ITCO20090072A1

ITCO20090072A1 - Bilanciamento dinamico di spinta per compressori centrifughi

Info

Publication number: ITCO20090072A1
Application number: IT000072A
Authority: IT
Inventors: Claudia Cagnarini; Gabriele Mariotti
Original assignee: Nuovo Pignone Spa
Priority date: 2009-12-22
Filing date: 2009-12-22
Publication date: 2011-06-23
Also published as: EP2516866A2; JP2013515192A; CN102762871A; AU2010335267A1; CN102762871B; BR112012015363A2; RU2012127256A; MX2012007457A; US20130115042A1; WO2011076668A3; WO2011076668A2; RU2557143C2; JP5928827B2; CA2785334A1; KR20120123351A; IT1397707B1

Description

DESCRIZIONE

CAMPO DELL’INVENZIONE

La presente invenzione è genericamente relativa ai compressori centrifughi e, più specificamente, al bilanciamento della spinta in tali compressori.

ARTE NOTA

Un compressore è una macchina che aumenta la pressione di un fluido comprimibile, per esempio un gas, utilizzando energia meccanica. I compressori sono impiegati in numerose applicazioni diverse, compreso l’uso come stadio iniziale di una turbina a gas. Le turbine a gas a loro volta trovano impiego in un grande numero di processi industriali, compresa la generazione di energia, la liquefazione di gas naturale e in altri processi. Tra i vari tipi di compressori utilizzati in tali processi e impianti produttivi vi sono i cosiddetti compressori centrifughi, nei quali l’energia meccanica agisce sul gas in ingresso al compressore per mezzo dell’accelerazione centrifuga che accelera le particelle del gas, per esempio tramite la rotazione di una girante centrifuga o di un rotore attraverso cui passa il gas.

I compressori centrifughi possono essere dotati di un rotore singolo, in una configurazione monostadio, oppure di una molteplicità di rotori posti in serie, nel qual caso sono spesso indicati come compressori multistadio. Ogni stadio di un compressore centrifugo comprende di solito un condotto di ingresso per il gas da comprimere, un rotore in grado di fornire energia cinetica al gas in ingresso e un condotto di uscita che converte l’energia cinetica del gas che lascia il rotore in energia di pressione.

I compressori centrifughi verticali sono soggetti a una spinta assiale sul rotore causata dalla differenza di pressione attraverso gli stadi e dalla variazione del momento della quantità di moto del gas che ruota dalla direzione orizzontale a quella verticale. La spinta assiale viene normalmente compensata da un pistone di bilanciamento e da un cuscinetto reggispinta assiale. Poiché non è possibile scaricare sul cuscinetto reggispinta assiale tutta la spinta generata dal rotore, in fase di progetto si prevede un pistone di bilanciamento per compensare la maggior parte della spinta, lasciando al cuscinetto il compito di contrastare la spinta residua. Il pistone di bilanciamento è di solito realizzato nella forma di un disco o tamburo rotante montato sull’albero del compressore, in modo che durante il funzionamento ciascun lato del disco o tamburo di bilanciamento è soggetto a pressioni differenti. Il diametro del pistone di bilanciamento viene scelto in modo da ottenere un carico assiale desiderato, per evitare che il suo carico residuo possa sovraccaricare il cuscinetto assiale. I cuscinetti ad olio sono normalmente progettati per sopportare forze di spinta assiale dell’ordine di quattro volte maggiori della massima spinta residua attesa al verificarsi di condizioni anomale, per esempio in caso di sovraccarico.

Tuttavia, quando le condizioni del gas cambiano durante il funzionamento del compressore, la compensazione fornita dal pistone di bilanciamento può non essere sufficiente ad evitare il sovraccarico del cuscinetto. In effetti alcuni tipi di compressori centrifughi sono più soggetti di altri a tali variazioni delle condizioni del gas, per esempio, nelle applicazioni per l’immagazzinamento del gas per compressori centrifughi multistadio che prevedono il funzionamento in parallelo, in cui la differenza di spinta assiale tra prima e seconda sezione del compressore, legata a differenze nel coefficiente di flusso, può non essere compensata prontamente dal pistone di bilanciamento. Pertanto i comuni cuscinetti ad olio sono normalmente progettati per sopportare forze di spinta assiale dell’ordine di quattro volte la massima spinta residua attesa al verificarsi di condizioni anomale, per esempio in caso di sovraccarico.

