4.4. Захист від помпажу

Найбільш важливим аспектом регулювання компресорів є захист від помпажу . Проблема полягає в невмінні визначити з абсолютною упевненістю ступінь наближення до помпажу. При виникнення помпажу він буде продовжуватися до тих пір, поки не будуть прийняті відповідні заходи. Невеликий відцентровий компресор² може витримати без пошкоджень багатократне виникнення помпажу, проте для осьового компресора потужністю 75 МВт можлива заміна лопаток вже після першого переходу в зону помпажу.

Коли в компресорі виникає явище помпажу, витрата всмоктуваного потоку падає до нуля протягом декількох мілісекунд, після чого потік миттєво змінює напрям і менш ніж через пів секунди починає відновлюватися. Якщо не прийняти відповідні заходи, цикл негайно ж повторюється, приводячи до серії хлопків з частотою менше однієї секунди. Раптове падіння витрати всмоктуваного потоку може бути виявлене і використане для відкриття рециркуляційного клапана, але не раніше завершення принаймні одного циклу коливань тиску. Для ефективної боротьби з явищем помпажу потрібна така система регулювання, яка взагалі виключає можливість переходу в зону нестійкої роботи.

4.4.1. Визначення межі помпажу

Графічні характеристики компресора утворюють діаграму, на якій чітко окреслена зона нестійкої роботи. За наслідками вимірювань ряду параметрів процесу можна визначити фактичні робочі умови в будь-якій точці, а також ступінь їх наближення до зони помпажу. Проте є два ускладнення:

1. Дійсні характеристики компресора можуть відхилятися від номінальних унаслідок зносу, зміни складу газу і так далі.

2. Неможливо прямо виміряти залежні змінні адіабатичного або політропного напору і об'ємної витрати всмоктуваного потоку.

Строго кажучи, криві, що представляють залежність підвищення тиску від витрати всмоктуваного потоку, справедливі тільки для певного поєднання умов всмоктування, тобто тиску, температури і складу газу. Зокрема, при змінному складі газу виготівники компресорів використовують адіабатичний" або політропний⁴ напір замість підвищення тиску. В цьому випадку характеристика відображає властивості машини незалежно від умов експлуатації. У припущенні, що ці властивості постійні, розробникові системи регулювання залишається тільки окреслити область помпажу в координатах тих параметрів, значення яких він в змозі вимірювати.

¹ Помпаж — зрившій режим роботи динамічного компресора, що викликає пульсації тиску на його виході і ударні

навантаженим на лопатки.

~ Компресор — пристрій для стискування і подачі газів під тиском (повітря, пари холодоагенту і т. д.).

³ Адіабатичний процес - термодинамічний процес в макроскопічній системі, при якому система не отримує і не віддає теплової енергії.

⁴ Політропний процес - термодинамічний процес, під час якого питома теплоємність з газу залишається незмінною. Граничними частковими явищами політропного процесу є ізотермічний процес і адіабатний процес.

Уайт [9] відзначає, що лінія, що обмежує зону помпажу, є параболою, якщо адіабатичний напір нанести на графік залежно від об'ємної витрати всмоктуваного потоку:

Це не завжди вірно. Зокрема, межа помпажу осьових компресорів часто стає паралельною осі абсцис при великих витратах (рис. 4.6).

Оскільки пряме вимірювання об'ємної витрати ускладнене, він зазвичай визначається по перепаду тиску h1 на вимірювальній діафрагмі²

де к_т - коефіцієнт витратоміра³.

Якщо (4.27) підставити в (4.26) і отриманий вираз прирівняти з (4.9), то отримаємо наступне співвідношення між перепадом тиску на діафрагмі, тиском всмоктування і тиском нагнітання:

Скорочуючи на температуру і молекулярну масу, отримаємо залежність h1 від

Коефіцієнт стиску для газів не входить в рівняння (4.9) і (4.26), проте він скоротився б так само, як

Залежність h1 від р₁-р₂ була б лінійною, якби величина була рівна одиниці, але, на жаль, значення цієї величини далекі від одиниці. Внаслідок цього спостерігається істотне відхилення від лінійної залежності при всіх значеннях ступеня стиснення, окрім мінімальних. Для ілюстрації на рис. 4.14 представлений графік залежності виразу в квадратних дужках з рівняння (4.28) від підвищення тиску у відсотках для трьох діапазонів ступенів стиснення повітря. Відхилення від лінійної залежності збільшується від -9% при максимальному ступені стиснення, рівному 3, до -25% при максимальному ступені стиснення, рівному 50.

