本发明涉及具有内部空气-水冷却的压缩机系统。具体地，本发明涉及具有内部空气-水冷却的螺杆式压缩机布置，其中，新颖的冷却概念通过使用变化的空转操作状态来支持。最后，本发明涉及具有内部空气-水冷却的压缩机系统，该压缩机系统另外使用调整的脉动阻尼器，以具体地使噪声发射最小化。
背景技术：
已知用于压缩气态介质的各种设计，具体地，已知用于产生压缩空气的各种设计。例如，DE 601 17 821 T2示出具有两个或更多个压缩机级的多级螺杆式压缩机，其中，每个压缩机级均包括用于压缩气体的一对转子。另外，提供了具有可变速度的两个或更多个驱动装置，其中，每个驱动装置驱动相应的压缩机级。控制器控制驱动装置的速度，其中，监控每个驱动装置的扭矩和速度，使得螺杆式压缩机以需要的流动输送速率和需要的压力提供气体，并且同时应该使螺杆式压缩机的能量消耗最小化。
EP 2 886 862 A1描述了压缩机，该压缩机具有电机、驱动轴、连接至所述驱动轴的曲柄驱动部、至少一个压缩空气产生装置、曲柄箱和压缩空气存储容器。所有部件的冷却都是在由风扇叶轮产生的冷却空气流的帮助下进行的。
EP 1 703 618 B1示出用于提供压缩的气态流体的压缩机系统。该压缩机系统包括热交换器和空气冷却的电动机，其中，热交换器用于直接或间接冷却气态流体，空气冷却的电动机具有电机单元，该电机单元具有电机壳体，驱动轴从电机壳体突出。压缩机由电机单元驱动。另外，风扇由驱动轴驱动，所述风扇包括至少径向和/或轴向分开的第一风扇部分和第二风扇部分，该第一风扇部分和第二风扇部分用于传送第一空气流以及与第一空气流分开的另外的第二空气流。另外，在上游侧设置有通道分离部，该通道分离部将用于第一空气流的第一进气通道与用于第二空气流的第二进气通道分开，其中，第一空气流从第一风扇部分吸入，以及第二空气流通过第二风扇部分传送。空气流在空间上分开的横截面上进入相应的关联风扇部分，并在没有混合的情况下再次从它们中退出。第二空气流经由热交换器(25)进行传导。热交换器相对于风扇的第二空气流上游布置。
通常，这种压缩机系统总是需要耗散或多或少的大量热量，以防止各个部件或整个系统的过热。到目前为止，整个系统通过冷却空气进行冷却，其中，排放出热的废气。一些系统另外包含热交换器，系统的第二冷却介质从压缩机的主冷却回路吸收热量并将其传送至外部。因此，耗散的热量可以通过热回收用于外部消费者。所有的系统具有共同的问题，空气开口和排气开口对于冷却空气的循环是必需的，所述开口使得声音逸出压缩机系统，使得需要昂贵的声音保护措施。另外，冷却空气的供应可以导致系统中的损坏，例如，由于积聚的污垢或湿气凝结，这可以导致腐蚀。由冷却空气通风设备的必要性而引起的这两个主要问题通过此处使用的部件和功能而进一步增大。
因此，发生附加的声发射，具体地在根据位移原理的机械加工的情况下。由于在压缩机的压力或排气侧的间歇排气过程，会存在以下问题，例如，诸如管线、冷却器、压力容器等的下游部件中存在不期望的脉动问题，即发生压力改变，这导致相当大的噪声发射、基于结构传播的噪音、声音传输和噪声发射。由于排气操作是脉冲操作，所以脉动基本频率的谐波也更加明显，在一些情况下甚至比基频本身更强。
从DE 699 20 997 T2中，用于泵的脉动阻尼器因由脉动引发的问题的奇异解而众所周知，该脉动阻尼器包括设备本体和膜片，其中，膜片将设备本体的内部划分成流体室和气体室，流体室可以临时存储待通过活塞泵传送的流体，气体室填充有用于抑制脉动的气体并发生膨胀和收缩，以改变流体室的容量。作为这个的结果，阻抑了由于待传送的液体的输出压力而引起的脉动。
