NO313926B1 - Compressor Controls - Google Patents
Compressor Controls Download PDFInfo
- Publication number
- NO313926B1 NO313926B1 NO20005676A NO20005676A NO313926B1 NO 313926 B1 NO313926 B1 NO 313926B1 NO 20005676 A NO20005676 A NO 20005676A NO 20005676 A NO20005676 A NO 20005676A NO 313926 B1 NO313926 B1 NO 313926B1
- Authority
- NO
- Norway
- Prior art keywords
- compressor
- drive unit
- electric drive
- signal
- commanded output
- Prior art date
Links
- 230000033228 biological regulation Effects 0.000 claims description 53
- 238000000034 method Methods 0.000 claims description 32
- 230000001105 regulatory effect Effects 0.000 claims description 11
- 230000008569 process Effects 0.000 claims description 8
- 238000004590 computer program Methods 0.000 claims description 4
- 238000011144 upstream manufacturing Methods 0.000 claims description 4
- 230000002787 reinforcement Effects 0.000 claims description 2
- 238000005086 pumping Methods 0.000 description 47
- 238000005259 measurement Methods 0.000 description 15
- 238000004088 simulation Methods 0.000 description 13
- 239000007789 gas Substances 0.000 description 6
- VNWKTOKETHGBQD-UHFFFAOYSA-N methane Chemical compound C VNWKTOKETHGBQD-UHFFFAOYSA-N 0.000 description 4
- 230000010355 oscillation Effects 0.000 description 4
- 230000006835 compression Effects 0.000 description 3
- 238000007906 compression Methods 0.000 description 3
- 238000013178 mathematical model Methods 0.000 description 3
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 2
- 239000012530 fluid Substances 0.000 description 2
- 230000007246 mechanism Effects 0.000 description 2
- 239000003345 natural gas Substances 0.000 description 2
- 230000006641 stabilisation Effects 0.000 description 2
- 238000011105 stabilization Methods 0.000 description 2
- 230000003044 adaptive effect Effects 0.000 description 1
- 230000008859 change Effects 0.000 description 1
- 230000001934 delay Effects 0.000 description 1
- 230000000368 destabilizing effect Effects 0.000 description 1
- 238000009434 installation Methods 0.000 description 1
- 230000010349 pulsation Effects 0.000 description 1
- 238000004064 recycling Methods 0.000 description 1
- 230000009467 reduction Effects 0.000 description 1
- 230000004044 response Effects 0.000 description 1
- 238000005070 sampling Methods 0.000 description 1
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
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04D25/00—Pumping installations or systems
- F04D25/02—Units comprising pumps and their driving means
- F04D25/06—Units comprising pumps and their driving means the pump being electrically driven
-
- 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
- F04D27/0261—Surge control by varying driving speed
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02B—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO BUILDINGS, e.g. HOUSING, HOUSE APPLIANCES OR RELATED END-USER APPLICATIONS
- Y02B30/00—Energy efficient heating, ventilation or air conditioning [HVAC]
- Y02B30/70—Efficient control or regulation technologies, e.g. for control of refrigerant flow, motor or heating
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Control Of Positive-Displacement Air Blowers (AREA)
- Reduction Or Emphasis Of Bandwidth Of Signals (AREA)
Description
Foreliggende oppfinnelse vedrører en fremgangsmåte for aktiv regulering av pumping i en roterende kompressor, der kompressoren drives av en elektrisk drivenhet og styres av et aktivt pumpereguleringssystem. Oppfinnelsen vedrører og-så et aktivt pumpereguleringssystem for aktiv styring av pumping i en roterende kompressor. The present invention relates to a method for active regulation of pumping in a rotary compressor, where the compressor is driven by an electric drive unit and controlled by an active pump regulation system. The invention also relates to an active pump control system for active control of pumping in a rotary compressor.
Driften til en roterende kompressor kan komme inn i et ustabilt område som følge av endringer i forskjellige driftsbetingelser som strømhastighet eller trykk. Dette fø-rer til en rask pulsering av strømmen som kalles pumping ("surge"). Pumping er et problem som kan oppstå i alle ty-per roterende kompressorer, så som sentrifugale eller aksielle kompressorer. The operation of a rotary compressor can enter an unstable region as a result of changes in various operating conditions such as flow rate or pressure. This leads to a rapid pulsation of the current which is called pumping ("surge"). Pumping is a problem that can occur in all types of rotary compressors, such as centrifugal or axial compressors.
Dersom massestrømmen gjennom kompressoren av en eller annen grunn faller under en bestemt grense som kalles pumpegrensen SL ("surge line"), vil kompressoren begynne å pumpe. Dette innebærer at strømmen og trykket begynner å svinge. Kompressoren vil nå være svært ustabil. Amplituden av svingningene avhengiger av kompressorkonfigurasjonen og kan bli så stor at strømmen snur i kompressoren. Dette fenome-net er kjent som "deep surge" på engelsk. Pumping er et meget uønsket fenomen og kan føre til alvorlige skader på kompressoren. Figur 1 viser et eksempel på en kompressorkarakteristikk der pumpegrensen er angitt. Når kompressoren arbeider på høyre side av pumpegrensen, vil kompressoren befinne seg i det stabile området. If for some reason the mass flow through the compressor falls below a certain limit called the pumping limit SL ("surge line"), the compressor will start pumping. This means that the flow and pressure begin to fluctuate. The compressor will now be very unstable. The amplitude of the oscillations depends on the compressor configuration and can be so large that the current reverses in the compressor. This phenomenon is known as "deep surge" in English. Pumping is a very undesirable phenomenon and can lead to serious damage to the compressor. Figure 1 shows an example of a compressor characteristic where the pump limit is specified. When the compressor works on the right side of the pumping limit, the compressor will be in the stable area.
Forskjellige metoder brukes for å beskytte sentrifugale så vel som aksielle kompressorer mot pumping. På figur 1 er der angitt en pumpereguleringsgrense SCL ("surge control line") i det stabile området av kompressorkarakteristikken. Denne grensen trekkes en viss avstand fra pumpegrense SL. Denne avstanden kalles pumpemarginen SM ("surge margin") og kan bestemmes på en rekke forskjellige måter. Én typisk må-te å bestemme denne marginen på er å beregne en prosentan-del av pumpemassestrømmen (dvs. massestrømmen der kompressoren begynner å pumpe). Et typisk valg er å sette pumpemarginen til 10% av pumpemassestrømmen. Dette innebærer at en 10% reduksjon av massestrømmen når kompressoren opererer på pumpereguleringsgrensen vil føre til at kompressoren begynner å pumpe. Dersom kompressoren opererer til venstre for pumpereguleringsgrensen i et slikt system, vil reguleringssystemet ta de nødvendige skritt for å føre operasjonspunktet tilbake til høyresiden av reguleringsgrensen. Slike skritt omfatter for eksempel resirkulering av masse-strømmen, avtapning av strømmen eller en nedstrøms strup-ning av strømmen. Various methods are used to protect centrifugal as well as axial compressors from pumping. Figure 1 shows a pump regulation limit SCL ("surge control line") in the stable area of the compressor characteristic. This limit is drawn a certain distance from the pump limit SL. This distance is called the pump margin SM ("surge margin") and can be determined in a number of different ways. One typical way to determine this margin is to calculate a percentage of the pump mass flow (ie the mass flow where the compressor starts pumping). A typical choice is to set the pump margin to 10% of the pump mass flow. This means that a 10% reduction of the mass flow when the compressor is operating at the pump regulation limit will cause the compressor to start pumping. If the compressor operates to the left of the pump control limit in such a system, the control system will take the necessary steps to bring the operating point back to the right of the control limit. Such steps include, for example, recycling the mass flow, draining the flow or a downstream throttling of the flow.
