EP1134422A2 - Verfahren zur Regulierung des Pumpens eines Turbokompressors - Google Patents

Verfahren zur Regulierung des Pumpens eines Turbokompressors Download PDF

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EP1134422A2
EP1134422A2 EP01104340A EP01104340A EP1134422A2 EP 1134422 A2 EP1134422 A2 EP 1134422A2 EP 01104340 A EP01104340 A EP 01104340A EP 01104340 A EP01104340 A EP 01104340A EP 1134422 A2 EP1134422 A2 EP 1134422A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
control
control valve
valve
controller
pressure
Prior art date
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Granted
Application number
EP01104340A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1134422B1 (de
EP1134422A3 (de
Inventor
Wilfried Dr. Blotenberg
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.)
MAN Energy Solutions SE
Original Assignee
MAN Turbomaschinen AG
MAN Turbo GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by MAN Turbomaschinen AG, MAN Turbo GmbH filed Critical MAN Turbomaschinen AG
Publication of EP1134422A2 publication Critical patent/EP1134422A2/de
Publication of EP1134422A3 publication Critical patent/EP1134422A3/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1134422B1 publication Critical patent/EP1134422B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime 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
    • F04D27/0207—Surge control by bleeding, bypassing or recycling fluids

Definitions

  • the invention relates to a method for protecting a Turbocompressor before operation in an unstable work area the features of the preamble of claim 1.
  • the known prior art deals with measures whose goal is to shift the working point early in the direction of the surge limit and react proactively.
  • Other measures have that Aim to linearize nonlinearities of the control loop in order to optimal response behavior of the Get control system.
  • EP-PS 335 105 a method is described which by measuring a process disturbance as close as possible to Place of origin, that is as far as possible from Turbo compressor to detect a malfunction and move towards it react.
  • This patent assumes that a malfunction on Place of origin can be measured earlier than on Turbo compressor itself and that thereby a lead time arises, which has a positive effect on the control behavior.
  • this patent also uses the measurement data close to The place of origin of the disturbance is only to justify it treat like the measurands directly on the turbo compressor be measured.
  • the measured variables are closed Control loop used.
  • this method has the disadvantage that it needs a deviation to change the Effect.
  • the invention has for its object the generic To design procedures in such a way that the unstable state of the Turbocompressor recorded and corrected more quickly and safely can be.
  • the essential idea of the invention is from a flow measurement to the process as dense as possible to calculate a size in the process that future flow through the turbo compressor and derive a correction quantity from this measurement quantity the surge limit control valve of the turbo compressor is actuated directly. This way it becomes possible to protect the Turbo compressor before operating in the unstable The surge limit control valve with foresight to open.
  • FIG. 1 An embodiment of the invention is in the drawing shown and is explained in more detail below.
  • the Drawing shows the flow diagram of a method for protection of a turbo compressor before operation in the unstable Workspace.
  • a pipeline 1 is turned on via a fuel gas line 2 Fuel gas removed, in a turbo compressor 3 of z. B. 25 bar pipeline pressure compressed to a pressure of 52 bar and Via a discharge line 4 to a gas turbine 5. In front Entry into the gas turbine 5 is in the discharge line 4 Fuel gas control valve 6 is provided.
  • this suction pressure control valve 10 With a strongly fluctuating inlet pressure, the turbo compressor 3, a suction pressure control valve 10 in the fuel gas line 2 upstream.
  • the task of this suction pressure control valve 10 consists of one with fluctuating pipeline pressure Suction pressure regulator 11 a constant inlet pressure for the Maintain turbo compressor 3.
  • the compressor outlet pressure is controlled by a final pressure regulator 20 regulated to constant values by the Compressor inlet guide vanes 21 via an actuator 22 be adjusted.
  • the final pressure is measured using a pressure sensor measured and transmitted via a signal line 23. Due to the design, they can Compressor inlet guide vanes 21 within 15 to 60 Run through the entire actuating stroke for seconds.
  • the pipeline pressure should be above the required Gas turbine inlet pressure can rise is one Bypass line 7 which bypasses the turbo compressor 3 and in which a bypass valve 8 is arranged. About these Bypass line 7, the gas turbine 5 bypassing the Turbo compressor 3 can be supplied directly with fuel gas if the pipeline pressure above the required and by the Turbo compressor 3 generated compressor outlet pressure is.
  • the bypass valve 8 is with a bypass pressure regulator 9 connected.
  • One of the discharge line 4 is behind the turbo compressor 3 Umblasetechnisch 12 branched into the fuel gas line 2 before is returned to the turbo compressor 3.
  • Umblase effet 12 branched into the fuel gas line 2 before is returned to the turbo compressor 3.
  • a blow-off or surge limit control valve 13 is arranged, that via a control line 14 with a surge limit controller 15 connected is. Fuel gas can be supplied via this blow-by line 12 Blown suction side of the turbo compressor 3.
  • a temperature sensor for detecting the intake temperature T A of the fuel gas and a pressure sensor for measuring the intake pressure P A is arranged in the fuel gas line 2, and a pressure sensor for measuring the compressor outlet pressure P E is arranged in the discharge line 4.
  • These measuring devices are connected to the surge limit controller 15 via measuring lines 16, 17, 18. Furthermore, the pressure difference ⁇ P is determined at a throttle point at the compressor inlet. The throttle point is also connected to the surge limit controller 15 via a measuring line 19.
  • the fuel gas control valve 6 of the gas turbine 5 can be approximately 0.1 Second close. As a result, the fuel gas flow can also can be reduced from the nominal value to zero within this time. When the load is shed by the gas turbine 5 Generator must the fuel gas flow z. B. within 0.1 Seconds to a few percent. To the The gas turbine 5 must be able to continue operating Fuel gas pressure can be kept at the nominal value.
  • the Working point is the control line upstream of the surge limit to reach.
  • the surge limit control of the turbo compressor 3 now reacts to a further working point shift and opens the surge limit control valve 13 from the pressure side Suction side of the turbo compressor 3.
  • the Controller can respond is a corresponding increase in Fuel gas pressure the result.
  • the pressure may increase this way far that the gas turbine 5 completely for safety reasons must be switched off.
  • a known control method uses to keep the Compressor end pressure when reducing the load on the gas turbine 5 the surge limit valve 13.
  • the surge limit regulator 15 receives at this method, a final pressure limitation regulation, which at an increase in the compressor end pressure, the surge limit valve 13 opens in such a way that the final pressure is kept constant.
  • the setpoint of this final pressure control regulator is slightly above the target value of the final pressure regulator 20, so that this stationary the compressor inlet guide vanes 21 so wide concludes that the bypass valve is completely closed.
  • a function generator 24 (FNL 1920) the position of the fuel gas control valve 6, the mass flow through Fuel gas control valve 6 determined.
  • Has the fuel gas control valve 6 is a linear characteristic and is the pressure before and after Fuel gas control valve 6 constant (which is normally the case is not necessary to take these quantities into account become. If the fuel gas control valve 6 has a linear characteristic, is only the one in this function generator 24 (FNL 1920) Enter the course of a straight line. With non-linear characteristics can the course of the characteristic curve as a polyline or formula be saved.
  • are pressure or temperature before or after the fuel gas control valve 6 variable by Taking into account these sizes from the known Dimensioning equations for control valves the current Mass flow can be calculated.
  • the volume flow in the compressor inlet is calculated by multiplication by the compressor intake temperature T A and division by the intake pressure P A.
  • a scaling factor for adapting the measuring range can be inserted in an amplifier 27 (GAI 1923).
  • Another function generator 28 determines the course of the surge limit or the control line (blow-by line, blow-off line) of the surge limit controller 15 from the enthalpy difference ⁇ h.
  • the enthalpy difference is calculated as a function of the compressor outlet pressure P E , the suction pressure P A and the suction temperature T A in the surge limit controller 15 and is available there.
  • the output of amplifier 27 (GAI 1923) describes the Intake volume flow that occurs in the compressor inlet, if the current driving style until reaching the stationary one Condition remains.
  • the output of the function generator 28 (FNL 1924) describes the associated flow at the Surge limit or at the control line. From the difference of this Both variables can be determined whether the turbo compressor 3 can promote the flow to the gas turbine 5 without blowing or not. Is the flow (output of amplifier 27 (GAI 1923)) greater than the flow at the surge line (Output of function generator 28 (FNL 1924)) is not an action required.
  • a limiter 29 (LIM 1925) has a limiting function. He only lets negative values pass and limits positive values to zero. This means that a control variable is only generated if the difference is negative, i.e. the surge limit control valve 13 must open to keep the turbo compressor 3 stable in the map to be able to operate.
  • the flow through the surge limit control valve 13 is essentially determined by the position of the surge limit control valve 13 and the pressure upstream of the surge limit control valve 13.
  • the pressure upstream of the surge limit control valve 13 is largely identical to the compressor end pressure.
  • An amplifier 30 (GAI 1926) permits a scaling that may be required, and a multiplier 31 (MUL 1927) and a divider 32 (DIV 1928) determine a determination of the associated mass flow by multiplication by the suction pressure P A and division by the suction temperature T A.
  • a multiplier 31 MUL 1927
  • a divider 32 DIV 1928
  • the characteristic curve of the surge limit control valve 13 should be non-linear be or pressure or temperature before or after Surge valve can be variable by using the known dimensioning equations for control valves required opening of the surge limit control valve 13 determined become.
  • the tax variable can either be direct and only the Determine the position setpoint for the surge limit control valve 13.
  • This method has the advantage that the turbo compressor 3 is always driven at the same working point and thus it is ensured that the fuel gas pressure in the outlet of the turbo compressor 3 is always kept constant.
  • a method is preferred in which the Control variable acts in addition to the surge limit controller 15 and the Control variable either the output of the surge limit controller 15 is added or on one of the described below Assign the controller control signal is impressed.
  • the control variable and the output signal of the surge limit controller 15 conventional design are added to each other, the sum Both sizes form the setpoint for the surge limit control valve 13. In such a procedure, additional Measures are prevented that the exit of the Pump limit controller 15 overridden.
  • Pump limit regulator 15 and Pump limit control valve 13 must have a corresponding Have signal range, e.g. B. 4 mA to 20 mA.
  • the value of 4 mA corresponds to the minimum output signal of the Pump limit controller 15 and the value of 20 mA the maximum Output signal. With a value of 4 mA this is Pump limit control valve 13 fully open, at a value of 20 mA completely closed.
  • the surge limit controller 15 By limiting measures in the exit the surge limit controller 15 ensures that the Manipulated variable of the surge limit controller 15 does not have the value of 20 mA can exceed and not fall below the value of 4 mA. It is not enough to limit the manipulated variable in the output, rather, it is the integral part of the surge limit controller 15 limit so that it stays with larger ones Control deviations always only assume values such that the Addition of integral part and proportional part the permissible Do not exceed or fall below limits.
  • One possible measure is to push the limits of the Integral part of the surge limit controller 15 always under such Taking into account the tax rate that the Limits can be reached, but not exceeded become.
  • Another option is to use the integral part of the Pump limit controller 15 in the event of a discrepancy between Track controller output and valve position so that the Deviation becomes zero. This is advantageously the case designed that the tracking only takes place if the difference between valve position and manipulated variable Limit exceeds. This ensures that the Integral part not even with incorrectly chosen limits impermissibly far from the position of the surge limit control valve 13 can deviate and thus ultimately the limitation of Valve actuator is selected as the only active limit.
  • tax figure is designed dynamically. Instead of moving the Working point closer to a new stationary working point to process a constant control variable at the surge limit, the tax variable is designed to be yielding. this happens by the yielding summation in the delay element 34 (PT1 1930) and summer 35 (SUM 1931).
  • Opening the suction pressure control valve 10 is a function of Pressure difference between pipeline pressure and compressor suction pressure and the flow through the suction pressure control valve 10. With decreasing mass flow at constant pressures Close the suction pressure control valve 10 when the mass flow increases have to open it. The pipeline pressure rises at a constant Mass flow, the suction pressure control valve 10 must close and open when pipeline pressure drops.
  • Pipeline pressure changes are usually slow, because a large storage volume is effective. Flow mass flow changes can quickly, i. H. With a gradient of 100% change in 0.1 seconds. According to the invention, the control behavior can be carried out quickly Disturbance to the gas turbine 5 also improved significantly here become. From the position of the fuel gas control valve 6 can be taking into account the pipeline pressure, the required Calculate the position of the suction pressure control valve 11 directly. The Final pressure regulator 20 no longer needs the entire fault to settle but only the remaining control error. For this purpose, the manipulated variable (controller output) and the Control signal added to each other.
  • the tax variable can also be dynamic Controller output can be added, as it is for the Pump limit controller 15 has been described.
  • the required opening of the bypass valve 8 is proportional to Opening the fuel gas control valve 6. Is that Fuel gas control valve 6 opened wide requires the gas turbine 5 a lot of fuel and the bypass valve 8 must be opened wide be the required pressure drop between pipeline pressure and required fuel gas pressure upstream of the gas turbine 5 to reach. The bypass valve must be activated when the fuel gas requirement drops Close 8 so that the flow rate is the same Pressure loss is generated. In addition, the Pipeline pressure has an impact on the opening of the bypass valve 8. The higher the pipeline pressure, the further it has to be Close bypass valve 8.
  • Fuel gas flow rate or position of the fuel gas regulator valve as well as pressures and temperatures upstream and downstream of the valves can be done in different ways.
  • a third option is the assignment matrix using the thermodynamic and fluidic To theoretically calculate data of all system components.

