EP1134422B1 - Verfahren zur Regulierung des Pumpens eines Turbokompressors - Google Patents

Verfahren zur Regulierung des Pumpens eines Turbokompressors Download PDF

Info

Publication number
EP1134422B1
EP1134422B1 EP01104340A EP01104340A EP1134422B1 EP 1134422 B1 EP1134422 B1 EP 1134422B1 EP 01104340 A EP01104340 A EP 01104340A EP 01104340 A EP01104340 A EP 01104340A EP 1134422 B1 EP1134422 B1 EP 1134422B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
regulating valve
regulator
pressure
valve
control
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
EP01104340A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1134422A3 (de
EP1134422A2 (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 Turbo AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by MAN Turbo AG filed Critical MAN Turbo 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

Links

Images

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 turbocharger before operation in the unstable working area with the features of the preamble of claim 1.
  • an unstable state of a turbocompressor is referred to, in which intermittently or periodically conveying gas flows back from the pressure to the suction side.
  • This unstable condition occurs at too high end pressure and / or low throughput. Therefore, in the map determined by final pressure and flow rate or coordinates derived therefrom, a line can be clearly defined that separates the stable from the unstable region and is referred to as the surge limit.
  • the surge limit control to prevent the operating point of the turbocompressor reaches the surge limit and thus the pumping occurs.
  • a control line is defined in the map at a safe distance from the surge line.
  • Control methods for avoiding compressor surge are known in which by measuring quantities in the compressor inlet and outlet (pressure, temperature, flow), the position of the compressor operating point in the map relative to the stability limit (pumping limit) is determined and from it control signals for adjusting surge limit control valves ( Blow-off or rebreathing valves) be derived.
  • decisive for the operation of the turbocompressor are the flow through the turbocompressor as well as pressure and temperature at the inlet and outlet of the turbocompressor. For this reason, the measuring points are always shifted as close as possible to the turbocompressor.
  • the known state of the art deals with measures whose goal is to detect a shift of the operating point in the direction of the surge line early and to react proactively.
  • Other measures aim to linearize non-linearities of the control loop in order to obtain an optimal response of the control system in all work areas.
  • the document EP-A-0 335 105 describes a method which, by measuring a process disturbance as close as possible to the point of origin, that is as far as possible away from the turbocompressor, detects a disturbance and reacts to it.
  • This document assumes that a disturbance at the point of origin can be measured earlier than on the turbocompressor itself, and that this leads to a time delay, which has a positive effect on the control behavior.
  • this document also uses the measurement data close to the source of the disturbance only to treat these measurement data as well as the measured variables, which are measured directly on the turbocompressor. The measured variables are used in a closed loop.
  • this method has the disadvantage that it requires a deviation to cause a change in the output.
  • the invention has for its object to make the generic method such that the unstable state of the turbocompressor can be detected and corrected safer and faster.
  • the essential idea of the invention is to calculate from a measurement of the flow to the process as close to the process as possible a size which corresponds to the future flow through the turbo compressor and to derive from this measurand a correction variable which directly actuates the surge control valve of the turbo compressor. In this way, it becomes possible to protect the turbocharger compressor before operating in the unstable working area, the surge limit valve to open anticipatory.
  • the drawing shows the flow chart of a method for protecting a turbo compressor from operating in the unstable working area.
  • a fuel gas is removed via a fuel gas line 2, in a turbocompressor 3 of z. B. compressed 25 bar pipeline pressure to a pressure of 52 bar and fed via a discharge line 4 of a gas turbine 5.
  • a fuel gas control valve 6 is provided in the discharge line 4.
  • a suction pressure control valve 10 In strongly fluctuating inlet pressure, the turbo compressor 3 in the fuel gas line 2, a suction pressure control valve 10 are connected upstream. The task of this suction pressure control valve 10 is to maintain a constant inlet pressure for the turbocompressor 3 with fluctuating pipeline pressure by means of a suction pressure regulator 11.
  • the compressor discharge pressure is controlled by an end pressure regulator 20 to constant values by the compressor inlet guide vanes 21 are adjusted by an actuator 22.
  • the final pressure is measured by pressure sensors and transmitted via a signal line 23.
  • the compressor inlet guide vanes 21 can travel through the entire stroke within 15 to 60 seconds.
  • a bypass line 7 is provided, which bypasses the turbocompressor 3 and in which a bypass valve 8 is arranged.
