JP6761799B2 - 流体動力学的な流体クラッチを備えた多段式の圧縮機システム及び圧縮機システムの調整方法 - Google Patents

Description

本発明は、請求項１の上位概念に記載の、圧縮されたガスを発生させる圧縮機システムに関する。

工業及び製造業で使用される圧縮機システムは、大量の電気エネルギを消費する、若しくは移動型システムの場合には、内燃機関の使用により、石油又は例えばバイオ燃料等の再生型のエネルギキャリアを基本とする限られた天然原料を大量に消費する。エネルギコストの上昇及びエネルギ消費により生ぜしめられる環境負荷に基づき、エネルギ消費量を低下させると同時に、天然資源のコスト及び消費量を低下させる努力を益々せねばならない。

圧縮された空気を発生させる圧縮機システムは、使用されている圧縮機システムでは最も広まっているシステムである。但し、あらゆる種類のプロセスガスを発生させるシステム、又は比較的長い距離にわたってガスを搬送するシステムも、その駆動出力が２桁のメガワット領域に迫る圧縮機システムとして説明する。よって工業国では、あらゆる工業事業の総消費電気エネルギの約１０％が、圧縮機システムにより消費される、ということから出発することができる。よってこの分野では、新たな開発と技術革新とにより効率を改善し、延いてはエネルギを節約することが特に重要である、ということが容易に分かる。

今日の圧縮機システムには、これらの圧縮機システムの、例えば圧縮空気の供給量が、不十分にしか調整され得ない、という課題が生じている。このことは、特に部分負荷領域において、不十分な効率延いては不要なエネルギ消費を生ぜしめる。

慣用の電動モータは、供与可能な電流の、影響を及ぼすことができない電源周波数に応じた所定の回転数で運転されるに過ぎない。つまりこの種の圧縮機システムは、その回転数に対応した空気量を正確に供給する場合にしか、効率良く作動しない。この場合、代替調整手段としては、システムの遮断若しくは吸入調整器の閉鎖しか残っておらず、このことは、体積流量がほぼゼロに減少することと同じである。しかも両調整形式は、効率に関してかなりの欠点を有している。

吸入調整器の閉鎖は、体積流量がほぼ０に減少することにつながるが、所要駆動出力は引き続き極めて高く、通常は全負荷出力の５０％を上回っている。タンク圧力の低下も本質的な改良にはつながらない。それというのも、タンク圧力の低下は、ある程度の時間だけ遅れてからようやく始まり、且つタンク圧力を低下させるためには所定の時間も必要とされるからである。この低下されたタンク圧力を以てしても、消費電力は未だ全負荷出力の約２５％であり、吐き出されたタンク体積流量は処分される。

駆動モータを直ちに遮断することは可能ではあるが、特に電動モータの場合には、再始動の回数が制限されている。つまり、任意の回数の始動は不可能である。

別の手段を提供するのは絞り調整である。この調整形式もまた、吸入圧力を低下させるその作用形式に基づき、極度に非効率的である。

エネルギ的に有意な体積流量の調整が不十分であるという問題に対する代替手段を提供するのは、周波数制御式の駆動装置の形態の進歩的な技術である。この場合、技術的に規定された限界内で、駆動モータの回転数を調整することができる。しかしながら、この体積流量調整形式は、比較的コストがかかり、効率に関しても、最適には使用することができない。特に部分負荷領域では、周波数変換器及び電動モータの比較的低い効率に基づき複数の欠点が生じる。

しばしば使用される、液体噴射を伴う又は伴わないねじ圧縮機の場合には、周波数制御式の駆動装置と組み合わせると、付加的に、効率の大幅な悪化が生じることになる。それというのも、この形式の圧縮機は、回転数範囲にわたって異なる効率を有しているからである。一定の駆動回転数の場合には、この駆動回転数に対してねじ圧縮機を最適化する手段がある。前記回転数の範囲を上回る又は下回ると、効率は大幅に下がる。回転数が低いと、既に圧縮されたガスの逆流が増大することになる。比較的高い回転数では、特に液体噴射を伴うねじ圧縮機の場合には、大幅な液圧損失が生じることになる。

内燃機関により駆動される圧縮機システムでは、回転数変更により、ある程度の体積流量調整が可能である。但し、この体積流量調整は、ほとんど専ら使用される液体噴射式のねじ圧縮機の、ほぼ一定の所要トルクに基づき大幅に制限される。これに基づき達成される体積流量調整は大抵２０〜４０％に過ぎないので、極めて不経済でもある。これらの圧縮機システムでは、圧縮空気の取出し無しでの燃料消費量は、依然として最高回転数及び最大作動圧力における消費量の５０％である。

今日の圧縮機システムでは、体積流量調整以外に、作動圧力の調整もまた、最適には達成され得ない。システムの体積流量が同じ場合、より高い作動圧力は、一定の駆動回転数に基づき、結果的により高い所要トルクをもたらし、駆動モータは、このより高いトルクを供与することはできない。つまり実際には、圧縮機使用のフレキシビリティに関して大きな制約がある。作動圧力の増大は、実際には常に、システムの改造によってしか達成されない、又は、調整運転用に過大に設定された、相応に減少可能な、より高い作動圧力を有するシステムが使用されることによってしか達成されない。

