EP0328729A2 - Verfahren und Einrichtung zum Regeln von Turbokompressoren - Google Patents

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EP0328729A2
EP0328729A2 EP88114221A EP88114221A EP0328729A2 EP 0328729 A2 EP0328729 A2 EP 0328729A2 EP 88114221 A EP88114221 A EP 88114221A EP 88114221 A EP88114221 A EP 88114221A EP 0328729 A2 EP0328729 A2 EP 0328729A2
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EP
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controller
blow
compressor
actual value
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EP0328729A3 (en
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Wilfried Dipl.-Ing. Blotenberg
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MAN Turbo AG
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MAN Gutehoffnungshutte GmbH
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D27/00—Control, e.g. regulation, of pumps, pumping installations or pumping systems specially adapted for elastic fluids
    • F04D27/02—Surge control
    • F04D27/0207—Surge control by bleeding, bypassing or recycling fluids

Definitions

  • the invention relates to a method for regulating turbocompressors for preventing pumping, of the type specified in the preamble of claim 1, and a device for carrying out the method.
  • pumps are the intermittent or periodic backflow of the medium from the pressure to the suction side. This state occurs, for example, when the final pressure or final pressure / suction pressure ratio and / or the throughput are too low.
  • a surge limit line can therefore be clearly defined in the map, which divides the map into the stable and unstable area.
  • the surge line is usually curved, ie it has different slopes in different areas of the map. In the frequently used map display with throughput and pressure as coordinates, for example, the surge line is flatter with increasing pressure. The same applies to other possible characteristic diagram representations with guide vane position, speed, head of the compressor or the like.
  • a blow-off line is defined at a safety distance parallel to the surge line, and when the current operating point approaches the blow-off line, a blow-off or blow-off valve is opened more or less so that the actual value of a controlled variable, in particular the throughput , does not exceed a target value determined on the basis of the blow-off line and the command variable, in particular the final pressure.
  • a controlled variable in particular the throughput
  • the throughput serves as a reference variable for forming the setpoint and the final pressure is the controlled variable to be regulated to the setpoint.
  • the result of the curved course of the blow-off line is that a predetermined change in the command variable at different points on the blow-off line results in changes in the desired value for the controlled variable of different sizes. This affects the strengthening of the control loop to different degrees.
  • Pump limit controllers are safety controllers and are usually activated so that they work close to the stability limit in order to ensure the best possible compressor protection.
  • the position of the stability limit is very much influenced by the overall gain of the control loop. A high overall gain is most likely to lead to instability.
  • a constant overall gain can only be achieved to a limited extent with this control method, since the non-linear course of the compressor characteristics also causes a change in the path gain and thus influences the overall gain.
  • the object of the invention is to create a method of the type mentioned at the beginning and a device for carrying it out, with which an optimal adaptation of the controller behavior to the different areas of the map and operating states of the compressor is possible.
  • the invention is based on the basic idea that the effects of changing according to the command variable Compensate the slope of the curved characteristic curve of the compressor to the overall gain of the control loop by a correspondingly opposite change in the gain factor of the controller, so that an overall gain independent of the characteristic curve results in the entire working range.
  • This basic principle can also be approximately implemented by switching between two or more different values of the gain factor of the controller.
  • the pressure in front of and behind a throttle orifice is measured in the suction port 1 of a compressor by means of a sensor 3.5, from which a transmitter 7 forms the actual value for the compressor throughput V on the suction side.
  • a sensor 9 detects the actual value of the final pressure P, which is entered into a computer 13 via a transmitter 11.
  • the computer 13 has a memory in which the course of the blow-off line A is stored in the compressor map given by P and V. From the actual value of P and the blow-off line, the computer 13 determines a target value for the throughput V.
  • the actual and target values are compared in a differential element 15 and the difference is fed as an input signal to a controller 17 which has a proportional-integral and / or differential behavior can and the output signal provides a manipulated variable for a blow-off valve 19 branching off from the compressor outlet or a blow-off valve returning to the suction port.