I US patent nr. 5 3 06 116 reguleres en avblåsningsventil kontinuerlig for å eliminere pumping. En begynnende pumpe-tilstand detekteres når utløpstrykket faller raskere enn en forhåndsbestemt verdi. Ved skiftende operasjonsforhold, reguleres kompressorhastigheten for å oppnå en minst mulig pumpemargin. I US patent nr. 4 464 72 0 anvendes en resirkuleringsventil for å holde kompressorens operasjonspunkt til høyre for pumpegrensen. En algoritme som sammenlikner det faktiske differensialtrykket med et beregnet, ønsket trykk, styrer resirkuleringsventilen. I US patent nr. 5 553 997 reguleres kompressorhastigheten og ledeskovlposisjonen for å holde kompressorens operasjonspunkt på en dynamisk eller adaptiv pumpereguleringsgrense. In US patent no. 5 3 06 116, a blow-off valve is continuously regulated to eliminate pumping. An incipient pump condition is detected when the outlet pressure drops faster than a predetermined value. In case of changing operating conditions, the compressor speed is regulated to achieve the smallest possible pumping margin. In US patent no. 4 464 72 0, a recirculation valve is used to keep the compressor's operating point to the right of the pump limit. An algorithm that compares the actual differential pressure with a calculated, desired pressure controls the recirculation valve. In US Patent No. 5,553,997, the compressor speed and vane position are regulated to keep the compressor's operating point at a dynamic or adaptive pump control limit.
Bruken av pumpemarginer og de forskjellige måtene å unngå pumping på hindrer kompressoren i å operere nær pumpegrensen. Selv om dette sikrer en stabil drift, vil man ikke kunne få maksimalt ut av kompressoren dersom man anvender en pumpemargin fordi kompressorens effekt som regel er størst i nærheten av pumpegrensen. Den maksimale trykkstigningen befinner seg også i nærheten av pumpegrensen, og denne vil ikke være tilgjengelig dersom man anvender en pumpemargin. Bruken av pumpemarginer og de forskjellige måtene å unngå pumping på ifølge de ovennevnte eksemplene krever også at det monteres ekstra utstyr, så som en resirkuleringsventil. The use of pumping margins and the various ways to avoid pumping prevent the compressor from operating close to the pumping limit. Although this ensures stable operation, you will not be able to get the most out of the compressor if you use a pump margin because the compressor's effect is usually greatest near the pump limit. The maximum pressure rise is also close to the pump limit, and this will not be available if a pump margin is used. The use of pumping margins and the different ways to avoid pumping according to the above examples also require the installation of additional equipment, such as a recirculation valve.
En såkalt aktiv pumperegulering er en alternativ innfalls-vinkel som kan anvendes for å håndtere og unngå kompressor-pumping. Ved aktiv pumperegulering anvendes en tilbakekobling av tilstandene i kompressorsystemet for å aktivt stabilisere kompressorens ustabile driftsområder. Forskjellige måter å håndtere problemene i forbindelse med kompressor-pumping er omtalt av Jager, B., i "Rotating stall end surge control: A survey", Proceedings of the 35th IEEE Conference on Decision and Control. New Orleans, LA. sidene 1857-1862. A so-called active pump regulation is an alternative angle of incidence that can be used to manage and avoid compressor pumping. With active pump regulation, a feedback of the conditions in the compressor system is used to actively stabilize the compressor's unstable operating areas. Different ways of handling the problems in connection with compressor pumping are discussed by Jager, B., in "Rotating stall end surge control: A survey", Proceedings of the 35th IEEE Conference on Decision and Control. New Orleans, LA. since 1857-1862.
US patent nr. 5 005 353 angir en fremgangsmåte ved kontinu-.erlig, aktiv regulering av ustabile bevegelsesfenomener så som bladflagring, pumping og stall av turbokompressorer. Dette oppnås ved å tilbakekoble én eller flere målinger av kompressorsystemtUstanden, for eksempel massestrømmen eller trykket, via en regulator til én eller flere aktuatorer. Et antall aktuatorer er antydet, innbefattet for eksempel høytalere, avtapningsventiler, strøm- og varmeinjek-torer samt drivorganer for variable, aerodynamiske elemen-ter så som statorskovler. US patent no. 5 005 353 specifies a method for continuous, active regulation of unstable movement phenomena such as blade flapping, pumping and stalling of turbo compressors. This is achieved by feedbacking one or more measurements of the compressor system condition, for example the mass flow or pressure, via a regulator to one or more actuators. A number of actuators are indicated, including for example loudspeakers, drain valves, current and heat injectors as well as drive means for variable, aerodynamic elements such as stator vanes.
Ved utformningen av aktiv pumperegulering for et kompre-sjonssystem, samt ved verifiseringen av styringens stabili-tet, vil man ha behov for en modell av systemet som skal reguleres. Ved utformningen av aktive reguleringssystemer for kompressorer anvendes vanligvis modellen til Greitzer E.M., som er beskrevet i "Surge and rotating stall in axial flow compressors, Part I: Theoretical compression system model and Part II: Experimental results and comparison with theory", Journal of Engineering for Power, bind 98, sidene 190-217, eller modellen til Moore-Greitzer beskrevet i Moore F.K. og Greitzer E.M., "A theory of post-stall transi-ents in an axial compression system: Part I—development of equations.", Journal of Engineering for Gas Turbines and Power., bind 108, sidene 68—76. I det ovennevnte patentet, US patent nr. 5 005 3 53, er det Moore-Greitzer modellen som anvendes. Felles for de kjente, aktive reguleringssystemene for kompressorer er at kompressorens rotasjonshastighet anses for å være konstant under utformningen av regulatoren. Antakelsen at rotasjonshastigheten er konstant gjøres både i Greitzer- og Moore-Greitzermodellen. When designing active pump regulation for a compression system, as well as when verifying the stability of the control, you will need a model of the system to be regulated. When designing active control systems for compressors, the model of Greitzer E.M. is usually used, which is described in "Surge and rotating stall in axial flow compressors, Part I: Theoretical compression system model and Part II: Experimental results and comparison with theory", Journal of Engineering for Power, Volume 98, pages 190-217, or the model of Moore-Greitzer described in Moore F.K. and Greitzer E.M., "A theory of post-stall transients in an axial compression system: Part I—development of equations.", Journal of Engineering for Gas Turbines and Power., volume 108, pages 68—76. In the above-mentioned patent, US patent no. 5,005,353, the Moore-Greitzer model is used. Common to the known, active control systems for compressors is that the compressor's rotation speed is considered to be constant during the design of the regulator. The assumption that the rotation speed is constant is made in both the Greitzer and Moore-Greitzer models.