しかしながら、このような方法の場合には、圧縮機システムに対する投資が大幅に増大すると共に、前記フレキシビリティは依然としてかなり制約されている。それというのも、比較的低い作動圧力では、体積流量の増大は行われず、単に出力の低下が行われるに過ぎないからである。よって、システムは、その出力の枠内で完璧には利用され得ない。このことは、特にねじ圧縮機が使用される場合に当てはまる。

より大きな供給量は、特にねじ圧縮機に関しては危機的である。それというのも、この場合は制限された回転数範囲と、ロータ直径を制限して製造することの両方に関して技術的な問題が生じるからである。両者は、約２５０〜３１５ｋＷの駆動出力から限界に達する恐れがある。

特に、経済的な限界も危機的であると評価される。それというのも、比較的少ない個数とかなりの手間とに基づき、製造が難しくなるからである。上述した出力範囲から、例えば多段式のターボ圧縮機等の他の圧縮システムも、その吸込みを保ち始める。これらのターボ圧縮機は、ねじ圧縮機に比べて改良された効率という点において優れている。前記出力範囲は、基本的な限界を成すものではないが、比較的小規模及び中規模のメーカにとっては、克服不可能な限界となる恐れがある。

別の重要な点は、これらのシステムの世界的な販売から生じる、地理的な相違点及び使用条件である。圧縮機システムの設計は、一般に想定される用途の視点に基づき行われる。この場合は一般に、使用条件の限界を設定し、このような圧縮機システムの製造コストを不必要に上昇させないようにする。前記使用条件は、気候的な最高使用温度及び最高使用高度により制限される。極端に高い使用温度により、圧縮機システムの冷却が十分でないことがある。駆動モータと、本来の圧縮機とは両方共、作動温度の動作限界を有しており、冷却が不十分な場合には損傷される恐れがあるか、又は作動温度が比較的長時間にわたり、危機的な動作限界の極近傍にある場合には、その耐用年数が大幅に制限される恐れがある。

意味的に同じことが、比較的高い高度における使用についても当てはまる。比較的低い気圧に基づき、内燃機関の場合はオーバヒートが生じる恐れがある。それというのも、十分な量の燃焼用酸素が供与されないからである。十分な冷却も脅かされている。それというのも、比較的低い空気密度に基づき、同じ冷却空気体積流量において、質量流量の減少が生じるからである。これにより、冷却は大幅に減じられる。このことは、駆動モータと本来の圧縮機の両方に当てはまる。このことは、海抜２０００ｍの高さでは、既に最大２０％の冷却性能の低下をもたらす恐れがある。このような使用条件に関して圧縮機システムを構築しようとする場合には、比較的大きな冷却設備を組み込まねばならず、過剰負荷を回避するために、場合によっては比較的大きな駆動モータも必要とせざるを得ない。両方共、大幅に高いコストにむすびつくものである。

独国特許出願公開第２８４８０３０号明細書（DE 2848030 A1）の公開特許公報から公知の、ガス、特に油を含まない空気、の多段圧縮方法では、全圧縮過程を複数の段に分けて、個々の圧縮機が最高効率点で運転されると同時に、最小の消費電力が達成されるようにし、部分負荷では最初と最後の圧縮段のみを、定格負荷に比べて大幅に変更された条件下で運転する一方で、中間の段において圧力比、体積流量、延いては最適な運転は不変であり、負荷が変化すると、最初の圧縮段で流量を負荷に適合させ、且つ最後の段で圧力を負荷に適合させる。

しかしながらこの場合、この方法を実施するための多段式の圧縮機、即ち、相前後して流体接続された流体圧縮機と、容積形圧縮機、特にねじ圧縮機とを、導管により接続し、且つ少なくとも２つの出力軸を有する分岐伝動装置を介して、各圧縮段をそれぞれに最適な回転数で運転することは、不都合であるということが分かった。圧縮機段の数は、最大４つであることが望ましく、この場合、最初の段は常にターボ圧縮機であり、最後の段は容積形圧縮機である。中間に位置する段は、ターボ圧縮機又は容積形圧縮機である。このことから、限定的にしか調整することができない場合には、構造的な手間がより大きくなることは明らかである。

ターボ圧縮機とねじ圧縮機とを組み合わせたユニットが、米国特許第３６４０６４６号明細書（US-PS 36 40 646）及び仏国特許第１３９７６１４号明細書（FR-PS 13 97 614）の公開特許公報で提案されているが、この構成も欠点を有している。それというのもこの場合、ターボ圧縮機とねじ圧縮機とは１軸上で同一回転数で回転するので、同種の多段式の圧縮機の場合と同様の、本発明に関する容積範囲及び圧力範囲にとって良好な効率での最適な運転は不可能である。