  • the blow-off line A and the compressor characteristic curve K are each curved.
  • a specific change ⁇ P in the final pressure serving as a guide variable corresponds to changes of different magnitudes ⁇ X1 and ⁇ X2 of the actual value and ⁇ W1 and ⁇ W2 of the nominal value for the throughput.
  • the computer 13 forms part of the control loop with the memory, and these differences act as changes in the overall gain of the control loop if the controller 17 has a constant gain factor.
  • the steep lower course of the curves corresponds to a small gain and the flat upper course to a high gain. If, on the other hand, what is also known is reversed, the role of the command variable and the controlled variable and the throughput V is used as the command variable for determining a target value of the final pressure P, the conditions are reversed and the gain is large in the steep part and small in the flat part .
  • the overall gain of the control loop is the sum of the the gain resulting from the slope of the blow-off line and the gain factor of the controller 17 plus the so-called system gain, ie the gain factors predetermined by the controlled system, in particular the compressor and the relief valve.
  • system gain ie the gain factors predetermined by the controlled system, in particular the compressor and the relief valve.
  • the route gain factor which depends on the map and the course of the blow-off line, is not linear.
  • K (P) f (P + g (Y L )) - K2 xg (Y L ) specify. If the blow-off line is denoted by A (P), a pressure-dependent compensation factor of a results when the pressure changes by 2 ⁇ P
  • the first term corresponds to the reciprocal slope of the blow-off line and the second Term of the reciprocal slope of the compressor characteristic.
  • the first term can be saved as h (P) in a function generator.
  • Fig. 3 shows a structure for realizing a control loop with constant overall gain. From the input variables P, ⁇ P and g (Y L ) in function block 101 the size for f (P + ⁇ p + g (Y L )), in function block 103 the size f (P- ⁇ p + g (Y L )) and in function block 105 the quantity h (P) is formed. The variables obtained in this way are then added or subtracted in addition block 107, and then the preset proportional gain kP in division block 109 is divided by this compensation variable, so that the constant total gain is present at the output of block 109. The total gain V R is then fed to the controller 17 in FIG. 1 as a control variable.
  • the method described above can also be carried out in such a way that the respective reciprocal values of the slopes can be stored in corresponding function generators instead of the secant formation, ie the difference formation.
  • the output signals of the function transmitters are then processed accordingly.
  • Fig. 4 schematically shows the structure for determining the discrete values; for this purpose the input signal P is fed to a comparator 201 which compares whether the input value is above or below a break point. The comparator controls a changeover switch 203, which forwards the corresponding discrete slope values to the subtraction element 207.
  • the subtraction element 207 is supplied by the function generator 205 with the quantity h (P), and the output signal serves in the division element 209 as a divisor for the proportional gain KP, so that a corresponding output signal V ′ R is obtained for the overall gain.
  • the function of block 205 can also be added to the comparator, so that 207 can also be omitted.
  • the changeover switch 203 can also be used for switching be designed between a number of discrete values. This then corresponds to an adaptation of the characteristic curve by several straight line sections.
  • variable h (p) could be formed in the function generator and the subtraction carried out so that the blocks 201, 203, 205 and 207 of FIG. 4 could be combined into a single block.
  • the formulas described above are calculated when the system is started up, and the function generator supplies a sequence of values previously stored in it for V ′ R as a function of P.
  • the current manipulated variable y (t) is not only dependent on the gain V ′ R and the instantaneous control difference x d (t), but also on the control difference x d and the manipulated variable y at the time (t - T s ), ie one by the sampling time T s of the controller earlier.
  • the control can be carried out, for example, according to the following control algorithm, where T N is the reset time of the controller:
  • This regulation in which previous values of the control difference and the manipulated variable are taken into account, prevents a sudden change in the manipulated variable.