Un altro sviluppo recente prevede la sostituzione dei comuni cuscinetti ad olio con cuscinetti magnetici attivi (active magnetic bearings, nel seguito AMB) come supporto assiale (e radiale) rotante dell’albero del compressore. Gli AMB controllano lo spostamento assiale e radiale entro il compressore in base a principi elettromagnetici. In breve, gli AMB comprendono un elettromagnete azionato da un amplificatore di potenza, il quale regola la tensione (e quindi la corrente) nelle bobine dell’elettromagnete in funzione di un segnale di retroazione che indica lo spostamento del rotore del compressore all’interno del dispositivo. Gli AMB sono dotati della desiderata caratteristica di non richiedere olio come lubrificante, riducendo la manutenzione del compressore e potenzialmente rimuovendo la necessità degli elementi di tenuta tra le giranti e il cuscinetto. Tuttavia gli AMB sono anche soggetti allo svantaggio di non poter sostenere spinte assiali nella misura dei comuni cuscinetti ad olio.

Conformemente a ciò, sarebbe desiderabile progettare e fornire metodi e sistemi per il bilanciamento della spinta in tali compressori in grado di superare le summenzionate limitazioni dei sistemi di bilanciamento esistenti.

DESCRIZIONE SOMMARIA

Le realizzazioni esemplificative sono relative a sistemi e metodi per il bilanciamento dinamico dei carichi assiali nei compressori centrifughi, volte a ridurre i carichi assiali residui sui cuscinetti in essi utilizzati. Un sensore (o una sonda) rileva un parametro associato al carico assiale esercitato sul cuscinetto. La pressione in una camera di bilanciamento viene controllata in base al parametro rilevato, al fine di regolare la compensazione assiale della forza generata da un tamburo di bilanciamento. I vantaggi secondo le realizzazioni esemplificative qui descritte comprendono, per esempio, una riduzione delle forze assiali residue agenti sui cuscinetti in diverse condizioni di funzionamento. Tuttavia gli esperti in materia comprenderanno che tali vantaggi non sono da intendere come limitazioni della presente invenzione, salvo per quanto dichiarato esplicitamente in una o più delle rivendicazioni che seguiranno.

Secondo una delle realizzazioni esemplificative, un compressore centrifugo comprende almeno un gruppo rotore, comprendente a sua volta almeno una girante, un cuscinetto collegato a tale gruppo per sostenere in rotazione il gruppo rotore, uno statore, un tamburo di bilanciamento disposto tra tale almeno una girante e detto cuscinetto, una camera di bilanciamento, definita almeno in parte da un lato esterno di detto tamburo di bilanciamento e avente una linea di bilanciamento ad essa collegata, un sensore per il rilevamento di un parametro associato ad un carico assiale esercitato su detto cuscinetto, e una valvola di controllo per variare una pressione entro la camera di bilanciamento in base al parametro rilevato.

Secondo un’altra realizzazione esemplificativa, un metodo per bilanciare il carico assiale esercitato sul cuscinetto di un compressore centrifugo comprende le fasi di rilevamento di un parametro associato al carico assiale e il controllo di una pressione in una camera di bilanciamento posta in prossimità di un tamburo di bilanciamento nel compressore centrifugo, in base al parametro rilevato, al fine di bilanciare dinamicamente il carico assiale agente sul cuscinetto.

BREVE DESCRIZIONE DEI DISEGNI

I disegni allegati illustrano le realizzazioni esemplificative, dove: la Figura 1 è lo schema di un compressore centrifugo del tipo multistadio, che può essere dotato di un meccanismo di bilanciamento dinamico secondo le realizzazioni esemplificative;

la Figura 2 mostra il bilanciamento statico del carico assiale in un compressore centrifugo.

