EP1069314A1 - Regelung einer Kompressoreinheit - Google Patents

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Publication number
EP1069314A1
EP1069314A1 EP99810642A EP99810642A EP1069314A1 EP 1069314 A1 EP1069314 A1 EP 1069314A1 EP 99810642 A EP99810642 A EP 99810642A EP 99810642 A EP99810642 A EP 99810642A EP 1069314 A1 EP1069314 A1 EP 1069314A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
compressor
valve
setpoint
value
total flow
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP99810642A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Andrew Paice
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
ABB Research Ltd Switzerland
Original Assignee
ABB Research Ltd Switzerland
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by ABB Research Ltd Switzerland filed Critical ABB Research Ltd Switzerland
Priority to EP99810642A priority Critical patent/EP1069314A1/de
Priority to US09/617,915 priority patent/US6406268B1/en
Publication of EP1069314A1 publication Critical patent/EP1069314A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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Classifications

    • 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
    • F04D27/0284—Conjoint control of two or more different functions

Definitions

  • the invention relates to the field of control engineering. It relates relates to a method and a device for regulating a compressor unit according to the preamble of claims 1 and 7.
  • a turbo compressor is inherently stable in normal operation: due to and outlet pressure and parameters of the compressor Mass flow of a working fluid through the compressor.
  • This Flow which can be considered as a volume or mass flow, decreases with increasing pressure difference, so that the pressures and the Move flow to an equilibrium state.
  • Pumping limit limited The mass flow decreases with increasing outlet pressure to a certain minimum. After exceeding the surge limit the mass flow flows backwards through the compressor. Thereby the outlet pressure drops until the mass flow flows forward again.
  • This Cycle called pumping, repeats itself and can mechanically compress the compressor damage or destroy. So it's a job of a compressor controller in addition to a regulation of an outlet pressure or Flow to avoid pumping.
  • the return valve is opened before it is exceeded the surge limit opened.
  • a corresponding safety limit should be possible are far from the surge line.
  • the security limit is as close as possible to the Pumping limit set. This requires security precautions which add complexity of the control loops increase.
  • a combination of a compressor with a recirculation valve is as follows Called compressor unit.
  • a compressor unit which one Gas turbine supplied with gaseous fuel has high demands pressure control are sufficient. For example, in the event of abrupt changes in load the gas turbine and in the event of an associated change an outlet pressure of the compressor of a gas consumption, without a flame from the gas turbine extinguishing and without lines damaged by excessive pressures. In normal operation none Oscillations occur in gas production.
  • Gas turbine it is also possible for a compressor unit to have a predetermined one Mass flow must deliver. This is opposed to hydraulic systems regulation to a given volume flow of interest.
  • Axial or radial compressors are used to vary the flow rate equipped with adjustable guide lines.
  • Another way of varying the Flow rate uses a variable speed drive of the compressor. In both cases, the mass flow, with constant entry and exit conditions, from a leading row angle or from one Speed dependent.
  • a corresponding controller for a compressor unit controls at least two manipulated variables, for example a guide row angle and return valve.
  • the existing controller structures are complex, and have decoupled controllers for the two manipulated variables, which is a systematic Controller design mostly impossible. By switching between The dynamics of the controller and different operating states thus the compressor is unmanageable and therefore even more difficult to design and put into operation.
  • a parameter for one delivering total flow is determined, and based on this parameter by means of static functions, a first setpoint for a preliminary series or a Inlet valve or a speed of the compressor and a second setpoint generated for a return valve.
  • the total flow to be supplied is preferably a mass flow but also be a volume flow.
  • Parameters of the static functions are advantageously related to an operating state of the compressor adjusted.
  • a major advantage of the invention is that the controller dynamics are very simple and that this enables quick regulation. Through the simple controller dynamics also becomes the overall dynamics of the compressor unit no more complicated, and the scheme remains simple to design, commission and maintain.
  • FIG. 1 shows a compressor unit 10 to which a regulation according to the invention relates.
  • a working fluid for example air, a gas or a hydraulic oil
  • a mixer 11 from a generator or a store, in which the working fluid has an inlet pressure p 1 and an inlet temperature T 1 .
  • the working fluid passes from the mixer through an inlet 12 into a compressor 13.
  • the compressor 13 has a signal input for a first target value u 1 .
  • a map parameter of the compressor 13 is adjusted, for example via a subordinate control loop, for example a leading row angle or a position of an input valve or a speed of the compressor.
  • a compressor flow w C flows into a branch 15, in which the working fluid has an outlet pressure p 2 .
  • a total flow w T flows from the branch 15 to a consumer, and a return flow w R through a return flow line 16 and a controllable return valve 17 back into the mixer 11.
  • the return valve 17 has a signal input for a second setpoint u 2 . With this second setpoint, a valve lift of the return valve 17 is adjusted, for example via a subordinate control loop.
  • the working fluid arrives through the return valve 17 not to the compressor inlet but is in blown off the environment.
  • the return valve 17 is used as a blow-off valve designated.
  • the regulation according to the invention is as follows presented using a feedback valve 17, but is for both types of use of valves applicable.
  • FIG. 2 schematically shows a typical map of the compressor 13.
  • a pressure ratio p 2 / p 1 between the outlet and inlet pressure is plotted along an ordinate.
  • the compressor flow wc is plotted along an abscissa, which is considered to be a mass flow (for example in kg / second) for the following explanations. Wc this compressor flow is usually scaled by the inlet temperature T 1 and at a given operating condition T 0, p 0 normalized so that the same graph of the characteristic map for various inlet temperatures T can be used. 1
  • Characteristic curves denoted by u 1.1 to u 1.3 represent the behavior of the compressor for different values of the characteristic map parameter determined by u 1 .