  • the application of the method according to the invention is not only limited to the characteristic diagram representations used here, but can also be used for other representations, for example in Pressure ratio via intake volume flow, Speed over volume flow, Guide vane position via volume flow, or a combination of the above representations.

Abstract

Bei der Pumpgrenzregelung von Turbokompressoren wird der Verstärkungsfaktor des das Regelsignal für ein Abblaseventil liefernden Reglers entsprechend der zum jeweiligen Arbeitspunkt gehörenden Steigung der Kompressorkennlinie variiert.

Description

  • Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Regeln von Turbo­kompressoren zum Verhindern des Pumpens, von der im Ober­begriff des Anspruchs 1 angegebenen Art, sowie eine Ein­richtung zur Durchführung des Verfahrens.
  • Als Pumpen bezeichnet man bei Kompressoren das stoßweise oder periodische Rückströmen von Fördermedium von der Druck- zur Saugseite. Dieser Zustand tritt z.B. bei zu hohem Enddruck bzw. Enddruck/Saugdruck-Verhältnis und/oder zu niedrigem Durchsatz ein. Im Kennfeld kann deshalb eine Pumpgrenzlinie eindeutig definiert werden, die das Kenn­feld in den stabilen und instabilen Bereich teilt. Die Pumpgrenzlinie ist in der Regel gekrümmt, d.h. sie hat in verschiedenen Bereichen des Kennfeldes unterschiedliche Steigungen. In der häufig verwendeten Kennfelddarstellung mit Durchsatz und Druck als Koordinaten z.B., verläuft die Pumpgrenzlinie bei steigendem Druck flacher. Für andere mögliche Kennfelddarstellungen mit Leitschaufelstellung, Drehzahl, Förderhöhe des Kompressors oder dgl. gilt ent­sprechendes.
  • Um Kompressoren vor dem Pumpen zu schützen, wird in einem Sicherheitsabstand parallel zur Pumpgrenzlinie eine Abblase­linie definiert, und bei Annäherung des momentanen Arbeits­punktes an die Abblaselinie wird ein Abblase- bzw. Umblaseventil mehr oder weniger geöffnet, so daß der Istwert einer Regelgröße, ins­besondere des Durchsatzes, einen anhand der Abblaselinie und der Führungsgröße, insbesondere des Enddrucks, ermittelten Sollwert nicht übersteigt. Es gibt auch Regelungen, bei de­nen der Durchsatz als Führungsgröße zur Bildung des Soll­werts dient und der Enddruck die auf den Sollwert zu regeln­de Regelgröße ist.
  • Der gekrümmte Verlauf der Abblaselinie hat zur Folge, daß eine vorgegebene Änderung der Führungsgröße an verschiedenen Stellen der Abblaselinie unterschiedlich große Änderungen des Sollwerts für die Regelgröße zur Folge hat. Dies wirkt sich als unterschiedlich starke Verstärkung im Regelkreis aus.
  • Pumpgrenzregler sind Sicherheitsregler und werden in der Regel so aktiviert, daß sie nahe der Stabilitätsgrenze ar­beiten, um einen bestmöglichen Kompressorschutz zu gewähr­leisten. Die Lage der Stabilitätsgrenze wird sehr stark von der Gesamtverstärkung des Regelkreises beeinflußt. Eine hohe Gesamtverstärkung führt am ehesten zu Instabilität. Um eine möglichst konstante Gesamtverstärkung zu erzie­len wird gemäß der EP-A-0 223 208 vorgeschlagen, den Einfluß der Abblaselinie auf den Verstärkungsfaktor zu kompensieren, indem die Steigung der Abblaselinie in verschiedenen Kennfeldbereichen berücksichtigt wird. Es hat sich jedoch gezeigt, daß eine konstante Gesamtver­stärkung mit diesem Regelverfahren nur bedingt erziel­bar ist, da auch der nicht lineare Verlauf der Kompressor­kennlinien eine Änderung der Streckenverstärkung bewirkt und er somit die Gesamtverstärkung beeinflußt.
