Capacity control device and capacity control method for screw compressor

本発明は、スクリュー圧縮機の容量制御装置及び容量制御方法に係わり、さらに詳しくは油冷式スクリュー圧縮機の容量制御装置及び容量制御方法に関する。

スクリュー圧縮機の容量制御装置において、運転負荷が小さい場合や吐出側配管の容量が大きい場合での不要な高い圧力での運転を低減して、省エネルギ効果を向上させるために、復帰圧力から制御圧力への負荷運転（ロード運転）状態と制御圧力から復帰圧力への低圧力運転（アンロード運転）状態との繰り返し運転（ロード運転・アンロード運転）における復帰圧力と制御圧力とのサイクル時間が、予め各部品の寿命に基づき規定されている最短周期以下となった場合に、前記制御圧力を前記最短周期の限界まで下げるものが提案されている（例えば、特許文献１参照。）。

特開平４−１５９４９１号公報。

スクリュー圧縮機の容量制御装置において、圧縮機のロード運転・アンロード運転のサイクルタイムを、各部品の寿命に基づき規定した最短周期Ｔ以上とするためには、圧縮機の吐出空気量をQs、吸込圧力をPs、負荷率をＸ、制御圧力/復帰圧力間圧力差をΔＰとした場合、必要空気槽容量Ｃは、次式の一般式により計算できる。

上記の一般式より、制御圧力と/復帰圧力との間の圧力差ΔＰを小さくした場合、空気槽の必要容量Ｃが大きくなることが分かる。 このことから、上記の従来技術のものは、制御圧力を下げて省エネルギ効果を図ることができるという有利面があるが、逆に、制御圧力と復帰圧力との間の圧力差ΔＰを更に小さくする方策であるので、空気槽の必要容量Ｃが更に大きくなることが分かる。

通常、圧縮機に設置する空気槽は、省エネルギ性を考慮すれば、大きければ大きい程、良いが、上記計算式により計算される空気槽を設置することが困難である場合が多いので、空気槽の容量を小さくせざるを得ないのが現状である。 このため、上記従来技術では、頻繁なロード運転とアンロード運転とが繰り返し起こってしまい、部品の異常磨耗などが問題となることがある。

本発明は、上述の事柄に基づいてなされたもので、吸込み絞り弁等の部品の消耗を抑制し、その長寿命化を図ることができるスクリュー圧縮機の容量制御装置を提供することを目的とする。

上記の目的を達成するために、第１の発明は、負荷運転状態から低圧力運転に切替る制御圧力と、低圧力運転から負荷運転に切替る復帰圧力とにより、吸込み絞り弁を制御するスクリュー圧縮機の容量制御装置において、前記圧縮機の吐出圧力を検出する圧力検出器と、前記圧力検出器で検出した測定圧力に基づいて、前記負荷運転と前記低圧力運転とのサイクルタイムを演算し、このサイクルタイムが、予め設定した各部品の寿命に基づき規定した最短周期以下となった場合に、前記制御圧力を高圧側に変更させる制御手段とを備えたことを特徴とする。

また、第２の発明は、負荷運転状態から低圧力運転に切替る制御圧力と、低圧力運転から負荷運転に切替る復帰圧力とにより、吸込み絞り弁を制御する油冷式スクリュー圧縮機の容量制御装置において、前記圧縮機の吐出圧力を検出する圧力検出器と、前記圧力検出器で検出した測定圧力に基づいて、前記負荷運転と前記低圧力運転とのサイクルタイムを演算し、このサイクルタイムが予め記憶設定した各部品の寿命に基づき規定した最短周期以下となった場合に、前記制御圧力を高圧側に変更させ、前記制御圧力の上昇で、前記サイクルタイムが、前記最短周期以下を回避できない場合に、吸込み絞り制御に移行させる制御手段とを備えたことを特徴とする。

さらに、第３の発明は、第１または第２の発明において、前記最短周期は、前記吸込み絞り弁の寿命に基づき規定されていることを特徴とする。

また、第４の発明は、負荷運転状態から低圧力運転に切替る制御圧力と、低圧力運転から負荷運転に切替る復帰圧力とにより、吸込み絞り弁を制御するスクリュー圧縮機の容量制御方法において、前記圧縮機の吐出圧力を検出する圧力検出器で検出した測定圧力に基づき、制御手段によって前記負荷運転と前記低圧力運転とのサイクルタイムを演算し、このサイクルタイムが、予め設定した各部品の寿命に基づき規定した最短周期以下となった場合に、前記制御圧力を高圧側に変更させることを特徴とする。