En kompressor som er underlagt en aktiv pumperegulering får i realiteten en forskjøvet pumpegrense, og fordelene med dette er blant annet: -Kompressoren kan drives i sitt mest effektive område. -Kompressoren kan drives der trykkstigningen er størst. -Massestrømsområdet som kompressoren kan drives i uten å begynne å pumpe utvides også. A compressor that is subject to an active pump regulation actually gets a shifted pump limit, and the advantages of this include: - The compressor can be operated in its most efficient range. -The compressor can be operated where the pressure rise is greatest. -The mass flow range in which the compressor can be operated without starting to pump is also extended.
På figur 1 er det utvidede operasjonsområdet EON ("Extended Operation Range") som oppnås ved hjelp den aktive reguleringen sammenliknet med operasjonsområdet OR ("Operation Range") som oppnås når man bare unngår pumping. In figure 1, the extended operation range EON ("Extended Operation Range") which is obtained by means of the active regulation is compared with the operation range OR ("Operation Range") which is obtained when simply avoiding pumping.
Selv om den aktive pumpereguleringen som anvender regule-ringselementene som er nevnt ovenfor overkommer de mest se-riøse ulempene nevnt ovenfor med hensyn til det å unngå pumping, vil man fremdeles ha behov for reguleringselemen-ter så som avtapningsventiler eller liknende. Although the active pump control using the control elements mentioned above overcomes the most serious disadvantages mentioned above with regard to avoiding pumping, there will still be a need for control elements such as drain valves or the like.
I for eksempel kompressorstasjoner langs rørledninger for gass- eller fluidtransport, anvendes ofte resirkuleringsventiler for å unngå pumping. Disse ventilene kan også anvendes for den aktive reguleringen, men det er ønskelig å redusere bruken av resirkuleringsventiler til et minimum. Andre regulatorer er beheftet med den ulempen at de må monteres i kompressorsystemet som ekstrautstyr. Dette bidrar til å øke kostnadene og kompleksiteten til kompressorsystemet . In, for example, compressor stations along pipelines for gas or fluid transport, recirculation valves are often used to avoid pumping. These valves can also be used for the active regulation, but it is desirable to reduce the use of recirculation valves to a minimum. Other regulators have the disadvantage that they have to be mounted in the compressor system as extra equipment. This helps to increase the cost and complexity of the compressor system.
Det har i lang tid vært et behov i industrien å oppnå en aktiv pumperegulering i et kompressorsystem, uten å måtte montere ekstra aktuatorer. There has long been a need in the industry to achieve active pump regulation in a compressor system, without having to install additional actuators.
Formålet med oppfinnelsen er å tilveiebringe en fremgangsmåte for aktiv pumperegulering av en kompressor som er drevet av en elektrisk drivenhet, der fremgangsmåten ikke er beheftet med de ulempene som er nevnt ovenfor. The purpose of the invention is to provide a method for active pump regulation of a compressor which is driven by an electric drive unit, where the method is not affected by the disadvantages mentioned above.
Dette formålet oppnås ved hjelp av et aktivt pumpereguleringssystem omfattende en aktiv pumperegulering som utfører en fremgangsmåte omfattende de følgende trinn: -å måle og /eller observere inngangsdata av i hvert fall én av kompressorens systemtUstander, Mlf M^ vs, -å beregne et kommandoutgangssignal for den elektriske drivenheten for å opprettholde en stabil drift av kompressoren, This purpose is achieved by means of an active pump control system comprising an active pump control which performs a method comprising the following steps: - to measure and/or observe input data of at least one of the compressor's system conditions, Mlf M^ vs, - to calculate a command output signal for the electric drive unit to maintain a stable operation of the compressor,
-å sende kommandoutgangssignalet til drivenheten, og -to send the command output signal to the drive unit, and
-å justere effekten til drivenheten ifølge kommandoutgangssignalet . - to adjust the power of the drive unit according to the command output signal.
En kompressorkarakteristikk viser forholdet mellom kompres-sortrykket og massestrømmen gjennom kompressoren. I denne kompressorkarakteristikken tegnes det inn en pumpegrense SL. Når kompressoren arbeider til høyre for pumpegrensen, vil kompressoren befinne seg i et stabilt område. Et fall i massestrømmen vil bevege operasjonspunktet nærmere mot pumpegrensen og muligens inn i det ustabile området til venstre for pumpegrensen. En pumpereguleringsgrense SCL tegnes inn i det stabile karakteristikkområdet en viss avstand fra pumpegrensen SL. Denne avstanden kalles pumpemarginen SM. A compressor characteristic shows the relationship between the compressor pressure and the mass flow through the compressor. A pump limit SL is drawn into this compressor characteristic. When the compressor works to the right of the pumping limit, the compressor will be in a stable area. A drop in the mass flow will move the operating point closer towards the pumping limit and possibly into the unstable region to the left of the pumping limit. A pump regulation limit SCL is drawn into the stable characteristic area a certain distance from the pump limit SL. This distance is called the pump margin SM.
Ifølge en foretrukket utførelse av oppfinnelsen omfatter den aktive pumpereguleringen minst en prosessor som kontinuerlig utfører de trinn: -å måle og /eller observere inngangsdata av i hvert fall én av kompressorens systemtilstander, Mlf ..., M,,, vs, -å beregne et kommandoutgangssignal for den elektriske drivenheten for å opprettholde en stabil drift av kompressoren, According to a preferred embodiment of the invention, the active pump regulation comprises at least one processor which continuously performs the steps: - to measure and/or observe input data of at least one of the compressor's system states, Mlf ..., M,,, vs, - to calculate a command output signal for the electric drive unit to maintain stable operation of the compressor,
-å sende kommandoutgangssignalet til drivenheten, og -to send the command output signal to the drive unit, and
-å justere effekten til drivenheten ifølge kommandoutgangssignalet . - to adjust the power of the drive unit according to the command output signal.
Ifølge en annen foretrukket utførelse av oppfinnelsen reguleres drivenheten enten med hensyn til drivmomentet, drivhastigheten eller driveffekten. According to another preferred embodiment of the invention, the drive unit is regulated either with regard to the drive torque, the drive speed or the drive power.
Ifølge en annen foretrukket utførelse av oppfinnelsen omfatter de målte systemtilstandene minst én oppstrøms systemtilstand M1; ..., NL,, en nedstrøms systemtilstand M^, ..., M„ og et en intern systemtilstand. De målte systemtilstandene omfatter minst én av de følgende tilstandene: rotasjonshastighet, strøm eller trykk. According to another preferred embodiment of the invention, the measured system states comprise at least one upstream system state M1; ..., NL,, a downstream system state M^, ..., M„ and et an internal system state. The measured system states include at least one of the following states: rotational speed, current or pressure.