实际上，还已知简单的脉动阻尼器，简单的脉动阻尼器基本上以具有安装在内部的吸收器材料的长型延伸的管子的方式形成，以及目的在于拟制吸收和反射的声音两者。然而，这些已知的声阻尼器具有若干缺点。首先，吸收段的大的长度是实现充分阻尼的关键。由于采用的吸收器材料在长度上显示出恒定阻尼，所以声音阻尼从进入阻尼器至退出逐渐地发生，因此，这意味着在相对而言的声阻尼器的进入区域，大量声音经由壳体散发到外部。另外，具体地在高频率的情况下，声音穿透长型延伸的阻尼管，使得规定频率的脉动可以几乎无阻尼地穿过吸收器。
不可忽视的热发展也出现在空转的压缩机系统中，使得在确定冷却器的尺寸时必须考虑该热量。因此，在实际使用中，具体地在多级螺杆式压缩机空转的情况下，当没有压缩空气从下游系统中取出时，停止附加介质的传送以避免压力增大。然而，在空转时，压缩机不应完全关闭，如果这样的话，在很短的时间内压缩空气的必要后续输送是预期的。为了促进空转操作，通常关闭吸入管线中的节流阀，以及仅经由旁路供应第一压缩机级的分流。在大多数情况下，所谓的吸入调节器执行这些功能，所述吸入调节器布置在第一压缩机级的入口上。同时，在输出侧上，从而在第二压缩机级的输出部上，排气阀对环境打开，使得第二压缩机级抵抗大气压力进行传送。两个压缩机级中的压力条件保持不变，作为这个的结果，两个级的排放温度仍然几乎相同。压缩机的高能耗和退出废热是这种空转控制的缺点。
因此，本发明解决的首要问题是提供具有改进的冷却的压缩机系统，该压缩机系统避免了供应大量环境空气作为冷却空气的缺点。如此以来，本发明还旨在促进压缩机系统的废热的回收。同样地，本发明解决了降低压缩机系统的噪声发射和能量消耗的问题。
提及的问题由根据所附权利要求1所述的压缩机系统解决。优选实施方式在从属权利要求中提及。
技术实现要素：
发明的压缩机系统具有系统壳体，该系统壳体中布置有若干产生热量的系统部件。这些包括至少一个压缩机级(例如，具有两个压缩机级的双螺杆式压缩机)，该至少一个压缩机级压缩气态介质，具体地产生压缩空气。系统壳体另外包含空气水冷却器、鼓风机以及空气传导元件，其中，鼓风机产生冷却空气流，空气传导元件将由系统部件加热的空气引导至空气水冷却器。系统壳体中配置有至少一个冷却空气通道，所述冷却空气通道具有在系统壳体的上段中的入口开口和在系统壳体的下段中的出口开口。系统壳体中设置有上部空气传导元件，以通过流经空气水冷却器将冷却空气流传导至冷却空气通道的入口开口。另外，设置有下部空气传导元件，以将冷却空气流从冷却空气通道的出口开口传导至产生热量的系统部件。
通常系统壳体中存在在操作期间发热的许多系统部件。在这些部件当中，根据压缩机系统的设计，存在例如空气冷却的驱动电机、管件和管线、脉动阻尼器、油盘、如有必要具有若干压缩机级的真实压缩机、齿轮级等。热量还通过通常组合在开关柜中的电子部件发展，在一个优选实施方式中这些电子部件同样可以集成到系统壳体中。
出于冷却系统壳体中的内部的目的，冷却空气流传导到冷却系统壳体中的内部，该冷却空气流使热量从系统部件消散。与现有技术相反，这些冷却空气流不是通过壳体开口消散到外部，而是有目的地传导至壳体内的空气水冷却器。
在空气水冷却器中，水回路提供了空气的冷却。冷却空气传导通过冷却空气通道，并且从冷却空气通道分散且有目的地供应给待冷却的系统部件。