  • a value of the compressor flow rate w C is obtained which lies on the line corresponding to u 1 . It can be seen that with an increase in the pressure ratio p 2 / p 1 , for example due to an increase in the outlet pressure p 2 , the compressor flow wc decreases. If the compressor flow wc falls below the surge limit, that is, the line labeled PG, the pumping described at the beginning occurs.
  • the surge limit PG is determined experimentally, for example during commissioning and / or theoretically.
  • a security limit SG is introduced for security reasons. A regulation should intervene when the compressor flow wc falls below the safety limit SG, so that the pump limit PG is guaranteed never to be fallen below.
  • FIG. 3 shows a block diagram of a control system according to the invention.
  • This includes the compressor unit 10 already described with its input and output sizes.
  • a value of a measurement of the outlet pressure p 2 of the compressor unit 10 leads, with a negative sign, together with an outlet pressure setpoint p 2S to a first summation node 21.
  • a difference or control difference formed in the first summation node 21 leads to a preferably dynamic controller 22 which, for example, is a PI - (Proportional-integral) controller, a PID (proportional-integral-differential) or a non-linear controller.
  • An output of the controller 22 has a value z and leads to the input of a static setpoint generator 23.
  • the method according to the invention functions as follows:
  • the first summation node 21 forms a control deviation p 2S -p 2 .
  • v * is a modified first static parameter and k is a second static parameter.
  • FIG. 4 shows, by way of example, the relationships described above between the characteristic variable z, the target values u 1 and u 2 and the total flow w T.
  • the setpoints u 1 and u 2 formed in the static setpoint generator 23 are transmitted to the compressor unit 10.
  • a map parameter of the compressor 13 is adjusted in the compressor unit 10, for example via a subordinate control loop, in particular a leading row angle or a position of an input valve or a speed of the compressor.
  • a characteristic curve of the compressor 13 in FIG. 2 shifts for increasing values of u 1 from that with u 1.1 to that with u 1.2 to the characteristic marked with u 1.3 .
  • This increase in u1 corresponds to an opening of the feed line or an opening of the inlet valve or an increase in the speed of the compressor 13.
  • the considerations and the control are also readily applicable to an adjustable input valve or a variable-speed compressor 13.
  • the valve stroke of the recirculation valve 17 is adjusted in the compressor unit 10, for example via a subordinate control loop.
  • An increase in u 2 corresponds to an opening of the return valve 17 and an increase in the return flow W R.
  • a total flow w T and an outlet pressure p 2 are established . If this outlet pressure p 2 is, for example, higher than the outlet pressure setpoint p 2S , the control difference becomes negative and the dynamic controller 22 leads to a decrease in the parameter z.
  • the resulting change in the setpoints u 1 and u 2 is explained with reference to FIG. 2:
  • the compressor is in a state labeled S1 in a normal operating range of the compressor, that is to say the compressor flow rate wc is greater than at a point on the safety limit SG with the same pressure ratio.
  • the total flow w T is equal to the compressor flow w c and is regulated by the first setpoint u 1 and adjustment of the preliminary line.
  • the decrease in z leads via u 1 to a closure of the pilot line and to a reduction in the total flow w T.
  • u 1 v * and thus the state of the compressor at point S2 remains at the safety limit.
  • the value of k is chosen such that a gradient of the total flow w T as a function of z remains at least approximately constant at the transition to the opening of the return valve 17, that is to say it is
  • the dashed lines indicate the course of the total flow w T if k is not selected as described above.
  • k is adapted to the operating state of the compressor by means of a compressor characteristic.
  • the controller according to the invention has the advantage that the essential controller dynamics can be determined by the dynamic controller 22 and that this controller acts on only one parameter z. This eliminates the problems of coordinating dynamic processes during design and operation with dynamic multivariable controllers. This is made possible by the inventive consideration and regulation of the compressor unit as a whole and by the static determination of the setpoints u 1 and u 2 from the individual parameter z.
  • the above equations for describing the compressor characteristics and the pump error are implicit in the compressor characteristics 24, 25 and correspond to a static model of the compressor behavior.
  • the equations are determined by measurements and / or theoretical analyzes. They are advantageously scaled, standardized and stored in tabular form.
  • U 1 and v are determined, for example, by numerically solving the equation for the pump error s E , or by calculating and tabulating solutions of the equation in advance.
  • a real compressor 13 will behave differently from the modeled, expected compressor characteristics.
  • the first static parameter v is corrected on the basis of a measurement, so that the transition between the regulation by the preliminary series and the regulation by the return valve 17 remains at the safety limit SG, and in particular not shifted towards the surge limit.
  • the compressor flow w C is selected as the measurement.
  • the modeled compressor flow w CM is determined according to the equation already shown above. The measured compressor flow w C is subtracted from this modeled compressor flow w CM in summation block 21.
  • K is a constant.
  • a non-linear and / or a dynamic dependence of v * on the difference w CM -w C is also used, for example.
  • a warning signal is advantageously output and the control is continued with a last measured value of w C. Since a relevant deviation of the real from the modeled compressor behavior develops over the course of days to weeks, this is not critical.
  • the total flow w T is specified instead of the outlet pressure p 2 .
  • the same structure as in FIG. 3 is used, but with different coefficients of the dynamic controller 22.
  • the regulated total flow W T is either a mass flow or a volume flow.
  • the dynamic controller 22 is a combined feedforward / feedback controller with p 2S and w TS as inputs, or a controller cascade for p 2 and w T.
  • Other controller variants are also possible, all of which are based on the idea of a common parameter for a map parameter and the feedback valve 17.
  • the regulation according to the invention becomes a regulation in a preferred variant of a radially acting gas compressor for supplying fuel to a Gas turbine used.
  • the first setpoint ui gives values for one adjustable front row.
  • This regulation of a gas compressor was in Simulations tested, the gas requirement of the gas turbine within 4 seconds decreased from 100% to 10%.
  • the regulation behaves at least just as good as conventional, much more complicated control structures.
  • control according to the invention it is used to control axial compressors, turbochargers, or to control the speed of variable-speed compressors via the first setpoint u 1 .