国際公開第２００６０６１２２１号（WO 2006 061 221 A1）から、モータを用いて、流体動力学的なクラッチを介して駆動される圧縮機の最大回転数の調整方法が公知である。この場合は、圧縮機が車両において使用され、車両の駆動モータにより一緒に駆動されるので、流体動力学的なクラッチは、圧縮機の所定の最大回転数が超過されないことを保証する、という背景がある。よって流体動力学的なクラッチは限定的にしか、圧縮機の制御に用いられない。この圧縮機は更に、単段式の作業機として構想されたものであり、単にその回転数上限だけが守られるべきものである。

最後に国際公開第２００９０９００７５号（WO 2009 090 075 A1）は、特に自動車用のターボチャージャ‐ターボ複合システムであって、内燃機関と、排ガスエネルギを機械エネルギに変換するために排ガス流内に配置された排ガス利用タービンと、排ガス利用タービンを用いて駆動可能な圧縮機とを備え、圧縮機は、内燃機関の出力軸との二次的な駆動接続状態にあるか又はこのような駆動接続状態に切換え可能であり、ターボ複合駆動接続部は、異なる伝達比を有する少なくとも２つの並列的な出力分岐部を有しており、これにより、ターボチャージャ駆動接続部と内燃機関出力軸との間の回転数比を変化させるようになっている。この発明は、両出力分岐部に、流体動力学的なクラッチが設けられていることを特徴とする。これにより達成しようとすることは、駆動出力の流れを、一方の出力分岐部から他方の出力分岐部へ切り換えることにより、排ガス利用タービンと、圧縮機と、内燃機関出力軸との間の駆動接続部間の回転数比を変化させるために、異なる複数の伝達比が調整可能である、ということである。

この場合は、車両におけるターボチャージャ‐ターボ複合システムを改良する特有の構成なので、回転数比を適合させるために、駆動されるべき圧縮機に作用する流体動力学的なクラッチを基本的に使用することが公知となっているが、流体動力学的なクラッチの基本的な使用は、圧縮機とその調整とを改良するためではなく、内燃機関を備えた車両に設けられた排ガスターボチャージャを、既存の異なる複数の運転状態において、より良好に利用するためのものである。

以下に説明するシステムは、圧縮空気又は圧縮に適した別のガスを発生させるために用いられる。この場合、本発明の課題は、特に種々様々なタイプの圧縮機の作動形式と異なる特徴とを互いに組み合わせて、このような新規の圧縮システムの最適な構想をもたらすことにある。この場合に目標とする、改良された特性は、低製造コストにおいて可能な限り高い効率と、良好な調整と、高いフレキシビリティとに関するものである。

所望の改良は、１つ又は複数の主圧縮機を備えた圧縮機システムにおいて、１つ又は複数の前圧縮機が上流側に接続されることによって達成されることが望ましい。この前圧縮により、圧縮機の総出力が、少なくとも２つの圧縮機に分割される。このようなシステムの効率は、適当な中間冷却により著しく改善される。更にこのようなシステムにより、システム改造を実施することなしに、運転者が異なる複数の作動圧力を調整することができる、作動圧力調整手段がもたらされる。

本発明に基づき前圧縮機の可変の回転数を達成するためには、別の要素が必要である。ターボ圧縮機の駆動装置と駆動モータ若しくは主圧縮機との間の接続部材として、本発明では流体クラッチが用いられる。この流体クラッチは、駆動モータ若しくは主圧縮機の回転数に関係無く、ターボ圧縮機の回転数を変化させることを可能にする。この変化は、体積流量若しくは供給圧力の増大又は減少をもたらす。流体クラッチと接続したターボ圧縮機の使用は、作動特性の最適な組合せを生ぜしめる。それというのも、両者とも本質的に流体機械だからである。この組合せにおいて、トルクと回転数との適合は最適であり、最高の全体効率を可能にする。

所望の体積流量は、流体クラッチ内を循環する液体の量を介して無段階で調整され得る。この場合、クラッチのセカンダリ部分の回転数が、ターボ圧縮機の回転数、延いては体積流量と供給圧力とを決定する。流体クラッチのセカンダリ部分の回転数は最大で、出力伝達に必要な回転数差を差し引いた流体クラッチのプライマリ部分の駆動回転数付近にあり、流体クラッチ内の充填量の減少により、下方に調整され得る。

この必然的なスリップは同時に、効率損失を成すものでもある。この効率損失を限度内に保つためには、ターボ圧縮機の回転数を、１つ又は複数の伝動変速手段により変化させることが重要であり得る。これらの固定された段により、プライマリ回転数とセカンダリ回転数との間の極度に大きなターボクラッチ回転数差が防止され、これにより部分負荷領域でも効率は大幅に改善される。基本的に、本発明の圧縮機システムの全ての構成形式に関して、使用される伝動装置が切換可能に形成されていることが合理的であってよい。

