JP2011153760A - ２段圧縮装置 - Google Patents

Abstract

【課題】圧縮ガスを冷却した後の冷却水から有効な熱回収を行うことができる２段圧縮装置を提供する。
【解決手段】ガスを圧縮する第１圧縮機２および第２圧縮機３と、ガスを冷却流体と熱交換して冷却する第１冷却器４および第２冷却器５とを有する２段圧縮装置１は、第１圧縮機２が吐出したガスを、第１冷却器４を介して第２圧縮機３に導入し、第２圧縮３が吐出したガスを、第２冷却器５を介して需要先に供給する第１の流路構成と、第１圧縮機２が吐出したガスを、第１冷却器４および第２冷却器５を介して第２圧縮機３に導入し、第２圧縮３が吐出したガスを需要先に供給する第２の流路構成とを選択可能であり、第１冷却器４および第２冷却器５に供給される冷却流体の流量を、第２の流路構成において、第１の流路構成よりも少なくする流量調整手段２０，２１を有する。
【選択図】図３

Description

本発明は２段圧縮装置に関する。

２つの圧縮機を直列に接続してガスを２段階に圧縮する２段圧縮装置がある。２段圧縮装置では、例えば特許文献１に記載されているように、１段目の圧縮機の吐出ガスをインタークーラ（冷却器）で冷却してから、２段目の圧縮機に導入し、２段目の圧縮機の吐出ガスをアフタークーラ（冷却器）で冷却してから需要先に供給するのが一般的である。

通常、インタークーラやアフタークーラは、圧縮ガスと冷却水との間で熱交換を行う熱交換器によって構成され、圧縮ガスを冷却することで冷却水の温度が上昇する。多くの２段圧縮装置のインタークーラやアフタークーラは、小型化および低価格化のために、伝熱面積を小さくし、冷却水の供給温度と排出温度との差が５〜１０℃程度で、その水量を多く設定したもの、つまり、熱交換における対数平均温度差を大きな値に設定したものが多い。

近年、省エネルギーの観点から、熱交換器からなる冷却器において温度が上昇した冷却水（温水）から熱回収を行うことが提案されている。温水からの熱回収の効率を高めるためには、温水温度をできるだけ高くすることが望ましい。したがって、インタークーラやアフタークーラの伝熱面積を大きくして、少ない冷却水で圧縮ガスを冷却できるようにすることが、熱回収の観点からは好ましい。

しかしながら、上述のとおり、２段圧縮装置のインタークーラやアフタークーラの伝熱面積を大きくすることは、装置の大型化やコストアップを招くので好ましくない。特に、２台の圧縮機と、インタークーラおよびアフタークーラと、その他の構成要素とを１つの筐体内に収めたパッケージ型の２段圧縮装置においては、熱交換器の小型化へのニーズが大きい。このため、従来の２段圧縮装置では、インタークーラやアフタークーラから排出される温水から十分な熱回収を行うことが難しかった。

特開平６−２６７７号公報

前記問題点に鑑みて、本発明は、小型で安価な冷却器を用いながら、圧縮ガスを冷却した後の冷却水から有効な熱回収を行うことができる２段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２段圧縮装置の第１の態様は、ガスを圧縮する第１圧縮機および第２圧縮機と、前記ガスを冷却流体と熱交換して冷却する第１冷却器および第２冷却器とを有し、前記第１圧縮機が吐出した前記ガスを、前記第１冷却器を介して前記第２圧縮機に導入し、前記第２圧縮が吐出した前記ガスを、前記第２冷却器を介して需要先に供給する第１の流路構成と、前記第１圧縮機が吐出した前記ガスを、前記第１冷却器および前記第２冷却器を介して前記第２圧縮機に導入し、前記第２圧縮が吐出した前記ガスを前記需要先に供給する第２の流路構成とを選択可能であり、前記第１冷却器および前記第２冷却器に供給される前記冷却流体の流量を、前記第２の流路構成において、前記第１の流路構成よりも少なくする流量調整手段を有するものとする。