La Figura 3 mostra il bilanciamento dinamico del carico assiale in un compressore centrifugo

secondo una realizzazione esemplificativa; e

la Figura 4 è un diagramma di flusso che illustra un metodo per il bilanciamento dinamico secondo una realizzazione esemplificativa. DESCRIZIONE DETTAGLIATA

La seguente descrizione dettagliata delle realizzazioni esemplificative fa riferimento ai disegni di accompagnamento. Gli stessi numeri di riferimento in diversi disegni identificano gli stessi elementi o elementi simili. Ulteriormente, la seguente descrizione dettagliata non limita l’invenzione. Il campo d’applicazione dell’invenzione è invece definito dalle rivendicazioni allegate.

Per fornire un contesto alla successiva discussione relativa ai sistemi di bilanciamento della spinta secondo queste realizzazioni esemplificative, la Figura 1 illustra schematicamente un compressore centrifugo multistadio 10 nel quale può essere impiegato tale sistema bilanciamento della spinta. Qui, il compressore 10 comprende un alloggiamento o contenitore (lo statore) 12 entro il quale è montato l’albero compressore rotante 14 dotato di una molteplicità di giranti centrifughe16. Il gruppo rotore 18 comprende l’albero 14 e le giranti 16 ed è sostenuto radialmente e assialmente dai cuscinetti 20, disposti sui due lati del gruppo rotore 18.

Il compressore centrifugo multistadio funziona prendendo un gas di processo in entrata dal condotto di ingresso 22, aumentandone la pressione tramite il funzionamento del gruppo rotore ed emettendo poi il gas di processo attraverso un condotto di uscita 24 a una pressione di uscita più alta di quella di ingresso. Il gas di processo può essere per esempio biossido di carbonio, solfuro di idrogeno, butano, metano, etano, propano, gas naturale liquido o una loro combinazione. I sistemi di tenuta 26, posti tra i rotori 16 e i cuscinetti 20, servono a impedire che il gas di processo raggiunga i cuscinetti 20. L’alloggiamento 12 è configurato in modo da coprire i cuscinetti 20 e il sistema di tenuta 26, per impedire la fuga di gas dal compressore centrifugo 10. Secondo diverse realizzazioni esemplificative della presente invenzione, i cuscinetti 20 posso essere implementati come cuscinetti ad olio o come cuscinetti magnetici attivi. Se vengono impiegati cuscinetti magnetici attivi al posto dei cuscinetti 20, allora si possono omettere i meccanismi di tenuta 26.

Il compressore centrifugo 10 comprende anche il pistone o tamburo di bilanciamento 28 descritto in precedenza, con la sua tenuta a labirinto 30. Una linea di bilanciamento 32 mantiene la pressione entro una camera di bilanciamento 34, sul lato esterno del tamburo di bilanciamento, alla stessa pressione (o sostanzialmente alla stessa pressione) del gas di processo entrante dal condotto di ingresso 22. Tuttavia, secondo le realizzazioni esemplificative descritte nel seguito, tale linea di bilanciamento 32 comprende una valvola di controllo che può modulare la pressione nella camera di bilanciamento 34 in base, per esempio, al carico assiale rilevato sul cuscinetto 20 o in prossimità di esso, come sarà descritto nel seguito in relazione alla Figura 3.