  • the gas turbine 5 can be supplied directly bypassing the turbocompressor 3 with fuel gas when the pipeline pressure is above the required and generated by the turbocompressor compressor discharge pressure 3.
  • the bypass valve 8 is connected to a bypass pressure regulator 9.
  • a Umblasetechnisch 12 is branched off behind the turbocompressor 3, which is returned to the fuel gas line 2 in front of the turbocompressor 3.
  • a Umblase- or surge limit control valve 13 is arranged, which is connected via a control line 14 with a surge limit regulator 15.
  • fuel gas can be blown to the suction side of the turbocompressor 3.
  • a temperature sensor for detecting the intake temperature T A of the fuel gas and a pressure sensor for measuring the suction pressure P A and in the discharge line 4 a pressure sensor for measuring the compressor discharge pressure P E is arranged.
  • These measuring devices are via measuring lines 16, 17, 18 with the Pump limit regulator 15 connected.
  • the pressure difference ⁇ P is determined at the compressor inlet at a throttle point.
  • the throttle point is also connected via a measuring line 19 to the surge limit regulator 15.
  • the fuel gas control valve 6 of the gas turbine 5 can close in about 0.1 second. As a result, the fuel gas flow can also be reduced from the nominal value to zero within this time. In a load shedding of the driven by the gas turbine 5 generator, the fuel gas flow z. B. be reduced within 0.1 seconds to a few percent. In order to keep the gas turbine 5 in operation, the fuel gas pressure but must be kept at the nominal value.
  • the intake flow into the turbo-compressor 3 and the enthalpy difference of the turbocompressor 3 are determined.
  • the flow and the pressure in the compressor inlet and outlet as well as the temperature in the inlet of the turbocompressor 3 are measured and from this the enthalpy difference is calculated.
  • the intake flow of the turbo-compressor 3 will decrease and the enthalpy difference will increase due to increasing discharge pressure.
  • the compressor working point moves towards the surge line.
  • the final pressure regulator 20 detects the increase and responds by closing the compressor inlet guide vanes 21. Hierdurck the compressor end pressure is kept at constant values, but the operating point approaches the surge limit.
  • the operating point can reach the control line upstream of the surge limit.
  • the surge limit control of the turbocompressor 3 now reacts to a further operating point shift and opens the surge limit control valve 13 from the pressure side to The suction side of the turbocompressor 3.
  • a corresponding increase in the fuel gas pressure is the result.
  • the pressure may increase so much that the gas turbine 5 has to be switched off completely for safety reasons.
  • a known control method uses to stabilize the Kompressorenddruckes at a load reduction of the gas turbine 5, the surge limit valve 13.
  • the surge limit 15 receives in this process a Endyakbegrenzungsregelung that opens the surge limit valve 13 at an increase in Kompressorendtikes such that the final pressure is kept constant.
  • the setpoint of this final pressure regulation regulator is slightly above the setpoint value of the final pressure regulator 20 so that it closes the compressor inlet guide vanes 21 so far that the inflation valve is completely closed.
  • a significantly better control behavior can be achieved with the method according to the invention. If the fuel gas control valve 6 assumes a different position in this control method, this results in a changed fuel gas flow to the gas turbine 5. The flow through the turbocompressor 3 will also decrease in time to become stationary to assume a new value that sets as a direct result of the change in the fuel gas control valve position. The no longer removed from the gas turbine 5 fuel gas amount must be blown off via the Umblase réelle 12. Instead of waiting for a measurable change in the parameters pressure before or after the turbo compressor 3 or the flow in the turbo compressor 3, can be derived from the position of the fuel gas control valve 6 directly a manipulated variable for the surge limit control valve 13. This correction value is available much earlier than the measured change in intake flow and discharge pressure or enthalpy difference. With this method, it is even possible to completely avoid a pressure change of the fuel gas pressure.
  • the mass flow through the fuel gas control valve 6 is determined from the position of the fuel gas control valve 6. If the fuel gas control valve 6 has a linear characteristic and the pressure in front of and behind the fuel gas control valve 6 is constant (which is normally the case), it can be dispensed with. If the fuel gas control valve 6 has a linear characteristic, only the course of a straight line is to be entered in this function generator 24 (FNL 1920). For non-linear characteristics, the characteristic of the characteristic curve can be stored as a polygon or formula. If the pressure or temperature upstream or downstream of the fuel gas control valve 6 is variable, the current mass flow can be calculated by taking into account these variables from the known dimensioning equations for control valves.
  • a multiplier 25 (MUL 1921) and a divider 26 (DIV 1922) is multiplied by the compressor suction temperature T A and dividing by the suction pressure P A, the flow rate in the compressor inlet calculated.
  • an amplifier 27 (GAI 1923), a scaling factor for measuring range adjustment can be inserted.