许多有益效果由所提议的本发明的压缩机系统的设计而产生。例如，系统壳体中不需要开口以吸入大量的冷却空气并散发到周围。因此，压缩机系统发出低的声级，使安装区域中待原位满足的要求得以简化。另外，由于废热几乎完全供应至空气水冷却器，所以约97％的积聚的压缩机废热传递至冷却水并供应至热量回收系统。由于在很大程度上对从外部环境条件中的冷却空气的吸收不足对压缩机系统具有较少的影响，因此使得在外部区域中或在特别苛刻的环境中设置压缩机系统的难度较小。压缩机系统的热状态几乎唯一地由从外部供应至空气水冷却器的冷却水的条件确定。以这种方式，压缩机系统的加热甚至在关机的情况下也是可能的(防冻)，通过外部的水回路经由冷却水将热量传递至内部的空气冷却器，以及从而通过压缩机系统输送暖空气。另外，避免了可以由污染的空气或由太潮湿的环境空气引起的问题。
所提议的压缩机系统结构和随其一起实现的集成式通风概念可以与所有类型的压缩机系统(注油、注水)一起使用，其中，水冷却系统用于冷却在压缩机级处产生的热量。系统内部中的热量供应给水冷却系统。
根据一个优选实施方式，空气水冷却器由用于压缩机系统的压缩机级的水冷法的相同外部冷却回路提供。空气水冷却器在过程中可以与压缩机级的冷却回路串联连接或并联连接。
压缩机系统的一个优选实施方式以以下事实为特征：空气水冷却器位于产生热量的系统部件上方，以及鼓风机位于空气水冷却器上方，以吸入通过冷却器的冷却空气流并将其供应至冷却空气通道的入口开口。通过操作积聚的废热自动地向上升，使得空气传导元件可以限于小的导板。优选地，空气传导元件由系统壳体和/或框架零件的内壁的部分形成，该空气传导元件还可以承担轴承的功能。
特别有利的是一个实施方式，在该实施方式中，冷却空气通道至少在密封壳体的门上或门中的部分中延伸。当打开该门时，这个部分自动地旋转开，使得访问其它的系统部件不受到妨碍。以这种方式，能够容易地进行维护。
在一个实施方式中，冷却空气通道在壳体的底部中的部分中延伸，并且在此处具有若干出口开口，这些出口开口使冷却空气向上释放至壳体。同样地，如果特定系统部件应当横向地供应冷却空气，则可在竖直延伸的门中的冷却空气通道的部分中设置横向出口开口。
在一个有利实施方式中，系统壳体将很大程度上与环境气密密封隔开。然后冷却空气流几乎唯一地在系统壳体内循环。压缩机级在过程中当然连接至对环境开放的吸入支座，以吸入待压缩的空气。
在一个改进的实施方式中，产生热量的系统部件包括电子电路组件。在这种情况下，该电路组件由在系统壳体内循环的冷却空气流冷却。作为替代，电路组件可以容纳在具有其自己的冷却系统的独立开关柜中。
改进的实施方式以下列事实为特征：其另外包括作为系统部件的脉动阻尼器。脉动阻尼器适合于抑制脉动以及抑制在由压缩机供应的气态介质流中产生声音。脉动阻尼器首先具有沿着中心轴线延伸的、具有介质流入口和介质流出口的壳体。另外，设置了若干套筒状吸收元件，该吸收元件由吸声材料组成并且在壳体中互相同心地布置。在这方面，该脉动阻尼器显著地背离已知的阻尼器，因为在现有技术中仅使用单个吸收元件或者若干吸收元件连续地轴向布置。每个套筒状吸收元件均具有入口区域和出口区域，该入口区域和出口区域定位成互相轴向地间隔开，优选地布置在吸收元件的相对面处。就流动而言的最前吸收元件的入口区域连接至就流动而言的后续吸收元件的入口区域等，以及就流动而言的最后吸收元件的出口区域连接至阻尼器壳体的介质出口。在不同的吸收元件的相应径向相邻的壁部分之间，在每种情况下均剩余有流动室，介质流通过该流动室进行传导。通过这种设计，若干吸收元件因此形成若干个级，其中，若干吸收元件处于互相嵌套的布置。这些级中的每一个或多或少起到单独的吸收器的作用。介质流在阻尼器中多次改变其方向，优选地沿着各个吸收元件迂回流动。