Tuttavia inizialmente sarà utile descrivere, nella discussione relativa alla Figura 2, l’interazione dei vari elementi illustrati nella Figura 1 in rapporto al carico assiale in generale. Qui sono illustrate concettualmente le varie forze di carico assiale associate al funzionamento del compressore centrifugo 10. Come mostrato nella Figura 2, le giranti 16 applicano un carico assiale (una forza) ai cuscinetti 20 in direzione del lato interno (di bassa pressione) del compressore 10, a causa, per esempio, delle differenze di pressione tra gli stadi, delle variazioni nella quantità di moto del gas, eccetera. Sebbene non sia mostrato nella Figura 2, il motore che aziona l’albero 18 del compressore applicherà un carico assiale (sostanzialmente costante) in direzione opposta, cioè verso il lato esterno (di alta pressione) del compressore centrifugo 10. Al fine di contrastare il restante carico assiale delle giranti 16, il tamburo di bilanciamento 28 è progettato per esercitare una forza assiale diretta verso il lato esterno e la cui intensità dipende dal carico assiale previsto delle giranti meno quello del motore. Ciò si realizza ad esempio progettando il sistema in modo tale che la pressione Pu esercitata dal gas di processo sul lato interno del tamburo di bilanciamento 28 sia maggiore della pressione Pe esercitata sul lato esterno del tamburo di bilanciamento 28, e scegliendo un tamburo di bilanciamento avente un diametro adatto a produrre la forza di bilanciamento desiderata. Lo sbilanciamento di pressione viene sviluppato e mantenuto dal condotto di bilanciamento 32 tra la camera di bilanciamento 34 e il condotto di aspirazione principale associato al condotto di ingresso 22, in modo che la pressione nella camera di bilanciamento sia sostanzialmente la stessa rispetto al lato interno delle giranti 16.

Idealmente, la compensazione della spinta assiale fornita dal tamburo di bilanciamento 28 varierebbe sostanzialmente il carico assiale applicato ai cuscinetti 20 dalle giranti 16, almeno quanto basta per fare in modo che l’eventuale carico residuo sia compreso entro le specifiche di progetto dei cuscinetti 20. Tuttavia, come descritto in precedenza, le variazioni di funzionamento nel compressore e/o l’impiego di AMB al

posto dei cuscinetti 20 possono provocare il superamento delle

tolleranze di progetto dei cuscinetti 20 per quanto riguarda la loro

portata assiale. Si consideri per esempio la seguente Tabella 1 che

illustra i risultati di una prova di carico assiale su un compressore

centrifugo esemplificativo 10, a sei giranti, avente un tamburo di

bilanciamento 28 con diametro di 231 mm, rotante a 17000 giri al

minuto. I cuscinetti 20 del compressore di prova erano del tipo AMB,

con portata assiale nominale compresa tra /– 9000 N.

Tabella 1

Portata % Carico assiale motore Carico assiale stadi [N] Carico assiale Carico residuo [N]

[N] tamburo [N]

141 11055 -74644 49557 -14032

140 11055 -76773 51973 -13745

130 11055 -103554 82378 -10121

120 11055 -122331 104646 -6630

110 11055 -137399 123401 -2943

100 11055 -149200 138755 609

90 11055 -157029 150214 4241

80 11055 -161512 157971 7514

73 11055 -162875 161356 9536

Si vede dalla Tabella 1 come per portate pari al 73%, 130%, 140%,

141% rispetto alla portata nominale di progetto, il carico assiale residuo,

cioè il carico assiale applicato sui cuscinetti AMB 20 del compressore

centrifugo, supera la portata massima (+/– 9000 N) dei cuscinetti, nella

configurazione illustrata nella Figura 2, cioè con una linea 32 di

bilanciamento non controllata.

Secondo le realizzazioni esemplificative della presente invenzione, una

valvola di controllo 40 viene posta sulla linea di bilanciamento 32 per consentire il controllo automatico della pressione Pe esercitata sul lato esterno del tamburo di bilanciamento 28, come mostrato nella Figura 3. In questa figura vengono utilizzati gli stessi numeri di riferimento delle Figure 1 e 2 per indicare componenti omologhi di un compressore centrifugo 10. La valvola di controllo 40 regola la pressione nella camera di bilanciamento 34 per variare la forza di reazione prodotta dal tamburo di bilanciamento 28 in funzione, per esempio, dello spostamento dei cuscinetti 20 o del carico assiale sui cuscinetti 20, misurato da un sensore (o sonda) 42.