Ifølge en annen foretrukket utførelse av oppfinnelsen omfatter den aktive pumpereguleringen en pumpereguleringsalgoritme som er basert på de målte systemtilstandene Mlf ..., og de beregnede tilstandene 0lf ... , 0k av systemtilstandene M1# ..., der de estimerte tilstandene beregnes av en tilstandsestimator. Pumpereguleringsalgoritmen er utformet ved hjelp av en dynamisk kompressorsystemmodell som tar hensyn til en varierende kompressorakselhastighet samt at drivenheten justerer kompressorens rotasjonshastighet. For eksempel kan modellen angitt i "Compressor surge and rotating stall, Modeling and Control", Springer-Verlag, London, 1999, av Gravdahl J.T. og Egeland 0 anvendes. Denne modellen tar hensyn til en ikke-konstant rotasjonshastighet og er en utvidelse av Greitzer-modellen nevnt ovenfor. According to another preferred embodiment of the invention, the active pump regulation comprises a pump regulation algorithm which is based on the measured system states Mlf ..., and the calculated states 0lf ... , 0k of the system states M1# ..., where the estimated states are calculated by a condition estimator. The pump control algorithm is designed using a dynamic compressor system model that takes into account a varying compressor shaft speed and the drive unit adjusting the compressor's rotational speed. For example, the model given in "Compressor surge and rotating stall, Modeling and Control", Springer-Verlag, London, 1999, by Gravdahl J.T. and Egeland 0 are used. This model takes into account a non-constant rotation speed and is an extension of the Greitzer model mentioned above.
Ifølge en annen foretrukket utførelse av oppfinnelsen omfatter det aktive pumpereguleringssystemet en kompressory-telsesregulering som omfatter en kompressorytelsesalgorit-me. Kompressorytelsesalgoritmen sender et signal up til den elektriske drivenheten sammen med et kommandert settpunkt. Den aktive pumpereguleringen har tilgang til kommandoene fra ytelsesregulatoren og vice versa. According to another preferred embodiment of the invention, the active pump regulation system comprises a compressor performance regulation comprising a compressor performance algorithm. The compressor performance algorithm sends a signal up to the electric drive unit along with a commanded set point. The active pump control has access to the commands from the performance controller and vice versa.
Signalet us fra den aktive pumpereguleringen bygger på en tilbakekobling fra minst én systemtilstand Mlt ..., ^ i tillegg minst én beregnet tilstand C^, ..., 0k. The signal us from the active pump regulation is based on a feedback from at least one system state Mlt ..., ^ in addition to at least one calculated state C^, ..., 0k.
Et annet formål med foreliggende oppfinnelse er å tilveiebringe et kompressorsystem omfattende et pumpereguleringssystem for aktiv styring av pumping i en kompressor som er drevet av en elektrisk drivenhet. Det aktive pumpereguleringssystemet omfatter en aktiv pumperegulering som er anordnet for å måle minst én kompressorsystemtilstand Mx, M„ og å beregne det kommanderte signalet til den elektriske drivenheten for å opprettholde en stabil kompressoroperasjon. Den aktive pumpereguleringen er anordnet for å sende et signal uE til drivenheten sammen med det beregnede kom-mandosignalet for derved å justere drivenheteffekten etter det kommanderte signalet. Another object of the present invention is to provide a compressor system comprising a pump control system for active control of pumping in a compressor which is driven by an electric drive unit. The active pump control system comprises an active pump control arranged to measure at least one compressor system condition Mx, M„ and to calculate the commanded signal to the electric drive unit to maintain stable compressor operation. The active pump regulation is arranged to send a signal uE to the drive unit together with the calculated command signal to thereby adjust the drive unit power according to the commanded signal.
Ifølge en ytterligere utførelse av oppfinnelsen anvendes en resirkuleringsventil samt drivenheten for aktiv regulering av kompressoren. According to a further embodiment of the invention, a recirculation valve and the drive unit are used for active regulation of the compressor.
Ett annet formål med foreliggende oppfinnelse er å tilveiebringe et datamaskinprodukt omfattende datamaskinkodingsor-ganer eller programvarekodingselementer som gjør det mulig for en datamaskin eller prosessor å utføre en fremgangsmåte for aktiv regulering av pumping i en kompressor som er drevet en elektrisk drivenhet. Another object of the present invention is to provide a computer product comprising computer coding means or software coding elements which enable a computer or processor to carry out a method for active regulation of pumping in a compressor which is driven by an electric drive unit.
Et annet formål med foreliggende oppfinnelse er å tilveiebringe et datamaskinprogram som i hvert fall delvis befinner seg i et datamaskinlesbart medium omfattende programva-remidler som gjør en datamaskin etter prosessor i stand til å utføre de trinn: -å måle og /eller observere inngangsdata av i hvert fall én av kompressorens systemtilstander, M1# ..., NL,, vs, -å beregne et kommandert utgangssignal for den elektriske drivenheten for å opprettholde en stabil drift av kompressoren, -å sende det kommanderte utgangssignalet til drivenheten, og -å justere effekten til drivenheten ifølge det kommandert utgangssignalet. Another object of the present invention is to provide a computer program which is at least partly located in a computer-readable medium comprising software means which enable a computer after processor to perform the steps: - to measure and/or observe input data of at least one of the system states of the compressor, M1# ..., NL,, vs, -to calculate a commanded output signal for the electric drive unit to maintain a stable operation of the compressor, -to send the commanded output signal to the drive unit, and -to adjust the power of the drive according to the commanded output signal.
Fremgangsmåten ifølge foreliggende oppfinnelse kan for eksempel anvendes i en kompressorstasjon i forbindelse med rørledninger for gass- og fluidtransport. The method according to the present invention can, for example, be used in a compressor station in connection with pipelines for gas and fluid transport.
Foreliggende oppfinnelse gjør det mulig for kompressoren å yte maksimalt ved maksimalt trykk, idet pumpemarginen gjø-res overflødig. Massestrømsområdet som kompressoren opererer i kan også utvides, idet foreliggende oppfinnelse sikrer at kompressoren ikke begynner å pumpe selv om den opererer til venstre for pumpegrensen SL. I tillegg vil beho-vet for ytterligere prosessutstyr, så som resirkuleringsventiler for pumpebeskyttelse, reduseres slik at man sparer kostnader og plass. The present invention makes it possible for the compressor to perform maximally at maximal pressure, as the pumping margin is made redundant. The mass flow range in which the compressor operates can also be extended, as the present invention ensures that the compressor does not start pumping even if it operates to the left of the pumping limit SL. In addition, the need for additional process equipment, such as recirculation valves for pump protection, will be reduced so that costs and space are saved.