この構成によれば、２段圧縮装置の吐出ガスの温度を高くできない場合、例えば、給気温度を一定温度以下にする必要がある冷凍式のエアドライアに圧縮空気を供給するような場合には、第１冷却器をインタークーラとし、第２冷却器をアフタークーラとして使用する第１の流路構成とすればよい。また、需要設備が高温の圧縮ガスを許容する場合には、第１冷却器および第２冷却器を直列に接続して１つのインタークーラとして使用する第２の流路構成とすることで、インタークーラの伝熱面積を大きくできる。これにより、インタークーラにおける圧縮ガスと冷却流体との温度差を小さく、つまり、冷却流体のインタークーラ出口における温度を高くすることによって、冷却流体から容易且つ効率よく熱回収できるようにする。

また、本発明の２段圧縮装置の第１の態様において、前記冷却流体は、前記第１の流路構成において、前記第１冷却機および前記第２冷却器を並列に通過し、前記第２の流路構成において、前記第１冷却器および前記第２冷却器を直列に通過してもよい。

この構成によれば、第２の流路構成において、前記第１冷却機および前記第２冷却器の両方を通して、圧縮ガスと冷却流体とが１パスの向流熱交換を行うことができるので、冷却流体の戻り温度を高くできる。

また、本発明による２段圧縮装置の第２の態様は、ガスを圧縮する第１圧縮機および第２圧縮機と、前記ガスを冷却流体と熱交換して冷却する第１冷却器および第２冷却器とを有し、前記第１圧縮機が吐出した前記ガスを、前記第１冷却器を介して前記第２圧縮機に導入し、前記第２圧縮が吐出した前記ガスを、前記第２冷却器を介して需要先に供給する第１の流路構成と、前記第１圧縮機が吐出した前記ガスを２分して、一方は前記第１冷却器を介して、他方は前記第２冷却器を介して前記第２圧縮機に導入し、前記第２圧縮が吐出した前記ガスを前記需要先に供給する第２の流路構成とを選択可能であり、前記第１冷却器および前記第２冷却器に供給される前記冷却流体の流量を、前記第２の流路構成において、前記第１の流路構成よりも少なくする流量調整手段を有するものとする。

この構成によれば、２段圧縮装置の吐出ガス温度を高くできない場合には、第１冷却器をインタークーラとし、第２冷却器をアフタークーラとして使用する第１の流路構成とすればよい。また、需要設備が高温の圧縮ガスを許容する場合には、第１冷却器および第２冷却器を並列に接続してインタークーラとして使用する第２の流路構成とすることで、第１冷却器および第２冷却器を通過する圧縮ガスの流量を少なくできる。これにより、１冷却器および第２冷却器における圧縮ガスと冷却流体との温度差を小さくし、冷却流体の１冷却器および第２冷却器の出口温度を高くすることによって、冷却流体からの熱回収を可能にする。

以上のように、本発明によれば、第２冷却器を２段圧縮装置のアフタークーラとして使用して、圧縮ガスの供給温度を低くすることも、第２冷却器を第１冷却器と共にインタークーラとして使用して、インタークーラの伝熱面積を大きくすることもできる。インタークーラの伝熱面積を大きくすれば、圧縮ガスと冷却流体との温度差を小さくできるので、冷却流体の戻り温度を高くして、冷却流体からの熱回収を容易にできる。

本発明の第１実施形態の２段圧縮装置の構成図である。 図１の２段圧縮装置の第１の流路構成を示す図である。 図１の２段圧縮装置の第２の流路構成を示す図である。 本発明の第２実施形態の２段圧縮装置の構成図である。

これより、本発明の実施形態について、図面を参照しながら説明する。図１に、本発明の第１実施形態の２段圧縮装置１の構成を示す。本実施形態の２段圧縮装置１は、空気（ガス）を吸い込んで２段階に圧縮し、圧縮空気として不図示の需要先（エアドライヤのような中間処理装置を含む）に供給するための装置である。