  • Dementsprechend liegt der Aufgabe zugrunde, ein Verfah­ren der eingangs genannten Art und eine Einrichtung zu seiner Durchführung zu schaffen, mit dem eine optimale Anpassung des Reglerverhaltens an die verschiedenen Be­reiche des Kennfeldes und Betriebszustände des Kompres­sors möglich ist.
  • Die Lösung dieser Aufgabe ist im Anspruch 1 angegeben; die Unteransprüche betreffen vorteilhafte Ausgestaltun­gen der Erfindung.
  • Die Erfindung beruht auf dem Grundgedanken, die Auswir­kungen der sich entsprechend der Führungsgröße ändernden Steigung der gekrümmten Kennlinie des Kompressors auf die Gesamtverstärkung des Regelkreises durch eine ent­sprechend gegenläufige Änderung des Verstärkungsfaktors des Reglers auszugleichen, so daß sich im gesamten Ar­beitsbereich eine vom Kennlinienverlauf unabhängige Gesamtverstärkung ergibt. Dieses Grundprinzip kann auch durch Umschaltung zwischen zwei oder mehreren un­terschiedlichen Werten des Verstärkungsfaktors des Reg­lers näherungsweise verwirklicht werden.
  • Ausführungsformen der Erfindung werden im folgenden an­hand der beigefügten Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
    • Fig. 1 ein vereinfachtes Schema einer Einrichtung zur Regelung eines Turbokompressors zur Verhinderung des Pumpens;
    • Fig. 2 schematisch die Verläufe der Abblaselinie A und der Kennlinie K im Kennfeld des Kompressors;
    • Fig. 3 ein Detail der Regeleinrichtung in einer ersten Ausführungsform; und
    • Fig. 4 ein Detail der Regeleinrichtung in einer wei­teren Ausführungsform.
  • Gemäß Fig. 1 wird im Saugstutzen 1 eines Kompressors durch Meßfühler 3,5 der Druck vor und hinter einer Drosselblende gemessen, woraus ein Meßumformer 7 den Istwert für den saugseitigen Kompressordurchsatz V bildet. Am Kompressorausgang erfaßt ein Meßfühler 9 den Istwert des Enddruckes P, der über einen Meßumfor­mer 11 in einen Rechner 13 eingegeben wird. Der Rech­ner 13 weist einen Speicher auf, in dem der Verlauf der Abblaselinie A in dem durch P und V gegebenen Kom­pressorkennfeld abgespeichert ist. Aus dem Istwert von P und der Abblaselinie ermittelt der Rechner 13 einen Sollwert für den Durchsatz V. Ist- und Sollwert werden in einem Differenzglied 15 verglichen und die Diffe­renz als Eingangssignal einem Regler 17 zugeführt, der ein Proportional-Integral- und/oder Differentialverhal­ten aufweisen kann und dessen Ausgangssignal eine Stellgröße für ein vom Kompressoraustritt abzweigen­des Abblaseventil 19 oder ein zum Saugstutzen zurück­führendes Umblaseventil liefert.
  • Wie in Fig. 2 dargestellt, verlaufen im Kompressorkenn­feld, das durch den Durchsatz V als Abszisse und den Enddruck P (oder das Enddruck/Saugdruck-Verhältnis) als Ordinate gegeben ist, die Abblaselinie A und die Kompressorkennlinie K jeweils gekrümmt. Dies hat zur Folge, daß eine bestimmte Änderung Δ P des als Führungs­größe dienenden Enddruckes unterschiedlich große Ände­rungen Δ X₁ bzw. Δ X₂ des Istwertes sowie Δ W₁ und Δ W₂ des Sollwertes für den Durchsatz entsprechen. Durch die Sollwertvorgabe bildet der Rechner 13 mit dem Spei­cher einen Teil des Regelkreises, und diese Unterschiede wirken sich als Änderungen in der Gesamtverstärkung des Regelkreises aus, falls der Regler 17 einen konstanten Verstärkungsfaktor aufweist. In Fig. 2 entspricht der steile untere Verlauf der Kurven einer kleinen Verstärkung und der flache obere Verlauf einer hohen Verstärkung. Wird dagegen, was ebenfalls bekannt ist, die Rolle von Führungs- und Regelgröße vertauscht und der Durchsatz V als Führungsgröße zur Bestimmung eines Sollwertes des Enddruckes P verwendet, dann kehren sich die Verhältnisse um und die Verstärkung ist im steilen Teil groß und im flachen Teil klein.