Oppfinnelsen er beskrevet i det følgende under henvisning til de vedføyde tegningene, der: Fig. 1 viser et eksempel på en kompressorkarakterisktikk med en pumpegrense, en pumpereguleringsgrense og en pumpemargin, Fig. 2 viser en skjematisk fremstilling av en kompressor med en drivenhet og et reguleringssystem ifølge foreliggende oppfinnelse, Fig. 3 viser en skjematisk fremstilling av en kompressor med en drivenhet, en resirkuleringsventil og et reguleringssystem ifølge en utførelse av foreliggende oppfinnelse , Fig. 4 viser hvordan kompressoren reagerer som følge av et 35% fall i massestrømmen etter en forstyrrelse, Fig. 5 viser et detaljert plott av virkningene av masse-strømsforstyrrelsen vist på fig. 4, Fig. 6 viser en simulering av pumpingen som er plottet inn sammen en kompressorkarakteristikk, Fig. 7 viser en simulering ifølge fig. 4, men med et aktivt reguleringssystem, Fig. 8 viser en simulering av en aktiv pumperegulering der det nye operasjonspunktet i det forhenværende ustabile området forblir stabilt, Fig. 9 viser forskjellige forstyrrelser som brukes i en simulering av en aktiv pumperegulering, og Fig. 10 viser en simulering av en aktiv pumperegulering med forstyrrelser plottet sammen med en kompressorkarakteristikk. Fig. 2 viser en skjematisk fremstilling av en roterende kompressor 1 med en drivenhet 2 og et aktivt reguleringssystem 7 omfattende en aktiv pumperegulering 4 ifølge foreliggende oppfinnelse. Den roterende kompressoren er en ak-siell eller sentrifugal kompressor som drives av en aksel 3 som er forbundet med en elektrisk drivenhet 2. The invention is described in the following with reference to the attached drawings, where: Fig. 1 shows an example of a compressor characteristic with a pump limit, a pump control limit and a pump margin, Fig. 2 shows a schematic representation of a compressor with a drive unit and a control system according to the present invention, Fig. 3 shows a schematic representation of a compressor with a drive unit, a recirculation valve and a control system according to an embodiment of the present invention, Fig. 4 shows how the compressor reacts as a result of a 35% drop in the mass flow after a disturbance, Fig. 5 shows a detailed plot of the effects of the mass flow disturbance shown in Fig. 4, Fig. 6 shows a simulation of the pumping which is plotted together with a compressor characteristic, Fig. 7 shows a simulation according to fig. 4, but with an active control system, Fig. 8 shows a simulation of an active pump control where the new operating point in the previously unstable region remains stable, Fig. 9 shows different disturbances used in a simulation of an active pump control, and Fig. 10 shows a simulation of an active pump regulation with disturbances plotted together with a compressor characteristic. Fig. 2 shows a schematic representation of a rotary compressor 1 with a drive unit 2 and an active regulation system 7 comprising an active pump regulation 4 according to the present invention. The rotary compressor is an axial or centrifugal compressor driven by a shaft 3 which is connected to an electric drive unit 2.
Den aktive pumpereguleringen 4 på fig. 2 omfatter en aktiv pumpereguleringsalgoritme, implementert som programvare, som anvender målingene Mlt ... , M,, av minst én systemtilstand. For å utføre den aktive pumpereguleringen omfatter den aktive pumpereguleringen 4 minst én prosessor eller datamaskin. Den aktive pumpereguleringalgoritmen beregner dreiemomentet, hastigheten eller effekten som drivenheten må ha for å forhindre pumping i kompressoren. Den aktive pumpereguleringsalgoritmen er utledet ved hjelp av den ikke-lineære reguleringsteorien og er i stand til å stabilisere de tidligere ustabile likevektspunktene til venstre for pumpegrensen SL. Den aktive pumpereguleringsalgoritmen har følgende form: The active pump regulation 4 in fig. 2 comprises an active pump control algorithm, implemented as software, that uses the measurements Mlt ... , M,, of at least one system state. In order to carry out the active pump regulation, the active pump regulation 4 comprises at least one processor or computer. The active pump control algorithm calculates the torque, speed or power that the drive must have to prevent pumping in the compressor. The active pump control algorithm is derived using the nonlinear control theory and is able to stabilize the previously unstable equilibrium points to the left of the pump limit SL. The active pump control algorithm has the following form:
der us er et reguleringssignal til drivenheten som krever en endring i drivenheteffekten når en forstyrrelse endrer operasjonskarakteristikken til kompressoren. Om man velger where us is a control signal to the drive unit that requires a change in the drive unit output when a disturbance changes the operating characteristic of the compressor. If you choose
å regulere hastigheten, dreiemomentet eller effekten avhengiger av drivenhetens reguleringsmekanikk. Funksjonen f kan ha ikke-lineære argumenter, idet en matematisk modell av kompressorsystemet anvendes for å utlede funksjonen f. Denne matematiske modellen er del av den aktive pumpereguleringen 4. Et eksempel på hvordan man kan utlede denne matematiske modellen er vist i "Compressor surge and rotating stall, Modeling and Control", Springer-Verlag, London, 1999, av Gravdahl J.T. og Egeland 0. regulating the speed, torque or power depends on the drive unit's control mechanism. The function f can have non-linear arguments, as a mathematical model of the compressor system is used to derive the function f. This mathematical model is part of the active pump regulation 4. An example of how to derive this mathematical model is shown in "Compressor surge and rotating stall, Modeling and Control", Springer-Verlag, London, 1999, by Gravdahl J.T. and Egeland 0.
Reguleringssystemet anvender målinger av n tilstander for tilbakekoblingen. Målingene Mx til Mm måles oppstrøms for kompressoren mens målingene Mm+1 til måles nedstrøms for kompressoren. I tillegg kan det utføres målinger internt i kompressoren. Typiske målinger omfatter for eksempel temperatur, massestrøm eller volumetrisk strøm, trykk, tetthet, molekylær vekt, akselhastighet og/eller dreiemoment. The control system uses measurements of n states for the feedback. The measurements Mx to Mm are measured upstream of the compressor, while the measurements Mm+1 to are measured downstream of the compressor. In addition, measurements can be carried out internally in the compressor. Typical measurements include, for example, temperature, mass flow or volumetric flow, pressure, density, molecular weight, shaft speed and/or torque.
Pumpereguleringssystemet 7 omfatter en kompressorytelsesre-gulator 5 som omfatter en kompressorytelsereguleringsalgo-ritme som sikrer at en primær prosessvariabel, for eksempel trykkstigning, opprettholdes ved sitt settpunktnivå usp. Ytelsesregulatoren 5 oppnår dette ved å sende et settpunkt Up til drivenheten 2 eller ved å justere et ytterligere re-guleringselement, så som en ventil eller en ledeskovl. The pump control system 7 comprises a compressor performance regulator 5 which comprises a compressor performance control algorithm which ensures that a primary process variable, for example pressure rise, is maintained at its set point level usp. The performance regulator 5 achieves this by sending a set point Up to the drive unit 2 or by adjusting a further regulating element, such as a valve or a guide vane.
I det tilfellet at ikke alle de nødvendige tilstandene er tilgjengelige for måling, beregnes de ved hjelp av en tilstandsestimator 6. Tilstandsestimatoren omfatter en til-standsestimatoralgoritme, implementert som programvare, som beregner prosessvariablene som ikke er tilgjengelige for måling. Inngangsdataen til tilstandsestimatoren omfatter de målbare systemtilstandene Mlf ..., M^ utgangssignalet us fra den aktive pumpereguleringen 4 samt utgangssignalene up fra ytelsesregulatoren 5. In the event that not all the necessary states are available for measurement, they are calculated using a state estimator 6. The state estimator comprises a state estimator algorithm, implemented as software, which calculates the process variables that are not available for measurement. The input data to the state estimator comprises the measurable system states Mlf ..., M^ the output signal us from the active pump control 4 as well as the output signals up from the performance regulator 5.
De k observerte tilstandene er benevnt 01( ..., 0k på fig 2. Det heltrukne linjene på figur 2 representerer signalbaner som må være tilstede, idet minst én av signalbanene som er angitt med stiplede linjer må være tilstede. The k observed states are named 01( ..., 0k in Fig. 2. The solid lines in Fig. 2 represent signal paths that must be present, as at least one of the signal paths indicated by dashed lines must be present.
