Результат интеллектуальной деятельности: СПОСОБ ЗАЩИТЫ ТУРБОКОМПРЕССОРА ОТ ПОМПАЖА

Изобретение относится к области компрессоростроения, в частности к системам защиты от помпажа турбокомпрессоров, и может быть использовано в различных отраслях промышленности.

Известны способы защиты турбокомпрессора от помпажа, включающие непрерывное измерение значений режимных параметров, определяющих положение рабочей точки компрессора, вычисление относительного расстояния между рабочей точкой и границей помпажа в виде функции измеренных значений режимных параметров и байпасирование части компримируемого газа с линии нагнетания в линию всасывания при снижении величины указанного относительного расстояния менее безопасного значения.

Эффективность и надежность подобных способов защиты от помпажа в большой степени зависит от точности определения взаимного положения рабочей точки компрессора и границы помпажа. Данные способы могут быть проиллюстрированы графиком, изображенным на фиг.1, на котором изображена характеристика центробежного компрессора. Ось абсцисс отражает объемный расход через компрессор по условиям всасывания , а ось ординат - конечное давление (Р_к). Линия L_S является границей помпажа, левее которой компрессор работает в опасном для эксплуатации газодинамически неустойчивом режиме (помпаже). Линии N_i - характеристики компрессора при постоянной скорости вращения ротора. Линия L является линией сети, пересечение которой с линией характеристики дает рабочую точку А, которой соответствует объемный расход . Правее границы помпажа (в сторону увеличения расхода) выбирается линия регулирования L_C. Если при увеличении сопротивления сети расход газа снижается настолько, что рабочая точка переходит от точки А к точке D, находящейся левее линии L_C, система антипомпажной защиты должна приоткрыть регулирующий орган (байпасный клапан) и перепустить часть компримируемого газа с выхода на вход компрессора, чтобы переместить линию сети вправо так, чтобы рабочая точка переместилась от положения D в точку С на линии регулирования. Дистанция между линией границы помпажа L_S и линией L_C регулирования определяет выбранную величину запаса на регулирование (интервала безопасности). Относительное расстояние между рабочей точкой А и границей помпажа (точкой В) в представленных координатах равно разности расходов . Область рабочих характеристик компрессора без необходимости байпасирования газа ограничивается линией антипомпажного регулирования L_C.

Линия границы помпажа, изображенная на фиг.1, фиксирована для конкретных условий всасывания (температуры газа, его молекулярного веса, показателя адиабаты и т.д.). Поэтому использование этого графика для практической реализации систем антипомпажной защиты дает плохие результаты, т.к. в данном случае для обеспечения надежной защиты от помпажа компенсировать неточность положения границы помпажа можно только путем увеличения запаса на регулирование, а это приводит к сужению области рабочих характеристик компрессора. В свою очередь, это влечет непроизводительные энергетические затраты на компримирование байпасируемого газа при малых расходах в технологический коллектор и, следовательно, к ухудшению эксплуатационных параметров и экономической эффективности компрессора.

Ближайшим по технической сущности и достигаемому эффекту к заявляемому изобретению является способ и устройство для предотвращения помпажа в турбокомпрессорной машине (патент США №4949276, МПК F04D 27/02 G04B 13/02, 14.08.1990 г.). Устройство содержит байпасный клапан, соединяющий вход и выход компрессора, и антипомпажную систему регулирования, управляющую байпасным клапаном с целью поддержания на требуемом уровне относительного расстояния между рабочей точкой компрессора и границей помпажа. Известный способ предотвращения помпажа включает непрерывное измерение значений режимных параметров, определяющих положение рабочей точки компрессора на газодинамической характеристике, определение относительного расстояния между рабочей точкой и границей помпажа в виде функции измеренных значений режимных параметров и байпасирование части компримируемого газа с линии нагнетания в линию всасывания при снижении величины указанного относительного расстояния менее безопасного значения. В данном способе для определения относительного положения рабочей точки и границы помпажа предлагается перейти к координатам политропный напор - квадрат объемного расхода. При этом полагается, что в этих координатах согласно закону вентилятора для данной скорости вращения и постоянной геометрии проточной части рабочая характеристика компрессора имеет единственную граничную точку помпажа, инвариантную ко всем входным условиям, включая начальные давление и температуру газа, его молекулярный вес и удельную теплоемкость. По известному способу рабочая точка может быть определена как точка пересечения характеристики компрессора с лучом, проведенным от начала координат под углом, равным отношению политропного напора к квадрату объемного расхода по условиям всасывания. Путем нормализации этого наклона по отношению к величине этого наклона на границе помпажа, которая может быть экспериментально определена как функция скорости вращения и положения входного направляющего аппарата, авторы приходят к самокомпенсирующемуся параметру (S_rel) положения рабочей точки

где h_red - приведенный политропный напор, - квадрат приведенного объемного расхода, N - частота вращения ротора, α - положение входного направляющего аппарата.