  • 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 intake pressure P A and the intake temperature T A in the surge limit controller 15 and is available there.
  • the output of the amplifier 27 (GAI 1923) describes the intake volumetric flow that occurs in the compressor inlet when the current mode of operation persists until it reaches steady state.
  • the output of function generator 28 (FNL 1924) describes the associated flow at the surge line or at the control line. From the difference of these two variables can be determined whether the turbo compressor 3 can promote the flow to the gas turbine 5 without blowing or not. If the flow (output of amplifier 27 (GAI 1923)) is greater than the flow at the surge line (output of function generator 28 (FNL 1924)), no action is required.
  • a limiter 29 (LIM 1925) has a limiting function. It only passes negative values and limits positive values to zero. Thus, a control variable is generated only when the difference is negative, that is, the surge limit control valve 13 must open in order to operate the turbocompressor 3 stable in the map.
  • the flow through the surge limit control valve 13 is determined essentially by the position of the surge limit control valve 13 and the pressure upstream of the surge limit control valve 13.
  • the pressure in front of the surge limit control valve 13 is largely identical to the compressor discharge pressure.
  • An amplifier 30 (GAI 1926) allows for any scaling that may be required, and a multiplier 31 (MUL 1927) and a divider 32 (DIV 1928) determine the associated mass flow by multiplying by the suction pressure P A and dividing by the intake temperature T A.
  • a multiplier 31 MUL 1927
  • DIV 1928 determine the associated mass flow by multiplying by the suction pressure P A and dividing by the intake temperature T A.
  • the object of this control variable connection therefore consists only in making a corresponding adjustment of the surge limit control valve 13 when the output of the divider 33 (DIV 1929) changes.
  • the output of the divider 33 (DIV 1929) can be added directly to the output of the surge limiter 15.
  • the required opening of the surge limit control valve 13 can be determined by using the known dimensioning equations for control valves.
  • the control variable can either directly and exclusively determine the position setpoint for the surge limit control valve 13.
  • This method has the advantage that the turbocompressor 3 is always driven at the same operating point and thus it is ensured that the fuel gas pressure in the outlet of the turbocompressor 3 is always kept constant.
  • the control variable acts in addition to the surge limit regulator 15 and the control variable is either added to the output of the surge limit controller 15 or impressed on the regulator control signal in one of the ways described below.
  • the control variable and the output signal of the surge limiter 15 of conventional design are added to each other, the sum of both sizes forms the setpoint for the surge limit control valve 13. In such a method must be prevented by additional measures that the output of the surge limit controller 15 overrides.
  • Pump limit regulator 15 and surge limit control valve 13 must have a corresponding signal range, z. 4 mA to 20 mA.
  • the value of 4 mA corresponds to the minimum output signal of the surge limiter 15 and the value of 20 mA corresponds to the maximum output signal.
  • the surge limit control valve 13 is fully open, with a value of 20 mA completely closed.
  • control variable is added to the (limited) output of the surge limit controller 15, this leads to the fact that the limits of the integral part in the surge limit regulator 15 have a false effect.
  • the sum of controller output and control variable can either exceed 20 mA or fall below 4 mA. To prevent this, further measures are required according to the invention.
  • One possible measure is always to track the limits of the integral part of the surge limit controller 15 in such a way that the limits can be reached, but not exceeded.
  • Another possibility is to track the integral part of the surge limit controller 15 in the event of a deviation between regulator output and valve position such that the deviation becomes zero.
  • this is designed such that the tracking always takes place only when the difference between the valve position and manipulated variable exceeds a limit. This ensures that the integral part can not deviate too far from the position of the surge limit control valve 13, even with incorrectly selected limits, and thus ultimately the limitation of the valve actuator is selected as the only active limit.
  • control variable dynamic is made dynamic. Instead of processing a constant control variable with a shift of the operating point into a new stationary operating point closer to the surge limit, the control variable is made compliant. This is done by the compliant summation in the delay 34 (PT1 1930) and the summer 35 (SUM 1931).
  • Another alternative approach is to adaptively set the upper limit of the surge limiter 15 to the value "100% minus control magnitude" (output of summer 35 (SUM 1931)).
  • the surge limit controller 15 can then only accept this value at most.
  • the surge limit controller 15 at maximum output signal "100%” the surge limit control valve 13 has completely closed and completely opened with a minimum output signal "0".
  • the output of the surge limit regulator 15 is 100% and the surge limit control valve 13 is closed.