Drivmomentet eller drivhastigheten fra drivenheten 2 beregnes delvis av den aktive pumpereguleringsalgoritmen og delvis av ytelsereguleringsalgoritmen. Det resulterende kompressorsystemet omfattende kompressoren 1, drivenheten 2, ytelsesregulatoren 5 og den aktive pumpereguleringen 4 er således i stand til å operere på venstre side av pumpegrensen uten å pumpe. The drive torque or drive speed from the drive unit 2 is calculated partly by the active pump regulation algorithm and partly by the performance regulation algorithm. The resulting compressor system comprising the compressor 1, the drive unit 2, the performance regulator 5 and the active pump control 4 is thus able to operate on the left side of the pumping limit without pumping.
Ifølge en foretrukket utførelse av oppfinnelsen er drivenheten forsynt med et reguleringssystem som kan motta inngangsdata for kommandert hastighet, moment og effekt fra den aktive pumpereguleringen 4 og ytelsesregulatoren 5. For å unngå motstridende kommandoer, har pumpereguleringen 4 tilgang til kommandoene fra ytelsesregulatoren 5 og vise versa. According to a preferred embodiment of the invention, the drive unit is provided with a control system that can receive input data for commanded speed, torque and power from the active pump control 4 and the performance controller 5. To avoid conflicting commands, the pump control 4 has access to the commands from the performance controller 5 and vice versa .
I en ytterlige utførelse av oppfinnelsen vist på figur 3, omfatter reguleringssystemet en resirkuleringsventil 8, i-det den aktive pumpereguleringen 4 sender kommandoene us, In a further embodiment of the invention shown in Figure 3, the regulation system comprises a recirculation valve 8, in which the active pump regulation 4 sends the commands us,
ur både til den elektriske drivenheten 2 og resirkuleringsventilen 8. Dette gjør det mulig å anvende en mindre resirkuleringsventil, dvs. med reduserte dimensjoner og redusert resirkuleringsstrøm, enn i et konvensjonelt system for å unngå pumping. ur both to the electric drive unit 2 and the recirculation valve 8. This makes it possible to use a smaller recirculation valve, i.e. with reduced dimensions and reduced recirculation flow, than in a conventional system to avoid pumping.
EKSEMPLER EXAMPLES
I det følgende er en foreslått reguleringsfremgangsmåte for å utføre oppfinnelsen simulert. I det første eksempelet er det vist at modellen er i stand til å demonstrere pumping. Dette er oppnådd ved å påtvinge en massestrømsforstyrrelse i en modell av en rørledningskompressor for naturgass, idet operasjonspunktet drives over pumpegrensen. De resulterende pumpesvingningene er klart synlige i simuleringene. I de andre og tredje eksemplene anvendes den foreliggende oppfinnelsen for å stabilisere kompressoren i det tidligere ustabile området av kompressorkarakteristikken, dvs. til venstre for pumpegrensen. De relevante parametrene for systemet er: In the following, a proposed regulation procedure for carrying out the invention is simulated. In the first example, it is shown that the model is able to demonstrate pumping. This has been achieved by imposing a mass flow disturbance in a model of a pipeline compressor for natural gas, the operating point being driven above the pumping limit. The resulting pump oscillations are clearly visible in the simulations. In the second and third examples, the present invention is used to stabilize the compressor in the previously unstable region of the compressor characteristic, i.e. to the left of the pump limit. The relevant parameters for the system are:
Naturgass: Natural gas:
x: = 1.3; x: = 1.3;
c = 2064— c = 2064—
kgKkgK
der ; there ;
k = cp/ cv k = cp/cv
cp = Spesifikke varmen til gassen ved konstant trykk cv = Spesifikke varmen til gassen ved konstant volum Ved utformingspunktet vil forholdene være: m = \ 00^- cp = Specific heat of the gas at constant pressure cv = Specific heat of the gas at constant volume At the design point the conditions will be: m = \ 00^-
s pp
pn =60bar = 60*\ 0sPa pn =60bar = 60*\ 0sPa
r„ = 293.15 K = 0°C r„ = 293.15 K = 0°C
xc=\. 5 xc=\. 5
der ; there ;
m = massestrøm m = mass flow
p = plenumtrykk p = plenum pressure
T = temperatur T = temperature
7rc = trykkforhold 7rc = pressure ratio
I de angitte eksemplene har kompressoren følgende hoveddimensjoner: In the examples given, the compressor has the following main dimensions:
Utførelsen ble valgt for å tilfredsstille grenseverdiene til en elektrisk drivenhet med følgende spesifikasjoner: The design was chosen to satisfy the limit values of an electric drive unit with the following specifications:
EKSEMPEL 1 EXAMPLE 1
Et konvensjonelt kompressorsystem er simulert mens det drives til pumping ved et fall i massestrømmen. Kompressorre-sponsen til denne forstyrrelsen er vist på figur 4 og 5. Et konstant drivmoment blir anvendt. Kompressoren går inn i dyp pumping med svingninger i massestrømmen, trykkstigningen og akselhastigheten. Kompressoren drives initialt i en stabil modus med m = 100kg/s. Når massestrømmen faller med omtrent 35% på 1 sek. ved t = 5 sek., resulterer dette i dyp pumping. Et konstant drivmoment på xd = 7957 Nm, som er maks moment for drivenheten, anvendes gjennom hele simuleringen. Det destabiliserende massestrømfallet er angitt på figur 5, som også angir et mer detaljert plott av pumpe-svingningen av massestrømmen og trykkstigningen. Fallet i massestrømmen er vist i det øvre plottet på figur 5. De to nedre plottene på figur 5 viser pumpesyklusene til masse-strømmen og trykkstigningen i nærmere detalj. Som man ser er pumpefrekvensen omtrent 1,6 Hz, noe som er typisk for en kompressor av denne størrelsen. Figur 6 viser pumpesyklusen i kompressorkarakteristikken. Operasjonsgrensen OL og pumpegrensen SL er vist på figur 6. Kompressoren blir ustabil når operasjonspunktet krysser pumpegrensen og på figur 6 svinger hastigheten rundt 11250 opm. Årsaken til at kompressorens rotasjonshastighet stiger ved pumping er drivmomentet holdes konstant under simuleringen, idet kompressor-lastmomentet blir lavere med den reduserte massestrømmen. A conventional compressor system is simulated while it is driven to pump by a drop in mass flow. The compressor response to this disturbance is shown in Figures 4 and 5. A constant drive torque is used. The compressor enters deep pumping with fluctuations in mass flow, pressure rise and shaft speed. The compressor is initially operated in a stable mode with m = 100kg/s. When the mass flow drops by approximately 35% in 1 sec. at t = 5 sec., this results in deep pumping. A constant drive torque of xd = 7957 Nm, which is the maximum torque for the drive unit, is used throughout the simulation. The destabilizing mass flow drop is indicated in Figure 5, which also provides a more detailed plot of the pump oscillation of mass flow and pressure rise. The drop in the mass flow is shown in the upper plot of figure 5. The two lower plots of figure 5 show the pump cycles of the mass flow and the pressure rise in more detail. As you can see, the pump frequency is about 1.6 Hz, which is typical for a compressor of this size. Figure 6 shows the pump cycle in the compressor characteristic. The operating limit OL and the pumping limit SL are shown in figure 6. The compressor becomes unstable when the operating point crosses the pumping limit and in figure 6 the speed fluctuates around 11250 rpm. The reason why the compressor's rotational speed increases during pumping is that the drive torque is kept constant during the simulation, as the compressor load torque becomes lower with the reduced mass flow.
