JPH02238185A - 複合圧縮機 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 ［産業上の利用分野コ 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橘成される複
合圧縮機に関する。

〔従来の技術ゴ 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コ 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つる
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）は或る吐出圧カ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シ，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。

これを敷衝説明するに、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嶽の増加址は大きくな
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。また容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ゆ ［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がデフユーザ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１
０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の接線方向に吐出され、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１
５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の回転数を増滅す
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がら排
出される。冷却水人口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
縮機からの吐出圧カの情報を制御装置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４ｏへ知らせ
る働きを持つ。制御装置４ｏ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
線は電カの流れを意味する． 本複合圧縮機の動作中は、スクリュー圧縮機の電動機２
６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。その場合には圧カセンサ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、圧カセンサ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
ｇ４１へ送られる。可変速電ｇ４１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カが増
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１ｏ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。冷却能カを上げ
る時には冷却水バルブ３４を開け，冷却能カを下げる時
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６００
００ｒｐｍ　（実線で示す）　．　８００００ｒｐｍ　
（破線）、１０００００ｒｐｍ　（点線）　、１２００
００ｒｐｍ　（一点鎖線）、１４００００ｒｐｎ＋　（
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ｌのこの
一定の吐出量を７ｏＱ／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’ＩＯＱ／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６０００Ｏｒｐｍのと
きの吐出量と質景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６００
００ｒｐｍのときの質量流量は９Ｑｇ／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６０００Ｏ
ｒｐｍのときの断熱効率と質量流量の関係のグラフ６３
ａ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６００００ｒｐｒｏ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−　１４００Ｏｒｐｍの間で回転
させたときに次の性質を持つことがわかる。

質址流量は交点６２ａが示す９０ｇ／ｓから交点６２ｅ
が示すは１　６　０　ｇ／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６（Ｅａ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１
４００００ｒｐｍ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、１４００００ｒｐ
ｍ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
入口での体積流址）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，ががる公知例に
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６０００Ｏｒｐｍ　〜１４００００ｒｐｍの
間で回転させたときに、質量流量は交点７２ａが示す９
０ｇ／ｓから交点７２ａ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を意味しており、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。すなわち、回
転数６００００ｒｐｍでの断熱効率を示す曲，ｓ！７　
３　ａや回転数ｔｌ００００ｒｐｍ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
質量流量で被圧縮流体が流れるが、しかし回転数１４０
００Ｏｒｐｍでの断熱効率を示す曲線７３ｅ上では点７
４ｅ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７３ａ上で点７４ａ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効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、質量流量と吐出址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〜１４００００ｒ
ｐ騰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が示す２０５ｇ／ｓまで
変えることができる。これは４４％〜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７
０％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−■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？回転数１４０００Ｏ
ｒｐｍのときのｐ−ｖ線図は第５図中のＡ−４Ｂ−＋Ｃ
→Ｄで示される。

吸入圧力Ｐ。において単位時間当り体積■、たけ被圧縮
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Ｐ■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一Ａで囲まれた面積で示すことができる。

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
により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カ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カＰ
ｄ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　−　！Ｉ−Ｇ　−　Ｃによって囲まれた面積で
示すことができる． 質ｍ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’　
一〇’　−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１２００００
ｒｐｎａ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、圧カ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′は左八
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、ターボ圧縮機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がデフユーザ１
１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ｌ３
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ブラシレスモー夕
などを用い、それを關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
人口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５４
ａ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
の熱媒体は八口５４ｂ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４
０の指示に従う。スクリュー圧縮機の吐出口２４の下流
側には圧カセンサ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つの熱媒体パルブ５４ａ及び５６ｂ
と熱媒体の流路５１の間に備えられている．これら圧カ
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放流量を増加させ
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《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４
３ａ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３１４０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５Ｇｂを開
き、５６ａ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Ｊｌ５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６００
０Ｏｒｐｍ　〜１４００００ｒｐｍの間で回転させたと
きに、質量流量は交点９２ａが示す９０ｇ／ｓから交点
９２ａ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〜９４
θ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９
４ｅ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を左右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Ｊａ１は１段目羽根車１０ａと２段目羽根車
１０ｂがデフユーザ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
、圧縮による体積流景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，３０
ｂ，３Ｑｃ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３０
ａ，３０ｂ，３０ｃの各々にバルブ３７ａ，３７ｂ，３
７ｃ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３０
ａ〜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Ｑ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べ導くことにより、
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＃択一に限らず複数のバ
ルブを同時に開き、その間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〜３０
ｃが備え，また、該流路のバイパスバルブ３８ａ〜３８
ｃ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〜３０ｃを直列にすべて流れるように
する。すると、流路長が大きく、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《するときに
はバイパスバルブ３８ａ〜３８ｃ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にしたもので構成してもよい。

［発明の効果コ 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，圧縮機の断続運転
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・・・デフユーザ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
・・・冷却水のパルブ ３　７　ａ　＝　ｃ・・・被圧縮流体バルブ４０・・・
制御装置　　　４１・・・可変速電源４２・・・圧カセ
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・・・熱媒体パルブ 第 ■ 図 第 図 質量流量（ｇ／ｓ） 第 図 質量流量（ｇ／３） 第 図 質量流１　（ｇ／ｓ） 第 図 第 図 体 積 第 図 質量流量（ｇ／ｓ） 第 図 第 図

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 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。 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。 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。 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。 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。 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。 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。