JP5132514B2

JP5132514B2 - 空気圧縮装置

Info

Publication number: JP5132514B2
Application number: JP2008270608A
Authority: JP
Inventors: 正樹松隈
Original assignee: Kobe Steel Ltd
Current assignee: Kobe Steel Ltd
Priority date: 2008-10-21
Filing date: 2008-10-21
Publication date: 2013-01-30
Anticipated expiration: 2028-10-21
Also published as: JP2010101184A

Description

本発明は空気圧縮装置に関する。

圧縮空気を製造する空気圧縮装置は、空気圧縮機が吐出した圧縮空気を露点温度（例えば１０℃）以下に冷却し、圧縮空気に含まれる水分を凝縮させて分離する冷凍式ドライヤを備えるのが一般的である。通常、冷凍式ドライヤは、圧縮空気の入口温度が６０℃を超えると、圧縮空気の冷却が不十分になり、水分の除去ができなくなる。そこで、空気圧縮機の吐出温度が高い場合には、例えば、非特許文献１に記載されているように、先ず、圧縮空気を、圧縮空気と冷却水との間で熱交換する熱交換器からなるアフタークーラで１次冷却してから、ドライヤに導入して水分を除去している。一般に、圧縮空気は、アフタークーラで大気温度＋１５℃程度まで冷却され、冷凍式ドライヤに導入される。そして、冷凍式ドライヤの出口における圧縮空気の温度は、大気温度−５℃程度になる。

圧縮空気の需要設備では、供給される圧縮空気の温度がそのような低温である必要はなく、例えば６０℃程度までの圧縮空気を許容する。つまり、従来の空気圧縮装置では、水分の分離のために、圧縮空気から必要以上に熱エネルギーを除去してしまい、圧力が低下するため、その分だけ空気圧縮機で余計に空気を圧縮する必要があり、空気圧縮機において無駄な電力を消費し、冷凍式ドライヤや、空気圧縮装置において使用する冷却水等の供給のための付帯設備でも無駄な電力を消費していた。
松隈正樹著「空気圧縮機」財団法人省エネルギーセンター、２００５年７月３０日、ｐ５３−５５

前記問題点に鑑みて、本発明は、水分除去のための冷却に起因する無駄なエネルギー消費を低減した空気圧縮装置を提供することを課題とする。

前記課題を解決するために、本発明による空気圧縮装置は、油冷式空気圧縮機と、前記空気圧縮機の吐出した圧縮空気を冷却するアフタークーラと、前記アフタークーラで冷却された前記圧縮空気を、さらに露点以下に冷却して水分を分離するドライヤと、前記ドライヤで水分を分離された前記圧縮空気を再加熱するリヒータと、前記アフタークーラの上流に介設されたオイルセパレータと、前記オイルセパレータで分離した油を冷却するオイルクーラとを有し、前記アフタークーラは、前記圧縮空気と冷却流体との間で熱交換する熱交換器であり、前記リヒータは、前記圧縮空気と、前記アフタークーラで熱交換した前記冷却流体との間で熱交換する熱交換器であり、前記オイルクーラは、前記アフタークーラで熱交換した前記冷却流体と、前記オイルセパレータで分離した前記油との間で熱交換する熱交換器であり、前記オイルクーラで熱交換した前記冷却流体が、前記リヒータに導入されるものとする。

この構成によれば、リヒータにおいて、アフタークーラで圧縮空気から奪った熱エネルギーで圧縮空気を再加熱して、圧縮空気の圧力を再上昇させるので、圧縮機の負荷を低減できる。また、冷却流体の戻り温度を低下させることができ、冷却流体の供給設備の負荷も低減できる。また、冷却用油から回収した熱エネルギーを圧縮空気に受け渡すことで、エネルギー効率をより高められる。

また、本発明の空気圧縮装置は、前記アフタークーラおよび前記リヒータにおいて、向流熱交換を行ってもよい。

この構成によれば、アフタークーラおよびリヒータにおける交換熱量を大きくして、熱効率を向上できる。

また、本発明の空気圧縮装置は、前記オイルクーラにおいて、向流熱交換を行ってもよい。

この構成によれば、冷却流体のオイルクーラ出口温度を高くできるので、圧縮空気の再加熱が容易である。

また、本発明の空気圧縮装置は、前記前記オイルクーラで熱交換した前記冷却流体の少なくとも一部分をボイラの給水タンクに導入してもよい。

この構成によれば、リヒータで消費しきれない熱エネルギーをボイラ設備で利用するので、総合エネルギー効率を高められる。

また、本発明の空気圧縮装置において、前記リヒータの出口配管を断熱材で覆ってもよい。

この構成によれば、圧縮空気の温度低下を防ぎ、周囲温度より高温の圧縮空気を供給することで、空気圧縮機の負荷を低減できる。

本発明によれば、アフタークーラ等で圧縮空気から回収した熱エネルギーを、リヒータにおいて圧縮空気に環流させ、圧縮空気の圧力を高めることができるので、圧縮装置の消費エネルギーが少なくて済む。