  • Die Gesamtverstärkung des Regelkreises ist die Summe der sich aus der Steigung der Abblaselinie ergebenden Verstär­kung und dem Verstärkungsfaktor des Reglers 17 plus der sogenannten Streckenverstärkung, d.h. den durch die Re­gelstrecke, insbesondere dem Kompressor und dem Abblase­ventil vorgegebenen Verstärkungsfaktoren. Um den Einfluß des Kompressors auf die Verstärkung zu kompensieren, wird deshalb erfindungsgemäß der Verstärkungsfaktor im Regler 17 abhängig von der Kompressorkennlinie und ggf. dem Verlauf der Abblaselinie geändert.
  • Bei einer vorgegebenen Änderung des Druckes ändert sich die Regeldifferenz Xd, die die Differenz zwischen Ist- und Sollwert angibt, wie folgt:
    Δ Xd = Δ W - Δ X
    Bei niedrigen Drücken ändert sich die Regeldifferenz kaum, und der Wert Δ Xd/Δ P ist klein. Im oberen Bereich ist die­ser Wert aber wesentlich größer, mit der Folge, daß der Regler auf eine Druckänderung um den Betrag Δ P im oberen Kennfeldbereich wesentlich stärker reagiert als im un­teren Bereich.
  • Das bedeutet, daß der vom Kennfeldverlauf und vom Verlauf der Abblaselinie abhängende Streckenverstärkungsfaktor nicht linear ist. Der Gesamtverstär­ kungsfaktor VR kann als Produkt aus der Proportionalver­stärkung KP und dem kennlinienabhängigen Verstärkungsteil VK dargestellt werden:
    VR = VK x kP.
  • Durch Einführung eines Kompensationsterms läßt sich eine konstante Gesamtverstärkung erzielen, indem Vcomp = 1/VK gewählt wird.
  • Häufig läßt sich der Verlauf der druckabhängigen Kompressor­kennlinie K (P) mit
    K (P) = f (P+ g(YL)) - K₂ x g(YL)
    angeben. Bezeichnet man die Abblaselinie mit A (P), so ergibt sich bei einer Druckänderung von 2ΔP ein druck­abhängiger Kompensationsfaktor von
    Figure imgb0001
  • Dabei entsprechen für den Übergang Δp → 0 der erste Term der reziproken Steigung der Abblaselinie und der zweite Term der reziproken Steigung der Kompressorkennlinie. Der erste Term kann geschlossen als h (P) in einem Funktionsgeber abgespeichert werden.
  • Fig. 3 zeigt einen Aufbau zur Realisierung eines Regel­kreises mit konstanter Gesamtverstärkung. Aus den Eingangs­größen P,ΔP und g (YL) werden im dem Funktionsblock 101 die Größe für f (P+Δp+g(YL)), im Funktionsblock 103 die Größe f (P-Δp+g(YL)) und im Funktionsblock 105 die Größe h (P) gebildet. Die so erhaltenen Größen werden anschließend im Additionsblock 107 addiert bzw. subtra­hiert, und anschließend wird die voreingestellte Pro­portionalverstärkung kP im Divisionsblock 109 durch diese Kompensationsgröße dividiert, so daß am Ausgang des Blockes 109 die konstante Gesamtverstärkung vor­liegt. Die Gesamtverstärkung VR wird dann dem Regler 17 in Fig. 1 als Steuergröße zugeführt.