脉动阻尼器的一个显著有益效果在于以下事实：通过吸收元件的嵌套布置和导致的介质流的迂回状传导，总的安装长度大大减小。在总系统的阻尼可比较的情况下，本发明的阻尼器比具有直线引导的介质流的常规阻尼器短一半以上。因此，该阻尼器可特别容易地集成到系统壳体中，并且可在系统壳体中使用以利用冷却空气流提供热耗散。
根据一个实施方式，吸收元件由相同的吸声材料组成，使得它们全部作用于相同的频率范围。在修改的实施方式中，各个吸收元件协调为抑制不同的频率范围，具体地通过使用不同的吸声材料。优选地，吸收元件由矿物材料、金属或塑料组织、金属或陶瓷泡沫组成，其中，室状结构是有利的。同样地，可使用多层吸收剂材料涂层。
脉动阻尼器的一个优选实施方式使用旋转对称的吸收元件，该旋转对称的吸收元件像望远镜一样接合并且轴向地布置固定在阻尼器壳体中。然而，在修改的实施方式中，吸收元件还可以具有矩形或多边形剖面。如果至少三个或更多个吸收元件互相环状地布置，这是特别有利的，其中，在相应外部吸收元件的内径与内部吸收元件的外径之间，通过对比，在每个情况下均仍然具有差值，以在那里配置流动室，例如具有5-10mm的宽度。吸收元件优选地在几乎相同的轴向长度上延伸，使得吸收元件的纵向范围的至少80％、优选地至少90％轴向重叠。
根据一个实施方式，脉动阻尼器的入口区域和出口区域每个均布置在吸收元件的前部，其中，在每种情况下介质流的流动方向在从一个吸收元件转变到下一个吸收元件的过程中经历180°换向。由于在针对相邻的吸收元件之间的转变的每种情况下套筒状吸收元件的嵌套布置，所以可用于介质流的剖面增大(甚至在流动室中具有恒定间隙宽度的情况下)，作为实现附加阻尼的结果，出现流动速度减小的情况。根据本设计，可以很容易地实现两倍的穿透截面区域，并且由于此还可容易地实现从一个级到下一个级的不同减速。同样地，可以积极地利用介质流在从一个吸收元件至下一个吸收元件的重叠中的换向，以改进阻尼性能，因为由于改向，介质流入口与介质流出口之间没有直接的“视线”，这防止了较高频率的脉动直接“传送”至下游部件。
通过使用套筒状吸收元件，该套筒状吸收元件具有在它们之间保留的环形流动室，可以实现用于介质流的流动传导的丰裕截面，从而产生最低的压力损失。
一个有利实施方式以下列事实为特征：就流动而言的脉动阻尼器的最前吸收元件径向地向内布置，以及就流动而言的最后吸收元件径向地向外布置。优选地，阻尼器壳体具有吸收元件接纳区域、前板和凸缘，其中，吸收元件接纳区域具有圆形截面；前板上的介质入口配置为中心入口开口，其流动至就流动而言的最前吸收元件的中心入口区域中；以及凸缘面向前板，形成介质出口以及就流动而言的最后吸收元件的环形出口区域流动至凸缘中。由于在这个设计中到阻尼器的介质入口定位在内部区域中，因此具有最大声能的位置就是这里，即，进一步远离外阻尼器壳体壁。在配备有三个吸收元件的阻尼器中，流动方向中的下一级还仍然处于阻尼器的内部中。在由邻接阻尼器壳体的吸收元件形成的最后级中，声能然后结构化，使得从系统壳体的内部中的阻尼器壳体发出的声能最小。由于系统壳体中不再需要通风开口的事实，所以由整个压缩机系统产生的声发射被最小化。
根据脉动阻尼器的一个优选实施方式，每个吸收元件的轴向长度与最大截面范围(例如，直径)的比值小于5，优选地小于2.5。
特别优选地，在径向最远的吸收元件中该比值小于1，优选地小于0.75。同样地，以下是有利的：如果脉动阻尼器的轴向向外的总长度与介质流行进通过吸收元件的路径的长度的比值小于1，优选地小于0.5。