２段圧縮装置１は、それぞれ、スクリュ圧縮機からなる第１段圧縮機２および第２段圧縮機３と、それぞれ、圧縮空気と冷却水（冷却流体）との間で熱交換する第１冷却器４および第２冷却器５とを有する。第１段圧縮機２は、吸込フィルタ６、吸込サイレンサ７および吸込調整弁８を介して外気を吸い込んで圧縮し、吐出サイレンサ９を介して圧縮した空気を吐出する。第１段圧縮機２が吐出した圧縮空気は、第１冷却器４に導入される。

第１冷却器４を通過した圧縮空気は、第１中間供給弁１０を介して第２圧縮機３に導入、或いは、第２中間供給弁１１を介して第２冷却器５に導入される。第２圧縮機３は、供給された圧縮空気をさらに圧縮し、吐出サイレンサ１２を介して吐出する。第２圧縮機３から吐出された圧縮空気は、第１高圧供給弁１３を介して第２冷却器５に導入、或いは、第２高圧供給弁１４を介して需要先に直接供給される。

第１冷却器５を通過した圧縮空気は、第１吐出弁１５を介して需要先に供給、或いは、第２吐出弁１６を介して第２段圧縮機３に導入される。

また、２段圧縮装置１は、不図示の冷水源から給水ライン１７を介して冷却水が供給され、使用した冷却水を環流ライン１８を介して冷水源に戻すようになっている。第１冷却器４は、給水ライン１７に供給三方弁１９および第１調整弁（流量調整手段）２０を介して接続されており、通過した冷却水を環流ライン１８に直接戻すようになっている。第２冷却器５は、給水ライン１７に、第２調整弁（流量調整手段）２１を介して接続されており、通過した冷却水を環流三方弁２２を介して環流ライン１８に直接戻すことも供給三方弁１９に供給することもできるようになっている。供給三方弁１９は、第１冷却器４を給水ライン１７から切り離して、環流三方弁２２と接続することもできる。

図２に、第１中間供給弁１０、第２中間供給弁１１、第１高圧供給弁１３、第２高圧供給弁１４、第１吐出弁１５および第２吐出弁１６の開閉状態の選択によって構成される２段圧縮装置１の第１の流路構成を示す。図において、破線で示した流路は、弁１０，１１，１３，１４、１５，１６によって流路が閉鎖されて圧縮空気が流れない流路である。また、この第１の流路構成における、供給三方弁１９および環流三方弁２２によって決定される冷却水の流路も、同様に図示されている。

この第１の流路構成では、第１圧縮機２から吐出された圧縮空気は、第１冷却器４で冷却されてから、第２圧縮機３に導入される。そして、第２圧縮機３から吐出された圧縮空気は、第２冷却器５で冷却されてから、需要先に供給される。また、第１の流路構成において、給水ライン１７から供給された冷却水は、第１冷却器４および第２冷却器５にそれぞれ供給されて環流ライン１８に戻される。つまり、第１の流路構成において、冷却水は、第１冷却器４および第２冷却器５を並列に通過する。

続いて、図３に、２段圧縮装置１の第２の流路構成を示す。この第２の流路構成では、第１圧縮機２から吐出された圧縮空気は、第１冷却器４で冷却されてからさらに第２冷却器５で冷却され、その後、第１圧縮機３に導入される。第２圧縮機３から吐出された圧縮空気は、直接需要先に供給される。また、第２の流路構成において、給水ライン１７から供給された冷却水は、第２冷却器５を通過してから第１冷却器４を通過、つまり、第２冷却器５および第１冷却器４を直列に通過して、環流ライン１８に戻される。

第１の流路構成としたときの２段圧縮装置１における、圧縮空気と冷却水との熱収支を説明する。尚、２段圧縮装置１には、給水ライン１７から３２℃の冷却水が供給されるものとする。また、常温の大気は、第１圧縮機２において、圧縮される際のポリトロープ変化によって約２００℃に昇温する。第２圧縮機５の過熱を防止するために、第１冷却器４では、圧縮空気を約６０℃まで冷却する必要がある。

ここで、圧縮空気と冷却水との間の交換熱量をＱ、第１冷却器４の熱貫流率をＵ、第１冷却器４の伝熱面積をＳ、圧縮空気と冷却水との対数平均温度差をΔＴｍとすると、次の関係が成り立つ、
Ｑ＝Ｕ・Ｓ・ΔＴｍ ・・・（１）