La valvola di controllo 40 controlla pertanto il valore della pressione Pe e, di conseguenza, il valore del carico assiale di bilanciamento fornito dal tamburo di bilanciamento 28. Più in dettaglio, chiudendo la valvola di controllo 40 la pressione Pe aumenta, e di conseguenza si riduce il valore del carico assiale di bilanciamento fornito dal tamburo di bilanciamento 28. In alternativa, aprendo la valvola di controllo 40 la pressione Pe diminuisce, e di conseguenza, aumenta il valore del carico assiale di bilanciamento fornito dal tamburo di bilanciamento 28. Quando la valvola di controllo 40 è del tutto aperta, si produce il massimo valore del carico assiale di bilanciamento fornito dal tamburo di bilanciamento 28. Poiché il carico prodotto dal tamburo di bilanciamento 28 è, secondo le realizzazioni esemplificative, variabile in modo controllato, può essere desiderabile progettare il tamburo di bilanciamento 28 in modo tale che il suo carico massimo di bilanciamento sia maggiore di quello prodotto dai tamburi di bilanciamento statici (cioè prevedendo di utilizzare nel sistema un tamburo di bilanciamento 28 di maggiori dimensioni) in quanto è possibile, in tali realizzazioni esemplificative, ridurre il valore del bilanciamento prodotto chiudendo la valvola 40 secondo quanto desiderato.

Come indicato in precedenza, la valvola di controllo 40 viene controllata in base a un segnale di retroazione fornito dal sensore (o sonda) 42 in riferimento al valore del carico assiale applicato al cuscinetto 20 in un dato momento. Il sensore (o sonda) 42 può eseguire periodicamente le misure e inviarle alla logica di controllo 44, collegata alla valvola di controllo 40, in modo da applicare l’algoritmo di controllo desiderato per aprire e chiudere la valvola 40 secondo quanto necessario per tener conto delle variazioni di funzionamento che producono un maggiore (o minore) carico residuo sui cuscinetti 20. Una relazione esemplificativa tra il carico assiale rilevato e il funzionamento della logica di controllo 44, volto a controllare la pressione del gas attraverso la valvola 40, viene discusso nel seguito in relazione alla Tabella 2. La logica di controllo 44 può essere realizzata con un sistema ASIC, FPGA, con un calcolatore, o con altri tipi di processori e può essere implementata completamente a mezzo hardware, completamente a mezzo software o da una qualsiasi combinazione di essi. Il sensore (o sonda) 42 può essere scelto tra uno qualsiasi di diversi tipi. Per esempio, se il cuscinetto 20 è del tipo AMB, si può utilizzare un sensore (o sonda) a induzione come trasduttore di spostamento potenziometrico lineare (LPDT), per misurare lo spostamento del cuscinetto 20 provocato dal carico assiale. In alternativa, se il cuscinetto 20 è del tipo a olio, può essere più opportuno utilizzare un sensore (o sonda) a correnti parassite come sensore (o sonda) 42. In alternativa possono essere impiegati altri tipi di sensori, come ad esempio i sensori piezoelettrici o dei sensori che misurano la pressione nello strato di olio nel cuscinetto.

Secondo una realizzazione esemplificativa, la logica di controllo 44 può comprendere un regolatore proporzionale integrale derivativo (PID) che modifica automaticamente, in un controllo ad anello chiuso, le variazioni di pressione nella camera del tamburo di bilanciamento 34 in funzione della spinta esercitata sulla macchina. Per esempio, per cuscinetti AMB le correnti nelle bobine sono indicative della spinta controllata dal sistema. In particolare, se la corrente nella bobina di un cuscinetto reggispinta AMB supera un dato valore (soglia), la logica di controllo 44 può agire sulla valvola 40 attraverso un più semplice regolatore PID. Secondo le realizzazioni esemplificative, il sistema di controllo può essere progettato con una polarizzazione (valore di isteresi) per evitare la vibrazione della valvola sotto carico.

È stata eseguita una prova per valutare la disposizione secondo le realizzazioni esemplificative illustrate nella Figura 3 e per determinare la sua capacità di eseguire un miglior controllo del carico residuo sui cuscinetti 20. La prova utilizza lo stesso tipo di compressore centrifugo 10 valutato in precedenza per produrre i risultati della

Tabella 1, cioè un compressore centrifugo a 6 giranti, rotante a 17000

giri al minuto, salvo che il diametro del tamburo di bilanciamento 28 è

stato aumentato portandolo a 247 mm, per ottenere una capacità di

carico assiale di bilanciamento leggermente maggiore, in siffatta

disposizione di bilanciamento dinamico. I risultati della prova sono

illustrati nella Tabella 2.