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Abstract

Zum Schutz eines Turbokompressors (3) mit einem nachgeschalteten Prozess vor einem Betrieb im instabilen Arbeitsbereich wird ein Maschinenregler verwendet, der neben einem Pumpgrenzregler (15) gegebenenfalls einen Saugdruckregler (11), einen Enddruckregler (20) und einen Bypassregler (9) enthält. Aus der Stellung eines den Durchfluss zum Prozess bestimmenden Stellorgans (Brenngasregelventil 6) wird unter Berücksichtigung gegebenenfalls weiterer Einflussgrößen wie Kompressoransaugdruck und Kompressoraustrittsdruck und Kompressoransaugtemperatur sowie dem Prozessdruck eine Steuermatrix ermittelt. Anhand der Steuermatrix wird bei einer schnellen transienten Arbeitspunktänderung die erforderliche Position des Pumpgrenzregelventils (13) sowie des Bypassventils (8), des Saugdruckregelventils (10) und des Stellantriebes (22) für die Kompressoreintrittsschaufeln (21) direkt ermittelt, und diese Steuergröße wird dem Pumpgrenzregelventil (13), dem Saugdruckregler (11), dem Enddruckregler (20) und dem Bypassregler (9) direkt als Stellgröße aufgeprägt. <IMAGE>