  • a reduction of the upper limit of the surge limit controller output signal thus inevitably results in a corresponding opening of the surge limit control valve 13.
  • the lower limit of the surge limit controller 15 can also be adapted to the control variable (block 36 (ADP 1932)).
  • the limitation of the control variable in the output of the limiter 29 causes a control variable signal and thus an opening of the surge limit control valve 13 only takes place when the new operating point is so far left in the map that the mass flow to the gas turbine 5 is smaller as the minimum allowable compressor mass flow. In all other cases, that is to say when the target point lies to the right of the control line, the surge limit control valve 13 remains closed.
  • any rapid flow change through the fuel gas control valve. 6 via the surge control valve 13 intercept, since the surge control valve 13 normally has much shorter operating times (much higher speeds) than the compressor vanes. In this case, the limits in Limiter 29 (LIM 1925) are to be disabled.
  • a suction pressure control valve is used to reduce the compressor suction pressure with variable pipeline pressures, the same problem arises with sudden load changes of the gas turbine 5.
  • the opening of the suction pressure control valve 10 is a function of the pressure difference between the pipeline pressure and compressor suction pressure and the flow through the suction pressure control valve 10. With decreasing mass flow at constant pressures, the suction pressure control valve 10 must close, with increasing mass flow it must open. If the pipeline pressure increases at a constant mass flow, the suction pressure regulating valve 10 must close and open when the pipeline pressure drops.
  • Pipeline pressure changes are usually slow as a large volume of storage is effective. Flow mass flow changes can, however, be fast, ie with a gradient of 100% change in 0.1 second. According to the invention, the control behavior in the case of a rapid fault on the gas turbine 5 can also be significantly improved here. From the position of the fuel gas control valve 6 can be calculated taking into account the pipeline pressure, the required position of the suction pressure control valve 11 directly. The final pressure regulator 20 no longer needs to correct the entire fault but only the remaining control error. For this purpose, the manipulated variable (controller output) and the control signal are added to each other.
  • control variable can also be dynamically added to the controller output, as described for the surge limit regulator 15.
  • the required opening of the bypass valve 8 is proportional to the opening of the fuel gas control valve 6. If the fuel gas control valve 6 wide open, the gas turbine 5 requires a lot of fuel and the bypass valve 8 must be wide open be to achieve the required pressure drop between pipeline pressure and required fuel gas pressure in front of the gas turbine 5. With decreasing fuel gas demand, the bypass valve 8 must close so that the same pressure loss is generated at a smaller flow. In addition, the pipeline pressure also has an influence on the opening of the bypass valve 8. The higher the pipeline pressure, the further the bypass valve 8 has to close.
  • bypass regulator 9 whose output acts on the bypass valve 8 is customary. Each change in the fuel gas requirement causes a change in the pressure behind the bypass valve 8.
  • the bypass controller 9 reacts to this pressure change and adjusts the bypass valve 8 accordingly. With slow changes this method leads to sufficiently good control behavior. In the case of rapid load changes of the gas turbine 5, however, this can lead to undesirably large changes in the fuel gas pressure.
  • the remedy is provided by an inventive activation of a control variable, determined from the fuel gas control valve position and pipeline pressure, as described for the suction pressure control valve.
  • control materials that is the dependence of the control variable of the variable process variables fuel gas flow or position of the fuel gas regulator valve and pressures and temperatures upstream and downstream of the valves can be done in various ways.
  • the dynamic behavior of the components used is simulated in a computer program. Any system malfunctions and operating conditions can be simulated on the computer before the system is built. If such a simulation model exists, the control strategies can be determined by means of simulation. This can be done in the described control method as follows. At maximum pipeline pressure, the position of the fuel gas control valve 6 is adjusted in steps of 10%. After reaching a stable operating point of each of the pipeline pressure, the position of the fuel gas control valve 6, the position of the Saug réelleregelventils 10 and the position of the bypass valve 8 are noted. Subsequently, the pipeline pressure is lowered by 10% and another record is noted for all positions of the fuel gas control valve 6.
  • a third possibility is to theoretically calculate the allocation matrix using the thermodynamic and fluidic data of all plant components.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Life Sciences & Earth Sciences (AREA)
  • Sustainable Development (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Control Of Positive-Displacement Air Blowers (AREA)
  • Control Of Non-Positive-Displacement Pumps (AREA)
  • Supercharger (AREA)