本発明によるシステムには特に、供給圧力とは関係なく最終圧力が得られるような主圧縮機が適している。これは特に、例えばねじ圧縮機、ピストン圧縮機、スクロール圧縮機、又はロータリーギヤ圧縮機等の、押退け体原理に従って作動する全ての圧縮機である。

現在最も多く使用される圧縮機タイプは、ねじ圧縮機である。ねじ圧縮機は、液体噴射有り又は無しで使用される。この圧縮機タイプにおいて最適な効率を得るために目標とされるのは、容積比若しくは圧力比を可変に形成し、延いては実際の供給圧力と実際の最終圧力とに応じた最適な圧縮比を調整することである。この最適な容積比若しくは圧力比の調整形式は、今日既に冷媒工業分野の圧縮機において使用されている。スライダ又はその他の適当な変位調整手段により、運転中に最適な比率が調整され得る。

このような比率調整は、ねじ圧縮機を備えた本発明の構成形式では合理的な構成として想定されている。実際の最終圧力と実際の供給圧力とに応じて、ねじ圧縮機の最適な内部容積比を調整することができ、この最適な内部容積比において例えば調整スライダ及び／又は適当な弁が影響を及ぼされることにより、ねじ圧縮機の圧縮室と吐出領域との間に可変の接続部が形成可能であり、延いてはこの可変の接続部が作用して、内部容積比の変更が達成可能である。

最適な圧縮比を調整する場合に考えられるのは、ねじ圧縮機からの実際の吐出圧力と、ねじ圧縮機への供給圧力との比を利用することである。このことは、主圧縮機が２つ以上のねじ圧縮機から成る場合にも有意に当てはまる。この場合も、最適な圧縮比を調整することができ、最適な圧縮比は、各ねじ圧縮機の実際の吐出圧力と、実際の吸い込み圧力との比で選択される。他の適当な圧縮機タイプの場合も、効率を最適化するために相応の適合手段を講じることが有意なことがある。

前圧縮には、基本的にあらゆる形式の圧縮機が適しているが、ターボ圧縮機が前圧縮に特に良好に適している。ターボ圧縮機の構成形式に基づき、ターボ圧縮機は多大な体積流量を吸い込んで、相応の最終圧力にもたらすことができるが、この最終圧力は回転数に極めて大きく左右される。よってターボ圧縮機のこの特徴は、回転数変化により、供給圧力及び体積流量の大幅な変化を生ぜしめることを可能にする。

ここで説明する新規の圧縮機システムの要求に特に良好に適しているのは、半径方向通流部を備えたターボ圧縮機である。これらのラジアル型のターボ圧縮機は、１段で最大４つの圧力比を形成することを可能にする。これにより、とりわけコンパクトな構成サイズと、要求に対して最適な前圧縮機構成形式とが得られる。

前圧縮機の駆動は、対応する伝動装置を介して直接に駆動モータにより行われてよいか、又は主圧縮機の部分として、対応する出力分岐部を介して行われてもよい。後者は、内燃機関によっても電動モータによっても駆動され得る、特にコンパクトで効率的なユニットをもたらす。

比較的多量の体積流量に関して、特に極端に高い供給圧力が要求されている場合には、複数のターボ圧縮機を並列又は直列に接続することも可能である。この場合も中間冷却が、改善された効率をもたらす。

付加的に、適当な流入案内装置によって、ターボ圧縮機の調整範囲の拡張が達成され得る。しかしまた、ターボ圧縮機の特性マップを拡張するためには、別の調整機構も考慮される。これらの調整機構は、ターボ圧縮機の上流側と下流側の両方に取り付けられていてよい。主圧縮機用の別の調整機構が、前圧縮機の上流側と下流側の両方に、即ち、主圧縮機の上流側と下流側の両方に同時に取り付けられてもよい。この配置形式は、前圧縮機と主圧縮機とから成る圧縮機構想の要求に従ったものである。

複数の前圧縮機を使用する場合には、これらの前圧縮機を、流体クラッチを介して一緒に駆動するか、又は各前圧縮機毎に専用の流体クラッチを用いる可能性がある。また、例えば３つ以上の前圧縮機が設けられている場合に、２つの前圧縮機が１つの流体クラッチによって駆動される、という組合せも可能であると思われる。この場合に重要なのは、各用途に関して技術的且つ商業的に有意な組合せである、ということだけである。

液体噴射型の圧縮機を備えた構成形式の場合には、圧縮機の冷却兼潤滑液を、流体クラッチの作動用にも利用可能なので、費用対効果の最適な比率を伴う共通の回路が可能になる。この場合、流体クラッチ用に必要とされる液体は、再冷却された冷却兼潤滑液の主流から取り出される。前圧縮機が主圧縮機に構成上組み込まれている場合には、流体クラッチの作動液を主圧縮機において取り出すことができ、所要の圧力差を考慮する場合は、そこで再び回路に戻すこともできる。