さらに、第５の発明は、負荷運転状態から低圧力運転に切替る制御圧力と、低圧力運転から負荷運転に切替る復帰圧力とにより、吸込み絞り弁を制御する油冷式スクリュー圧縮機の容量制御装置において、前記圧縮機の吐出圧力を検出する圧力検出器で検出した測定圧力に基づき、制御手段によって前記負荷運転と前記低圧力運転とのサイクルタイムを演算し、このサイクルタイムが予め記憶設定した各部品の寿命に基づき規定した最短周期以下となった場合に、前記制御圧力を高圧側に変更させ、前記制御圧力の上昇で、前記サイクルタイムが、前記最短周期以下を回避できない場合に、吸込み絞り制御に移行させることを特徴とする。

本発明の制御装置によれば、制御圧力に達した時点で測定されたロード運転とアンロード運転とのサイクルタイムが、各部品の寿命に基づき規定した最短周期Ｔ以下であった場合、制御圧力を高圧側に変更して、これを新たな制御圧力として容量制御を行うことができるので、吸込み絞り弁等の部品の消耗を抑制することができる。 その結果、吸込み絞り弁等の部品の長寿命化が図かられ、そのメンテナンス作業を軽減することができる。

本発明の制御方法によれば、制御圧力に達した時点で測定されたロード運転とアンロード運転とのサイクルタイムが、各部品の寿命に基づき規定した最短周期Ｔ以下であった場合、制御圧力を高圧側に変更して、これを新たな制御圧力として容量制御を行うことができるので、吸込み絞り弁等の部品の消耗を抑制することができる。 その結果、吸込み絞り弁等の部品の長寿命化が図かられ、そのメンテナンス作業を軽減することができる。

以下、本発明のスクリュー圧縮機の容量制御装置の実施の形態を図面を用いて説明する。 図１乃至図３は、本発明の油冷式スクリュー圧縮機の容量制御装置の一実施の形態を示すもので、図１は本発明の油冷式スクリュー圧縮機及びその容量制御装置の一実施の形態の全体構成を示す概略図、図２は本発明による圧縮機圧力変動を示す特性図、図３は本発明の油冷式スクリュー圧縮機の容量制御装置の一実施の形態の制御フローチャート図である。

図１において、１は油冷式のスクリュー圧縮機、２はスクリュー圧縮機１の駆動モータ、３はスクリュー圧縮機１の吸込み側に設けた吸込み絞り弁、４は吸込み絞り弁３の操作用のシリンダ、５は操作用のシリンダを圧気供給管６または外気側７に切り替える電磁弁、８はスクリュー圧縮機１の吸込み側に設けた吸込みフィルタ、９はスクリュー圧縮機１の吐出側に設けたオイルタンクで、このオイルタンク９は、スクリュー圧縮機１にて圧縮された圧縮後の圧縮空気を、圧縮空気と潤滑油とに１次分離し、潤滑油をその下部に貯留する。

１０はオイルタンク９で分離された圧縮空気を取り込むセパレータエレメントで、このセパレータエレメント１０は、圧縮空気と潤滑油に２次分離する。 １１はセパレータエレメント１０の部分に設けた調圧逆止弁である。 １２は調圧逆止弁１１からの圧縮空気を冷却するアフタークーラ、１３はアフタークーラ１２に連結した空気槽である。 １４はオイルタンク９の下部に貯留した潤滑油を取り込み冷却するオイルクーラで、このオイルクーラ１４で冷却された潤滑油は、スクリュー圧縮機１の吸込み側に導入される。

１５は圧縮空気の圧力を検出する圧力検出器で、この圧力検出器１５は、この例ではセパレータエレメント１０の部分に設けられている。 １６は制御装置で、この制御装置１６は、記憶部１６Ａ，演算部１６Ｂ，入力部１６Ｃ，出力部１６Ｄとを備えている。 記憶部１６Ａには、各部品の寿命（例えば、吸込み絞り弁３の開閉回数）に基づき規定した最短周期Ｔ、制御圧力Ｐ１、この制御圧力Ｐ１に対する上昇圧力値ΔＰＵ及び復帰圧力Ｐ２が記憶されている。 演算部１６Ｂは、前記圧力検出器１５で検出された圧力を復帰圧力Ｐ２、制御圧力Ｐ１と比較して、ロード指令及びアンロード指令を切換弁５に出力するとともに、ロード運転とアンロード運転とのサイクルタイムｔを演算し、このサイクルタイムｔが、予め記憶した最短周期Ｔ以下となった場合に、制御圧力Ｐ１に上昇圧力値ΔＰＵを加えて、これを新たな制御圧力に設定する機能を有している。