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 dem Dokument EP-A-0 335 105 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 Dokument 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 Dokument verwendet allerdings die Messdaten nahe am Entstehungsort der Störung lediglich dazu, diese Messdaten genauso zu behandeln wie die Messgrößen, die direkt am Turbokompressor gemessen werden. Die Messgrößen werden in einem geschlossenen Regelkreis verwendet. Dieses Verfahren hat jedoch den Nachteil, dass es eine Abweichung benötigt, um eine Änderung der Ausgangsgröße zu bewirken.
  • Aus der EP-A-0 500 195 ist ebenfalls ein Verfahren zur Ermittlung der Pumpgrenzparameter bekannt. Aus diesen Parametern werden sowohl für den Sollwert als auch für den Istwert bezogene Größen ermittelt und in einem geschlossenen Regelkreis zur Betätigung des Pumpgrenzregelventils verwendet.
  • 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 Gasturbineneintrittsdruckes 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 TA des Brenngases sowie ein Druckfühler zur Messung des Ansaugdruckes PA und in der Abgabeleitung 4 ist ein Druckfühler zur Messung des Kompressoraustrittsdruckes PE angeordnet. Diese Messeinrichtungen sind über Messleitungen 16, 17, 18 mit dem Pumpgrenzregler 15 verbunden. Ferner wird am Kompressoreintritt an einer Drosselstelle die Druckdifferenz ΔP 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 TA eine Bestimmung des zugehörigen Massenstroms. Durch Division durch den Kompressorenddruck PE 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 eines 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), dem ein Prozess nachgeschaltet ist, vor einem Betrieb im instabilen Arbeitsbereich mittels eines Maschinenreglers, der neben einem Pumpgrenzregler (15) entweder einen Saugdruckregler (11) und/oder einen Enddruckregler (20) und/oder einen Bypassregler (9) enthält, durch den nach Maßgabe von Messgrößen im Kompressoreintritt und Kompressoraustritt ein geregeltes Verstellen eines Pumpgrenzregelventiles (13) sowie entweder eines Bypassventils (8) und/oder eines Saugdruckregelventils (10) und/oder eines Stellantriebes (20) für die Kompressoreintrittsleitschaufeln (21) erfolgt, dadurch gekennzeichnet, dass aus der Stellung eines den Durchfluss zum Prozess bestimmenden, als Stellorgan dienenden Brenngasregelventils (6) unter Berücksichtigung von weiteren Einflußgrößen, bestehend aus Kompressoransaugdruck, Kompressoraustrittsdruck und Kompressoransaugtemperatur sowie dem Prozeßdruck, eine Steuermatrix ermittelt wird, welche in dem Maschinenregler abgespeichert wird und dass anhand der Steuermatrix bei einer transienten Arbeitspunktänderung die erforderliche Position des Pumpgrenzregelventils (13) sowie entweder des Bypassventils (8) und/oder des Saugdruckregelventils (10) und/oder des Stellantriebes (22) für die Kompressoreintrittsleitschaufeln (21) als Steuergrösse direkt ermittelt wird und diese ermittelte Steuergröße dem Pumpgrenzregelventil (13) sowie entweder dem Saugdruckregler (11) und/oder dem Enddruckregler (20) und/oder 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.
EP01104340A 2000-03-14 2001-02-23 Verfahren zur Regulierung des Pumpens eines Turbokompressors Expired - Lifetime EP1134422B1 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE10012380 2000-03-14
DE10012380A DE10012380A1 (de) 2000-03-14 2000-03-14 Verfahren zum Schutz eines Turbokompressors vor Betrieb im instabilen Arbeitsbereich