主圧縮機に組み込まれていない前圧縮機の構成形式の場合も、流体クラッチの作動液を冷却兼潤滑液の主流から取り出すことができ、所要の圧力差を考慮して再び冷却兼潤滑液の回路に戻すこともできる。前記圧力差が存在していない場合には、液体ポンプを用いて所要の圧力差を生ぜしめることができる。このことは、前圧縮機が主圧縮機に組み込まれている態様と、前圧縮機が主圧縮機に組み込まれていない態様の両方に当てはまる。

液体噴射無しの圧縮機の場合には、流体クラッチの作動液を有する適当な回路を組み込むか、又はしばしば含まれている、軸受潤滑及びケーシング冷却用のオイル回路を共用する可能性がある。オイル量及びポンプサイズが相応して十分に大きいと、この場合も付加的な大きな手間無しでコンパクトな構成ユニットが形成され得る。この場合も、前記回路を主圧縮機の圧縮機ケーシングに組み込んで設置するか、又は前圧縮機を別個のケーシングに収納して、主圧縮機の軸受潤滑及びケーシング冷却用のオイル回路から液体を取り出し且つこのオイル回路に戻すことも可能である。オイル量及び／又はポンプが十分でない場合、オイル量及び／又はポンプは流体クラッチの要求に対応するように新規に設定され得る。

流体クラッチを独立したオイル回路内で作動させるという、別の可能性もある。これは特に、流体クラッチが伝動装置と前圧縮機とを含めて、専用ケーシング内に設けられている場合に有意である。但しこのような構成は、かなり大きな構造上の手間を要する。それというのも、別個のオイルポンプと適当なオイル冷却器の両方が必要だからである。この追加的な手間が経済的に適切であるか否かは、個々のケースにおいて検討する必要がある。前記の複数の構成コンポーネントを１つの専用ケーシング内に配置する場合には更に別の可能性として、流体動力学的な流体クラッチが専用の駆動装置を有していて、これに関連して主圧縮機とは連結されていないことが有意であり得る。

また、これについて基本的に述べられるのは、流体クラッチ用の専用駆動装置の問題は基本的に重要であり、圧縮機システムの運転パラメータに応じて対応せねばならない、という点である。基本的に、１つのケーシング内にあらゆる構成コンポーネントと駆動装置と共に配置された前圧縮機及び主圧縮機のコンパクトな構成形式を目標としているが、それにもかかわらず、特殊な用途では、各コンポーネントを構成上分離して別個に駆動することが技術的にも経済的にも有意なことがある。

流体クラッチの充填レベルを調整するためには、圧縮機の所望の最終圧力を、実際の作動圧力と比較することが考えられる。実際の作動圧力が所望の作動圧力よりも低い場合には、最大回転数に到達するまで、流体クラッチの充填量を増大させてよい。目標とする作動圧力を超過した場合には、同様に所望の作動圧力に達するまで、流体クラッチ内の作動液を減少させる。

この場合に想定されているのは、適当な弁を用いて、作動液の供給部又は作動液の流出部に影響を及ぼすことである。作動液の供給領域と流出領域とにおける複数の弁の組合せも、択一的な構成手段である。作動液の継続的な供給及び流出により、同時に相応の冷却が生ぜしめられる。それというのも、必然的に流体クラッチの損失熱が導出されるからである。流体クラッチを監視し且つ調整するための別の可能性は、回転数監視である。また、得られる供給圧力の監視も、流体クラッチの作動状態の指標として利用可能である。

前記各構成により、以下の利点が得られる。

１．体積流量の適合
主圧縮機は、駆動モータにより一定の回転数に保たれるので圧縮されるべきガスの一定の体積流量を吸い込む。前圧縮機を介して供給圧力が上昇させられると、圧縮機システム全体の体積流量が増大することになる。供給圧力が１ｂａｒ（ｇ）の場合、同一温度において体積流量は倍増し、２ｂａｒ（ｇ）では３倍になり、３ｂａｒ（ｇ）ではそれどころか４倍になった。

２．より低い製造コスト
所望の体積流量を伴う圧縮機システムを実現するために、主圧縮機は、供給圧力が１ｂａｒ（ｇ）で同一温度の場合、前圧縮無しの圧縮機システムの場合のわずか１／２の大きさに寸法設定されるに過ぎない。それどころか供給圧力が２ｂａｒ（ｇ）の場合には、構成サイズが通常の構成サイズの約１／３に縮小し、同様に３ｂａｒ（ｇ）の場合も約１／４に縮小することになる。

電動モータにより駆動される圧縮機システムの場合は付加的に、周波数変換器の使用を省くことができ、大幅に廉価な規格電動モータを使用することもできる。前圧縮機、流体クラッチ及び付加的な中間冷却器にかかる追加的な費用は、達成可能なコスト節減額よりも大幅に低いので、本発明による構成は経済的に有意である。

３．効率の改善
前圧縮機と主圧縮機との間の最適に選択された圧縮比に基づき、全体効率は良好な中間冷却において、１５％を上回って改善され得る。このことは、エネルギ消費量の大幅な減少につながり、延いては圧縮機システム運転における大幅なコスト節減につながることになる。