Параметр S_rel нормируется так, что на границе помпажа он равен 1. Относительное расстояние между рабочей точкой и границей помпажа (d_rel) вычисляется следующим образом

Вычисление h_red и осуществляется по следующим формулам:

где ΔP_o - перепад давления на расходомерном устройстве (установленном в линии всасывания), P_s - давления всасывания, σ - показатель политропы (температурный коэффициент политропы), a R_c - отношение давлений (степень сжатия), вычисляемое

где P_d - давление нагнетания.

К преимуществам известного способа можно отнести использование для определения относительного расстояния между рабочей точкой и границей помпажа параметра, сохраняющего инвариантность по отношению к изменениям в небольших пределах газодинамических параметров компримируемого газа по условиям всасывания.

К недостаткам известного способа относится недостаточная компенсация изменения газодинамических свойств компримируемого газа, особенно его молярной массы. Это вызвано тем, что принятая газодинамическая модель не в полной мере отражает реальные характеристики турбокомпрессоров, применяемых на практике. Компрессоры в рабочих условиях могут существенно отклоняться от закона вентилятора (изменять свою характеристику). Особенно это касается компрессоров с несколькими ступенями сжатия, которые составляют большинство используемых на практике. В математической модели по прототипу многоступенчатые турбокомпрессоры рассматриваются как компрессор с единственной ступенью сжатия без учета индивидуальных газодинамических характеристик каждой ступени и их общего количества.

В промышленности, особенно в нефтехимии, применяются турбокомпрессоры, рабочие режимы которых предполагают компримирование газовых смесей с существенно изменяющейся молярной массой. Например, в установках каталитического риформинга компримируется газ, изменяющийся по составу от смеси углеводородов с большим содержанием водорода (H₂) и молярной массой 3-7 г/моль до почти чистого азота молярной массой 28-30 г/моль. Опыт авторов в области расчета и проектирования подобных компрессорных установок показал, что использование параметра, вычисляемого по формуле (1), приводит к большой погрешности в определении относительного расстояния между рабочей точкой и границей помпажа в рабочем диапазоне изменения свойств компримируемого газа. Применение известного способа для создания системы антипомпажной защиты большого класса компрессоров приведет к ухудшению их эксплуатационных характеристик из-за сужения области рабочих характеристик работы компрессора без байпасирования газа.

Также к недостаткам известного способа следует отнести необходимость компенсации изменения скорости вращения ротора компрессора. Для достижения необходимой точности определения относительного расстояния между рабочей точкой и границей помпажа в способе по прототипу необходимо проводить помпажные испытания при нескольких значениях скорости вращения. Это означает, что в период пусконаладочных работ для настройки системы антипомпажной защиты компрессор необходимо несколько раз вводить в режим помпажа, что снижает ресурс его работы и увеличивает риск выхода из строя оборудования.

Задачей изобретения является повышение качества антипомпажной защиты.

Техническим результатом изобретения является увеличение точности определения относительного расстояния между рабочей точкой и границей помпажа, что позволяет расширить диапазон рабочих характеристик турбокомпрессора без байпасирования газа и снизить энергетические затраты на компримирование.

Указанный технический результат достигается тем, что по способу защиты турбокомпрессора от помпажа, включающему непрерывное измерение значений режимных параметров, определяющих положение рабочей точки компрессора на газодинамической характеристике, определение относительного расстояния между рабочей точкой и границей помпажа в виде функции измеренных значений режимных параметров и байпасирование части компримируемого газа с линии нагнетания в линию всасывания при снижении величины указанного относительного расстояния менее безопасного значения, согласно изобретению при проведении газодинамических испытаний турбокомпрессора определяют ступень сжатия, рабочая точка которой наиболее приближена к границе помпажа, а определение текущей величины относительного расстояния между рабочей точкой и границей помпажа турбокомпрессора осуществляется с учетом индивидуальной газодинамической характеристики этой ступени и ее расположения относительно других ступеней сжатия.