脉动阻尼器的一个改进实施方式以下列事实为特征：吸收元件中的一个或多个具有充当共振器室的附加中空空间。优选地，共振器室成角度地延伸至流动室，并且可使用反射和共振效应来达到附加脉动和声音阻尼的目的。
显然，如果系统部件上发生了尽可能小量的热耗散，则压缩机系统中实现的冷却并不一定要像空气水冷却器的尺寸和鼓风机的效率一样有效地度量。有助于这个的是以下事实：压缩机空转操作中积聚最小量的热量。在多级螺杆式压缩机的情况下，这通过改变压缩机级的致动来实现，这将在下文中详细解释。因此，该方法可应用于与具有至少第一压缩机级和第二压缩机级的螺杆式压缩机一起工作的、本发明的压缩机系统，其中，第一压缩机级压缩气态介质并将其传导至第二压缩机级，第二压缩机级进一步压缩介质。因此，从介质的流动方向来看，第一压缩机级在第二压缩机级之前。在大多数情况下，这种螺杆式压缩机准确地具有两个压缩机级；然而，具有多于两个级的设计也是可能的。另外，执行该方法要求两个压缩机级均互相独立且速度可调地驱动，即，每个压缩机级由速度可调的驱动部驱动，具体地由直接驱动部驱动，使得可以省去分配齿轮。
在第一步骤中，使用合适的换能器记录压缩的气态介质的容积流量，该压缩的气态介质在第二压缩机级的出口处去除或在后面的单元处排放。在该过程中，可以使用直接容积流量测量，或者例如从第二压缩机级的出口处获得的压力条件或从在第二压缩机级的驱动部上发生的扭矩/驱动流间接地确定去除的容积流量。
在正常的负载操作中去除容积流量，该容积流量可以在螺杆式压缩机设计的最大值与预定的最小值之间波动。在该负载操作中，螺杆式压缩机以已知的方式进行调节，已知的方式包括以下事实：两个压缩机级的驱动部的速度可以在预定义的范围内变化。如果去除的容积流量在负载操作中的最大值与预定最小值之间的范围内下降，则压缩机系统的控制器降低两个压缩机级的速度，以及如果这个范围中的容积流量上升，则控制器再次增大压缩机级的速度，使得在正常负载操作中维持预定的源压力。
另一方面，如果容积流量超过预定的最小值，即，如果没有或仅去除了少的容积流量，则压缩机系统的操作状态从负载操作切换为空转操作。为此，在下一步骤中，打开排气阀以使最初从第二压缩机级继续的容积流量经由排气阀至少部分地逸出。这防止了螺杆式压缩机的出口处的压力超过最大可允许的量。排气阀可以例如是受控的电磁阀。
在进一步的步骤中，该步骤优选地与打开排气阀基本上同时地执行或仅轻微延迟地执行，至少第一压缩机级的速度减小为预定的V1L，以减小从第一压缩机级供应至第二压缩机级的容积流量。与现有技术相反，为了这个目的，不关闭节流阀或吸入调节器。相反地，第一压缩机级的入口仍然完全地打开。可以完全地省去节流阀或吸入调节器及其致动器。优选地，从第一压缩机级供应的容积流量的减小唯一地经由第一压缩机级的速度减小至空转速度V1L而发生。
根据一个优选实施方式，在下一步骤中，第二压缩机级的速度还减小至空转速度V2L。优选地，在每种情况下，两个压缩机级的速度基本上并行运行地减小至空转速度V1L或V2L。
第一压缩机级的空转速度V1L(低压力–LP)选择成与第二压缩机级的空转速度V2L(高压–HP)相协调，使得介质在第二级处的排放温度不小于在该级处的进入温度。当第二压缩机级处的压力比小于0.6时，可以发生这种偶然的工作条件。因此，应该通过选择空转速度来确保第二级不作为“扩张器”工作以及因此介质温度下降。否则，压缩机中可能有不期望的冷凝作用。另外，在选择空转速度时，应确保第二压缩机级不是经由来自第一压缩机级的传送介质驱动的，因为否则第二级的驱动将变为发生器操作，这可以导致控制其的频率转换器的损坏。