Description

Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Schutz eines Turbokompressors vor Betrieb im instabilen Arbeitsbereich mit den Merkmalen des Oberbegriffes des Anspruches 1.
Als Pumpen wird ein instabiler Zustand eines Turbokompressors bezeichnet, bei dem stoßweise oder periodisch Fördergas von der Druck- zur Saugseite zurückströmt. Dieser instabile Zustand tritt bei zu hohem Enddruck und/oder zu niedrigem Durchsatz auf. In dem durch Enddruck und Durchsatz oder davon abgeleiteten Koordinaten bestimmten Kennfeld kann deshalb eindeutig eine Linie definiert werden, die den stabilen vom instabilen Bereich trennt und als Pumpgrenze bezeichnet wird. Mittels der Pumpgrenzregelung soll verhindert werden, dass der Arbeitspunkt des Turbokompressors die Pumpgrenze erreicht und dadurch das Pumpen eintritt. Hierzu wird in einem Sicherheitsabstand von der Pumpgrenze eine Regellinie im Kennfeld festgelegt. Wenn der Arbeitspunkt die Regellinie überschreitet, wird ein vom Kompressoraustritt abzweigendes Entlastungsventil (Pumpgrenzregelventil) mehr oder weniger weit geöffnet, um Fördermedium abzublasen oder zur Saugseite umzublasen und dadurch den Enddruck zu senken und den Durchsatz zu steigern.
Es sind Regelverfahren zum Vermeiden des Kompressorpumpens bekannt, bei denen durch Messung von Größen im Kompressoreineintritt und -austritt (Druck, Temperatur, Durchfluss), die Lage des Kompressorarbeitspunktes im Kennfeld relativ zur Stabilitätsgrenze (Pumpgrenze) bestimmt wird und daraus Steuersignale zur Verstellung von Pumpgrenzregelventilen (Abblase- oder Umblaseventilen) hergeleitet werden. Maßgeblich für den Betrieb des Turbokompressors sind der Durchfluss durch den Turbokompressor sowie Druck und Temperatur am Eintritt und Austritt des Turbokompressors. Aus diesem Grund werden die Messstellen stets so dicht wie möglich zum Turbokompressor hin verlagert.
Der bekannte Stand der Technik beschäftigt sich mit Maßnahmen, deren Ziel darin besteht, eine Verschiebung des Arbeitspunktes in Richtung Pumpgrenze frühzeitig zu erkennen und vorausschauend darauf zu reagieren. Andere Maßnahmen haben das Ziel, Nichtlinearitäten des Regelkreises zu linearisieren, um in allen Arbeitsbereichen ein optimales Antwortverhalten des Regelsystems zu erhalten.
In der EP-PS 335 105 ist ein Verfahren beschrieben, welches durch Messung einer Prozessstörung so dicht wie möglich am Entstehungsort, das heißt so weit wie möglich entfernt vom Turbokompressor, eine Störung zu erfassen und darauf zu reagieren. Dieses Patent unterstellt, dass eine Störung am Entstehungsort früher messtechnisch erfassbar ist als am Turbokompressor selbst und dass dadurch ein zeitlicher Vorlauf entsteht, der sich positiv auf das Regelverhalten auswirkt. Auch dieses Patent verwendet allerdings die Messdaten nahe am Entstehungsort der Störung lediglich dazu, sie genauso zu behandeln wie die Messgrößen, die direkt am Turbokompressor gemessen werden. Die Messgrößen werden in einem geschlossenen Regelkreis verwendet. Dieses Verfahren hat aber den Nachteil, dass es eine Abweichung benötigt, um eine Änderung der Ausgangsgröße zu bewirken.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, das gattungsgemäße Verfahren derart zu gestalten, dass der instabile Zustand des Turbokompressors sicherer und schneller erfasst und behoben werden kann.
Diese Aufgabe wird bei einem gattungsgemäßen Verfahren erfindungsgemäß durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruches 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche.
Der wesentliche Erfindungsgedanke der Erfindung besteht darin, aus einer Messung des Durchflusses zum Prozess so dicht wie möglich am Prozess eine Größe zu errechnen, die dem zukünftigen Durchfluss durch den Turbokompressor entspricht und aus dieser Messgröße eine Korrekturgröße abzuleiten, die das Pumpgrenzregelventil des Turbokompressors direkt betätigt. Auf diese Weise wird es möglich, zum Schutz des Turbokompressors vor einem Betrieb im instabilen Arbeitsbereich das Pumpgrenzregelventil vorausschauend zu öffnen.
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in der Zeichnung dargestellt und wird im folgenden näher erläutert. Die Zeichnung zeigt das Fließschema eines Verfahrens zum Schutz eines Turbokompressors vor einem Betrieb im instabilen Arbeitsbereich.
Aus einer Pipeline 1 wird über eine Brenngasleitung 2 ein Brenngas entnommen, in einem Turbokompressor 3 von z. B. 25 bar Pipelinedruck auf einen Druck von 52 bar komprimiert und über eine Abgabeleitung 4 einer Gasturbine 5 zugeführt. Vor Eintritt in die Gasturbine 5 ist in der Abgabeleitung 4 ein Brenngasregelventil 6 vorgesehen.
Bei stark schwankendem Eintrittsdruck kann dem Turbokompressor 3 in der Brenngasleitung 2 ein Saugdruckregelventil 10 vorgeschaltet werden. Die Aufgabe dieses Saugdruckregelventils 10 besteht darin, bei schwankendem Pipelinedruck mittles eines Saugdruckreglers 11 einen konstanten Eintrittsdruck für den Turbokompressor 3 aufrechtzuerhalten.
Der Kompressoraustrittsdruck wird von einem Enddruckregler 20 auf konstante Werte geregelt, indem die Kompressoreintrittsleitschaufeln 21 über einen Stellantrieb 22 verstellt werden. Der Enddruck wird über Druckmessfühler gemessen und über eine Signalleitung 23 übermittelt. Konstruktionsbedingt können die Kompressoreintrittsleitschaufeln 21 innerhalb von 15 bis 60 Sekunden den gesamten Stellhub durchfahren.
Sollte der Pipelinedruck auf Werte oberhalb des erforderlichen Gasturbineneintrittsdruck steigen können, ist eine Bypassleitung 7 vorgesehen, die den Turbokompressor 3 umgeht und in der ein Bypassventil 8 angeordnet ist. Über diese Bypassleitung 7 kann die Gasturbine 5 unter Umgehung des Turbokompressors 3 direkt mit Brenngas versorgt werden, wenn der Pipelinedruck oberhalb des benötigten und durch den Turbokompressor 3 erzeugten Kompressoraustrittsdruckes liegt. Das Bypassventil 8 ist mit einem Bypassdruckregler 9 verbunden.
Von der Abgabeleitung 4 ist hinter dem Turbokompressor 3 eine Umblaseleitung 12 abgezweigt, die in die Brenngasleitung 2 vor dem Turbokompressor 3 zurückgeführt ist. In der Umblaseleitung 12 ist ein Umblase- oder Pumpgrenzregelventil 13 angeordnet, das über eine Steuerleitung 14 mit einem Pumpgrenzregler 15 verbunden ist. Über diese Umblaseleitung 12 kann Brenngas zur Saugseite des Turbokompressors 3 umgeblasen werden.
In der Brenngasleitung 2 ist ein Temperaturfühler zur Erfassung der Ansaugtemperatur T A des Brenngases sowie ein Druckfühler zur Messung des Ansaugdruckes P A und in der Abgabeleitung 4 ist ein Druckfühler zur Messung des Kompressoraustrittsdruckes P E angeordnet. Diese Messeinrichtungen sind über Messleitungen 16, 17, 18 mit dem Pumpgrenzregler 15 verbunden. Ferner wird am Kompressoreintritt an einer Drosselstelle die Druckdifferenz ▵P bestimmt. Die Drosselstelle ist ebenfalls über eine Messleitung 19 mit dem Pumpgrenzregler 15 verbunden.
Das Brenngasregelventil 6 der Gasturbine 5 kann in etwa 0,1 Sekunde schließen. Demzufolge kann auch der Brenngasdurchfluss innerhalb dieser Zeit vom Nennwert auf null reduziert werden. Bei einem Lastabwurf des durch die Gasturbine 5 angetriebenen Generators muss der Brenngasdurchfluss z. B. innerhalb von 0,1 Sekunden bis auf wenige Prozent reduziert werden. Um die Gasturbine 5 weiter in Betrieb halten zu können, muss der Brenngasdruck aber auf dem Nennwert gehalten werden.
Bei den bisher bekannten Regelverfahren wird der Ansaugdurchfluss in den Turbokompressor 3 und die Enthalpiedifferenz des Turbokompressors 3 ermittelt. Hierzu werden der Durchfluss sowie der Druck im Kompressoreintritt und -austritt sowie die Temperatur im Eintritt des Turbokompressors 3 gemessen und daraus die Enthalpiedifferenz errechnet. Kurz nach einer Laständerung der Gasturbine 5 wird der Ansaugdurchfluss des Turbokompressors 3 abnehmen und die Enthalpiedifferenz wird aufgrund steigenden Enddrucks ansteigen. Der Kompressorarbeitspunkt bewegt sich in Richtung Pumpgrenze. Der Enddruckregler 20 bemerkt den Anstieg und reagiert mit einem Schließen der Kompressoreintrittsleitschaufeln 21. Hierdurck wird der Kompressorenddruck auf konstanten Werten gehalten, Der Arbeitspunkt nähert sich allerdings der Pumpgrenze.
Nimmt der Durchfluss der Gasturbine 5 weiter ab, kann der Arbeitspunkt die der Pumpgrenze vorgelagete Regellinie erreichen. Die Pumpgrenzregelung des Turbokompressors 3 reagiert nun auf eine weitere Arbeitspunktverschiebung und öffnet das Pumpgrenzregelventil 13 von der Druckseite zur Saugseite des Turbokompressors 3. Je nachdem, wie schnell der Regler reagieren kann, ist eine entsprechende Erhöhung des Brenngasdrucks die Folge. Möglicherweise steigt der Druck so weit an, dass die Gasturbine 5 aus Sicherheitsgründen völlig abgeschaltet werden muss.