При этом в случае, если расходомерное устройство антипомпажной защиты установлено в линии всасывания, величина относительного расстояния между рабочей точкой и границей помпажа определяется согласно системе уравнений:

где ΔР_вс - перепад давления на расходомерном устройстве, установленном в линии всасывания;

β - параметр учета индивидуальной газодинамической характеристики ступени сжатия турбокомпрессора, рабочая точка которой наиболее приближена к границе помпажа, и ее расположения относительно других ступеней сжатия;

D - значение относительного расстояния между рабочей точкой и границей помпажа;

S - текущее значение параметра, определяющего положение рабочей точки турбокомпрессора;

S_П - значение параметра S, определенное при значениях газодинамических параметров в точке перехода к неустойчивому режиму компримирования (в помпажной точке);

Р_н, Р_к - начальное и конечное давление газа соответственно;

Т_н, Т_к - начальная и конечная температура газа соответственно;

σ - температурный коэффициент политропы.

В случае расположения расходомерного устройства антипомпажной защиты в линии нагнетания в вышеприведенной системе уравнений для определения относительного расстояния между рабочей точкой и границей помпажа вместо формулы (6) применяется следующая формула

где ΔР_нагн - перепад давления на расходомерном устройстве, установленном в линии нагнетания.

Параметр β в формулах (6) и (9) учитывает индивидуальные газодинамические характеристики ступени сжатия турбокомпрессора, рабочая точка которой наиболее приближена к границе помпажа, а также ее положение относительно других ступеней сжатия. Параметр может быть определен по формуле:

где n - общее количество ступеней сжатия компрессора, n_S - порядковый номер ступени в секции сжатия, ранее других подверженной помпажу, а α - индивидуальный поправочный коэффициент (в первом приближении α=1). Порядковый номер ступени в секции сжатия (n_S) определяет положение ступени сжатия турбокомпрессора, рабочая точка которой наиболее приближена к границе помпажа относительно других ступеней и учитывается при определении параметра β.

Ступень сжатия турбокомпрессора, рабочая точка которой наиболее приближена к границе помпажа, определяется при проведении газодинамических испытаний путем выявления конкретной ступени, у которой признаки газодинамической неустойчивости процесса компримирования проявляются при более высоких значениях расхода газа, чем у других ступеней.

Сущность заявляемого способа заключается в том, что значение параметра S, определяющего положение рабочей точки турбокомпрессора, вычисленное по формуле (6) или (9), практически является константой при значениях режимных параметров, измеренных в различных помпажных точках. То есть для секции политропного сжатия турбокомпрессора величина S_П сохраняет постоянное значение с необходимой для целей антипомпажной защиты точностью при изменении в широких пределах температуры, давления и состава компримируемого газа, а также частоты вращения ротора компрессора. Значение параметра S_П может быть получено как расчетным путем, используя расчетные данные газодинамических характеристик турбокомпрессора, так и экспериментально, по результатам помпажных испытаний в условиях эксплуатации.

К преимуществам заявленного способа перед известным следует отнести увеличение точности определения относительного расстояния между рабочей точкой и границей помпажа, что дает возможность снизить необходимый запас на регулирование (расстояние между линией границы помпажа и линией регулирования на фиг.1). Это позволяет расширить область рабочих характеристик компрессора без байпасирования газа и снизить энергетические затраты на компримирование при малых расходах газа в технологическую линию. Газодинамические расчеты, проведенные для центробежного компрессора 5ГЦ2-216/14-26 УХЛ4, предназначенного для сжатия технологического водородосодержащего газа на установке каталитического риформинга, показали, что заявляемый способ позволяет расширить область рабочих характеристик на 11% в единицах расхода по отношению к области рабочих характеристик, которую можно было реализовать, руководствуясь вышеуказанным наиболее близким способом антипомпажной защиты.

Для настройки системы антипомпажной защиты по заявляемому способу при проведении помпажных испытаний достаточно получить одну помпажную точку для всего рабочего диапазона компрессора по составу газа и скорости вращения. Это повышает эксплуатационный ресурс компрессора, снижает риск вывода оборудования из строя и затраты на проведение пусконаладочных работ, что также является преимуществом заявляемого способа.

Также заявляемый способ дает возможность проведения помпажных испытаний и настройки системы антипомпажной защиты на модельном газе (воздухе) или инертном газе (азоте), что значительно повышает безопасность испытаний для компрессоров, предназначенных для сжатия токсичных или взрывоопасных газов.