  • Das vorstehend beschriebene Verfahren kann auch so durch­geführt werden, daß statt der Sekantenbildung, d.h. der Differenzbildung, gleich die jeweiligen Reziprokwerte der Steigungen in entsprechenden Funktionsgebern abge­speichert sein können. Die Ausgangssignale der Funktions­geber werden dann entsprechend verarbeitet.
  • In der in Fig. 4 dargestellten vereinfachten Ausführungs­form wird nicht der genaue Verlauf der Kennlinie nachge­bildet, sondern die Kennlinie wird durch Geradenabschnitte approximiert, und die sich ergebenden diskreten Steigungs­werte der Geradenabschnitte werden zur Ermittlung der Kompensationsgröße verwendet. In Fig. 4 ist schematisch der Aufbau zur Bestimmung der diskretenWerte dargestellt; dazu wird das Eingangssignal P einem Komparator 201 zugeführt, der vergleicht, ob der Eingangswert oberhalb oder unterhalb eines Knickpunktes liegt. Der Komparator steuert einen Umschalter 203, der die entsprechenden diskreten Steigungswerte an das Subtraktionsglied 207 weitergibt. Dem Subtraktionsglied 207 wird vom Funktions­generator 205 die Größe h (P) zugeführt, und das Aus­gangssignal dient im Divisionsglied 209 als Divisor für die Proportionalverstärkung KP, so daß ein entspre­chendes Ausgangssignal V′R für die Gesamtverstärkung erhalten wird.
  • In einer weiteren Vereinfachung kann die Funktion des Blocks 205 ebenfalls dem Komparator zugeschlagen werden, so daß auch 207 entfallen kann.
  • Anstatt eine Umschaltung zwischen zwei diskreten Werten vorzusehen, kann der Umschalter 203 auch zur Schaltung zwischen einer Anzahl von diskreten Werten ausgelegt sein. Dies entspricht dann einer Anpassung der Kennlinie durch mehrere Geradenabschnitte.
  • Neben der Realisierung der Regelung mittels eines Kompa­rators und eines Umschalters besteht die Möglichkeit, diese Funktionen einem Funktionsgeber zuzuweisen. Zudem könnte in den Funktionsgeber die Größe h(p) gebildet und die Subtraktion durchgeführt werden, so daß die Blöcke 201, 203, 205 und 207 der Fig. 4 zu einem einzigen Block zu­sammengefaßt werden könnten. Die Berechnung der zuvor be­schriebenen Formeln erfolgt dabei bei Inbetriebnahme der Anlage, und der Funktionsgeber liefert eine vorher in ihm abgespeicherte Wertefolge für V′R als Funktion von P.
  • Bei normalen Regelalgorithmen führt eine sprungartige Um­schaltung zu einer sprungartigen Änderung der Stellgröße. Um dies zu vermeiden, ist es bei der vorliegenden Erfindung vorteilhaft, einen rekusiven Regelalgorithmus zu verwenden. Dabei ist die augenblickliche Stellgröße y(t) nicht nur abhängig von der Verstärkung V′R und der augenblicklichen Regeldifferenz xd(t), sondern auch von der Regeldifferenz xd und der Stellgröße y zum Zeitpunkt ( t - Ts), d.h. einem um die Abtastzeit Ts des Reglers früheren Zeitpunkt.
  • Die Regelung kann z.B. nach dem folgenden Regelalgorithmus erfolgen, bie dem TN die Nachstellzeit des Regler ist:
    Figure imgb0002
  • Durch diese Regelung, bei der frühere Werte der Regeldiffe­renz und der Stellgröße berücksichtigt werden, kann eine sprungartige Änderung der Stellgröße vermieden werden.