Ein bekanntes Regelverfahren nutzt zur Konstanthaltung des Kompressorenddruckes bei einer Lastreduzierung der Gasturbine 5 das Pumpgrenzventil 13. Der Pumpgrenzregler 15 erhält bei diesem Verfahren eine Enddruckbegrenzungsregelung, die bei einem Ansteigen des Kompressorenddruckes das Pumpgrenzventil 13 derart öffnet, dass der Enddruck konstant gehalten wird. Der Sollwert dieses Enddruckbegrezungsreglers liegt geringfügig über dem Sollwert des Enddruckreglers 20, so dass dieser stationär die Kompressoreintrittsleitschaufeln 21 so weit schließt, dass das Umblaseventil völlig geschlossen ist.
Ein anderer bekannter Ansatz öffnet mit dem Lastabwurf der Gasturbine 5 ein Kompressorentlastungsventil. Dies hat aber zur Folge, dass entweder zu wenig oder zu viel Gas um den Turbokompressor 3 herum umgeblasen wird, insbesondere wenn berücksichtigt wird, dass die Gasturbine 5 vor Eintritt des Lastabwurfs beliebige Lastpunkte mit beliebigen Brenngasdurchflüssen gefahren haben kann. Die Folge ist, dass bei Betriebsweisen außerhalb des Auslegungspunktes der Druck entweder deutlich ansteigt oder abfällt. Beides hat den gleichen negativen Effekt auf den Brenngasdruck und den Betrieb der Gasturbine 5.
Ein deutlich besseres Regelverhalten lässt sich mit dem erfindungsgemäßen Verfahren erreichen. Nimmt bei diesem Regelverfahren das Brenngasregelventil 6 eine andere Stellung ein, hat dies einen geänderten Brenngasdurchfluss zur Gasturbine 5 zur Folge. Zeitlich versetzt wird auch der Durchfluss durch den Turbokompressor 3 abnehmen, um stationär einen neuen Wert anzunehmen, der sich als direkte Folge der Änderung der Brenngasregelventilstellung einstellt. Die nicht mehr von der Gasturbine 5 abgenommene Brenngasmenge muss über die Umblaseleitung 12 abgeblasen werden. Statt auf eine messbare Änderung der Parameter Druck vor bzw. hinter dem Turbokompressor 3 oder den Durchfluss im Turbokompressor 3 zu warten, lässt sich aus der Stellung des Brenngasregelventils 6 direkt eine Stellgröße für das Pumpgrenzregelventil 13 herleiten. Diese Korrekturgröße steht deutlich früher zur Verfügung als die gemessene Änderung von Ansaugdurchfluss und Enddruck, bzw. Enthalpiedifferenz. Mit diesem Verfahren ist es sogar möglich, eine Druckänderung des Brenngasdrucks vollständig zu vermeiden.
In einem Funktionsgeber 24 (FNL 1920) wird aus der Stellung des Brenngasregelventils 6 der Massenstrom durch das Brenngasregelventil 6 ermittelt. Hat das Brenngasregelventil 6 eine lineare Kennlinie und ist der Druck vor und hinter dem Brenngasregelventil 6 konstant (was normalerweise der Fall ist) kann auf eine Berücksichtigung dieser Größen verzichtet werden. Hat das Brenngasregelventil 6 eine lineare Kennlinie, ist in diesem Funktionsgeber 24 (FNL 1920) lediglich der Verlauf einer Gerade einzugeben. Bei nichtlinaren Kennlinien kann der Verlauf der Kennlinie als Polygonzug oder Formel gespeichert sein. Sind Druck oder Temperatur vor bzw. hinter dem Brenngasregelventil 6 variabel, kann durch Berücksichtigung dieser Größen aus den bekannten Dimensionierungsgleichungen für Regelventile der aktuelle Massenstrom errechnet werden.
In einem Multiplizierer 25 (MUL 1921) und einem Dividierer 26 (DIV 1922) wird durch Multiplikation mit der Kompressoransaugtemperatur TA und Division durch den Ansaugdruck PA der Volumenstrom im Kompressoreintritt errechnet. In einem Verstärker 27 (GAI 1923) kann ein Skalierungsfaktor zur Messbereichsanpassung eingefügt werden.
Ein weiterer Funktionsgeber 28 (FNL 1924) bestimmt den Verlauf der Pumpgrenze bzw. der Regellinie (Umblaselinie, Abblaselinie) des Pumpgrenzreglers 15 aus der Enthalpiedifferenz Δh. Die Enthalpiedifferenz wird als Funktion des Kompressoraustrittsdruckes PE, des Ansaugdruckes PA und der Ansaugtemperatur TA im Pumpgrenzregler 15 errechnet und steht dort zur Verfügung.
Der Ausgang des Verstärkers 27 (GAI 1923) beschreibt den Ansaugvolumenstrom, der sich im Kompressoreintritt einstellt, wenn die aktuelle Fahrweise bis zum Erreichen des stationären Zustands bestehen bleibt. Der Ausgang des Funktionsgebers 28 (FNL 1924) beschreibt den zugehörigen Durchfluss an der Pumpgrenze bzw. an der Regellinie. Aus der Differenz dieser beiden Größen kann ermittelt werden, ob der Turbokompressor 3 den Durchfluss zur Gasturbine 5 ohne Umblasen fördern kann oder nicht. Ist der Durchfluss (Ausgang des Verstärkers 27 (GAI 1923)) größer als der Durchfluss an der Pumpgrenze (Ausgang des Funktionsgebers 28 (FNL 1924)), ist keine Aktion erforderlich. Ist der Ausgang des Verstärkers 27 (GAI 1923) kleiner als der des Funktionsgebers 27 (FNL 1924), muss die Differenz über die Umblaseleitung 12 durch das Pumpgrenzregelventil 13 von der Druckseite zur Saugseite umgeblasen werden, damit der Turbokompressor 3 an der Pumpgrenze bzw. auf der Regellinie betrieben wird und die Gasturbine 5 trotzdem die reduzierte Gasmenge bei konstantem Druck erhält.
Ein Limitierer 29 (LIM 1925) hat eine begrenzende Funktion. Er lässt nur negative Werte passieren und begrenzt positive Werte auf null. Damit wird nur dann eine Steuergröße erzeugt, wenn die Differenz negativ ist, das heißt das Pumpgrenzregelventil 13 öffnen muss, um den Turbokompressor 3 stabil im Kennfeld betreiben zu können.
Der Durchfluss durch das Pumpgrenzregelventil 13 wird im Wesentlichen durch die Stellung des Pumpgrenzregelventils 13 und den Druck vor dem Pumpgrenzregelventil 13 bestimmt. Der Druck vor dem Pumpgrenzregelventil 13 ist weitgehend identisch mit dem Kompressorenddruck. Ein Verstärker 30 (GAI 1926) gestattet eine möglicherweise erforderliche Skalierung, und ein Multiplikator 31 (MUL 1927) und ein Dividierer 32 (DIV 1928) ermitteln durch Multiplikation mit dem Saugdruck PA und Division durch die Ansaugtemperatur T A eine Bestimmung des zugehörigen Massenstroms. Durch Division durch den Kompressorenddruck P E in einem Dividierer 33 (DIV 1929) wird hieraus die zugehörige Öffnung des Pumpgrenzregelventils 13 ermittelt.
Die Aufgabe dieser Steuergrößenaufschaltung besteht also lediglich darin, bei einer Änderung des Ausgangs des Dividierers 33 (DIV 1929) eine entsprechende Verstellung des Pumpgrenzregelventils 13 vorzunehmen. Der Ausgang des Dividierers 33 (DIV 1929) kann dem Ausgang des Pumpgrenzreglers 15 direkt aufaddiert werden.
Sollte die Kennlinie des Pumpgrenzregelventils 13 nichtlinear sein oder Druck bzw. Temperatur vor oder hinter dem Pumpgrenzventil variabel sein, kann durch Verwendung der bekannten Dimensionierungsgleichungen für Regelventile die erforderliche Öffnung des Pumpgrenzregelventils 13 ermittelt werden.
Die Steuergröße kann entweder direkt und ausschließlich den Stellungssollwert für das Pumpgrenzregelventil 13 bestimmen. Dieses Verfahren hat den Vorteil, dass der Turbokompressor 3 stets im gleichen Arbeitspunkt gefahren wird und damit sichergestellt ist, dass auch der Brenngasdruck im Austritt des Turbokompressors 3 stets konstant gehalten wird. Vorzuziehen ist allerdings ein Verfahren, bei dem die Steuergröße zusätzlich zum Pumpgrenzregler 15 wirkt und die Steuergröße entweder dem Ausgang des Pumpgrenzreglers 15 aufaddiert wird oder auf eine der nachfolgend beschriebenen Weisen dem Reglerstellsignal aufgeprägt wird.
Die Steuergröße und das Ausgangssignal des Pumpgrenzreglers 15 herkömmlicher Bauart werden zueinander addiert, die Summe beider Größen bildet den Sollwert für das Pumpgrenzregelventil 13. Bei einem solchen Verfahren muss durch zusätzliche Maßnahmen verhindert werden, dass der Ausgang des Pumpgrenzreglers 15 übersteuert. Pumpgrenzregler 15 und Pumpgrenzregelventil 13 müssen einen sich entsprechenden Signalbereich aufweisen, z. B. 4 mA bis 20 mA. Der Wert von 4 mA entspricht dem minimalen Ausgangssignal des Pumpgrenzreglers 15 und der Wert von 20 mA dem maximalen Ausgangssignal. Bei einem Wert von 4 mA ist das Pumpgrenzregelventil 13 völlig geöffnet, bei einem Wert von 20 mA völlig geschlossen. Durch begrenzende Maßnahmen im Ausgang des Pumpgrenzreglers 15 ist sichergestellt, dass die Stellgröße des Pumpgrenzreglers 15 den Wert von 20 mA nicht überschreiten und den Wert von 4 mA nicht unterschreiten kann. Dabei reicht es nicht, die Stellgröße im Ausgang zu begrenzen, es ist vielmehr der Integralteil des Pumpgrenzreglers 15 derart zu begrenzen, dass er auch bei größerer bleibenden Regelabweichungen stets nur solche Werte annimmt, dass die Addition aus Integralteil und Porportionalteil die zulässigen Grenzen nicht über- bzw. unterschreitet.
Wird nun eine Steuergröße zum (begrenzten) Ausgang des Pumpgrenzreglers 15 addiert, führt dies dazu, dass die Begrenzungen des Integralteils im Pumpgrenzregler 15 falsch wirken. Die Summe aus Reglerausgang und Steuergröße kann entweder 20 mA übersteigen oder 4 mA unterschreiten. Um dies zu verhindern, sind erfindungsgemäß weitere Maßnahmen erforderlich.
Eine mögliche Maßnahme besteht darin, die Grenzen des Integralteil des Pumpgrenzreglers 15 stets derart unter Berücksichtigung der Steuergröße nachzuführen, dass die Grenzen erreicht werden können, aber nicht überschritten werden.