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  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Control Of Positive-Displacement Air Blowers (AREA)

Abstract

Ein Regler für einen Kompressor bestimmt eine Kenngrösse für einen zu liefernden Gesamtdurchfluss, und erzeugt anhand dieser Kenngrösse mittels statischer Funktionen einen ersten Sollwert für eine Vorleitreihe oder ein Eintrittsventil oder eine Drehzahl des Kompressors und einen zweiten Sollwert für ein Rückführventil. In einer bevorzugten Ausführungsform des Erfindungsgegenstandes wird der Gesamtdurchfluss in einem normalen Betriebsbereich durch Variation des ersten Sollwerts eingestellt, und beim Überschreiten einer vor einer Pumgrenze liegenden Sicherheitsgrenze durch Variation des zweiten Sollwerts eingestellt. Vorteilhafterweise ändert sich dabei der Gesamtdurchfluss beim Übergang zwischen diesen Betriebsbereichen stetig. Durch die einfache Reglerdynamik wird auch die Dynamik der Kompressoreinheit nicht weiter kompliziert und bleibt einfach zu entwerfen, in Betrieb zu nehmen und zu warten. <IMAGE>

Description

Technisches Gebiet
Die Erfindung bezieht sich auf das Gebiet der Regelungstechnik. Sie bezieht sich auf ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Regelung einer Kompressoreinheit gemäss dem Oberbegriff der Patentansprüche 1 und 7.
Stand der Technik
Ein Turbokompressor ist im Normalbetrieb inhärent stabil: aufgrund von Ein- und Austrittsdruck sowie von Parametern des Kompressors stellt sich ein Massendurchfluss eines Arbeitsfluids durch den Kompressor ein. Dieser Durchfluss, der als Volumen- oder Massenstrom betrachtet werden kann, nimmt mit zunehmender Druckdifferenz ab, so dass sich die Drücke und der Durchfluss auf einen Gleichgewichtszustand hin bewegen. Bei sinkendender Druckdifferenz wird ein stabiler Arbeitsbereich durch eine sogenannte Pumpgrenze begrenzt: Bei zunehmendem Austrittsdruck sinkt der Massenstrom bis zu einem bestimmten Minimum. Nach Überschreiten der Pumpgrenze fliesst der Massenstrom rückwärts durch den Kompressor. Dadurch sinkt der Austrittsdruck, bis der Massenstrom wieder vorwärts fliesst. Dieser Zyklus, Pumpen genannt, wiederholt sich und kann den Kompressor mechanisch beschädigen oder zerstören. Deshalb ist eine Aufgabe eines Kompressorreglers, nebst einer Regelung eines Austrittsdrucks oder eines Durchflusses, das Pumpen zu vermeiden. Dazu wird, wie im US-Patent 4,807,150 beschrieben, meist ein Abblas- oder Rückführventil geöffnet, welches einen Teil des komprimierten Arbeitsfluids entweichen lässt, respektive wieder dem Eintritt des Kompressors zuführt. Gleichzeitig mit der Ventilöffnung kann auch die Drehzahl des Kompressors variiert werden, wie im US-Patent 5,306,116 offenbart wird. Der zusätzliche Massenstrom durch das Rückführventil verhindert, dass der Massenstrom durch den Kompressor die Pumpgrenze unterschreitet. Meist werden Kompressor und Rückführventil durch eigene Regelkreise geregelt.
Aus Sicherheitsgründen wird das Rückführventil bereits vor Überschreiten der Pumpgrenze geöffnet. Eine entsprechende Sicherheitsgrenze sollte möglichst weit von der Pumpgrenze entfernt liegen. Zur Optimierung des Wirkungsgrades wird die Sicherheitsgrenze hingegen möglichst nahe an die Pumpgrenze gelegt. Dies bedingt Sicherheitsvorkehrungen, welche die Komplexität der Regelkreise erhöhen.
Eine Kombination eines Kompressors mit einem Rückführventil wird im Folgenden Kompressoreinheit genannt. Eine Kompressoreinheit, welche eine Gasturbine mit gasförmigem Brennstoff versorgt, muss hohen Anforderungen an eine Druckregelung genügen. Beispielsweise muss bei abrupten Laständerungen der Gasturbine und bei einer damit einhergehenden Änderung eines Gasverbrauchs ein Austrittsdruck des Kompressors gehalten werden, ohne dass eine Flamme der Gasturbine erlöscht, und ohne dass Leitungen durch übermässige Drücke beschädigt werden. Im Normalbetrieb dürfen keine Oszillationen in der Gasförderung auftreten. Je nach Reglerkonzept der Gasturbine ist es auch möglich, dass eine Kompressoreinheit einen vorgegebenen Massenstrom liefern muss. Bei hydraulischen Systemen ist dagegen eine Regelung auf einen vorgegebenen Volumenstrom von Interesse.
Axial- oder Radialkompressoren werden zur Variation der Durchflussmenge mit verstellbaren Vorleitreihen ausgerüstet. Eine andere Art der Variation der Durchflussmenge verwendet einen drehzahlvariablen Antrieb des Kompressors. In beiden Fällen ist der Massenstrom, bei konstanten Ein- und Austrittsverhältnissen, von einem Vorleitreihenwinkel respektive von einer Drehzahl abhängig. Ein entsprechender Regler für eine Kompressoreinheit steuert mindestens zwei Stellgrössen an, zum Beispiel Vorleitreihenwinkel und Rückführventil. Die bestehenden Reglerstrukturen sind komplex, und weisen entkoppelte Regler für die beiden Stellgrössen auf, was einen systematischen Reglerentwurf meist verunmöglicht. Durch Umschaltungen zwischen verschiedenen Betriebszuständen wird die Dynamik des Reglers und somit des Kompressors unüberschaubar und damit noch schwerer zu entwerfen und in Betrieb zu nehmen.
Darstellung der Erfindung
Es ist deshalb Aufgabe der Erfindung, ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Regelung des Austrittsdrucks einer Kompressoreinheit zu schaffen, welche eine einfache Struktur aufweist und einen systematischen Reglerentwurf ermöglicht.
Diese Aufgabe lösen ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Regelung des Austrittsdrucks einer Kompressoreinheit mit den Merkmalen der Patentansprüche 1 und 7.
Im erfindungsgemässen Regler für eine Kompressoreinheit, die einen Kompressor und ein Rückführventil aufweist, wird eine Kenngrösse für einen zu liefernden Gesamtdurchfluss bestimmt, und anhand dieser Kenngrösse mittels statischer Funktionen ein erster Sollwert für eine Vorleitreihe oder ein Eintrittsventil oder eine Drehzahl des Kompressors und ein zweiter Sollwert für ein Rückführventil erzeugt.