最小空转速度还由在重新进入负载状态时可接受的延迟决定。该返回时间越短，待选择的空转速度越高。
优选地，空转中第二级与第一级之间的速度比位于2至3的范围内，具体地优选地在2.5左右。在该过程中，第一级的压力比为约1.5，以及第二级的压力比处于0.6至0.75的范围内。优选地，第二压缩机级的空转速度V2L是该级的负载速度的约1/2至1/4。优选地，第一压缩机级的空转速度V1L是该级的负载速度的约1/5至1/8。
因此，该控制方法的一个有益效果在于以下事实：两个压缩机级均可以以速度显著降低的空转操作运行。这降低了能量消耗和磨损。另外，压缩介质在相应压缩机级的出口处的温度下降，这对压缩机系统中积聚的热量总量具有有利影响。然而，在对于容积流量的新要求的情况下，通过再次增大压缩机级的速度，螺杆式压缩机可以非常迅速地回到负载操作。
附图说明
本发明的进一步有益效果和细节从以下参照附图对优选实施方式的描述中产生。附图示出以下内容：
图1示出创造性压缩机系统的局部打开视图；
图2示出具有标示的冷却空气流的压缩机系统的局部剖视图；
图3示出形成系统部件的脉动阻尼器的纵剖面；
图4示出根据图3的脉动阻尼器的剖面；
图5示出在负载操作期间具有两个压缩机级的螺杆式压缩机中的工作参数的简化表示；图6示出在空转操作期间螺杆式压缩机中的工作参数的简化表示。
具体实施方式
图1以局部打开的立体图示出创造性压缩机系统01。压缩机系统01具有可闭合的系统壳体02，该系统壳体02的侧壁03仅局部示出。系统壳体02包括底部04和门05，其中，门05允许访问内部的系统部件06。系统部件06在压缩机系统的操作期间产生热量，并且包括用于压缩气态介质的至少一个压缩机级。门05具有冷却空气通道07的第一部分，该第一部分在上部具有入口开口08以及在底部具有出口开口09。底部04中布置有通路11，当门05关闭时，通路11与出口开口09联接以允许冷却空气流入底部04中。因此，冷却空气通道07由在门中延伸的部分、底部中的部分以及系统壳体内的部分组成，其中，冷却空气通道07例如由空气传导元件形成。
图2以打开的视图示出压缩机系统01，其中，一些系统部件未示出。因此，变得显而易见的是在系统壳体的上三之一处布置有空气水冷却器12，该空气水冷却器12从而定位在生成热量的系统部件06的上方。系统壳体中布置有若干上部空气传导元件13，所述空气传导元件将上升的热空气(用暖空气箭头14表示)传导至空气水冷却器12。
空气水冷却器12的上方布置有鼓风机15，以用于产生循环的冷却空气流。所述鼓风机吸入通过空气水冷却器的暖空气，并将此处作为冷却空气流16的冷空气吹向冷却空气通道07的入口开口08。冷却空气流16在冷却空气通道07中向下游传导并退出出口开口09，以经由通路11到达底部04。底部04中布置有下部空气传导元件17，并且如果必要的话，还可在系统壳体的下部部分中布置下部空气传导元件17，以将冷却空气流传导至待冷却的系统部件06。
图3示出脉动阻尼器100的简化的纵向剖视图，该脉动阻尼器100是先前描述的压缩机系统的系统部件。图4示出该脉动阻尼器的剖面。该示例中的声阻尼器100具有基本上的圆柱形阻尼器壳体101，该圆柱形阻尼器壳体101具有吸收元件接纳区域102、在前侧密封阻尼器壳体的前板103和与前板轴向相对的凸缘104。前板103具有居中布置的介质流入口106，经由该介质流入口106供应由压缩机压缩的气态介质流107，具体地，供应压缩空气。