Eine andere Möglichkeit besteht darin, den Integralteil des Pumpgrenzreglers 15 bei einer Abweichung zwischen Reglerausgang und Ventilstellung derart nachzuführen, dass die Abweichung zu null wird. Vorteilhafterweise wird dies derart gestaltet, dass die Nachführung immer nur dann erfolgt, wenn die Differenz aus Ventilstellung und Stellgröße einen Grenzwert übersteigt. Hiermit wird sichergestellt, dass der Integralteil auch bei falsch gewählten Grenzen nicht unzulässig weit von der Stellung des Pumpgrenzregelventils 13 abweichen kann und damit letztlich die Begrenzung des Ventilstellantriebs als einzige aktive Grenze gewählt wird.
Eine alternative Lösung besteht darin, dass die Steuergröße dynamisch gestaltet wird. Statt bei einer Verschiebung des Arbeitspunktes in einen neuen stationären Arbeitspunktes näher an der Pumpgrenze eine konstante Steuergröße zu verarbeiten, wird die Steuergröße nachgebend gestaltet. Dies geschieht durch die nachgebende Summierung in dem Verzögerungsglied 34 (PT1 1930) und dem Summierer 35 (SUM 1931).
Solange der Ausgang des Dividiereres 33 (DIV 1929) stationär ist, sind beide Eingänge des Summierers 25 (SUM 1931) vom Betrag gleich, da der Ausgang des Verzögerungsglieds 34 (PT1 1930) nach Abklingen des Einschwingvorgangs seinem Eingang entspricht. Verändert sich nun das Signal des Dividiereres 33 (DIV 1929) dynamisch, folgt der Ausgang des Verzögerungsglieds 34 (PT1 1930) nur verzögert. Der Summierer 35 (SUM 1931) sieht vorübergehend ein von null abweichendes Signal, das dem Pumpgrenzregler 15 aufgeschaltet wird, stationär wird dieses Signal zu null. Der Ausgang von Summierer 35 (SUM 1931) kann dem Ausgang des Pumpgrenzreglers 15 direkt aufaddiert werden.
Eine weitere alternative Lösung besteht darin, dass die obere Grenze des Pumpgrenzreglers 15 adaptiv auf den Wert "100% minus Steuergröße" (Ausgang des Summierer 35 (SUM 1931)) gesetzt wird. Der Pumpgrenzregler 15 kann dann maximal nur noch diesen Wert annehmen. Hier gilt es zu bedenken, dass der Pumpgrenzregler 15 bei maximalem Ausgangssignal "100%" das Pumpgrenzregelventil 13 völlig geschlossen und bei minimalem Ausgangssignal "0" völlig geöffnet hat. Im Normalbetrieb beträgt der Ausgang des Pumpgrenzreglers 15 100% und das Pumpgrenzregelventil 13 ist geschlossen. Eine Reduzierung der Obergrenze des Pumpgrenzreglerausgangssignals hat also zwangsläufig eine entsprechende Öffnung des Pumpgrenzregelventils 13 zur Folge. Gleichzeitig kann auch die untere Grenze des Pumpgrenzreglers 15 auf die Steuergröße adaptiert werden (Block 36 (ADP 1932)).
Durch die Begrenzung der Steuergröße im Ausgang des Limitierers 29 (LIM 1925) wird bewirkt, dass ein Steuergrößensignal und damit eine Öffnung des Pumpgrenzregelventils 13 nur dann erfolgt, wenn der neue Arbeitspunkt so weit links im Kennfeld liegt, dass der Massendurchfluss zur Gasturbine 5 kleiner ist als der minimal zulässige Kompressormassenstrom. In allen anderen Fällen, das heißt wenn der Zielpunkt rechts der Regellinie liegt, bleibt das Pumpgrenzregelventil 13 geschlossen.
Es kann allerdings durchaus wünschenswert sein, jegliche schnelle Durchflussänderung durch das Brenngasregelventil 6 über das Pumpgrenzregelventil 13 abzufangen, da das Pumpgrenzregelventil 13 normalerweise wesentlich kürzere Stellzeiten (wesentlich höhere Stellgeschwindigkeiten) aufweist als die Kompressorleitschaufeln. In diesem Fall sind die Begrenzungen in dem Limitierer 29 (LIM 1925) unwirksam zu machen.
Wird zusätzlich zum Pumpgrenzregelventil 13 ein Saugdruckregelventil zur Reduzierung des Kompressorsaugdrucks bei variablen Pipelinedrücken eingesetzt, stellt sich die gleiche Problematik bei plötzlichen Laständerungen der Gasturbine 5.
Das Öffnen des Saugdruckregelventils 10 ist eine Funktion der Druckdifferenz zwischen Pipelinedruck und Kompressorsaugdruck sowie dem Durchfluss durch das Saugdruckregelventil 10. Mit abnehmendem Massenstrom bei konstanten Drücken muss das Saugdruckregelventil 10 schließen, bei steigendem Massenstrom muss es öffnen. Steigt der Pipelinedruck bei konstantem Massenstrom, muss das Saugdruckregelventil 10 schließen und bei fallendem Pipelinedruck öffnen.
Änderungen des Pipelinedrucks erfolgen normalerweise langsam, da ein großes Speichervolumen wirksam ist. Durchflussmassenstromänderungen können aber schnell, d. h. mit einem Gradienten von 100% Änderung in 0,1 Sekunde erfolgen. Erfindungsgemäß kann das Regelverhalten bei einer schnellen Störung an der Gasturbine 5 auch hier deutlich verbessert werden. Aus der Position des Brenngasregelventils 6 lässt sich unter Berücksichtigung des Pipelinedrucks die erforderliche Position des Saugdruckregelventils 11 direkt errechnen. Der Enddruckregler 20 braucht nicht mehr die gesamte Störung auszuregeln sondern nur noch den verbleibenden Regelfehler. Hierzu wird die Stellgröße (Reglerausgang) und das Steuersignal zueinander addiert. Gleichzeitig muss allerdings sichergestellt werden, dass die obere und untere Begrenzung des Reglerausgangssignals dynamisch stets um die Steuergröße verschoben wird, so dass für die Summe aus Steuergröße und Stellgröße stets der Stellbereich 0 bis 1 gilt. Selbstverständlich kann die Steuergröße auch dynamisch dem Reglerausgang aufaddiert werden, so wie es für den Pumpgrenzregler 15 beschrieben wurde.
Für die Ansteuerung des Bypassventils 8 gelten die gleichen Überlegungen wie für das Saugdruckregelventil 10. Die erforderliche Öffnung des Bypassventils 8 ist proportional zur Öffnung des Brenngasregelventils 6. Ist das Brenngasregelventil 6 weit geöffnet, benötigt die Gasturbine 5 viel Brennstoff und das Bypassventil 8 muss weit geöffnet sein, um den erforderlichen Druckabfall zwischen Pipelinedruck und erforderlichem Brenngasdruck vor der Gasturbine 5 zu erreichen. Mit sinkendem Brenngasbedarf muss das Bypassventil 8 schließen, damit bei kleinerem Durchfluss der gleiche Druckverlust erzeugt wird. Darüber hinaus hat auch der Pipelinedruck einen Einfluss auf die Öffnung des Bypassventils 8. Je höher der Pipelinedruck, umso weiter muss das Bypassventil 8 schließen.
Üblich ist der Einsatz eines Bypassreglers 9, dessen Ausgang auf das Bypassventil 8 wirkt. Jede Änderung des Brenngasbedarfs bewirkt eine Änderung des Drucks hinter dem Bypassventil 8. Der Bypassregler 9 reagiert auf diese Druckänderung und verstellt das Bypassventil 8 entsprechend. Bei langsamen Änderungen führt diese Methode zu ausreichend gutem Regelverhalten. Bei schnellen Laständerungen der Gasturbine 5 kann dies jedoch zu unerwünscht großen Änderungen des Brenngasdrucks führen. Abhilfe schafft eine erfindungsgemäße Aufschaltung einer Steuergröße, ermittelt aus Brenngasregelventilstellung und Pipelinedruck, wie für das Saugdruckregelventil beschrieben.
Die Ermittlung der Steuermatricen, das heißt der Abhängigkeit der Steuergröße von den variablen Prozessgrößen Brenngasdurchfluss bzw. Stellung des Brenngasreglerventils sowie Drücken und Temperaturen vor und hinter den Ventilen kann auf verschiedene Weisen erfolgen.
Viele komplexe technische Systeme werden heute vor ihrer Realisierung dynamisch simuliert. Dazu wird das dynamische-Verhalten der verwendeten Komponenten in einem Computerprogramm nachgebildet. Beliebige Systemstörungen und Betriebsbedingungen können am Computer nachgebildet werden, bevor die Anlage gebaut wird. Sofern ein solches Simulationsmodell existiert, können die Steuermatricen mittels Simulation ermittelt werden. Dieses kann bei dem beschriebenen Regelverfahren wie folgt erfolgen. Bei maximalem Pipelinedruck wird die Stellung des Brenngasregelventils 6 in Schritten von jeweils 10% verstellt. Nach Erreichen einen stabilen Arbeitspunktes werden jeweils der Pipelinedruck, die Position des Brenngasregelventils 6, die Position des Saugdruckregelventils 10 und die Position des Bypassventils 8 notiert. Anschließend wird der Pipelinedruck um 10% abgesenkt und ein weiterer Datensatz für alle Positionen des Brenngasregelventils 6 notiert. Nachdem der gesamte Bereich der möglichen Pipelinedrücke durchfahren wurde, liegt eine dreidimensionale Zuordnungsmatrix für die Position des Saugdruckregelventils 10 und des Bypassventils 8 in Abhängigkeit von den messbaren Größen Pipelinedruck und Brenngasregelventilposition vor. Diese Zuordnungsmatrix muss im Pumpgrenzregler 15 hinterlegt werden. Bei Pipelinedrücken zwischen zwei Stützpunkten oder Brenngasregelventilpositionen zwischen zwei Stützpunkten kann linear interpoliert werden.
Statt einer Ermittlung der Zuordnungsmatrix per dynamischer Simulation besteht auch die Möglichkeit, diese nach Installation der Maschinenanlage messtechnisch zu erfassen. Die Anlage muss hierzu in die verschiedenen Betriebspunkte gefahren werden und die Messgrößen sind zu notieren. Hierdurch erhält man die gleiche Zuordnungsmatrix.
Eine dritte Möglichkeit besteht darin, die Zuordnungsmatrix unter Verwendung der thermodynamischen und strömungstechnische Daten aller Anlagenkomponenten theoretisch zu errechnen.
Alle zur Pumpgrenzregelung zu Beginn dieser Beschreibung gemachten Erläuterungen gelten selbstverständlich auch für die Regelung und Steuerung von Reduzierventilen und Bypassventilen.