これより、本発明の参考例および実施形態について、図面を参照しながら説明する。尚、これより、図中において、同じ構成要素には同じ符号を付し、重複する説明を省略する。

図１に、本発明の参考例の空気圧縮装置１を示す。空気圧縮装置１は、エアフィルタ２を介して外気を吸い込み、冷却用油とともに圧縮して吐出する油冷式スクリュ圧縮機３と、スクリュ圧縮機３が吐出した圧縮空気から冷却用油を分離するオイルセパレータ４と、冷却用油を分離した圧縮空気を１次冷却するアフタークーラ５と、１次冷却した圧縮空気をさらに露点温度以下まで冷却して、圧縮空気中に含まれる水分を分離する冷凍式ドライヤ６と、ドライヤ６で水分を冷却した圧縮空気を加熱してから需要設備に供給するためのリヒータ７とを有する。

さらに、空気圧縮装置１は、オイルセパレータ４で分離された冷却用油を冷却するオイルクーラ８と、冷却した冷却用油から異物を除去するオイルフィルタ９とを有する。また、空気圧縮装置１は、リヒータ７の出口配管、つまり、需要設備まで圧縮空気を導く配管を断熱材１０で覆って保温している。

アフタークーラ５は、圧縮空気と冷却水（冷却流体）との間で向流熱交換を行う熱交換器である。そして、リヒータ７は、アフタークーラ５で圧縮空気から熱を吸収した冷却水（温水）と圧縮空気との間で向流熱交換する熱交換器である。

例として、空気圧縮装置１の夏期（大気温度３０℃を想定）における運転条件を説明する。スクリュ圧縮機３は、空気を圧縮する際に熱を生じ、例えば、約９０℃の圧縮空気を吐出する。アフタークーラ５には、例えば、約２５℃の冷却水が供給される。アフタークーラ５において、圧縮空気は、約９０℃から約４５℃まで冷却され、冷却水は、約２５℃から約７５℃まで加熱されて温水となる。

続いて、圧縮空気は、ドライヤ６において圧力露点である約１０℃まで冷却され、圧縮空気中の水分を凝縮して分離される。さらに、ドライヤ６において、圧縮空気は、ドライヤ６の冷凍機の吸気と熱交換することで約２５℃まで再加熱される。そして、リヒータ７において、圧縮空気は、アフタークーラ５で圧縮空気から熱を奪って温水となった冷却水と熱交換し、約６０℃まで加熱される。リヒータ７において圧縮空気を加熱した冷却水は、約３０℃に温度が低下し、不図示のクーリングタワーのような冷却水供給設備に環流される。

ここで、圧縮空気の圧力について考察する。リヒータ７では、圧縮空気の質量流量および流路の容積（圧縮空気の体積）が一定であるので、気体の状態方程式（ＰＶ＝ｎＲＴ）より、圧縮空気の圧力は、その温度に比例して上昇する。つまり、圧縮空気は、２５℃（２９８°Ｋ）から６０℃（３３３°Ｋ）に加熱されることで、その圧力が、３３３／２９８＝１．１１７倍に増加する。

つまり、必要とされる圧縮空気の圧力が一定であれば、本参考例の空気圧縮装置１は、リヒータを有していない従来の空気圧縮装置に比べて、質量流量を約１２％少なくすることができる。つまり、スクリュ圧縮機３の回転数を約１２％抑えて運転でき、スクリュ圧縮機３の軸動力において約１２％の省エネルギーとなる。

また、空気圧縮装置１は、冷却水供給設備に環流する冷却水の温度が低く、クーリングタワー等の付帯設備の負荷も小さくて済む。

図２に、本発明の第１実施形態の空気圧縮装置１ａを示す。空気圧縮装置１ａは、複数のスクリュ圧縮機３、オイルセパレータ４、アフタークーラ５、ドライヤ６およびリヒータ７を並列に設けたものである。

本実施形態の空気圧縮装置１ａでは、１つの系統のアフタークーラ５において圧縮空気を冷却した冷却水を、さらに、オイルクーラ８に導入し、冷却用油との間で向流熱交換させることで、冷却用油をも冷却している。そして、この系統のオイルクーラ８において冷却用油を冷却した冷却水は、並列に配設された全ての系統のリヒータ７に導入される。先の１つの系統を除いて、アフタークーラ５およびオイルクーラ８には、従来どおり、冷却水供給設備から冷却水が供給され、冷却水供給設備に直接冷却水を環流させるようになっている。

油冷式スクリュ圧縮機３では、軸動力１ｋＷ当たり、７５〜１００Ｌ／ｍｉｎの冷却用油が導入される。スクリュ圧縮機３は、この冷却油用油を空気と同じ温度（例えば９０℃）に加熱して吐出する。よって、アフタークーラ５のみならず、オイルクーラ８において冷却用油から熱を回収することで、スクリュ圧縮機３の軸動力（モータの出力）の約９５％を回収できる。

例えば、スクリュ圧縮機３を駆動するモータの出力がそれぞれ７５ｋＷである場合、アフタークーラ５およびオイルクーラ８において、７５ｋＷ×８６０ｋｃａｌ／ｋＷｈ×９５％＝６１２７５ｋｃａｌ／ｈを回収することができる。

