and a piston position in a clearance unloader in the embodiment of FIG.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Reciprocating compressor 1a ... Cylinder 1b ...

Piston

2, 7 ... Main shaft 3 ... Crankshaft 4, 8 ... Drive source 5 ... Clearance unloader 5a ... Unloader cylinder 5b ... Unloader piston 6 ... Joint part 9 ... Flow rate controller 11 ... Gas generation Machine 12 ... Low pressure tank 13 ... Suction pipe 14 ... Suction pressure measuring means 15 ... Suction temperature measuring means 16 ... Piston position measuring means 21 ... Discharge pipe 22 ... Plant (load)
23 ... Flow control valve 24 ... Orifice 25 ... Orifice differential pressure measuring means 26 ... Discharge pressure measuring means 27 ... Discharge temperature measuring means 31 ... Input / output circuit 32 ... Flow control valve controller

Claims

In a reciprocating compressor equipped with a clearance unloader,
Flow rate control valve and flow rate measuring means provided in the middle of the discharge pipe, adjustment of the piston position in the clearance unloader with respect to the required flow rate required by the load, and flow rate measurement value and piston position data obtained by the flow rate measuring means And a flow rate controller for performing flow rate control by adjusting the opening degree of the flow rate control valve based on the flow rate control system for a reciprocating compressor.

2. The reciprocating compressor flow rate control system according to claim 1, wherein the flow rate controller adjusts the piston position in the clearance unloader when the flow rate control valve cannot adjust to the load by adjusting the opening of the flow rate control valve. A reciprocating compressor flow control system.

2. The flow rate control system for a reciprocating compressor according to claim 1, wherein the flow rate controller sets an upper limit value of a flow rate in the discharge pipe when the flow rate control valve is fully opened in a state where the clearance unloader has an arbitrary piston position. The flow rate in the discharge pipe when the opening degree is lowered by a desired amount from the fully open state is set as the lower limit value, and the flow rate request value required by the load is the upper limit value and the lower limit value of the flow rate in the discharge pipe. A flow rate control system for a reciprocating compressor, wherein the opening degree of a flow rate control valve is adjusted so that the required flow rate value required by the load is between them.