４．圧縮機システムのよりフレキシブルな使用
システム運転者により、より高い作動圧力が所望された場合、より高い作動圧力は、供給圧力の低下延いては体積流量の減少により形成され得る。主圧縮機は、より高い圧力を得るためにより高いトルクを必要とし、前圧縮機は、より低い供給圧力に基づき、駆動モータの供与可能なトルクと、前圧縮機及び主圧縮機の所要トルクとの間に再び均衡が生じるまで、その所要トルクを低下させることができる。

このようにして、海抜及び周辺環境温度に関する環境条件に対する適合も可能である。駆動モータの負荷も、適当な監視により一緒に考慮することができる。このことは、例えば電動モータの場合は巻線温度の監視により可能である。これにより、モータの過剰負荷が防止されると同時に、圧縮機システムを常に、動作限界値に達するまで利用することができる。このことは、駆動装置として内燃機関を備えた組合せについても有意に当てはまる。つまり当該システムは、種々異なる使用条件にフレキシブルに対応することができ、これにより構成を適合させなくとも、本発明による圧縮機システムの大幅に拡張された使用範囲が可能である。

５．圧縮機システムの使用範囲の拡張
電動モータにより駆動される圧縮機システムの場合は本発明に基づき、種々様々なパラメータ、例えば消費電力及び電圧の監視、又は巻線温度の監視により、モータの負荷を最適に適合させることが可能である。

電動モータを監視する別のパラメータも可能である。高所設置に基づく低い気圧又は極度に高い周辺環境温度等の極端な環境条件は、前圧縮機及び主圧縮機の供給圧力の変化延いては消費電力の変化により相殺可能である。このようにしてモータの過剰負荷を防ぐことができると同時に、モータを損傷することなく、又はモータの耐用年数を短縮することなく、モータの負荷を、その動作限界まで可能にすることができる。

このことは、内燃機関を使用する場合にも有意に当てはまる。この場合には、例えば排ガス温度、燃料噴射量の関数としての実際のトルク、又は冷却水温度等の別のパラメータを監視して、負荷の判定手段として利用する。

液体噴射無しのねじ圧縮機の場合も、本発明による圧縮機システムがやはり有利である。この場合に生じる問題は、２段式の構成に基づいて最大最終圧力が制限されている点である。最大最終圧力は、１０〜１１ｂａｒ（ｇ）（特別な場合は１３ｂａｒ（ｇ）まで）の範囲内であり、第２段の下流側の最大許容吐出し温度に基づいて生ぜしめられている。基本的には、作動圧力が高いほど、吐出し温度もより高くなる、ということが云える。

本発明による前圧縮により、第１段の上流側の供給圧力が０．５ｂａｒ（ｇ）より大きなレベルに保たれると、第２段の下流側の圧縮最終圧力は、危機的な吐出し温度を超過することなく、１５ｂａｒ（ｇ）以上に上げられる。更に、吸込み体積流量の調整範囲も大幅に拡大可能である。

作動圧力が比較的高いと、従来の回転数制御式の駆動装置では、低回転数において多量の圧縮ガスが逆流し、これにより既に極度に高い吐出し温度が生じる恐れがある、という問題が生じる。第２の問題は、所要トルクにある。所要トルクは、周知のように作動圧力と共に増大し、低回転数における圧縮ガスの逆流により、既に最大許容トルクの限界値を超過する恐れがある。よって圧縮機システムは、低回転数における電動モータの不十分な冷却にも関係する最小回転数に保たれざるを得ない。

したがって体積流量の調整範囲は、従来のシステムでは極めて限定的であり、最大作動圧力としての１０ｂａｒ（ｇ）において既に、モータ回転数を約４０％だけしか低下させられなくなる。つまり、体積流量調整範囲は最大４０％であるに過ぎない。能力的に比較可能な本発明による圧縮機システムは、同じ作動圧力（例えば１０ｂａｒ（ｇ））において、最大７０％〜８０％の体積流量調整範囲を実現することができる。

また、液体噴射有りの圧縮機システムの場合も、供給圧力が最低レベルに保たれると、引き続き良好な効率及び大きな体積流量調整範囲において、作動圧力が大幅に増大され得る。この供給圧力により、より高い作動圧力が、依然として技術的に最適な、主圧縮機の圧縮比を達成することができる。大気を基準とした１０ｂａｒ（ｇ）は圧縮比１１を意味し、１５．５ｂａｒ（ｇ）に圧縮する場合の０．５ｂａｒ（ｇ）の供給圧力も、主圧縮機の圧縮比が１１であることを意味する。

以下に、２つの概略図に基づき当該圧縮機システムの基本構想を詳しく説明する。

前圧縮機と主圧縮機とを備え、液体噴射を伴わない、考えられる圧縮機システムの概略的な構成を示す図である。 前圧縮機と主圧縮機とを備え、液体噴射を伴い、且つ液体を流体クラッチの作動に利用する、考えられる圧縮機システムの概略的な構成を示す図である。