本実施形態において、第１段圧縮機２の出力が１００ｋＷであれば、第１冷却器４において必要な交換熱量Ｑも約１００ｋＷ／ｈになる。第１冷却器４は、圧縮空気を約２００℃から約６０℃まで冷却するとき、冷却水の第１冷却器４出口における温度が３７℃になるような熱貫流率Ｕおよび伝熱面積Ｓを有している。交換熱量Ｑおよび冷却水の温度上昇から、冷却水の流量を算出すると、約１７２００ｋｇ／ｈとなる。

また、第２圧縮機３から吐出される圧縮空気の温度も、第１圧縮機２の吐出温度と同じ２００℃になる。第２冷却器５は、第１冷却器４と同じ型式のものが使用されており、第１冷却器と同じ熱貫流率Ｕおよび伝熱面積Ｓを有している。第２調整弁２１を第１調整弁１９と同じ開度に調整すると、第２冷却器５を流れる冷却水の流量は、第１冷却器４の冷却水の流量と同じになる。このとき、第１冷却器４と第２冷却器５とでは、圧縮空気の圧力（容積）が異なるだけで、上記式（１）に係る他の条件が同一であるため、圧縮空気の出口温度および冷却水の出口温度も、第１冷却器４と同じになる。したがって、２段圧縮装置１は、第１の流路構成において、６０℃の圧縮空気を需要先に供給する。

一方、第２の流路構成においては、第１冷却器４と第２冷却器５とが直列に接続されており、第１冷却器４と第２冷却器５とを伝熱面積が２倍の１つの熱交換器とみなすことができる。ここでも、第２圧縮機３に導入する圧縮空気の温度を第１の流路構成の場合と同じ６０℃になるように第１調整弁２０および第２調整弁２１の開度を調整する。つまり、圧縮空気と冷却水との間の交換熱量Ｑを第１の流路構成と同じ値に調整する。この場合、第１の流路構成の場合と比べて伝熱面積Ｓが倍になっているので、対数平均温度差ΔＴｍは第１の流路構成の半分になる。

対数平均温度差ΔＴｍは、第１冷却器４の圧縮空気入口における圧縮空気と冷却水との温度差をΔＴ１、第２冷却器５の圧縮空気出口における圧縮空気と冷却水との温度差をΔＴ２とすると、次の式で表される。
ΔＴｍ＝（ΔＴ１−ΔＴ２）／ｌｎ（ΔＴ１／ΔＴ２） ・・・（２）

したがって、第２の流路構成において、冷却水の第２冷却器５の入口温度が３２℃である場合、冷却水の第１冷却器４の出口温度は約１５０℃になり、交換熱量Ｑおよび冷却水の上昇温度から算出される冷却水流量は、約３６４ｋｇ／ｈである。

このように、この第２の流路構成では、環流ライン１８において回収した冷却水が約１５０℃の熱水であるため、そこから容易に熱回収できる。但し、第２の流路構成では、第２圧縮機３から吐出される２００℃の圧縮空気をそのまま需要先に供給することになる。したがって、需要先が高温の圧縮空気を許容しない冷凍型エアドライア等である場合には、２段圧縮装置１は、第１の流路構成で使用する必要があり、第２の流路構成で使用することはできない。

さらに、図４に、本発明の第２実施形態の２段圧縮装置１ａの第１の流路構成を示す。本実施形態に関して、第１実施形態と同じ構成要素には同じ符号を付して、重複する説明は省略する。

本実施形態の２段圧縮装置１ａでは、第１の流路構成において、第１圧縮機２が吐出した圧縮空気は、第１冷却器４を介して第２圧縮機３に導入され、第２圧縮機３が吐出した圧縮空気は、高圧供給弁２３を介して第２冷却器５に導入され、第２冷却器５を通過した圧縮空気は、第１吐出弁２４を介して、需要先に供給される。