吸收元件接纳区域102中布置有若干套筒状吸收元件108，在该示例中示出了就流动而言的前吸收元件108a、就流动而言的中心吸收元件108b和就流动而言的最后吸收元件108c。三个吸收元件可伸缩地互相插入，并且在轴向方向上具有基本上相同的长度。所有的吸收元件均由吸声材料组成，其中，材料的具体性能可以在各个吸收元件之间进行区别选择。
介质流入口106流入前吸收元件108a的、居中定位的入口区域中，使得介质流首先在前吸收元件108a的内部流动并通过其材料经受阻尼。前吸收元件108a的内部可以是中空的或填充有气体可渗透的材料，其中，流动阻力将保持为低的。前吸收元件108a的、与前板103避开的端部设置有出口区域，使得介质流可以从前吸收元件108a中排出。介质流在第一环形变化区域110中流入中心吸收元件108b的入口区域，其中，介质流107中存在方向反转。中心吸收元件108b环状地包围就流动而言的前吸收元件108a，其中，设置在中心吸收元件108b上的中心销111用作用于前吸收元件108a的固定装置。介质流107现在流动通过第一圆柱形流动室112，该第一圆柱形流动室112在前吸收元件108a与中心吸收元件108b之间沿轴向方向延伸。
在中心吸收元件108b的指向前板103的端部上，介质流经由出口区域退出第一圆柱形流动室112，并在第二环形变化区域113中流动至后吸收元件108c的入口区域。现在介质流107流动通过第二圆柱形流动室114，该第二圆柱形流动室114在中心吸收元件108b与后吸收元件108c之间沿轴向方向延伸。第二流动室114中的流动方向与第一流动室112中的流动方向轴向相反。
在就流动而言的后吸收元件108c的与前板103避开的端部上，介质流107经由就流动而言的后吸收元件108c的出口区域退出吸收元件接纳区域102，然后通过凸缘104中的介质流出口116流动到压缩机的下游单元。从图中显而易见的是，在每种情况下可用于介质流的横截面在变化区域中显著地增大，并且最终在介质流出口116上的剖面显著地大于在介质流入口106上的剖面。
从图中还显而易见的是，所有的三个吸收元件108在它们的壁中各自具有若干共振器室117a、117b或117c。
图5示出压缩机系统的原理结构，该压缩机系统用作双螺杆压缩机200的系统部件。除了双螺杆压缩机的各个元件之外，另外对常规参数进行了说明，因为当压缩空气以高于预定的最小值且不大于系统指定的最大值的体积流量排放时，这些常规参数在负载操作中出现。
第一压缩机级201具有第一直接驱动部202，第一直接驱动部202的速度是受控的。第一压缩机级201的入口在没有插入吸入调节器的情况下直接联接至吸入支座203，所述吸入支座处存在环境大气，在例如20℃的温度下该环境大气具有1.0巴(bar)的压力，其中，环境空气经由第一压缩机级201的入口吸入。因此，在第一压缩机级201的入口存在1.0巴的压力。
第一压缩机级201例如以15,500min-1的速度运行以压缩空气。然后第一压缩机级201的出口处存在3.2巴的压力，使得第一压缩机级在负载操作中具有3.2的压缩比。由于压缩，介质(压缩空气)的温度增大至170℃。压缩空气从第一压缩机级201的出口经由中间冷却器204传导至第二压缩机级206的入口，第二压缩机级206具有速度受控的第二直接驱动部207。在中间冷却器204处积聚的热量必须从压缩机系统排出。在系统壳体02中循环的空气由空气水冷却器12冷却。如果所述中间冷却器具有水冷却器，则在空气水冷却器中流动的冷却水可以已经并联支路或串联连接传导通过中间冷却器204。