Der zu liefernde Gesamtdurchfluss ist vorzugsweise ein Massenstrom, kann aber auch ein Volumenstrom sein.
In einer bevorzugten Ausführungsform des Erfindungsgegenstandes wird der Gesamtdurchfluss in einem normalen Betriebsbereich durch Variation des ersten Sollwerts eingestellt, und beim Verlassen des normalen Betriebsbereichs durch Variation des zweiten Sollwerts eingestellt. Vorteilhafterweise ändert sich dabei der Gesamtdurchfluss beim Übergang zwischen diesen Betriebsbereichen stetig.
In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform des Erfindungsgegenstandes sind die statischen Funktionen zur Bestimmung der ersten und zweiten Sollwerte linear.
Vorteilhafterweise werden Parameter der statischen Funktionen an einen Betriebszustand des Kompressors angepasst.
Ein wesentlicher Vorteil der Erfindung ist, dass die Reglerdynamik sehr einfach ist, und dass dadurch eine schnelle Regelung möglich wird. Durch die einfache Reglerdynamik wird auch die Gesamtdynamik der Kompressoreinheit nicht weiter kompliziert, und die Regelung bleibt einfach zu entwerfen, in Betrieb zu nehmen und zu warten.
Weitere bevorzugte Ausführungsformen gehen aus den abhängigen Patentansprüchen hervor.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Im folgenden wird der Erfindungsgegenstand anhand eines bevorzugten Ausführungsbeispiels, welches in den beiliegenden Zeichnungen dargestellt ist, näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1
eine schematische Darstellung einer Kompressoreinheit;
Figur 2
ein Kennfeld eines Kompressors;
Figur 3
eines Struktur eines erfindungsgemässen Reglers; und
Figur 4
Zusammenhänge zwischen verschiedenen Grössen des erfindungsgemässen Reglers.
Die in den Zeichnungen verwendeten Bezugszeichen und deren Bedeutung sind in der Bezugszeichenliste zusammengefasst aufgelistet. Grundsätzlich sind in den Figuren gleiche Teile mit gleichen Bezugszeichen versehen.
Wege zur Ausführung der Erfindung
Die Figur 1 zeigt eine Kompressoreinheit 10, auf die sich eine erfindungsgemässe Regelung bezieht. Ein Arbeitsfluid, beispielsweise Luft, ein Gas oder ein Hydrauliköl, gelangt von einem Erzeuger oder einem Speicher in einen Mischer 11, in dem das Arbeitsfluid einen Eintrittsdruck p1 und eine Eintrittstemperatur T1 aufweist. Vom Mischer gelangt das Arbeitsfluid durch einen Einlass 12 in einen Kompressor 13. Der Kompressor 13 weist einen Signaleingang für einen ersten Sollwert u1 auf. Mit diesem Sollwert wird, beispielsweise über einen unterlagerten Regelkreis, ein Kennfeldparameter des Kompressors 13 verstellt, beispielsweise ein Vorleitreihenwinkel oder eine Position eines Eingangsventils oder eine Drehzahl des Kompressors. An einem Austritt 14 des Kompressors 13 fliesst ein Kompressordurchfluss wC in eine Abzweigung 15, in der das Arbeitsfluid einen Austrittsdruck p2 aufweist. Aus der Abzweigung 15 fliesst ein Gesamtdurchfluss wT an einen Verbraucher weiter, und ein Rückfluss wR durch eine Rückflussleitung 16 und ein regelbares Rückführventil 17 zurück in den Mischer 11. Das Rückführventil 17 weist einen Signaleingang für einen zweiten Sollwert u2 auf. Mit diesem zweiten Sollwert wird, beispielsweise über einen unterlagerten Regelkreis, ein Ventilhub des Rückführventils 17 verstellt.
In einer anderen Ausführungsform der Erfindung gelangt das Arbeitsfluid durch das Rückführventil 17 nicht an den Kompressoreintritt sondern wird in die Umgebung abgeblasen. In diesem Fall wird das Rückführventil 17 als Abblasventil bezeichnet. Die erfindungsgemässe Regelung wird im folgenden anhand eines Rückführventils 17 vorgestellt, ist aber für beide Einsatzarten von Ventilen anwendbar.
Die Figur 2 zeigt schematisch ein typisches Kennfeld des Kompressors 13. Entlang einer Ordinate ist ein Druckverhältnis p2/p1 zwischen Aus- und Eintrittsdruck aufgetragen. Entlang einer Abszisse ist der Kompressordurchfluss wc aufgetragen, der für die folgenden Erklärungen als Massenstrom (beispielsweise in kg/sekunde) betrachtet wird. Dieser Kompressordurchfluss wc ist üblicherweise mit der Eintrittstemperatur T1 skaliert und auf einen gegebenen Betriebszustand T0, p0 normiert, so dass die gleiche graphische Darstellung des Kennfelds für unterschiedliche Eintrittstemperaturen T1 verwendet werden kann.
In anderen Kennfelddarstellungen ist entlang der Ordinate beispielsweise ein Austrittsdruck p2 bei konstantem Eintrittsdruck, oder eine Enthalpiedifferenz des Arbeitsfluids zwischen Einlass 12 und Austritt 14 aufgetragen. Ebenso kann entlang der horizontalen Achse anstelle des Massenstroms ein Volumenstrom (beispielsweise in m3/sekunde) aufgetragen sein. In solchen anderen Kennfelddarstellungen ist das Kennfeld nur anders skaliert, ohne dass sich das Prinzip der im folgenden erklärten Regelung ändert.
Mit u1,1 bis u1,3 bezeichnete Kennlinien geben das Verhalten des Kompressors für verschiedene Werte des durch u1 bestimmten Kennfeldparameters wieder. Beispielsweise stellt sich für einen bestimmten Wert von u1 und für ein gegebenes Druckverhältnis p2/p1 ein Wert des Kompressordurchflusses wC ein, der auf der u1 entsprechenden Linie liegt. Dabei ist ersichtlich, dass bei einer Zunahme des Druckverhältnisses p2/p1, beispielsweise durch Zunahme des Austrittsdrucks p2, der Kompressordurchfluss wc abnimmt. Unterschreitet der Kompressordurchfluss wc die Pumpgrenze, das heisst die mit PG bezeichneten Linie, so tritt das eingangs beschriebene Pumpen auf. Die Pumpgrenze PG wird experimentell, beispielsweise bei einer Inbetriebnahme und/oder theoretisch ermittelt. Aus Sicherheitsgründen wird eine Sicherheitsgrenze SG eingeführt. Eine Regelung soll bereits eingreifen, wenn der Kompressordurchfluss wc die Sicherheitsgrenze SG unterschreitet, so dass die Pumpgrenze PG garantiert nie unterschritten wird.