また、スクリュ圧縮機３の吐出空気量は、例えば、１３．１Ｎｍ^３／ｍｉｎであり、リヒータ７において必要な熱量は、１３．１Ｎｍ^３／ｍｉｎ×６０ｍｉｎ／ｈ×１．１４ｋｇ／Ｎｍ^３×０．２４１ｋｃａｌ／ｇ・℃×（６０−２５）℃＝７５５８ｋｃａｌ／ｈである。よって、１系統のアフタークーラ５およびオイルクーラ８で回収した熱により、８系統のリヒータ７で圧縮空気を２５℃から６０℃まで加熱することが可能である。

これにより、８台のスクリュ圧縮機３を並列に設置した空気圧縮装置１ａでは、年間６０００時間の運転で平均負荷率を８０％とすると、金額に換算して、７５ｋＷ×６０００ｈ／年×１２％×８ｓｅｔ×１２￥／ｋＷｈ×８０％＝４１４万円／年の省エネルギー効果がある。

尚、本実施形態は、冷却水のアフタークーラ５の出口温度が、参考例とはかなり異なるが、冷却水の流量や熱交換器の選択によりこのような条件を実現できることは、当業者には明らかである。また、アフタークーラ５、リヒータ７およびオイルクーラ８において向流熱交換を行うことで交換熱量を大きくでき、圧縮空気および冷却用油からの熱回収を促進できるが、並流による熱交換等を除外するものではない。

さらに、図３に、本発明の第２実施形態の空気圧縮装置１ｂを示す。本実施形態の空気圧縮装置１ｂは、不図示の軟水供給設備から供給される軟水を冷却流体として用い、アフタークーラ５およびオイルクーラ８に挿通して、圧縮空気および冷却用油から熱エネルギーを回収している。そして、加熱された軟水の一部をリヒータ７に挿通して圧縮空気を加熱し、残りの加熱された軟水およびリヒータ７を通過した軟水を、ボイラ１１の給水タンク１２に導入している。

先の実施形態において説明したように、例えばスクリュ圧縮機３のモータ出力が７５ｋＷである場合、アフタークーラ５およびオイルクーラ８では、約６１２７５ｋｃａｌ／ｈの熱エネルギーが軟水に回収される。一方、リヒータ７で圧縮空気を６０℃まで加熱するのに必要な熱量は、７５５８ｋｃａｌ／ｈであるので、その差、５３７１７ｋｃａｌ／ｈをボイラ１１の補給水の予熱に利用することができる。

これによって、空気圧縮装置１ｂでは、スクリュ圧縮機３で発生した熱エネルギーを回収し、回収した熱エネルギーを残さず利用、つまり、スクリュ圧縮機３のモータ消費電力およびボイラ１１の燃料消費量を低減できる。

本発明の参考例の空気圧縮装置の概略構成図。本発明の第１実施形態の空気圧縮装置の概略構成図。本発明の第２実施形態の空気圧縮装置の概略構成図。

符号の説明

１，１ａ，１ｂ…空気圧縮装置
２…エアフィルタ
３…油冷式スクリュ圧縮機
４…オイルセパレータ
５…アフタークーラ
６…冷凍式ドライヤ
７…リヒータ
８…オイルクーラ
９…油フィルタ
１０…断熱材
１１…ボイラ
１２…給水タンク

Claims

油冷式空気圧縮機と、
前記空気圧縮機の吐出した圧縮空気を冷却するアフタークーラと、
前記アフタークーラで冷却された前記圧縮空気を、さらに露点以下に冷却して水分を分離するドライヤと、
前記ドライヤで水分を分離された前記圧縮空気を再加熱するリヒータと、
前記アフタークーラの上流に介設されたオイルセパレータと、
前記オイルセパレータで分離した油を冷却するオイルクーラとを有し、
前記アフタークーラは、前記圧縮空気と冷却流体との間で熱交換する熱交換器であり、
前記リヒータは、前記圧縮空気と、前記アフタークーラで熱交換した前記冷却流体との間で熱交換する熱交換器であり、
前記オイルクーラは、前記アフタークーラで熱交換した前記冷却流体と、前記オイルセパレータで分離した前記油との間で熱交換する熱交換器であり、
前記オイルクーラで熱交換した前記冷却流体が、前記リヒータに導入されることを特徴とする空気圧縮装置。
前記アフタークーラおよび前記リヒータにおいて、向流熱交換を行うことを特徴とする請求項１に記載の空気圧縮装置。
前記オイルクーラにおいて、向流熱交換を行うことを特徴とする請求項１または２に記載の空気圧縮装置。
前記前記オイルクーラで熱交換した前記冷却流体の少なくとも一部分をボイラの給水タンクに導入することを特徴とする請求項１から３のいずれかに記載の空気圧縮装置。
前記リヒータの出口配管を断熱材で覆ったことを特徴とする請求項１から４のいずれかに記載の空気圧縮装置。