在中间冷却器204之后，在第二压缩机级206的入口，压缩空气具有30℃的温度以及另外3.2巴的压力。在负载操作中，第二压缩机级206以例如22,000min-1的速度运行，使得可以发生进一步的压缩。因此，压缩空气在第二压缩机级206的出口处具有10.2巴的压力和180℃的温度。因此，第二压缩机级206具有同样约3.2的压缩比。压缩空气从第二压缩机级206的出口传导通过后冷却器208，并在后冷却器208中冷却至约35℃。后冷却器208还可以集成到冷却水回路中，该冷却水回路供应空气水冷却器12和或中间冷却器204。最后，在双螺杆压缩机200的出口布置有排气阀209，所述排气阀由控制单元(图中未示出)控制。
通过示例描述的双螺杆压缩机200示出在直接驱动部202、207的最大速度下150kW的功率损耗，以及供应具有12巴的最大压力和6巴的最小压力的压缩空气。在负载操作中压缩机级之间的速度比约为1.4。
图6示出空转操作中的(即，当基本上没有正在被去除的压缩空气时)的双螺杆压缩机200。随同双螺杆压缩机的元件一起，再次对常规参数进行了说明，因为它们在空转操作中出现。为了进入空转操作，排气阀打开，并且两个压缩机级的速度降低。第一压缩机级201的入口在没有插入吸入调节器的情况下直接联接至吸入支座203，在所述吸入支座处存在环境大气，在20℃的温度下该环境大气具有1.0巴的压力，其中，另外的环境空气(即使以减少的量)经由第一压缩机级201的入口吸入。因此，在第一压缩机级201的入口处存在没有改变的1.0巴的压力。
现在第一压缩机级201以V1L＝2,500min-1的空转速度运行，以压缩空气。然后，第一压缩机级201的出口处存在1.5巴的压力，使得第一压缩机级在空转操作中具有1.5的压缩比。通过减少的压缩，介质(压缩空气)的温度仅上升至90℃。压缩空气从第一压缩机级201的出口经由中间冷却器204传导至第二压缩机级206的入口。在中间冷却器204之后，在第二压缩机级206的入口，在空转时压缩空气具有例如30℃的温度以及另外具有1.5巴的压力(中间压力)。因此，使中间冷却所必需的冷却能力在空转操作中降低。在空转操作中，第二压缩机级206以7,500min-1的空转速度V2L运行。压缩空气具有约1.2巴的较低压力(与中间压力相比)和70℃的温度。因此，第二压缩机级具有约0.8的压缩比(膨胀)。压缩空气从第二压缩机级206的出口传导通过后冷却器208，并在后冷却器208中冷却至约30℃。
通过示例描述的双螺杆压缩机200示出在空转操作中7kW的功率损耗以及供应1.2巴的最大压力。压缩机级之间的速度比约为3。
附图标记列表
01 压缩机系统
02 系统壳体
03 侧壁
04 底部
05 门
06 系统部件
07 冷却空气通道
08 入口开口
09 出口开口
10 –
11 通路
12 空气水冷却器
13 上部空气传导元件
14 暖空气
15 鼓风机
16 冷却空气流
17 下部空气传导元件
100 脉动阻尼器
101 阻尼器壳体
102 吸收元件接纳区域
103 前板
104 凸缘
105 -
106 介质流入口
107 介质流
108 吸收元件
109 -
110 第一变化区域
111 中心销
112 第一流动室
113 第二变化区域
114 第二流动室
115 -
116 介质流出口
117 共振器室
200 双螺杆压缩机
201 第一压缩机级
202 第一直接驱动部
203 吸入支座
204 中间冷却器
205 -
206 第二压缩机级
207 第二直接驱动部
208 后冷却器
209 排气阀