Tabella 2

Portata % Carico assiale motore Carico assiale stadi Pressione di Carico assiale Carico residuo [N] [N] ingresso [bar] tamburo [N] [N]

141 11055 -74644 60 63141 -448

140 11055 -76773 60 66470 752

130 11055 -103554 65 92105 -394

120 11055 -122331 69 109779 -1497

110 11055 -137399 72 125865 -479

100 11055 -149200 75 137265 -881

90 11055 -157029 77 146551 577

80 11055 -161512 79 150734 277

73 11055 -162875 80 152146 326

Si può osservare nella Tabella 2 che la pressione Pe nella camera di

bilanciamento 34 varia per almeno la maggior parte dei diversi valori di

portata nella tabella, sotto il controllo della valvola 40. La valvola di

controllo è controllata dal sensore (o sonda) 42 e dalla logica di

controllo 44 in modo che sia più chiusa (pressione Pe minore) per

portate maggiori e più aperta (pressione Pe maggiore) per portate

minori. Come si vede nella colonna dei carichi residui, ciò determina il

controllo del carico residuo sul cuscinetto 20 entro una gamma di valori

più ristretta rispetto a quanto era possibile senza i controlli dinamici,

secondo le realizzazioni esemplificative. Infatti ora i valori sono contenuti facilmente entro i limiti delle specifiche di progetto per la capacità di carico dei cuscinetti AMB (+/- 9000 N). Si noti che in questo esempio la pressione nominale nella camera di bilanciamento (cioè quando la valvola di controllo 40 è completamente aperta) è di 52 bar in questa prova. Gli esperti in materia noteranno che i parametri utilizzati nelle prove, e illustrati nelle Tabelle 1 e 2, sono a tutti gli effetti puramente indicativi.

Gli esperti in materia noteranno anche che le realizzazioni esemplificative permettono di impiegare nei compressori centrifughi cuscinetti reggispinta di dimensioni inferiori, in quanto il carico assiale su tali cuscinetti può essere controllato meglio. Inoltre, ci si attende una migliore affidabilità in tali compressori per effetto della riduzione del carico residuo su tali cuscinetti. Un metodo per controllare il carico assiale residuo in tali sistemi di compressori, secondo le realizzazioni esemplificative, può essere applicato come illustrato nel diagramma di flusso della Figura 4. Qui, nella fase 100, viene rilevato un parametro associato al carico assiale esercitato sul cuscinetto. Poi, nella fase 102, sulla base del parametro rilevato, viene controllata una pressione nella camera di bilanciamento posta in prossimità del tamburo di bilanciamento nel compressore centrifugo, al fine di bilanciare dinamicamente il carico assiale agente sul cuscinetto.

Le realizzazioni esemplificative sopra descritte sono intese a illustrare a tutti gli effetti, ma non in senso restrittivo, le presente invenzione. Pertanto la presente invenzione ammette molte variazioni nell’implementazione dettagliata, che possono essere desunte da una persona esperta in materia in base alla descrizione qui contenuta. Tutte le siffatte variazioni e modifiche devono essere considerate entro lo scopo e lo spirito della presente invenzione come definite nelle seguenti rivendicazioni. Nessun elemento, atto o istruzione utilizzato nella descrizione della presente applicazione va inteso come critico o essenziale ai fini dell’invenzione, a meno che sia esplicitamente descritto come tale. Inoltre, come quivi indicato, l’articolo “a” si intende comprensivo di uno o più oggetti.