次に、上述した本発明の油冷式スクリュー圧縮機の一実施の形態の動作を説明する。
図１において、圧縮される空気は、吸込みフィルタ８、吸込み絞り弁３を介して、圧縮機１の本体に吸いこまれる。 圧縮機１にて圧縮された圧縮後の圧縮空気は、オイルタンク９内で、圧縮空気と潤滑油に１次分離される。 潤滑油はオイルタンク９の下部に溜まり、オイルクーラ１４で冷却されたのち、再度、圧縮機１の本体に潤滑される。

オイルタンク９の圧縮空気は、セパレータエレメント１０に流入し、圧縮空気と潤滑油に２次分離される。 分離された圧縮空気は、調圧逆止弁１１を通過し、アフタークーラ１２で、外気と熱交換されて所定の温度まで冷却された後、圧縮機１のユニット外に吐出される。

圧縮機１のユニット外に吐出された圧縮空気は、使用用途によっては、さまざまな補器を通過したのち、空気槽１３を経て、末端に供給される。 この空気槽１３が大きければ大きい程、上記に記載した圧縮空気経路全体の圧力変動が小さくなり、ロード運転・アンロード運転のサイクル数を低減することができる。

しかし、実際には、必要以上の空気槽１３を設置するケースは少ないので、部品消耗、または、吸込み絞り制御への自動移行が問題となることがある。

圧縮空気経路の圧力変動の変化は、圧力検出器１５によって測定される。 この測定圧力は、制御装置１６に入力される。 これにより、制御装置１６は圧縮機１の容量制御を管理している。

圧力検出器１５により測定されている圧力変動は、図２の点線で示すような波形となる。 即ち、圧縮機１がロード運転に移行すると、圧力が上昇し、制御圧力Ｐ１に達した時点で圧縮機１はアンドード運転に移行する。

圧縮機１がアンドード運転に移行すると、圧力が低下し、復帰圧力Ｐ２に達した時点で、圧縮機１はロード運転に移行する。 アンロード運転中は、吸込み絞り弁３を閉じて吸気しないので、圧縮機１の本体の吸気側は負圧となり、圧縮機１の本体から調圧逆止弁１１の間は、ロードに対して低い圧力の運転となるため、動力がロードに対して低くなる。

圧縮機１はこのロード運転・アンロード運転の動作を繰り返し行うことによって、省エネを図っている。 図２の点線で示した圧力脈動は、従来技術の圧力波形であるが、この場合、ある負荷におけるロード運転・アンロード運転のサイクルタイムが、各部品の寿命に基づき規定した最短周期Ｔ以上であった場合に、次のサイクルでは、自動的に最短周期Ｔになるように制御圧力を制御圧力PDに低下させる動作となっている。

これにより、本来の制御圧力に対して圧力を低下できた分、省エネを図ることができるというものであるが、この従来技術の問題点としては、前述したように、最短周期Ｔに基づく頻繁なロード運転・アンロード運転の繰り返し動作が起きる。 また、図２に示すように、制御圧力を制御圧力ＰＤに自動的に調整してロード運転・アンロード運転のサイクルタイムを最短周期Ｔにした後、更に負荷変動が起こった場合、次のサイクルで最短周期Ｔ以下になってしまうと、次のサイクルでは、図２の２点鎖線で示すように吸込み絞り制御に移行してしまう動作となる。

そのため、吸込み絞り制御に移行することによって、ロード運転・アンロード運転の頻度を抑制することができるが、省エネルギの面では不利になってしまうという問題もある。

そこで、本発明においては、図２の実線で示すように、圧力の変動波形を制御するものである。 即ち、図２の点線で示す従来技術の圧力変動の延長として、本発明の圧力の変動波形の制御を説明すると、図２においては、制御圧力ＰＤで移行する場合を記載しているが、制御圧力Ｐ１であってもかまわない。 制御装置１６は、次のサイクルでは、前サイクルで移行した制御圧力ＰＤに対して上昇圧力値ΔＰＵだけ高くした制御圧力（この例では、制御圧力Ｐ１）にてアンロード運転に移行してサイクルタイムｔを計時する。

そして、制御装置１６の演算部１６Ｂは、このサイクルタイムｔが、その記憶部１６Ａに記憶された最短周期Tより短い場合には、さらに上昇圧力値ΔＰＵだけ上昇させた圧力ＰＵを制御圧力ＰＵとして設定する。 この制御圧力ＰＵに基づいて、圧縮機１はアンロード運転に移行する。