Figur 3 zeigt ein Blockschaltbild einer erfindungsgemässen Regelung. Darin ist die bereits beschriebene Kompressoreinheit 10 mit ihren Ein- und Ausgangsgrössen enthalten. Ein Wert einer Messung des Austrittsdrucks p2 der Kompressoreinheit 10 führt, mit negativem Vorzeichen, zusammen mit einem Austrittsdrucksollwert p2S auf einen ersten Summationsknoten 21. Eine im ersten Summationsknoten 21 gebildete Differenz oder Regeldifferenz führt auf einen vorzugsweise dynamischen Regler 22, der beispielsweise ein PI-(Proportional-lntegral) Regler, ein PID-(Proportional-Integral-Differential) oder ein nichtlinearer Regler ist. Ein Ausgang des Reglers 22 weist einen Wert z auf und führt auf den Eingang eines statischen Sollwertbildners 23. Zwei Ausgänge dieses statischen Sollwertbildners 23, mit den Werten u1 und u2, führen zur Kompressoreinheit 10. Messwerte der Betriebsbedingungen der Kompressoreinheit, das heisst Eintrittsdruck p1, Eintrittstemperatur T1 und Austrittsdruck p2 führen auf Kompressorcharakteristiken 24 und 25. Aus einer ersten Kompressorcharakteristik 24 führt ein erster Statikparameter v auf eine Korrektureinheit 26. Aus einer zweiten Kompressorcharakteristik 25 führt ein modellierter Kompressordurchfluss wcM auf einen zweiten Summationsknoten 27. Ein gemessener Kompressordurchfluss wcM führt, mit negativen Vorzeichen, auf denselben zweiten Summationsknoten 27, und die Differenz dieser Kompressordurchflüsse führt auf die Korrektureinheit 26. Aus der Korrektureinheit 26 führt ein modifizierter erster Statikparameter v* auf den statischen Sollwertbildner 23.
Das erfindungsgemässe Verfahren funktioniert wie folgt: Der erste Summationsknoten 21 bildet eine Regelabweichung p2S-p2. Der dynamische Regler 22 berechnet daraus die Kenngrösse z. Falls der dynamische Regler 22 ein PI-Regler ist, berechnet sich z gemäss x 1 = p 2 S - p 2 x 2 = x 1 z = ax 1 + bx 2 wobei a und b Parameter des PI-Reglers sind. Anhand des Wertes von z bestimmt der statische Sollwertbildner 23 einen ersten Sollwert ui und einen zweiten Sollwert u2 gemäss z > 0 ⇒ u 1 = z + v* u 2 = 0 z = 0 ⇒ u 1 = v* u 2 = 0 z < 0 ⇒ u 1 = v* u 2 = -kz
Dabei ist v* ein modifizierter erster Statikparameter und k ein zweiter Statikparameter. Der Wert von v* ist in Abhängigkeit von den Messwerten p1, T1, p2 der Kompressoreinheit 10 derart gewählt, dass der Betriebszustand des Kompressors für u1 = v* und u2=0 auf der Sicherheitsgrenze SG liegt. Diesem Betriebszustand entspricht ein Wert von z=0, wie aus den obigen Gleichungen für u1 und u2 ersichtlich ist. Es könnte diesem Betriebszustand auch ein beliebiger anderer Wert von z zugeordnet werden, wodurch aber nur die Gleichungen komplizierter werden würden, ohne dass sich ihre Funktionalität ändert. Figur 4 zeigt beispielhaft die oben beschriebenen Zusammenhänge zwischen der Kenngrösse z, den Sollwerten u1 und u2 sowie dem Gesamtdurchfluss wT.
Die im statischen Sollwertbildner 23 gebildeten Sollwerte u1 und u2 werden der Kompressoreinheit 10 übermittelt. Mit dem ersten Sollwert u1 wird in der Kompressoreinheit 10, beispielsweise über einen unterlagerten Regelkreis, ein Kennfeldparameter des Kompressors 13 verstellt, insbesondere ein Vorleitreihenwinkel oder eine Position eines Eingangsventils oder eine Drehzahl des Kompressors. Dabei verschiebt sich eine Kennlinie des Kompressors 13 in Figur 2 für zunehmende Werte von u1 von der mit u1,1 über die mit u1,2 zu der mit u1,3 gekennzeichneten Kennlinie. Diese Zunahme von u1 entspricht einer Öffnung der Vorleitreihe oder einer Öffnung des Eingangsventils oder einer Zunahme der Drehzahl des Kompressors 13. Im Folgenden wird der Einfachheit wegen nur die Regelung mit verstellbaren Vorleitreihen beschrieben. Die Überlegungen und die Regelung sind aber ohne weiteres auch auf ein verstellbares Eingangsventil oder einen drehzahlvariablen Kompressor 13 anwendbar.
Mit dem zweiten Sollwert u2 wird in der Kompressoreinheit 10, beispielsweise über einen unterlagerten Regelkreis, der Ventilhub des Rückführventils 17 verstellt. Dabei entspricht eine Zunahme von u2 einer Öffnung des Rückführventils 17 und eine Erhöhung des Rückflusses WR. Für u2=0 ist das Rückführventil 17 geschlossen.
Entsprechend den Werten von u1 und u2 sowie einer Charakteristik des Verbrauchers stellen sich ein Gesamtdurchfluss wT und ein Austrittsdruck p2 ein. Ist dieser Austrittsdruck p2 beispielsweise höher als der Austrittsdrucksollwert p2S, so wird die Regeldifferenz negativ und der dynamische Regler 22 führt zu einer Abnahme der Kenngrösse z. Die daraus folgende Veränderung der Sollwerte u1 und u2 wird anhand von Figur 2 erklärt: Der Kompressor befinde sich in einem mit S1 bezeichneten Zustand in einem normalen Betriebsbereich des Kompressors, das heisst, der Kompressordurchfluss wc ist grösser als bei einem Punkt auf der Sicherheitsgrenze SG mit gleichem Druckverhältnis. Somit ist u2=0 und das Rückführventil 17 geschlossen, der Gesamtdurchfluss wT ist gleich dem Kompressordurchfluss wc und wird durch den ersten Sollwert u1 und Verstellung der Vorleitreihe geregelt. Die Abnahme von z führt über u1 zu einer Schliessung der Vorleitreihe und zu einer Verringerung des Gesamtdurchflusses wT. Für kleine Änderungen werden die Druckverhältnisse als konstant betrachtet, so dass sich der Zustand des Kompressors 13 entlang einer Linie L in Richtung der Sicherheitsgrenze SG verschiebt und der Gesamtdurchfluss wT abnimmt. Erreicht der Zustand einen mit S2 bezeichneten Punkt auf der Sicherheitsgrenze SG, so entspricht dies wegen der oben beschriebenen Wahl von v* und weil u1=z+v* ist, einem Wert von z=0. Wird z weiter verkleinert, bleibt u1 = v* und somit der Zustand des Kompressors im Punkt S2 auf der Sicherheitsgrenze. Es wird hingegen das Rückführventil 17 gemäss u2=-k·z geöffnet, so dass der Gesamtdurchfluss wT nun gemäss der Differenz von Kompressordurchfluss wc und Rückfluss wR weiter abnimmt. Der Wert von k ist derart gewählt, dass ein Gradient des Gesamtdurchflusses wT in Abhängigkeit von z beim Übergang zur Öffnung des Rückführventils 17 mindestens annähernd konstant bleibt, das heisst, es ist
Figure 00100001