Claims (38)

  1. Verfahren zum Schutz eines Turbokompressors (3) mit einem nachgeschalteten Prozess vor einem Betrieb im instabilen Arbeitsbereich mittels eines Maschinenreglers, der neben einem Pumpgrenzregler (15) gegebenenfalls einen Saugdruckregler (11), einen Enddruckregler (20) und einen Bypassregler (9) enthält, durch den nach Maßgabe von Messgrößen im Kompressoreintritt und Kompressoraustritt ein geregeltes Verstellen eines Pumpgrenzregelventiles (13) sowie gegebenenfalls eines Bypassventils (8), eines Saugdruckregelventils (10) und eines Stellantriebes (20) für die Kompressoreintrittsschaufeln (21) erfolgt, dadurch gekennzeichnet, dass aus der Stellung eines den Durchfluss zum Prozess bestimmenden Stellorgans (Brenngasregelventil 6) unter Berücksichtigung gegebenenfalls weiterer Einflussgrößen wie Kompressoransaugdruck und Kompressoraustrittsdruck und Kompressoransaugtemperatur sowie dem Prozessdruck eine Steuermatrix ermittelt wird, die in dem Maschinenregler abgespeichert wird und anhand derer bei einer schnellen transienten Arbeitspunktänderung die erforderliche Position des Pumpgrenzregelventils (13) sowie des Bypassventils (8), des Saugdruckregelventils (10) und des Stellantriebes (22) für die Kompressoreintrittsschaufeln (21) direkt ermittelt und diese Steuergröße dem Pumpgrenzregelventil (13), dem Saugdruckregler (11), dem Enddruckregler (20) und dem Bypassregler (9) direkt als Stellgröße aufgeprägt wird.
  2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuermatrix durch dynamische Simulation ermittelt wird.
  3. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuermatrix durch Messung der Eingangs- und Ausgangsgrößen mittels Betrieb der Kompressoranlage ermittelt wird.
  4. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuermatrix rechnerisch unter Zugrundelegung der thermodynamischen und strömungstechnischen Daten der Anlage ermittelt wird.
  5. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuermatrix aus dem gemessenen Durchfluss zum Prozess eine Steuergröße zur Öffnung des Pumpgrenzregelventils (13) ermittelt, die dem Pumpgrenzregelventil (13) direkt aufgeschaltet wird.
  6. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuergröße nur dann auf das Pumpgrenzregelventil (13) wirkt, wenn der neue Arbeitspunkt des Turbokompressors (3) im instabilen Arbeitsbereich liegt.
  7. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Steuergröße der Ausgang des Pumpgrenzreglers (15) additiv überlagert wird, und dass ein Feinabgleich vorgenommen wird, wenn die Steuergröße den erforderlichen Zielwert nicht völlig trifft.
  8. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuergröße direkt auf den Integralteil des Pumpgrenzreglers (15) wirkt und diesen verändert.
  9. Verfahren nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Grenzen des Integralteil des Pumpgrenzreglers (15) in Abhängigkeit von der Steuergröße derart verändert werden, dass die Summe aus Reglerausgang und Steuergröße die zulässigen Grenzen des Stellbereichs für das Pumpgrenzregelventil (13) nicht überschreiten, gleichzeitig aber der volle Stellbereich ausgenutzt werden kann.
  10. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass zur Bestimmung der Sollposition des Pumpgrenzregelventils (13) Druck und Temperatur vor und hinter dem Pumpgrenzregelventil (13) gemessen werden und der Berechnung derart eingefügt werden, dass die Steuermatrix den erforderlichen Massenstrom durch das Pumpgrenzregelventil (13) liefert und anhand der Dimensionierungsgleichungen für Ventile aus dem erforderlichen Massenstrom unter Berücksichtigung von Druck und Temperatur vor und hinter dem Pumpgrenzregelventil (13) die erforderliche Stellung des Pumpgrenzregelventils (13) ermittelt.
  11. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass aus der Position des prozessseitigen Stellorgans (Brenngasregelventils 6) unter Berücksichtigung von Druck und Temperatur vor und hinter dem prozessseitigen Stellorgan (Brenngasregelventil 6) der Massenstrom zum Prozess bestimmt wird und dieser Massenstrom als Prozessmassenstrom berücksichtigt wird.
  12. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass der Pumpgrenzregler (15) bei einer Abweichung zwischen Reglerausgang und Stellung des angesteuerten Pumpgrenzregelventils (13) auf die aktuelle Ventilstellung nachgeführt wird.
  13. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuergröße nachgebend auf den Ausgang des Pumpgrenzreglers (15) wirkt und stationär auf den Wert null absinkt.
  14. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 13, unter Verwendung eines dem Turbokompressor (3) vorgeschalteten Saugdruckregelventils, dadurch gekennzeichnet, dass zusätzlich aus Pipelinedruck und Durchfluss zum Prozess eine Steuermatrix gebildet wird, deren Ausgangsgröße die Position des Saugdruckregelventils bestimmt.
  15. Verfahren nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuermatrix durch dynamische Simulation ermittelt wird.
  16. Verfahren nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuermatrix durch Messung der Eingangs- und Ausgangsgrößen mittels Betrieb der Kompressoranlage ermittelt wird.
  17. Verfahren nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuermatrix rechnerisch unter Zugrundelegung der thermodynamischen und strömungstechnischen Daten der Anlage ermittelt wird.
  18. Verfahren nach einem der Ansprüche 14 bis 17, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuermatrix aus der Position des prozessseitigen Stellorgans (Brenngasregelventils 6) eine Steuergröße zur Öffnung des Saugdruckregelventils (10) ermittelt, die dem Saugdruckregelventil (10) direkt aufgeschaltet wird.
  19. Verfahren nach einem der Ansprüche 14 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass der Steuergröße der Ausgang eines Saugdruckreglers (11) additiv überlagert wird, und ein Feinabgleich vorgenommen wird, wenn die Steuergröße den erforderlichen Zielwert nicht völlig trifft.
  20. Verfahren nach einem der Ansprüche 14 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuergröße direkt auf den Integralteil des Pumpgrenzreglers (15) wirkt und diesen verändert.
  21. Verfahren nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, dass die Grenzen des Integralteil des Saugdruckreglers (11) in Abhängigkeit von der Steuergröße derart verändert werden, dass die Summe aus Reglerausgang und Steuergröße die zulässigen Grenzen des Stellbereichs für das Saugdruckregelventil nicht überschreiten, gleichzeitig aber der volle Stellbereich ausgenutzt werden kann.
  22. Verfahren nach einem der Ansprüche 14 bis 21, dadurch gekennzeichnet, dass zur Bestimmung der Sollposition des Saugdruckregelventils (10) Druck und Temperatur vor und hinter dem Saugdruckregelventils (10) gemessen werden und der Berechnung derart eingefügt werden, dass die Steuermatrix den erforderlichen Massenstrom durch das Saugdruckregelventil liefert und anhand der Dimensionierungsgleichungen für Ventile aus dem erforderlichen Massenstrom unter Berücksichtigung von Druck und Temperatur vor und hinter dem Saugdruckregelventil die erforderliche Stellung des Ventils ermittelt.
  23. Verfahren nach einem der Ansprüche 14 bis 22, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuergröße nachgebend auf den Saugdruckregler (11)wirkt und stationär auf den Wert null absinkt.
  24. Verfahren nach einem der Ansprüche 14 bis 23, dadurch gekennzeichnet, dass aus der Position des prozessseitigen Stellorgans (Brenngasregelventils 6) unter Berücksichtigung von Druck und Temperatur vor und hinter dem prozessseitigen Stellorgan (Brenngasregelventil 6) der Massenstrom zum Prozess bestimmt wird und dieser Massenstrom als Prozessmassenstrom berücksichtigt wird.
  25. Verfahren nach einem der Ansprüche 14 bis 24, dadurch gekennzeichnet, dass der Saugdruckregler (11) bei einer Abweichung zwischen Reglerausgang und Stellung des angesteuerten Saugdruckregelventils (10) auf die aktuelle Ventilstellung nachgeführt wird.
  26. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 13 bzw. 14 bis 25, unter Verwendung eines den Turbokompressor (3) umführenden Bypassventils (8), dadurch gekennzeichnet, dass aus Pipelinedruck und Durchfluss zum Prozess eine Steuermatrix gebildet wird, deren Ausgangsgröße die Position des Bypassventils (8) bestimmt.
  27. Verfahren nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuermatrix durch dynamische Simulation ermittelt wird.
  28. Verfahren nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuermatrix durch Messung der Eingangs- und Ausgangsgrößen mittels Betrieb der Kompressoranlage ermittelt wird.
  29. Verfahren nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuermatrix rechnerisch unter Zugrundelegung der thermodynamischen und strömungstechnischen Daten der Anlage ermittelt wird.
  30. Verfahren nach einem der Ansprüche 26 bis 29, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuermatrix aus der Position des prozesseitgen Stellorgans (Brenngasregelventils 6) eine Steuergröße zur Öffnung des Bypassventils (8) ermittelt, die dem Bypassventil (8) direkt aufgeschaltet wird.
  31. Verfahren nach einem der Ansprüche 26 bis 30, dadurch gekennzeichnet, dass der Steuergröße der Ausgang des Bypassreglers (9) additiv überlagert wird, und dass ein Feinabgleich vorgenommen wird, wenn die Steuergröße den erforderlichen Zielwert nicht völlig trifft.
  32. Verfahren nach einem der Ansprüche 26 bis 31, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuergröße direkt auf den Integralteil des Bypassreglers (9) wirkt und diesen verändert.
  33. Verfahren nach Anspruch 32, dadurch gekennzeichnet, dass die Grenzen des Integralteil des Bypassreglers (9) in Abhängigkeit von der Steuergröße derart verändert werden, dass die Summe aus Reglerausgang und Steuergröße die zulässigen Grenzen des Stellbereichs für das Bypassventil (8) nicht überschreiten, gleichzeitig aber der volle Stellbereich ausgenutzt werden kann.
  34. Verfahren nach einem der Ansprüche 26 bis 33, dadurch gekennzeichnet, dass zur Bestimmung der Sollposition des Bypassventils (8) Druck und Temperatur vor und hinter dem Bypassventil (8) gemessen werden und der Berechnung derart eingefügt werden, dass die Steuermatrix den erforderlichen Massenstrom durch das Bypassventil (8) liefert und anhand der Dimensionierungsgleichungen für Ventile aus dem erforderlichen Massenstrom unter Berücksichtigung von Druck und Temperatur vor und hinter dem Bypassventil (8) die erforderliche Stellung des Bypassventils (8) ermittelt.
  35. Verfahren nach einem der Ansprüche 26 bis 34, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuergröße nachgebend auf den Bypassregler (9) wirkt und stationär auf den Wert null absinkt.
  36. Verfahren nach einem der Ansprüche 26 bis 35, dadurch gekennzeichnet, dass aus der Position des prozessseitigen Stellorgans (Brenngasregelventils 6) unter Berücksichtigung von Druck und Temperatur vor und hinter dem (Brenngasregelventil 6) der Massenstrom zum Prozess bestimmt wird und dieser Massenstrom als Prozessmassenstrom berücksichtigt wird.
  37. Verfahren nach einem der Ansprüche 26 bis 36, dadurch gekennzeichnet, dass der Bypassregler (9) bei einer Abweichung zwischen Reglerausgang und Stellung des angesteuerten Ventils auf die aktuelle Ventilstellung nachgeführt wird.
  38. Verfahren nach den Ansprüchen 11, 18, 24, dadurch gekennzeichnet, dass der prozessseitige Massenstrom durch eine Messung bestimmt wird.
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Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CH700991A1 (de) * 2009-05-13 2010-11-15 Alstom Technology Ltd Verfahren zum betrieb einer gasturbinenanlage mit einer verdichterstation für gasförmigen brennstoff.
WO2019162872A1 (en) * 2018-02-23 2019-08-29 Atlas Copco Airpower, Naamloze Vennootschap Method for actuating a compressor system and a comp system