EKSEMPEL 2 EXAMPLE 2
Kompressorsystemet er simulert mens kompressoren reguleres med det aktive pumpereguleringssystemet ifølge foreliggende oppfinnelse. Kompressorhastigheten reguleres med tilbake-kopling fra massestrømmen og hastigheten slik at kompressoren opererer i en stabilt modus selv om operasjonspunkter befinner seg til venstre for pumpegrensen, hvorved man un-går den ustabile operasjonen som er nevnt ovenfor i eksempel 1. The compressor system is simulated while the compressor is regulated with the active pump regulation system according to the present invention. The compressor speed is regulated with feedback from the mass flow and the speed so that the compressor operates in a stable mode even if operating points are to the left of the pump limit, thereby avoiding the unstable operation mentioned above in example 1.
Denne aktive pumpereguleringen 4 implementeres med et kommandert drivmoment ifølge likningen: This active pump regulation 4 is implemented with a commanded drive torque according to the equation:
der: there:
kN er en konstant forsterkning, kN is a constant reinforcement,
Ad) er avviket (fra operasjonspunktet) i rotasjonshastighet, Ad) is the deviation (from the operating point) in rotation speed,
km er en konstant forsterkning, km is a constant gain,
A/n er avviket (fra operasjonspunktet) i massestrømshastighet, A/n is the deviation (from the operating point) in mass flow rate,
kj er en konstant forsterkning. kj is a constant gain.
Denne likningen beskriver mekanismen bak stabiliseringen. This equation describes the mechanism behind the stabilization.
Uttrykket - kNAco - k, jAeodt kan anses som del av ytelsereguleringssystemet som holder kompressoren ved ønsket rotasjonshastighet. Uttrykket - kmAm bidrar til pumpestabiliseringen ved å øke drivmomentet, og dermed hastigheten, når Am er negativ, dvs. mfaklisk < rhønskel . Når Am er positiv, dvs. The expression - kNAco - k, jAeodt can be considered part of the performance control system that keeps the compressor at the desired rotational speed. The expression - kmAm contributes to the pump stabilization by increasing the drive torque, and thus the speed, when Am is negative, i.e. mfaklic < rhönskel . When Am is positive, i.e.
mfakusk<r^ onskei> vil uttrykket - kmAm bidra ved å redusere drivmomentet, og dermed hastigheten. mfakusk<r^ onskei> the expression - kmAm will contribute by reducing the driving torque, and thus the speed.
I det ustabile området av kompressorkarakteristikken er helningen til de konstante hastighetslinjene positiv, og i det stabile området er helningen til de konstante hastighetslinjene negativ. Dette er et velkjent faktum i littera-turen (se for eksempel [dejager95] eller [Greitzerl976]). For et operasjonspunkt som normalt er ustabilt og befinner seg til venstre for den opprinnelige pumpegrensen, vil uttrykket - kmAm regulere hastigheten på en slik måte at kompressoren opplever hastighetslinjer som har negativ helning og dermed ikke begynner å pumpe. In the unstable region of the compressor characteristic, the slope of the constant speed lines is positive, and in the stable region, the slope of the constant speed lines is negative. This is a well-known fact in the literature (see for example [dejager95] or [Greitzerl976]). For an operating point that is normally unstable and located to the left of the original pumping limit, the expression - kmAm will regulate the speed in such a way that the compressor experiences speed lines that have a negative slope and thus does not start pumping.
Integraluttrykket k,^ Acodt er tatt med for å holde kompressoren ved ønsket hastighet. Dette kan anses som en del av ytelsereguleringssystemet. The integral expression k,^ Acodt is included to keep the compressor at the desired speed. This can be considered part of the performance regulation system.
Regulatoren er aktiv til enhver tid og idet massestrømfal-let introduseres ved t = 5 sek., holder kompressoren seg stabil. Dette er vist på figur 7, der massestrømmen, trykkstigningen, akselhastigheten og drivmomentet er plottet som funksjoner av tid. Simuleringen er også vist på figur 8, The regulator is active at all times and as the mass flow drop is introduced at t = 5 sec., the compressor remains stable. This is shown in Figure 7, where the mass flow, pressure rise, shaft speed and drive torque are plotted as functions of time. The simulation is also shown in figure 8,
der en forstyrrelse driver det initiale operasjonspunktet where a disturbance drives the initial operating point
IOP over pumpegrensen til den venstre siden av kompressorkarakteristikken. Det nye operasjonspunktet NOP på venstre side av pumpegrensen er stabilisert ved hjelp av den aktive pumpereguleringen og det oppstår ingen pumpesvingninger. IOP above the pump limit to the left side of the compressor characteristic. The new operating point NOP on the left side of the pump limit is stabilized using the active pump regulation and no pump oscillations occur.
EKSEMPEL 3 EXAMPLE 3
I det følgende er kompressorsysternet simulert mens kompressoren reguleres ved hjelp av det aktive pumpereguleringssystemet 7 og prosessforstyrrelser introduseres i systemet. Forstyrrelsene som anvendes i dette eksempelet, nærmere bestemt amplitudefrekvensen, regnes for å være meget belas-tende på systemet. Prosessforstyrrelser i form av strøm-fluktuasjoner, målestøy i massestrømmålingen og tidsforsin-kelser i målinger er tatt med i betraktningen. Massestrøm-fallet på 3 5% som driver kompressoren til pumping skjer over en tidsskala på 1 sek.. I simuleringene er dette et trinn som filtreres gjennom en tidskonstant på T = 1. En typisk forstyrrelse i en gassrørledning kan være et 10% fall i strømhastigheten over en periode på 5 minutter. Må-lestøyen er implementert i simuleringene som båndbegrenset, hvitt støy med en styrke på 0,20 og et samplingsintervall på 0,010 sek.. Dette gir en målefeil i området ±10 kg/s. In the following, the compressor system is simulated while the compressor is regulated using the active pump control system 7 and process disturbances are introduced into the system. The disturbances used in this example, more specifically the amplitude frequency, are considered to be very taxing on the system. Process disturbances in the form of current fluctuations, measurement noise in the mass flow measurement and time delays in measurements are taken into account. The mass flow drop of 35% that drives the compressor to pump occurs over a time scale of 1 sec. In the simulations, this is a step that is filtered through a time constant of T = 1. A typical disturbance in a gas pipeline might be a 10% drop in the flow rate over a period of 5 minutes. The measurement noise is implemented in the simulations as band-limited, white noise with a strength of 0.20 and a sampling interval of 0.010 sec. This gives a measurement error in the range of ±10 kg/s.
Tidsforsinkelsen for massestrømmen er satt til 0,050 sek.. The time delay for the mass flow is set to 0.050 sec..
Figur 9 viser de forskjellige forstyrrelsene som kompressoren opplever under simuleringene. Det øvre plottet på figur 9 er et 3 5% fall i massestrømmen som driver kompressoren til pumping. Det midterste plottet er prosessforstyrrelsene og det nederste plottet er målestøyen. Figure 9 shows the various disturbances experienced by the compressor during the simulations. The upper plot in figure 9 is a 3 5% drop in the mass flow that drives the compressor to pump. The middle plot is the process disturbances and the bottom plot is the measurement noise.