In Figur 4 deuten die gestrichelten Linien den Verlauf des Gesamtdurchflusses wT an, wenn k nicht wie oben beschrieben gewählt wird. In einer weiteren Variante der Erfindung wird k mittels einer Kompressorcharakteristik an den Betriebszustand des Kompressors angepasst.
Der erfindungsgemässe Regler hat den Vorteil, dass die wesentliche Reglerdynamik durch den dynamischen Regler 22 bestimmt werden kann, und dass dieser Regler auf nur eine Kenngrösse z wirkt. Damit entfallen bei dynamischen Mehrgrössenreglern auftretende Probleme der Koordination dynamischer Vorgänge beim Entwurf und im Betrieb. Dies wird möglich durch die erfindungsgemässe Betrachtung und Regelung der Kompressoreinheit als Ganzes und durch die statische Bestimmung der Sollwerte u1 und u2 aus der einzelnen Kenngrösse z.
Im Folgenden wird beschrieben, wie der zustandsabhängige erste Statikparameter v und der modifizierte erste Statikparameter v* bestimmt werden: Die erste Kompressorcharakteristik 24 bestimmt den ersten Statikparameter v aus den Messwerten der Kompressoreinheit 10, also aus Eintrittsdruck p1, Eintrittstemperatur T1 und Austrittsdruck p2, sowie aus dem bekannten Wert des ersten Sollwertes u1. Dazu wird beispielsweise von einer Beschreibung der Kompressorkennlinien durch eine Gleichung der Form wCM = f(u 1,p 1,p 2,T 1) ausgegangen. Diese bestimmt einen modellierten Kompressordurchfluss wCM in Abhängigkeit von u1 und von den Messwerten der Kompressoreinheit 10. Ebenfalls als Element der Kompressorcharakteristik 24 gegeben ist eine Gleichung, welche einen sogenannten Pumpfehler SE, das heisst ein Abstand eines Kompressorzustandes von der Sicherheitsgrenze SG berechnet
Figure 00110001
Der Wert von u1, für den dieser Ausdruck Null wird, ist gleich dem gesuchten Wert des ersten Statikparameters v.
Die obigen Gleichungen zur Beschreibung der Kompressorkennlinien und des Pumpfehlers sind implizite in den Kompressorcharakteristiken 24, 25 enthalten und entsprechen einem statischen Modell des Kompressorverhaltens. Die Gleichungen werden durch Messungen und/oder theoretische Analysen bestimmt. Vorteilhafterweise werden sie skaliert, normiert und in Tabellenform gespeichert. Die Bestimmung von u1 respektive v geschieht beispielsweise durch numerische Auflösung der Gleichung für den Pumpfehler sE, oder indem Lösungen der Gleichung in voraus berechnet und tabelliert werden.
Ein realer Kompressor 13 wird in seinem Verhalten von den modellierten, erwarteten Kompressorcharakteristiken abweichen. Um diese Abweichung der Kompressorcharakteristiken 24,25 von einem realen Kompressorverhalten auszugleichen, wird der erste Statikparameter v aufgrund einer Messung korrigiert, so dass der Übergang zwischen der Regelung durch die Vorleitreihe und der Regelung durch das Rückführventil 17 auf der Sicherheitsgrenze SG bleibt, und sich insbesondere nicht in Richtung der Pumpgrenze verschiebt. Als Messung wird beispielsweise der Kompressordurchfluss wC gewählt. In einer zweiten Kompressorcharakteristik 25 wird der modellierte Kompressordurchfluss wCM gemäss der oben bereits gezeigten Gleichung bestimmt. Von diesem modellierten Kompressordurchfluss wCM wird im Summationsblock 21 der gemessene Kompressordurchfluss wC abgezogen. Anhand der Differenz wCM-wC wird in der Korrektureinheit 26 der modifizierte erste Statikparameter v* beispielsweise als v* = v + K(wCM - wC ) bestimmt, wobei K eine Konstante ist. Anstelle dieser linearen Korrektur wird beispielsweise auch eine nichtlineare und/oder eine dynamische Abhängigkeit von v* von der Differenz wCM-wC verwendet.
Falls die Messung des Kompressordurchflusses wc ausfällt, wird vorteilhafterweise ein Warnsignal ausgegeben und die Regelung mit einem zuletzt gemessenen Wert von wC fortgeführt. Da sich eine relevante Abweichung des realen vom modellierten Kompressorverhalten im Verlauf von Tagen bis Wochen entwickelt, ist dies nicht kritisch.
In einer weiteren Variante des erfindungsgemässen Reglers wird anstelle des Austrittsdrucks p2 der Gesamtdurchfluss wT vorgegeben. In diesem Fall wird die gleiche Struktur wie in Figur 3 verwendet, jedoch mit anderen Koeffizienten des dynamischen Reglers 22. Der geregelte Gesamtdurchfluss WT ist wahlweise ein Massenstrom oder ein Volumenstrom. In einer weiteren Variante des erfindungsgemässen Reglers ist der dynamische Regler 22 ein kombinierter Feedforward/Feedback-Regler mit p2S und wTS als Eingängen, oder eine Reglerkaskade für p2 und wT. Ebenso sind weitere Reglervarianten möglich, die alle auf der Idee einer gemeinsamen Kenngrösse für einen Kennfeldparameter und das Rückführventil 17 basieren.
Die erfindungsgemässe Regelung wird in einer bevorzugten Variante zur Regelung eines radial wirkenden Gaskompressors zur Brennstoffversorgung einer Gasturbine eingesetzt. Die erste Sollgrösse ui gibt dabei Werte für eine verstellbare Vorleitreihe vor. Diese Regelung eines Gaskompressors wurde in Simulationen getestet, wobei der Gasbedarf der Gasturbine innert 4 Sekunden von 100% auf 10% verringert wurde. Die Regelung verhält sich mindestens ebenso gut wie herkömmliche, wesentlich kompliziertere Regelstrukturen.
In weiteren bevorzugten Varianten der erfindungsgemässen Regelung wird sie zur Regelung von Axialkompressoren, von Turboladern, oder zur Regelung der Drehzahl von drehzahlvariablen Kompressoren über die erste Sollgrösse u1 eingesetzt.
Bezugszeichenliste
10
Kompressoreinheit
11
Mischer
12
Einlass
13
Kompressor
14
Austritt
15
Abzweigung
16
Rückflussleitung
17
Ventil, Rückführventil
21
erster Summationsknoten
22
Dynamischer Regler
23
Statischer Sollwertbildner
24
erste Kompressorcharakteristik
25
zweite Kompressorcharakteristik
26
Korrektureinheit
27
zweiter Summationsknoten
k
zweiter Statikparameter
p1
Eintrittsdruck
P2
Austrittsdruck
P2S
Austrittsdrucksollwert
PG
Pumpgrenze
SE
Pumpfehler
SG
Sicherheitsgrenze
T1
Eintrittstemperatur
u1
erster Sollwert
u2
zweiter Sollwert
v
erster Statikparameter
v*
modifizierter erster Statikparameter
WC
Kompressordurchfluss
WCM
modellierter Kompressordurchfluss
wR
Rückfluss
wT
Gesamtdurchfluss
WTS
Gesamtdurchflusssollwert
z
Kenngrösse