図１に示す圧縮機システムでは、吸気がエアフィルタ１０を介して浄化されてから、接続導管１５を介して前圧縮機２０に供給される。前圧縮された吸気は、別の接続導管１６を介して中間冷却器２５に供給され、可能な限り良好に冷却される。前圧縮され且つ冷却された空気は、次いで主圧縮機３０に供給される。

この主圧縮機３０は、基本的にあらゆる種類の圧縮機であってよく、主圧縮機の個々の圧縮機段間での中間冷却を伴う又は伴わない、多段式の圧縮機も可能である。

主圧縮機３０は、駆動モータ４０により駆動される。この駆動モータ４０も、圧縮機を駆動する、考えられるあらゆる構成形式であってよい。例えば、あらゆる種類の電動モータ、内燃機関又はタービンであってもよい。

主圧縮機３０では、圧縮空気が所望の作動圧力に圧縮され、接続導管１７を介して圧力タンク６０に供給される。最低限の作動圧力を維持するために、圧力タンク６０の出口には、最低圧力弁６５が取り付けられている。この最低圧力弁６５から取出し導管１８を介して、圧縮された空気が取出し箇所７０に流入する。

主圧縮機３０を介して駆動される流体クラッチ５５は、この流体クラッチ５５と伝動装置５６とから成る伝動変速手段５０を含めて、前圧縮機２０の駆動に用いられる。ここでは、前圧縮機２０と、前圧縮機２０に対応配置された流体クラッチ５５とが設けられた一例が示されている。

但し本発明を理解するために重要なのは、この場合は、圧縮機システムに応じて必要とされる構成で複数回利用されるべき複数のコンポーネントである、という点である。つまり既に説明したように、複数の前圧縮機２０が複数の流体クラッチ５５と協働してよく、これらの前圧縮機２０が、構成の異なる主圧縮機３０用の供給圧力を供給することもできる。よって、ここに示した伝動装置５６も、一例であるに過ぎない。また、前圧縮機の別個の駆動装置及び別個の液体回路と同様に、複数の伝動装置が必要とされていてもよい。これらの別の任意の組合せは全て特に図示はしないが、同様に技術的な教示に一緒に含まれているものとする。

図２に示す圧縮機システムでは、吸気がエアフィルタ１０を介して浄化されてから、接続導管１５を介して前圧縮機２０に供給される。前圧縮された吸気は、別の接続導管１６を介して中間冷却器２５に供給され、可能な限り良好に冷却される。

前圧縮され且つ冷却された空気は、次いで主圧縮機３０に供給される。この主圧縮機３０は、この構成形式では液体噴射を伴う圧縮機である。主圧縮機３０は、駆動モータ４０により駆動される。この駆動モータ４０もまた、圧縮機を駆動する、考えられるあらゆる構成形式であってよい。上述したように、例えばあらゆる種類の電動モータ、内燃機関又はタービンであってもよい。

主圧縮機３０では、圧縮空気が再度、所望の作動圧力に圧縮され、接続導管１７を介して圧力タンク６０に供給される。最低限の作動圧力を維持するために、圧力タンク６０の出口には、最低圧力弁６５が取り付けられている。この最低圧力弁６５から取出し導管１８を介して、圧縮された空気が取出し箇所７０に流入する。

圧力タンク６０内で圧縮空気から分離された液体は、導管３１と、フィルタ３４と、導管３２と、液体冷却器３５と、導管３３とを介して、主圧縮機３０に再供給される。主圧縮機３０を介して駆動される流体クラッチは、伝動変速手段５０を含めて、前圧縮機２０の駆動に用いられる。流体クラッチ５５の作動液としては、主圧縮機３０の冷却兼潤滑液の部分流が用いられる。この部分流は、導管５１を介して取り出され、次いで流体クラッチ５５に供給される。

流体クラッチ５５から再流出する作動液は、導管５２を介して主圧縮機３０に再供給される。

Claims (18)