Som vist på figurene 10 og 11, holder den aktive pumpereguleringen kompressoren stabil. Regulatoren er aktiv til enhver tid og når massestrømfallet introduseres ved t = 5 As shown in figures 10 and 11, the active pump control keeps the compressor stable. The regulator is active at all times and when the mass flow drop is introduced at t = 5
sek., forblir kompressoren stabil. Dette er vist på figur 10, der massestrømmen, trykkstigningen, akselhastigheten og drivmomentet er plottet som en funksjon av tid. Simuleringen er også vist på figur 11, der en forstyrrelse driver det opprinnelige operasjonspunktet IOP over pumpegrensen til venstre. Det nye operasjonspunktet NOP på venstre side av pumpegrensen stabiliseres ved hjelp av den aktive pumpereguleringen og det oppstår ingen pumping. sec., the compressor remains stable. This is shown in Figure 10, where the mass flow, pressure rise, shaft speed and drive torque are plotted as a function of time. The simulation is also shown in Figure 11, where a disturbance drives the original operating point IOP above the pump limit to the left. The new operating point NOP on the left side of the pump limit is stabilized using the active pump control and no pumping occurs.
Claims (30)
Priority Applications (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| NO20005676A NO313926B1 (en) | 2000-11-08 | 2000-11-10 | Compressor Controls |
| AU2002214418A AU2002214418A1 (en) | 2000-11-08 | 2001-11-08 | Active compressor stability control |
| PCT/NO2001/000443 WO2002038963A1 (en) | 2000-11-08 | 2001-11-08 | Active compressor stability control |
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| NO20005642A NO20005642D0 (en) | 2000-11-08 | 2000-11-08 | Compressor Controls |
| NO20005676A NO313926B1 (en) | 2000-11-08 | 2000-11-10 | Compressor Controls |
Publications (3)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| NO20005676D0 NO20005676D0 (en) | 2000-11-10 |
| NO20005676L NO20005676L (en) | 2002-05-10 |
| NO313926B1 true NO313926B1 (en) | 2002-12-23 |
Family
ID=26649278
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| NO20005676A NO313926B1 (en) | 2000-11-08 | 2000-11-10 | Compressor Controls |
Country Status (3)
| Country | Link |
|---|---|
| AU (1) | AU2002214418A1 (en) |
| NO (1) | NO313926B1 (en) |
| WO (1) | WO2002038963A1 (en) |
Families Citing this family (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE102004030763A1 (en) * | 2004-06-25 | 2006-01-19 | Robert Bosch Gmbh | Method and device for operating an internal combustion engine |
| DE102008036305B4 (en) * | 2008-07-31 | 2016-11-03 | Iav Gmbh Ingenieurgesellschaft Auto Und Verkehr | Method for operating a compressor |
| NO333438B1 (en) | 2010-07-14 | 2013-06-03 | Statoil Asa | Method and apparatus for composition-based compressor control and performance monitoring. |
| DE102010046490A1 (en) | 2010-09-24 | 2012-03-29 | Iav Gmbh Ingenieurgesellschaft Auto Und Verkehr | Method for controlling the operating state of fluid flow machines |
| US9133850B2 (en) * | 2011-01-13 | 2015-09-15 | Energy Control Technologies, Inc. | Method for preventing surge in a dynamic compressor using adaptive preventer control system and adaptive safety margin |
| EP3101278B1 (en) * | 2015-06-03 | 2021-04-28 | ABB Schweiz AG | Active damping of oscillations in a control process |
| EP3314743B1 (en) | 2015-06-23 | 2020-04-08 | ABB Schweiz AG | Method of controlling a compressor system during voltage dips |
| US11539316B2 (en) | 2019-07-30 | 2022-12-27 | General Electric Company | Active stability control of compression systems utilizing electric machines |
| WO2022252206A1 (en) * | 2021-06-04 | 2022-12-08 | 大连理工大学 | Aero-engine surge active control system based on fuzzy switching of controllers |
Family Cites Families (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US4259845A (en) * | 1979-02-08 | 1981-04-07 | Borg-Warner Corporation | Logic control system for inverter-driven motor |
| US4546618A (en) * | 1984-09-20 | 1985-10-15 | Borg-Warner Corporation | Capacity control systems for inverter-driven centrifugal compressor based water chillers |
| US4949276A (en) * | 1988-10-26 | 1990-08-14 | Compressor Controls Corp. | Method and apparatus for preventing surge in a dynamic compressor |
| US5306116A (en) * | 1992-04-10 | 1994-04-26 | Ingersoll-Rand Company | Surge control and recovery for a centrifugal compressor |
| 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 |
-
2000
- 2000-11-10 NO NO20005676A patent/NO313926B1/en not_active IP Right Cessation
-
2001
- 2001-11-08 WO PCT/NO2001/000443 patent/WO2002038963A1/en not_active Application Discontinuation
- 2001-11-08 AU AU2002214418A patent/AU2002214418A1/en not_active Abandoned
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| AU2002214418A1 (en) | 2002-05-21 |
| NO20005676L (en) | 2002-05-10 |
| NO20005676D0 (en) | 2000-11-10 |
| WO2002038963A1 (en) | 2002-05-16 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US6582183B2 (en) | Method and system of flutter control for rotary compression systems | |
| JP5583455B2 (en) | System and method for providing surge protection to turbine components | |
| US5915917A (en) | Compressor stall and surge control using airflow asymmetry measurement | |
| US6663349B1 (en) | System and method for controlling pump cavitation and blockage | |
| US7367193B1 (en) | Auxiliary power unit control method and system | |
| US4309871A (en) | Control apparatus for controlling surge in air compressor-driven system | |
| EP3225812A1 (en) | A two-shaft gas turbine, and the control method of opening degree of inlet guide vane of the gas turbine | |
| JPH0610885A (en) | Surge control and recovery of centrifugal compressor | |
| NO313926B1 (en) | Compressor Controls | |
| JP7470110B2 (en) | Method for controlling a turbomachine with an electric motor - Patents.com | |
| EP3244040B1 (en) | Multivariable fuel control and estimator (mfce) for preventing combustor blowout | |
| US4255089A (en) | Method of controlling series fans driving a variable load | |
| EP3347773B1 (en) | Adaptive multiple input multiple output pid control system for industrial turbines | |
| US6558113B2 (en) | Process and device for regulating a turbocompressor to prevent surge | |
| CN112556220A (en) | Unit and operation control method thereof | |
| JPS62113890A (en) | Method of adjusting turbocompressor | |
| US11261801B2 (en) | Control device, gas compressing system, control method, and program | |
| JP3137498B2 (en) | Fuel gas supply device for gas turbine and control method therefor | |
| US5699267A (en) | Hot gas expander power recovery and control | |
| JPH11117894A (en) | Gas compression facility and its operating method | |
| JP6477268B2 (en) | Flow control device, flow control system, flow control program, and flow control method | |
| JP3835885B2 (en) | Gas turbine overspeed prevention device | |
| JP2977406B2 (en) | Compressor control device | |
| Niu | Basic Control Schemes | |
| JPS6149519B2 (en) |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| CHAD | Change of the owner's name or address (par. 44 patent law, par. patentforskriften) |
Owner name: ABB SCHWEIZ AG, CH |
|
| CREP | Change of representative |
Representative=s name: OSLO PATENTKONTOR AS, HOFFSVEIEN 1A, 0275 OSLO |
|
| MK1K | Patent expired |