このように、前回のロード運転・アンドード運転のサイクルｔを最短周期Tと比較して、T＞ｔとなるまで、上昇圧力値ΔＰＵの圧力上昇を繰り返すことにより、ロード運転・アンロード運転のサイクルの最短周期Ｔを下回ったまま運転することがなく、また、吸込み絞り制御に移行することなく容量制御され、省エネルギ運転を継続することができる。

上述した制御フローを図３に示す。 上昇圧力値ΔＰＵはおおよそ０．０５MPａを目安とし、制御圧力の最高値は各部品の許容圧力以下、圧力上昇による温度上昇が許容できる範囲であり、さらには吸込み絞り弁制御に対して省エネ性を発揮できる範囲以下であることが望ましい。

図４は本発明の油冷式スクリュー圧縮機の容量制御装置の他の実施の形態による圧縮機圧力変動を示す特性図である。 この図４において、図３の符号と同符号のものは、同一または相当する部分である。
この実施の形態は、上述した本発明の一実施の形態の容量制御に加えて、前回で設定した制御圧力に対し上昇圧力値ΔＰＵの上昇だけではロード運転・アンロード運転のサイクルタイムｔが最短周期Ｔ以下を回避できない場合、即ち、前回のロード運転・アンドード運転のサイクルｔを最短周期Tと比較して、T＞ｔとなり、測定圧力が制御圧力Ｐ１にたっした場合に、制御装置１６は、電磁弁５に吸込み絞り制御に移行させる信号を出力し、図４の２点鎖線Ｙで示す吸込み絞り制御を行うようにしたものである。

この実施の形態によれば、前述した実施の形態と同様に、部品の消耗を抑制できる効果があることの他に、従来制御に対し、吸込み絞り制御に移行する頻度を少なくすることができるので、従来に対して省エネルギ化を図ることができる。

次に、上述した本発明の実施の形態が、吸込み絞り制御に対して省エネルギの面で有利である理由を図５を用いて説明する。
図５は、各容量制御方法での省エネ特性の比較を示した図で、各使用空気量比Ｑに対しての軸動力比Ｗを記載した図である。 図６中の特性線Ａは一般的なロード運転・アンロード運転制御の省エネ特性を、特性線Ｂは吸込み絞り制御の省エネ特性を、特性線Ｃは本発明による省エネ特性を示している。
省エネに関しては、空気槽１３の容量を充分に確保して、一般的なロード運転・アンロード運転制御の省エネ特性を発揮させることが一番最良な方法であるが、前述したように、設置スペースなどの制約により、空気槽１３を確保することが難しいので、通常、圧縮機メーカ側が吸込み絞り制御を標準で装備させていることが、現状でも多い。

図５に示した本発明の実施の形態による省エネ特性は、圧力上昇０．０５ＭＰａ相当で作図したものである。 この圧力上昇ΔＰＵの場合でも、図５から分かるように、本発明の容量制御方法では、従来用いられている吸込み絞り制御方法に対して、殆どの使用空気量比Ｑの領域で、軸動力比Ｗが低くなることが分かる。

以上より、本発明においては、部品の消耗を抑制できる効果があることの他に、同じ部品消耗抑制の効果がある吸込み絞り制御に対して、省エネ面でも有利な方策である。

なお、上述の実施の形態では、本発明を油冷式スクリュー圧縮機に適用した例を説明したが、圧縮工程中に水を噴射する水潤滑式スクリュー圧縮機に適用しても同様な効果が得られる。

本発明の油冷式スクリュー圧縮機及びその容量制御装置の一実施の形態の全体構成を示す概略図である。

図１に示す本発明の油冷式スクリュー圧縮機の容量制御装置の一実施の形態による圧縮機圧力変動を示す特性図である。

図１に示す本発明の油冷式スクリュー圧縮機の容量制御装置の一実施の形態の制御フローチャート図である。

本発明の油冷式スクリュー圧縮機の容量制御装置の他の実施の形態による圧縮機圧力変動を示す特性図である。

本発明の油冷式スクリュー圧縮機の容量制御装置の他の実施の形態と他の容量制御方法との省エネ特性の比較を示した図である。

符号の説明

１ スクリュー圧縮機２ 駆動モータ３ 吸込み絞り弁４ シリンダ５ 電磁弁８ 吸い込みフィルタ９ オイルタンク１０ セパレータエレメント１１ 調圧逆止弁１２ アフタクーラ１３ 空気槽１４ オイルクーラ１５ 圧力検出器１６ 制御装置