1. 圧縮されたガスを発生させるための圧縮機システムであって、少なくとも１つの主圧縮機（３０）を備えており、該主圧縮機（３０）には、少なくとも１つの前圧縮機（２０）により前圧縮されたガスが供給される圧縮機システムにおいて、
   前記少なくとも１つの主圧縮機（３０）と前記少なくとも１つの前圧縮機（２０）とは、共通の駆動モータ（４０）により駆動されるか、又は別個の駆動装置により駆動され、
   前記少なくとも１つの前圧縮機（２０）には、該前圧縮機（２０）の駆動回転数を変化させる流体動力学的な流体クラッチ（５５）が対応配置されており、
   前記流体クラッチ（５５）は、前記共通の駆動モータ（４０）又は前記別個の駆動装置の回転数とは独立して、前記少なくとも１つの前圧縮機（２０）の駆動回転数を変化させる、ことを特徴とする、圧縮機システム。
2. 前記流体クラッチ（５５）の駆動回転数と、前記前圧縮機（２０）の駆動回転数とは両方とも、少なくとも１つの適当な伝動装置（５６）を介して適合させられる、請求項１記載の圧縮機システム。
3. 前記前圧縮機（２０）は、ラジアル構成形式で構成された少なくとも１つのターボ圧縮機から成る、請求項１又は２記載の圧縮機システム。
4. 前記前圧縮機（２０）として、体積流量を増大させる少なくとも２つのターボ圧縮機が並列吸入式に配置されており、これらのターボ圧縮機は、１つ又は複数の流体クラッチ（５５）を介して駆動される、請求項１から３までのいずれか１項記載の圧縮機システム。
5. 前記前圧縮機（２０）として、供給圧力を増大させる少なくとも２つのターボ圧縮機が直列吸入式に配置されており、これらのターボ圧縮機は、１つ又は複数の流体クラッチ（５５）を介して駆動される、請求項１から３までのいずれか１項記載の圧縮機システム。
6. 前記少なくとも２つのターボ圧縮機間に、少なくとも１つの中間冷却器が効率改善のために配置されている、請求項５記載の圧縮機システム。
7. 前記流体クラッチ（５５）の調整用に、該流体クラッチ（５５）の作動液の供給部及び／又は流出部に、該流体クラッチ（５５）の回転数を無段式に適合させるための調整機構が設けられている、請求項１から６までのいずれか１項記載の圧縮機システム。
8. 前記流体クラッチ（５５）を含む、前記前圧縮機（２０）の機械的な駆動装置は、前記主圧縮機（３０）のケーシングに組み込まれている、請求項１から７までのいずれか１項記載の圧縮機システム。
9. 前記前圧縮機（２０）と前記主圧縮機（３０）との間には、効率改善のために中間冷却器（２５）が配置されている、請求項１から８までのいずれか１項記載の圧縮機システム。
10. 前記少なくとも１つの主圧縮機（３０）は、液体を噴射される圧縮機であり、
    前記主圧縮機（３０）の前記液体は、前記前圧縮機（２０）の前記流体クラッチ（５５）の作動媒体としても供給される、請求項１から９までのいずれか１項記載の圧縮機システム。
11. 前記流体クラッチ（５５）の駆動は、前記主圧縮機（３０）又は前記駆動モータ（４０）から直接に、又は伝動装置を介して行われる、請求項１から１０までのいずれか１項記載の圧縮機システム。
12. 当該圧縮機システムは、液体噴射を伴う又は伴わない１つ又は複数のねじ圧縮機と、ガスを前圧縮するための少なくとも１つのラジアル型のターボ圧縮機とを有している、請求項１から１１までのいずれか１項記載の圧縮機システム。
13. 軸受、駆動伝動装置及び／又は前記主圧縮機（３０）のケーシング冷却用の潤滑回路及び／又は冷却回路の液体は、少なくとも部分的に、前記前圧縮機（２０）の前記流体クラッチ（５５）の作動媒体でもある、請求項１から１２までのいずれか１項記載の圧縮機システム。
14. 前記前圧縮機（２０）と、前記流体クラッチ（５５）と、所望の回転数を達成するために配置された全ての伝動装置（５６）とは、１つのねじ圧縮機に組み込まれている、請求項１から１３までのいずれか１項記載の圧縮機システム。
15. 前記伝動装置は、回転数を調整するように切換可能に形成されている、請求項２又は１１記載の圧縮機システム。
16. 前記ねじ圧縮機の最適な内部容積比は、実際の最終圧力と実際の供給圧力とに応じて、機械的な調整装置及び／又は弁により調整可能である、請求項１２又は１４記載の圧縮機システム。
17. 請求項１から１６までのいずれか１項記載の圧縮機システムの調整方法において、
    該圧縮機システムを電動モータ（４０）により駆動する場合には、該電動モータの巻線温度及び／又は消費電力及び／又は電圧を、前記電動モータの負荷のパラメータとして検出して調整値として利用し、これにより、前記少なくとも１つの前圧縮機（２０）の駆動回転数を変化させるための、前記流体クラッチ（５５）の作動パラメータを変更することで、前記電動モータの負荷を増大又は軽減させ、前記前圧縮機（２０）により生ぜしめられる供給圧力を調整することを特徴とする、圧縮機システムの調整方法。
18. 請求項１から１６までのいずれか１項記載の圧縮機システムの調整方法において、
    該圧縮機システムを内燃機関により駆動する（４０）場合には、該内燃機関の排ガス温度及び／又は冷却水温度及び／又は燃料噴射量と回転数の関数としての実際のトルクを、前記内燃機関の負荷のパラメータとして検出して調整値として利用し、これにより、前記少なくとも１つの前圧縮機（２０）の駆動回転数を変化させるための、前記流体クラッチ（５５）の作動パラメータを変更することで、前記内燃機関の負荷を増大又は軽減させ、前記前圧縮機（２０）により生ぜしめられる供給圧力を調整することを特徴とする、圧縮機システムの調整方法。

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