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Claims

RIVENDICAZIONI 1. Un compressore centrifugo comprendente: un gruppo rotore che comprende almeno una girante; un cuscinetto collegato al gruppo rotore, che lo sostiene in rotazione; uno statore; un tamburo di bilanciamento posto tra detta almeno una girante e detto cuscinetto; una camera di bilanciamento, definita almeno in parte da un lato esterno di detto tamburo di bilanciamento, avente una linea di bilanciamento ad essa collegata; un sensore per rilevare un parametro associato a un carico assiale esercitato sul cuscinetto; e una valvola di controllo per variare la pressione entro detta camera di bilanciamento in base a detto parametro rilevato. 2. Il compressore centrifugo della Rivendicazione 1, comprendente inoltre: una logica di controllo configurata per ricevere un’uscita di tale sensore e per controllare detta valvola di controllo secondo una funzione predefinita. 3. Il compressore centrifugo della Rivendicazione 2, in cui detta funzione predefinita agisce per aumentare una pressione in detta camera di bilanciamento quando detto carico assiale su tale cuscinetto supera un valore predefinito. 4. Il compressore centrifugo della Rivendicazione 1, in cui detto cuscinetto è del tipo magnetico attivo. 5. Il compressore centrifugo della Rivendicazione 1, in cui detto cuscinetto è del tipo a olio. 6. Un metodo per bilanciare dinamicamente un carico assiale esercitato su un cuscinetto in un compressore centrifugo, comprendente: la rilevazione di un parametro associato a detto carico assiale; e il controllo di una pressione in una camera di bilanciamento posta in prossimità di un tamburo di bilanciamento in detto compressore centrifugo, sulla base di detto parametro rilevato, al fine di bilanciare dinamicamente detto carico assiale agente su detto cuscinetto. 7. Il metodo della Rivendicazione 6, dove detta fase di controllo comprende: l’apertura o la chiusura di una valvola collegata a una linea di bilanciamento che controlla detta pressione in detta camera di bilanciamento. 8. Il metodo della Rivendicazione 7, in cui detta fase di controllo agisce per aumentare una pressione in detta camera di bilanciamento quando detto carico assiale su detto cuscinetto supera un valore predefinito. 9. Il metodo della Rivendicazione 11, in cui detto cuscinetto è del tipo magnetico attivo. 10. Il metodo della Rivendicazione 6, dove detta fase di rilevazione è eseguita utilizzando uno tra i seguenti dispositivi: un sensore a induzione, un sensore piezoelettrico, un sensore a correnti parassite. CLAIMS / RIVENDICAZIONI 1. A centrifugal compressor comprising: a rotor assembly including at least one impeller; a bearing connected to, and for rotatably supporting, the rotor assembly; a stator; a balance drum disposed between said at least one impeller and said bearing; a balance chamber, defined at least in part by an outboard side of said balance drum, and having a balance line connected thereto; a sensor for sensing a parameter which is associated with an axial load on said bearing; and a control valve for varying a pressure within said balance chamber based on said sensed parameter.
2. The centrifugal compressor of claim 1, further comprising: control logic configured to receive an output of said sensor and to control said control valve according to a predetermined function.
3. The centrifugal compressor of claim 2, wherein said predetermined function operates to increase pressure in said balance chamber when said axial load on said bearing exceeds a predetermined value.
4. The centrifugal compressor of claim 1, wherein said bearing is an active magnetic bearing.
5. The centrifugal compressor of claim 1, wherein said bearing is an oil-lubricated bearing.
6 A method for dynamically balancing axial load acting on a bearing in a centrifugal compressor comprising: detecting a parameter associated with said axial load; and controlling a pressure in a balance chamber proximate a balance drum in said centrifugal compressor based on said detected parameter to dynamically balance said axial load acting on said bearing.
7. The method of claim 6, wherein said step of controlling further comprises: opening or closing a valve connected to a balance line which controls said pressure in said balance chamber.
8. The method of claim 7, wherein said step of controlling operates to increase pressure in said balance chamber when said axial load on said bearing exceeds a predetermined value.
9. The method of claim 11, wherein said bearing is an active magnetic bearing.
10. The method of claim 6, wherein said step of detecting is performed using one of: an induction sensor, a piezoelectric sensor and an eddy current sensor.