Изобретение поясняется чертежами.

На фиг.2 и фиг.3 изображены блок-схемы систем, реализующих заявляемый способ для случаев установки расходомерного устройства в линиях всасывания и нагнетания соответственно.

Система защиты турбокомпрессора от помпажа содержит устанавливаемые на турбокомпрессоре (компрессорной установке) 1 датчик 2 начального давления газа и датчик 3 конечного давления газа, датчик 4 начальной температуры газа и датчик 5 конечной температуры газа, датчик 6 перепада давления на расходомерном устройстве 7, вычислитель 8, динамическое корректирующее устройство 9 и байпасный клапан 10.

В системе выходы датчиков 2-6 соединены с входами вычислителя 8, выход которого соединен с входом динамического корректирующего устройства 9, выход которого в свою очередь соединен с управляющим входом байпасного клапана 10. Также на вход вычислителя 8 поступают значение параметра учета индивидуальных газодинамических характеристик ступеней сжатия турбокомпрессора β и значение параметра S_П, определяющего положение рабочей точки характеристики турбокомпрессора при переходе к неустойчивому режиму компримирования.

Способ осуществляется следующим образом.

В ходе проведения газодинамических испытаний турбокомпрессора производится плавное снижение расхода компримируемого газа до появления признаков газодинамической неустойчивости хотя бы в одной ступени сжатия. При этом измеряют перепад давления на расходомерном устройстве 7, начальное и конечное давление, а также начальную и конечную температуру компримируемого газа. Значения указанных параметров фиксируют на момент времени, непосредственно предшествующий появлению признаков газодинамической неустойчивости. В процессе снижения расхода газа определяют, в какой из ступеней признаки газодинамической неустойчивости проявляются при больших расходах газа, чем в других ступенях сжатия. Эта ступень считается ранее других подверженной помпажу. В соответствии с порядковым номером этой ступени в секции политропного сжатия и общим количеством ступеней по формуле 10 определяют значение параметра учета индивидуальных газодинамических характеристик ступеней β при значении поправочного коэффициента α=1. По зафиксированным значениям давления, температуры и значению параметра β определяют параметр S_П, характеризующий положение рабочей точки характеристики турбокомпрессора при переходе к неустойчивому режиму компримирования. Определение параметра S_П осуществляется по формулам (6) и (7) для расходомерного устройства, установленного в линии всасывания или по формулам (7) и (9) для расходомерного устройства, установленного в линии нагнетания. Если газодинамические испытания проводятся несколько раз при различных скоростях вращения ротора или составах компримируемого газа, параметр β оптимизируется с помощью поправочного коэффициента α из условия минимума среднеквадратичного отклонения параметров , определенных по значениям режимных параметров для каждого испытания (индекс i является номером испытания). При этом в вычислитель вводится максимальное значение из полученных значений , определенных при оптимизированном значении параметра β.

При эксплуатации турбокомпрессора датчики 2-6 режимных параметров непрерывно измеряют давление и температуру на входе и выходе компрессора, а также перепад давления на расходомерном устройстве. По измеренным значениям режимных параметров, а также введенным значениям параметров β и S_П вычислитель непрерывно рассчитывает значение относительного расстояния между рабочей точкой и границей помпажа согласно системе уравнений (6), (7), (8) для случая расходомерного устройства 7, установленного в линии всасывания, или согласно системе уравнений (9), (7), (8) в случае расходомерного устройства 7, установленного в линии нагнетания. Далее в вычислителе 8 рассчитывается сигнал ошибки, подаваемый на вход динамического корректирующего устройства 9. Нормализованный в процентах сигнал ошибки (ε) может быть вычислен следующим образом:

где D_рег - относительное расстояние между линией границы помпажа и линией регулирования (запас на регулирование).

Если рабочая точка находится в области расходов правее линии регулирования (D>D_рег), точка А на фиг.1, сигнал ошибки будет отрицательный, и динамическое корректирующее устройство 9 выдаст сигнал на закрытие байпасного клапана 10, например по ПИ-закону регулирования. Если в результате снижения расхода в сеть рабочая точка станет левее линии регулирования (D<D_рег), точка D на фиг.1, сигнал ошибки станет положительным, и динамическое корректирующее устройство 9 выдаст сигнал на открытие байпасного клапана 10, который приоткроется настолько, чтобы переместить рабочую точку на линию регулирования (в точку С на фиг.1).