  • Selbsverständlich ist die Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens nicht nur auf die hier verwendeten Kennfeld­darstellungen beschränkt, sondern kann auch bei anderen Darstellungen angewendet werden, z.B. bei
    Druckverhältnis über Ansaugvolumentstrom,
    Drehzahl über Volumenstrom,
    Leitschaufelstellung über Volumenstrom,
    oder einer Kombination aus den oben genannten Darstellungen.

Claims (7)

1. Verfahren zum Regeln eines Turbokompressors zum Ver­hindern des Pumpens,
bei dem die Istwerte einer Führungsgröße, insbesondere des Enddruckes, und einer Regelgröße, insbesondere des Durchsatzes, die zusammen die Lage des Arbeitspunktes im Kompressorkennfeld definieren, laufend erfaßt werden, aus der Führungsgröße und einer im Kennfeld vorgegebenen Abblaselinie ein Sollwert für die Regelgröße gebildet wird, und anhand von Soll- und Istwert der Regelgröße über einen Regler ein Stellsignal für ein Abblase- oder Umblaseventil erzeugt wird, wobei der Verstärkungsfaktor des Reglers in Abhängigkeit vom Istwert der Führungsgröße verändert wird, dadurch gekennzeichnet, daß der Verstärkungsfaktor in Abhängigkeit von der zu dem je­weiligen Istwert gehörenden Steigung der Kompressorkennlinie verändert wird, derart, daß der Einfluß der Steigung der Kennlinie auf die Gesamtverstärkung des Regelkreises mindestens annähernd kompensiert wird.
2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekenn­zeichnet, daß der Verstärkungsfaktor in Abhängig­keit sowohl von der zum Istwert gehörenden Steigung der Kompressor kennlinie als auch der zum Istwert gehörenden Steigung der Abblaselinie verändert wird.
3. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekenn­zeichnet, daß der Verstärkungsfaktor des Reg­lers mindestens annähernd umgekehrt proportional zu dem zum jeweiligen Istwert der Führungsgröße gehörenden Wert der Steigung der Kompressorkennlinie gesteuert wird.
4. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekenn­zeichnet, daß bei Approximation der Kompressorkennlinie durch Geradenabschnitte der Verstärkungsfaktor des Reg­lers zwischen verschiedenen diskreten Werten umgeschaltet wird, wenn der Istwert der Führungsgröße vorgegebene Grenzwerte über- oder unterschreitet.
5. Einrichtung zur Durchführung des Verfahrens nach einem der Ansprüche 1 bis 4, mit Meßfühlern für Führungs- und Regelgröße, einem von der Führungsgröße beaufschlagten, vorgegebene Daten für die Abblaselinie enthaltenen Funktionsgeber zur Erzeugung des Sollwertes der Regel­größe, einem mit Ist- und Sollwert der Regelgröße beauf­schlagten Differenzglied, einem von dessen Ausgangssignal beaufschlagten Regler, der einen Steuereingang zum Verän­dern seines Verstärkungsfaktors aufweist, und einem vom Regler gesteuerten Abblaseventil, wobei ein mit einem Meßfühler für die Führungsgröße verbundener Signalgeber vorgesehen ist und der Ausgang des Signalgebers mit dem Steuereingang des Reglers verbunden ist, dadurch ge­kennzeichnet, daß der Signalgeber Mittel (101, 103) zum Nachbilden der Kompressorkennlinie aufweist.
6. Verfahren nach Anspruch 5, dadurch gekenn­zeichnet, daß der Signalgeber Mittel zum Nach­bilden der Abblaselinie aufweist.
7. Verfahren nach einem der vorstehenden Ansprüche, da­durch gekennzeichnet, daß der Regler in einem Rekursivalgortihmus betrieben wird.
EP88114221A 1988-02-18 1988-08-31 Verfahren und Einrichtung zum Regeln von Turbokompressoren Expired - Lifetime EP0328729B1 (de)

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EP0328729A3 EP0328729A3 (en) 1990-07-18
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