Claims (12)

  1. Regelverfahren für eine Kompressoreinheit (10), die einen Kompressor (13) und ein Ventil (17) aufweist, wobei das Ventil (17) ein Rückführventil oder ein Abblasventil ist, der Kompressor (13) einen Kompressordurchfluss wC aufweist, das Ventil (17) einen Rückfluss wR aufweist, und ein Gesamtdurchfluss wT gleich einer Differenz wC-wR ist, dadurch gekennzeichnet,
    dass aus einer einzelnen Kenngrösse z für einen zu liefernden Gesamtdurchfluss wT mittels einer ersten statischen Funktion ein erster Sollwert u1 zur Steuerung einer Vorleitreihe oder eines Eintrittsventils oder einer Drehzahl des Kompressors (13) und mittels einer zweiten statischen Funktion ein zweiter Sollwert u2 zur Steuerung des Ventils (17) berechnet wird.
  2. Regelverfahren gemäss Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Gesamtdurchfluss wT in einem normalen Betriebsbereich mittels des ersten Sollwertes u1 geregelt wird, wobei das Ventil (17) geschlossen bleibt, und für Werte des Gesamtdurchflusses wT, die für ein am Kompressor (13) herrschendes Druckverhältnis kleiner als im normalen Betriebsbereich sind, mittels des zweiten Sollwertes u2 und des Ventils (17) geregelt wird, wobei der erste Sollwert u1 konstant belassen wird.
  3. Regelverfahren gemäss Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die statischen Funktionen stückweise linear gewählt werden.
  4. Regelverfahren gemäss Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Berechnung der Sollwerte
    für z>0 gemäss u1=z+v* und u2=0,
    für z=0 gemäss u1=v* und u2=0, und
    für z<0 gemäss u1=v* und u2=-k·z geschieht, wobei der Wert von v* ein Wert des ersten Sollwertes ist, bei dem sich ein Zustand des Kompressors (13) auf einer Sicherheitsgrenze (SG) vor einer Pumpgrenze (PG) befindet, und der Wert von k derart bestimmt wird, dass ein Gradient des Gesamtdurchflusses wT in Abhängigkeit der Kenngrösse z beim Übergang über eine Stelle z=0 mindestens annähernd konstant bleibt.
  5. Regelverfahren gemäss Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Wert von v* anhand einer ersten Kompressorcharakteristik (24) und anhand von Messwerten von Betriebsbedingungen der Kompressoreinheit berechnet wird, und dadurch dem Zustand des Kompressors (13) angepasst wird.
  6. Regelverfahren gemäss Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Wert von v* anhand einer zweiten Kompressorcharakteristik (25) und anhand von Messwerten des Kompressordurchflusses wc korrigiert wird, und dadurch Abweichungen der Kompressorcharakteristiken (24,25) von einem realen Kompressorverhalten ausgeglichen werden.
  7. Vorrichtung zur Regelung einer Kompressoreinheit (10), wobei die Kompressoreinheit einen Kompressor (13) und ein Ventil (17) aufweist, das Ventil (17) ein Rückführventil oder ein Abblasventil ist, der Kompressor (13) einen Kompressordurchfluss wc aufweist, das Ventil (17) einen Rückfluss wR aufweist, und ein Gesamtdurchfluss wT gleich einer Differenz wC-wR ist, dadurch gekennzeichnet,
    dass die Vorrichtung einen statischen Sollwertbildner (22) mit einer ersten statischen Funktion zur Berechnung eines ersten Sollwerts ui zur Steuerung einer Vorleitreihe oder eines Eintrittsventils oder einer Drehzahl des Kompressors und mit einer zweiten statischen Funktion zur Berechnung eines zweiten Sollwerts u2 zur Steuerung des Ventils (17) aufweist, wobei die statischen Funktionen von einer gemeinsamen Kenngrösse z für einen zu liefernden Gesamtdurchfluss wT abhängig sind.
  8. Vorrichtung gemäss Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Gesamtdurchfluss wT in einem normalen Betriebsbereich vom ersten Sollwert u1 abhängig ist, wobei das Ventil (17) geschlossen ist, und für Werte des Gesamtdurchflusses wT, die für ein am Kompressor (13) herrschendes Druckverhältnis kleiner als im normalen Betriebsbereich ist, vom zweiten Sollwerte u2 und der Stellung des Ventils (17) abhängig ist, wobei der erste Sollwert u1 konstant ist.
  9. Vorrichtung gemäss Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die statischen Funktionen stückweise linear sind.
  10. Vorrichtung gemäss Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Berechnung die Sollwerte u1 und u2
       für z>0 gleich u1=z+v* und u2=0,
       für z=0 gleich u1=v* und u2=0, und
       für z<0 gleich u1=v* und u2=-k·z sind,
    wobei der Wert von v* ein Wert des ersten Sollwertes ist, bei dem sich ein Zustand des Kompressors (13) auf einer Sicherheitsgrenze (SG) vor einer Pumpgrenze (PG) befindet, und der Wert von k derart ist, dass ein Gradient des Gesamtdurchflusses wT in Abhängigkeit der Kenngrösse z beim Übergang über eine Stelle z=0 mindestens annähernd konstant bleibt.
  11. Vorrichtung gemäss Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass sie eine erste Kompressorcharakteristik (24) zur Bestimmung des Wertes von v* und zur Anpassung des Wertes von v* an den Zustand des Kompressors (13) anhand von Messwerten von Betriebsbedingungen (p1, T1, p2) der Kompressoreinheit aufweist.
  12. Vorrichtung gemäss Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass sie ein zweite Kompressorcharakteristik (25) zur Erzeugung eines modellierten Kompressordurchflusses wCM aufweist, und dass sie eine Korrektureinheit (26) zur Korrektur des Wertes von v* und zum Ausgleich von Abweichungen der Kompressorcharakteristiken (24,25) von einem realen Kompressorverhalten anhand von einer Differenz des modellierten Kompressordurchflusses wCM von Messwerten des Kompressordurchflusses wC aufweist.
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Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2010040734A1 (en) * 2008-10-07 2010-04-15 Shell Internationale Research Maatschappij B.V. Method of controlling a compressor and apparatus therefor
WO2012032164A1 (de) 2010-09-09 2012-03-15 Siemens Aktiengesellschaft Verfahren zur steuerung eines verdichters
CN110878759A (zh) * 2018-09-06 2020-03-13 新特能源股份有限公司 一种高转速离心式压缩机防喘振控制方法