Publications (3)

Publication Number Publication Date
EP1134422A2 EP1134422A2 (de) 2001-09-19
EP1134422A3 EP1134422A3 (de) 2002-06-19
EP1134422B1 true EP1134422B1 (de) 2006-04-26

Family

ID=7634673

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP01104340A Expired - Lifetime EP1134422B1 (de) 2000-03-14 2001-02-23 Verfahren zur Regulierung des Pumpens eines Turbokompressors

Country Status (5)

Country Link
US (1) US6551068B2 (de)
EP (1) EP1134422B1 (de)
AT (1) ATE324524T1 (de)
DE (2) DE10012380A1 (de)
ES (1) ES2261284T3 (de)

Families Citing this family (44)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US7210895B2 (en) * 2002-08-12 2007-05-01 Hitachi Industries Co., Ltd. Turbo compressor and method of operating the turbo compressor
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
ES2544745T3 (es) * 2004-09-09 2015-09-03 Alstom Technology Ltd Instalación de suministro de gas para una turbina de gas y procedimiento de funcionamiento correspondiente
EP1659294B1 (de) * 2004-11-17 2017-01-11 Mitsubishi Heavy Industries Compressor Corporation Verdichtersteuereinheit und Gasturbinenkraftanlage mit dieser Einheit
US20090306116A1 (en) * 2005-09-16 2009-12-10 Astrazeneca Ab Pyrimidine derivatives for the inhibition of igf-ir tyrosine kinase activity
US8393160B2 (en) * 2007-10-23 2013-03-12 Flex Power Generation, Inc. Managing leaks in a gas turbine system
US8671658B2 (en) 2007-10-23 2014-03-18 Ener-Core Power, Inc. Oxidizing fuel
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
CH700991A1 (de) * 2009-05-13 2010-11-15 Alstom Technology Ltd Verfahren zum betrieb einer gasturbinenanlage mit einer verdichterstation für gasförmigen brennstoff.
WO2011116010A1 (en) 2010-03-15 2011-09-22 Flexenergy, Inc. Processing fuel and water
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
US9279364B2 (en) 2011-11-04 2016-03-08 Ener-Core Power, Inc. Multi-combustor turbine
US9273606B2 (en) 2011-11-04 2016-03-01 Ener-Core Power, Inc. Controls for multi-combustor turbine
US8671917B2 (en) 2012-03-09 2014-03-18 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with reciprocating engine
US8980192B2 (en) 2012-03-09 2015-03-17 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation below flameout temperature
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
US9273608B2 (en) 2012-03-09 2016-03-01 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation and autoignition temperature controls
US8980193B2 (en) 2012-03-09 2015-03-17 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation and multiple flow paths
US9381484B2 (en) 2012-03-09 2016-07-05 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
US8844473B2 (en) 2012-03-09 2014-09-30 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with reciprocating engine
US9353946B2 (en) 2012-03-09 2016-05-31 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with heat transfer
US9359948B2 (en) 2012-03-09 2016-06-07 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with heat control
US9534780B2 (en) 2012-03-09 2017-01-03 Ener-Core Power, Inc. Hybrid gradual oxidation
US8807989B2 (en) 2012-03-09 2014-08-19 Ener-Core Power, Inc. Staged gradual oxidation
US8926917B2 (en) 2012-03-09 2015-01-06 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with adiabatic temperature above flameout temperature
US9359947B2 (en) 2012-03-09 2016-06-07 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with heat control
US9567903B2 (en) 2012-03-09 2017-02-14 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with heat transfer
US9206980B2 (en) 2012-03-09 2015-12-08 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation and autoignition temperature controls
US9726374B2 (en) 2012-03-09 2017-08-08 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with flue gas
US9328660B2 (en) 2012-03-09 2016-05-03 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation and multiple flow paths
US9234660B2 (en) 2012-03-09 2016-01-12 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation with heat transfer
US9371993B2 (en) 2012-03-09 2016-06-21 Ener-Core Power, Inc. Gradual oxidation below flameout temperature
US9267432B2 (en) 2012-03-09 2016-02-23 Ener-Core Power, Inc. Staged gradual oxidation
US10539353B2 (en) * 2013-03-15 2020-01-21 Daikin Applied Americas Inc. Refrigerating apparatus and control device for refrigerating machine
BE1026036B1 (nl) * 2018-02-23 2019-09-20 Atlas Copco Airpower Nv Werkwijze voor het aansturen van een compressorinrichting en compressorinrichting

Family Cites Families (11)

* 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
DE3810717A1 (de) * 1988-03-30 1989-10-19 Gutehoffnungshuette Man Verfahren zur vermeidung des pumpens eines turboverdichters mittels abblaseregelung
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
JP2997319B2 (ja) * 1994-12-14 2000-01-11 ユナイテッド テクノロジーズ コーポレイション 圧縮機の非対称エアフローを用いたストール及びサージ制御
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