また、２段圧縮装置１ａでは、第２の流路構成において、第１圧縮機２が吐出した圧縮空気の半分を分流して、中間吐出弁２５を介して第２冷却器５に導入し、第２冷却器５を通過した圧縮空気を中間供給弁２６を介して、第１冷却器４を通過した圧縮空気と共に第２圧縮機３に導入し、第２圧縮機が吐出した圧縮空気を高圧吐出弁２７を介して需要先に供給する。

また、本実施形態では、第１の流路構成および第２の流路構成のいずれにおいても、第１冷却器４および第２冷却器には、給水ライン１７から調整弁（流量調整手段）２８を介して供給される冷却水の半量ずつが導入され、第１冷却器４および第２冷却器を通過した冷却水が環流ライン１８に戻される。

本実施形態では、第２の流路構成において、第１冷却器４および第２冷却器を通過する圧縮空気および冷却水の流量が、第１の流路構成の第１冷却器４の半分になる。つまり、本実施形態の第２の流路構成では、交換熱量Ｑが半分の熱交換が並列して行われるので、第２の流路構成における対数平均温度差ΔＴｍを１／２にすることができる。このため、本実施形態でも、調整弁２８の開度調整によって、第１冷却器４および第２冷却器５の冷却水の流量をそれぞれ約１８２ｋｇ／ｈ（合計３６４ｋｇ／ｈ）とし、その出口温度を約１５０℃にすることができる。

１，１ａ…２段圧縮装置
２…第１圧縮機
３…第２圧縮機
４…第１冷却器
５…第２冷却器
１０…第１中間供給弁
１１…第２中間供給弁
１３…第１高圧供給弁
１４…第２高圧供給弁
１５…第１吐出弁
１６…第２吐出弁
１９…供給三方弁
２０…第１調整弁（流量調整手段）
２１…第２調整弁（流量調整手段）
２２…環流三方弁
２３…高圧供給弁
２４…第１吐出弁
２５…中間吐出弁
２６…中間供給弁
２７…高圧吐出弁
２８…調整弁（流量調整手段）

Claims (3)

1. ガスを圧縮する第１圧縮機および第２圧縮機と、前記ガスを冷却流体と熱交換して冷却する第１冷却器および第２冷却器とを有し、
   前記第１圧縮機が吐出した前記ガスを、前記第１冷却器を介して前記第２圧縮機に導入し、前記第２圧縮が吐出した前記ガスを、前記第２冷却器を介して需要先に供給する第１の流路構成と、
   前記第１圧縮機が吐出した前記ガスを、前記第１冷却器および前記第２冷却器を介して前記第２圧縮機に導入し、前記第２圧縮が吐出した前記ガスを前記需要先に供給する第２の流路構成とを選択可能であり、
   前記第１冷却器および前記第２冷却器に供給される前記冷却流体の流量を、前記第２の流路構成において、前記第１の流路構成よりも少なくする流量調整手段を有することを特徴とする圧縮装置。
2. 前記冷却流体は、前記第１の流路構成において、前記第１冷却機および前記第２冷却器を並列に通過し、前記第２の流路構成において、前記第１冷却器および前記第２冷却器を直列に通過することを特徴とする請求項１に記載の圧縮装置。
3. ガスを圧縮する第１圧縮機および第２圧縮機と、前記ガスを冷却流体と熱交換して冷却する第１冷却器および第２冷却器とを有し、
   前記第１圧縮機が吐出した前記ガスを、前記第１冷却器を介して前記第２圧縮機に導入し、前記第２圧縮が吐出した前記ガスを、前記第２冷却器を介して需要先に供給する第１の流路構成と、
   前記第１圧縮機が吐出した前記ガスを２分して、一方は前記第１冷却器を介して、他方は前記第２冷却器を介して前記第２圧縮機に導入し、前記第２圧縮が吐出した前記ガスを前記需要先に供給する第２の流路構成とを選択可能であり、
   前記第１冷却器および前記第２冷却器に供給される前記冷却流体の流量を、前記第２の流路構成において、前記第１の流路構成よりも少なくする流量調整手段を有することを特徴とする圧縮装置。

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