Families Citing this family (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10151032A1 (de) * 2001-10-16 2003-04-30 Siemens Ag Verfahren zur Optimierung des Betriebs mehrerer Verdichteraggregate einer Erdgasverdichtungsstation
US20050276702A1 (en) * 2004-06-10 2005-12-15 Reisinger Paul G Compressor inlet pressure control system
US7841825B2 (en) * 2006-10-26 2010-11-30 Industrial Technology Research Institute Method for predicting surge in compressor
CN101631947B (zh) * 2006-12-11 2012-02-08 迪泰昂萨有限公司 内燃发动机egr装置
US9568894B2 (en) * 2007-06-12 2017-02-14 Ford Global Technologies, Llc Method and control system for a compressor that is operable with a climate system
US20090140444A1 (en) * 2007-11-29 2009-06-04 Total Separation Solutions, Llc Compressed gas system useful for producing light weight drilling fluids
DE102008006739A1 (de) * 2008-01-30 2009-08-13 Daimler Ag Verdichtersystem für eine Brennstoffzellenanordnung, Brennstoffzellenanordnung und Verfahren zur Kontrolle
DE102008039407A1 (de) * 2008-08-22 2010-02-25 Daimler Ag Verfahren zum Betrieb eines Brennstoffzellensystems mit einer Brennstoffzelle und einem elektrisch antreibbaren Turbolader
US8291720B2 (en) * 2009-02-02 2012-10-23 Optimum Energy, Llc Sequencing of variable speed compressors in a chilled liquid cooling system for improved energy efficiency
DE102011105917A1 (de) * 2011-06-21 2012-12-27 GM Global Technology Operations LLC (n. d. Gesetzen des Staates Delaware) Verdichtervorrichtung für den Turbolader eines Kolbenmotors, insbesondere für den Einsatz in einem Kraftfahrzeug, und Verfahren zu dessen Betrieb
EP3081785A4 (de) * 2014-07-31 2017-03-29 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. Verdichtersteuerungsvorrichtung, verdichtersteuerungssystem und verdichtersteuerungsverfahren
KR102488575B1 (ko) * 2016-03-11 2023-01-16 한화파워시스템 주식회사 압축기 제어 시스템 및 압축기의 제어 방법
CN106368975B (zh) * 2016-11-25 2017-12-01 沈阳鼓风机集团股份有限公司 一种pcl压缩机性能控制方法及装置
EP3818259A4 (de) * 2018-07-02 2022-04-06 Cummins, Inc. Verdichterstossüberwachung
JP7214613B2 (ja) * 2019-12-03 2023-01-30 株式会社神戸製鋼所 圧縮システムの制御方法、圧縮システム及び水素ステーション
US12044245B2 (en) * 2021-04-29 2024-07-23 Copeland Lp Mass flow interpolation systems and methods for dynamic compressors

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3979655A (en) * 1975-03-31 1976-09-07 Compressor Controls Corporation Control system for controlling a dynamic compressor
DE2739229A1 (de) * 1977-08-31 1979-03-15 Siemens Ag Regeleinrichtung fuer einen turboverdichter
US4807150A (en) * 1986-10-02 1989-02-21 Phillips Petroleum Company Constraint control for a compressor system
EP0368557A2 (de) * 1988-11-07 1990-05-16 Eaton Corporation Kompressorsystem mit System zum Erkennen des Pumpens des Kompressors
EP0398436A1 (de) * 1989-05-15 1990-11-22 Elliott Turbomachinery Company, Inc. Verdichterregelsystem zur Verbesserung der Mindestfördermenge und zur Verminderung des Pumpens
US5306116A (en) * 1992-04-10 1994-04-26 Ingersoll-Rand Company Surge control and recovery for a centrifugal compressor

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3979665A (en) * 1975-02-05 1976-09-07 Baxter Laboratories, Inc. Conductivity monitoring system
US4046490A (en) * 1975-12-01 1977-09-06 Compressor Controls Corporation Method and apparatus for antisurge protection of a dynamic compressor
US4971516A (en) * 1988-05-04 1990-11-20 Exxon Research & Engineering Company Surge control in compressors
US5508943A (en) * 1994-04-07 1996-04-16 Compressor Controls Corporation Method and apparatus for measuring the distance of a turbocompressor's operating point to the surge limit interface

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3979655A (en) * 1975-03-31 1976-09-07 Compressor Controls Corporation Control system for controlling a dynamic compressor
DE2739229A1 (de) * 1977-08-31 1979-03-15 Siemens Ag Regeleinrichtung fuer einen turboverdichter
US4807150A (en) * 1986-10-02 1989-02-21 Phillips Petroleum Company Constraint control for a compressor system
EP0368557A2 (de) * 1988-11-07 1990-05-16 Eaton Corporation Kompressorsystem mit System zum Erkennen des Pumpens des Kompressors
EP0398436A1 (de) * 1989-05-15 1990-11-22 Elliott Turbomachinery Company, Inc. Verdichterregelsystem zur Verbesserung der Mindestfördermenge und zur Verminderung des Pumpens
US5306116A (en) * 1992-04-10 1994-04-26 Ingersoll-Rand Company Surge control and recovery for a centrifugal compressor

Cited By (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2010040734A1 (en) * 2008-10-07 2010-04-15 Shell Internationale Research Maatschappij B.V. Method of controlling a compressor and apparatus therefor
US8840358B2 (en) 2008-10-07 2014-09-23 Shell Oil Company Method of controlling a compressor and apparatus therefor
WO2012032164A1 (de) 2010-09-09 2012-03-15 Siemens Aktiengesellschaft Verfahren zur steuerung eines verdichters
DE102010040503A1 (de) * 2010-09-09 2012-03-15 Siemens Aktiengesellschaft Verfahren zur Steuerung eines Verdichters
DE102010040503B4 (de) * 2010-09-09 2012-05-10 Siemens Aktiengesellschaft Verfahren zur Steuerung eines Verdichters
CN103097737A (zh) * 2010-09-09 2013-05-08 西门子公司 用于控制压缩机的方法
CN103097737B (zh) * 2010-09-09 2015-06-03 西门子公司 用于控制压缩机的方法
CN110878759A (zh) * 2018-09-06 2020-03-13 新特能源股份有限公司 一种高转速离心式压缩机防喘振控制方法
CN110878759B (zh) * 2018-09-06 2021-01-22 新特能源股份有限公司 一种高转速离心式压缩机防喘振控制方法

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US6406268B1 (en) 2002-06-18

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