Also Published As

Publication number Publication date
US6551068B2 (en) 2003-04-22
EP1134422A3 (de) 2002-06-19
ES2261284T3 (es) 2006-11-16
ATE324524T1 (de) 2006-05-15
DE50109582D1 (de) 2006-06-01
EP1134422A2 (de) 2001-09-19
DE10012380A1 (de) 2001-09-20
US20010022938A1 (en) 2001-09-20

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP1134422B1 (de) Verfahren zur Regulierung des Pumpens eines Turbokompressors
DE68910467T2 (de) Modus und Gerät zur Vermeidung des Pumpens in einem dynamischen Verdichter.
EP1809876B1 (de) Verfahren und vorrichtung zur steuerung oder regelung des ladedrucks einer brennkraftmaschine mit einem verdichter
DE69313529T2 (de) Lastverteilungsverfahren und Gerät für Steuerung eines Hauptgasparameters einer Verdichterstation mit mehrfachen Kreiselverdichter
DE69618140T2 (de) Verfahren und Vorrichtung zur Lastausgleichung zwischen mehreren Verdichtern
DE69712056T2 (de) Steuersystem für einen abgasturbolader mit veränderbarer geometrie
EP2033057B1 (de) Vorrichtung und verfahren zum durchführen eines stellorganfunktionstests an einer strömungsmaschine
EP0228665B1 (de) Verfahren zur Pumpgrenzregelung von Turbokompressoren
DE69728254T2 (de) Regelsystem für dynamische kompressoren zur verhinderung des wiederauftretens des pumpens
DE2838650A1 (de) Druckstoss-steuersystem fuer verdichter
EP0967396B1 (de) Verfahren zum Betreiben von Turboverdichtern
EP1016787B1 (de) Verfahren zum Betreiben eines Kompressors mit nachgeschaltetem Verbraucher, und nach dem Verfahren arbeitende Anlage
DE3133504A1 (de) Regelanordnung fuer eine dampfturbine
EP1340919B1 (de) Verfahren zum Regeln von mehreren Strömungsmaschinen im Parallel-oder Reihenbetrieb
DE3943010A1 (de) System zur ladedruckregelung bei einer brennkraftmaschine mit turbolader
DE102010040503B4 (de) Verfahren zur Steuerung eines Verdichters
EP1069314A1 (de) Regelung einer Kompressoreinheit
DE102004003378B4 (de) Regelungs- und Steuerungsvorrichtung und Regelungs- und Steuerungsverfahren für einen mehrstufigen Turbolader
EP0335105B1 (de) Verfahren zur Vermeidung des Pumpens eines Turboverdichters mittels Abblaseregelung
EP0223208B1 (de) Verfahren und Einrichtung zum Regeln von Turbokompressoren
EP1116885B1 (de) Verfahren und Einrichtung zum Regeln eines Turbokompressors zur Verhinderung des Pumpens
DE10304063A1 (de) Verfahren zum sicheren Betreiben von Turbokompressoren mit einer Pumpgrenzregelung und einem Pumpgrenzregelventil
DE102008005354B4 (de) Verfahren zur Regelung einer Strömungsmaschine
DE4316202C2 (de) Verfahren zur Überwachung der Pumpgrenze eines Turboverdichters mit Vorleitapparat und Nachleitapparat
DE69219140T2 (de) Luftregelung bei einer wirbelschicht-druckfeuerung

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A2

Designated state(s): AT BE CH CY DE DK ES FI FR GB GR IE IT LI LU MC NL PT SE TR

AX Request for extension of the european patent

Free format text: AL;LT;LV;MK;RO;SI

PUAL Search report despatched

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009013

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A3

Designated state(s): AT BE CH CY DE DK ES FI FR GB GR IE IT LI LU MC NL PT SE TR

AX Request for extension of the european patent

Free format text: AL;LT;LV;MK;RO;SI

17P Request for examination filed

Effective date: 20020626

RAP1 Party data changed (applicant data changed or rights of an application transferred)

Owner name: MAN TURBOMASCHINEN AG GHH BORSIG

RAP1 Party data changed (applicant data changed or rights of an application transferred)

Owner name: MAN TURBOMASCHINEN AG

RAP1 Party data changed (applicant data changed or rights of an application transferred)