Families Citing this family (42)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN100351527C (zh) * 2002-08-12 2007-11-28 日立产业有限公司 涡轮式压缩机及其运行方法
JP3854556B2 (ja) * 2002-09-11 2006-12-06 三菱重工業株式会社 ガスタービンプラント制御機構
ITMI20022642A1 (it) * 2002-12-16 2004-06-17 Nuovo Pignone Spa Metodo e sistema per monitorare un compressore alternativo.
DE10304063A1 (de) 2003-01-31 2004-08-12 Man Turbomaschinen Ag Verfahren zum sicheren Betreiben von Turbokompressoren mit einer Pumpgrenzregelung und einem Pumpgrenzregelventil
ITTO20030392A1 (it) * 2003-05-28 2004-11-29 Varian Spa Sistema di pompaggio per vuoto.
US20050276702A1 (en) * 2004-06-10 2005-12-15 Reisinger Paul G Compressor inlet pressure control system
EP1635066B1 (de) * 2004-09-09 2015-06-03 Alstom Technology Ltd Gasversorgungsanlage und zugehöriges Betriebsverfahren für eine Gasturbine
EP1659294B1 (de) * 2004-11-17 2017-01-11 Mitsubishi Heavy Industries Compressor Corporation Verdichtersteuereinheit und Gasturbinenkraftanlage mit dieser Einheit
EP1931662A1 (de) * 2005-09-16 2008-06-18 AstraZeneca AB Pyrimidinderivate zur inhibierung der igf-ir-tyrosinkinaseaktivität
US8671658B2 (en) 2007-10-23 2014-03-18 Ener-Core Power, Inc. Oxidizing fuel
US8393160B2 (en) * 2007-10-23 2013-03-12 Flex Power Generation, Inc. Managing leaks in a gas turbine system
US8701413B2 (en) * 2008-12-08 2014-04-22 Ener-Core Power, Inc. Oxidizing fuel in multiple operating modes
US8621869B2 (en) 2009-05-01 2014-01-07 Ener-Core Power, Inc. Heating a reaction chamber
US20100275611A1 (en) * 2009-05-01 2010-11-04 Edan Prabhu Distributing Fuel Flow in a Reaction Chamber
EP2547888A4 (de) 2010-03-15 2016-03-16 Ener Core Power Inc Verarbeitung von kraftstoff und wasser
US9057028B2 (en) 2011-05-25 2015-06-16 Ener-Core Power, Inc. Gasifier power plant and management of wastes
US8850790B2 (en) 2011-07-22 2014-10-07 Honeywell International Inc. Gas turbine engine speed control system and method during maximum fuel flow
US9273606B2 (en) 2011-11-04 2016-03-01 Ener-Core Power, Inc. Controls for multi-combustor turbine
US9279364B2 (en) 2011-11-04 2016-03-08 Ener-Core Power, Inc. Multi-combustor turbine
US8671917B2 (en) 2012-03-09 2014-03-18 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with reciprocating engine
US9234660B2 (en) 2012-03-09 2016-01-12 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with heat transfer
US9273608B2 (en) 2012-03-09 2016-03-01 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation and autoignition temperature controls
US9359947B2 (en) 2012-03-09 2016-06-07 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with heat control
US9206980B2 (en) 2012-03-09 2015-12-08 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation and autoignition temperature controls
US9347664B2 (en) 2012-03-09 2016-05-24 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with heat control
US9328916B2 (en) 2012-03-09 2016-05-03 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with heat control
US8807989B2 (en) 2012-03-09 2014-08-19 Ener-Core Power, Inc. Staged gradual oxidation
US9353946B2 (en) 2012-03-09 2016-05-31 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with heat transfer
US8844473B2 (en) 2012-03-09 2014-09-30 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with reciprocating engine
US9726374B2 (en) 2012-03-09 2017-08-08 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with flue gas
US9267432B2 (en) 2012-03-09 2016-02-23 Ener-Core Power, Inc. Staged gradual oxidation
US8980192B2 (en) 2012-03-09 2015-03-17 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation below flameout temperature
US9381484B2 (en) 2012-03-09 2016-07-05 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with adiabatic temperature above flameout temperature
US9567903B2 (en) 2012-03-09 2017-02-14 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with heat transfer
US9328660B2 (en) 2012-03-09 2016-05-03 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation and multiple flow paths
US9534780B2 (en) 2012-03-09 2017-01-03 Ener-Core Power, Inc. Hybrid gradual oxidation
US9359948B2 (en) 2012-03-09 2016-06-07 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with heat control
US9371993B2 (en) 2012-03-09 2016-06-21 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation below flameout temperature
US8980193B2 (en) 2012-03-09 2015-03-17 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation and multiple flow paths
US8926917B2 (en) 2012-03-09 2015-01-06 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with adiabatic temperature above flameout temperature
US9017618B2 (en) 2012-03-09 2015-04-28 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with heat exchange media
US10539353B2 (en) * 2013-03-15 2020-01-21 Daikin Applied Americas Inc. Refrigerating apparatus and control device for refrigerating machine

Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0335105A2 (de) 1988-03-30 1989-10-04 MAN Gutehoffnungshütte Aktiengesellschaft Verfahren zur Vermeidung des Pumpens eines Turboverdichters mittels Abblaseregelung

Family Cites Families (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3276674A (en) * 1963-03-06 1966-10-04 Shell Oil Co Method for preventing surging of compressors
US4203701A (en) * 1978-08-22 1980-05-20 Simmonds Precision Products, Inc. Surge control for centrifugal compressors
US4363596A (en) * 1979-06-18 1982-12-14 Mcquay-Perfex, Inc. Method and apparatus for surge detection and control in centrifugal gas compressors
US4594051A (en) * 1984-05-14 1986-06-10 Dresser Industries, Inc. System, apparatus, and method for detecting and controlling surge in a turbo compressor
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
DE69521816T2 (de) * 1994-12-14 2002-04-04 United Technologies Corp., Hartford Druckkontrolle eines verdichters mittels messung eines asymetrischen luftstroms
DE19528253C2 (de) 1995-08-01 1997-10-16 Gutehoffnungshuette Man Verfahren und Vorrichtung zur Vermeidung von Reglerinstabilitäten bei Pumpgrenzregelungen beim Betrieb von Strömungsmaschinen mit Reglern hoher Prportionalverstärkung
DE19816987A1 (de) * 1998-04-17 2000-02-03 Rag Ag Adaptierte Pumpgrenze eines Kreiselverdichters
DE19860639A1 (de) * 1998-12-29 2000-07-06 Man Turbomasch Ag Ghh Borsig Verfahren zum Betreiben eines Kompressors mit nachgeschaltetem Verbraucher, und nach dem Verfahren arbeitende Anlage

Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0335105A2 (de) 1988-03-30 1989-10-04 MAN Gutehoffnungshütte Aktiengesellschaft Verfahren zur Vermeidung des Pumpens eines Turboverdichters mittels Abblaseregelung

Cited By (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CH700991A1 (de) * 2009-05-13 2010-11-15 Alstom Technology Ltd Verfahren zum betrieb einer gasturbinenanlage mit einer verdichterstation für gasförmigen brennstoff.
EP2251534A1 (de) * 2009-05-13 2010-11-17 Alstom Technology Ltd Verfahren zum Betrieb einer Gasturbinenanlage mit einer Verdichterstation für gasförmigen Brennstoff
US8776528B2 (en) 2009-05-13 2014-07-15 Alstom Technology Ltd. Method for operating a gas turbine plant with a compressor station for gaseous fuel
WO2019162872A1 (en) * 2018-02-23 2019-08-29 Atlas Copco Airpower, Naamloze Vennootschap Method for actuating a compressor system and a comp system
BE1026036B1 (nl) * 2018-02-23 2019-09-20 Atlas Copco Airpower Nv Werkwijze voor het aansturen van een compressorinrichting en compressorinrichting
CN111699321A (zh) * 2018-02-23 2020-09-22 阿特拉斯·科普柯空气动力股份有限公司 用于致动压缩机***的方法以及压缩机***
CN111699321B (zh) * 2018-02-23 2022-03-01 阿特拉斯·科普柯空气动力股份有限公司 用于致动压缩机***的方法以及压缩机***
US12025119B2 (en) 2018-02-23 2024-07-02 Atlas Copco Airpower, Naamloze Vennootschap Method for actuating a compressor system and a compressor system

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