Owner name: MAN TURBOMASCHINEN AG

AKX Designation fees paid

Designated state(s): AT BE CH CY DE DK ES FI FR GB GR IE IT LI LU MC NL PT SE TR

17Q First examination report despatched

Effective date: 20041123

RAP1 Party data changed (applicant data changed or rights of an application transferred)

Owner name: MAN TURBO AG

GRAP Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNIGR1

GRAS Grant fee paid

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNIGR3

GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: B1

Designated state(s): AT BE CH CY DE DK ES FI FR GB GR IE IT LI LU MC NL PT SE TR

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FI

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20060426

Ref country code: IT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRE;WARNING: LAPSES OF ITALIAN PATENTS WITH EFFECTIVE DATE BEFORE 2007 MAY HAVE OCCURRED AT ANY TIME BEFORE 2007. THE CORRECT EFFECTIVE DATE MAY BE DIFFERENT FROM THE ONE RECORDED.SCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20060426

Ref country code: IE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20060426

REG Reference to a national code

Ref country code: GB

Ref legal event code: FG4D

Free format text: NOT ENGLISH

REG Reference to a national code

Ref country code: IE

Ref legal event code: FG4D

Free format text: LANGUAGE OF EP DOCUMENT: GERMAN

REF Corresponds to:

Ref document number: 50109582

Country of ref document: DE

Date of ref document: 20060601

Kind code of ref document: P

REG Reference to a national code

Ref country code: SE

Ref legal event code: TRGR

GBT Gb: translation of ep patent filed (gb section 77(6)(a)/1977)

Effective date: 20060525

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DK

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20060726

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: PT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20060926

REG Reference to a national code

Ref country code: IE

Ref legal event code: FD4D

REG Reference to a national code

Ref country code: ES

Ref legal event code: FG2A

Ref document number: 2261284

Country of ref document: ES

Kind code of ref document: T3

ET Fr: translation filed
PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: SE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20070224

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: MC

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20070228

PLBE No opposition filed within time limit

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

26N No opposition filed

Effective date: 20070129

EUG Se: european patent has lapsed
REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: ST

Effective date: 20071030

BERE Be: lapsed

Owner name: MAN TURBO A.G.

Effective date: 20070228

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: BE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20070228

REG Reference to a national code

Ref country code: CH

Ref legal event code: PUE

Owner name: DR. WILFRIED BLOTENBERG

Free format text: MAN TURBO AG#STEINBRINKSTRASSE 1#46145 OBERHAUSEN (DE) -TRANSFER TO- DR. WILFRIED BLOTENBERG#IRKENSBUSCH 28#46535 DINSLAKEN (DE)

Ref country code: CH

Ref legal event code: PFA

Owner name: MAN TURBO AG

Free format text: MAN TURBO AG#STEINBRINKSTRASSE 1#46145 OBERHAUSEN (DE) -TRANSFER TO- MAN TURBO AG#STEINBRINKSTRASSE 1#46145 OBERHAUSEN (DE)

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20070228

Ref country code: GR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20060727

REG Reference to a national code

Ref country code: ES

Ref legal event code: FD2A

Effective date: 20070224

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: AT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20070223

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: ES

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20070224

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: LU

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20070223

Ref country code: CY

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20060426

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: TR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20060426

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: CH

Payment date: 20100223

Year of fee payment: 10

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Payment date: 20100218

Year of fee payment: 10

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R081

Ref document number: 50109582

Country of ref document: DE

Owner name: MAN DIESEL & TURBO SE, DE

Free format text: FORMER OWNER: MAN TURBO AG, 46145 OBERHAUSEN, DE

Effective date: 20110325

REG Reference to a national code

Ref country code: CH

Ref legal event code: PL

GBPC Gb: european patent ceased through non-payment of renewal fee

Effective date: 20110223

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: LI

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20110228

Ref country code: CH

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20110228

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20110223

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: IT

Payment date: 20160223

Year of fee payment: 16

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: NL

Payment date: 20160217

Year of fee payment: 16

REG Reference to a national code

Ref country code: NL

Ref legal event code: MM

Effective date: 20170301

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: NL

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20170301

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: IT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20170223

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R081

Ref document number: 50109582

Country of ref document: DE

Owner name: MAN ENERGY SOLUTIONS SE, DE

Free format text: FORMER OWNER: MAN DIESEL & TURBO SE, 86153 AUGSBURG, DE

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Payment date: 20200219

Year of fee payment: 20

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R231

Ref document number: 50109582

Country of ref document: DE

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF THE APPLICANT RENOUNCES

Effective date: 20200522