¹ Об'ємна витрата - об'єм рідини, що протікає через поперечний перетин потоку в одиницю часу,

² Діафрагма - сталевий диск з отвором, встановлений усередині трубопроводу, по якому протікає рідина або газ.

³ Витратомір - прилад, що вимірює витрату речовини, що проходить через даний перетин трубопроводу в одиницю часу.

Рис. 4.14. Графік залежності виразу -i від підвищення тиску у

відсотках для трьох діапазонів ступенів стиснення повітря.

Функція підвищення тиску характеризується збільшенням нелінійності при вищих ступенях стиснення.

При ступенях стиснення нижче 2 залежність майже лінійна і її нахил може бути визначений диференціюванням функції:

При ступені стиснення, рівному 1, рівняння (4.29) дає і в цьому випадку

При підстановці (4.30) в (4.28) наближена залежність приймає простий вигляд:

Будучи точним тільки при дуже низьких ступенях стиснення, це рівняння має перевагу, що в нього не входять склад газу і температура.

4.4.2. Протипомпажні системи регулювання

Найбільш поширені системи регулювання, що перешкоджають переходу в зону помпажу, засновані на наближеній залежності (4.31). Перепад тиску на діафрагмі h1 регулюється відносно добутку коефіцієнта к_с на вимірюваний перепаду тиску в компресорі , причому значення коефіцієнта к_с для безпеки завищується щодо розрахункового коефіцієнта k_s. Схема регулювання показана на рис. 4.15. Відкриття рециркуляційного (або випускного, як на мал. 4.9) клапана приводить до збільшення h1, і одночасному зниженню , унаслідок чого компресор виходить з режиму, близького до помпажу.

На практиці рециркуляційний або випускний клапан змінює навантаження на компресор. При відкритті клапана тиск і витрата потоку змінюються по лінії постійної швидкості, яка зазвичай перпендикулярна лінії, що обмежує зону помпажу, і, отже, режим роботи компресора зміщується від межі помпажу по найкоротшій відстані. Для захисту компресора від помпажу у разі відмови системи регулювання передбачено відкриття цього клапана при зникненні сигналу керування, падінні потужності або припиненні подачі повітря.

Крім того, цей клапан повинен швидко відкриватися; звичайний час відкриття складає 1-2 с. Також він повинен мати лінійну , а не рівновідсоткову характеристику. В більшості випадків змінюється не сильно, так що

рівновідсоткова характеристика є зайвою. По суті, вона навіть і небажана, оскільки клапан з рівновідсотковою характеристикою пропускає значно меншу витрату в порівнянні з лінійною характеристикою, у всіх положеннях, окрім повністю відкритого.

Рис. 4.15. Функціональна схема керування компресором для запобігання його

роботи в зоні помпажу.

¹ При лінійній характеристиці приріст пропускної здатності клапана пропорційний переміщенню затвора

² При рівновідсотковій характеристиці приріст пропускної здатності клапана по ходу затвора пропорційний поточному значенню пропускної здатності.

Перепад тиску на вимірювальній діафрагмі, встановленій на всмоктувальній лінії, підтримується в певному відношенні до перепаду тиску в компресорі шляхом дії на рециркуляційний клапан.

Через втрати енергії¹ рециркуляцію або скидання газу слід визнати недоцільною. Тому даний клапан майже завжди закритий, і компресор майже завжди працює в режимі далекому від зони помпажу. У цих умовах витрата всмоктуваного потоку буде істотно вища за значення, при якому необхідний захист від помпажу. Прагнучи зменшити витрату, регулятор збільшує вихідний сигнал до граничного значення напруги або тиску. Тривала робота в такому положенні приводить до порушення інтегрального закону регулювання, що затримує регулюючу дію, коли вона стає необхідною. Це означає, що якщо навантаження раптово впаде, регулятор ,як правило, не зможе забезпечити відкриття протипомпажного клапана, поки відхилення регульованої величини не буде рівним нулю, але в цьому випадку компресор вже може на якийсь час увійти в стан помпажу.

Порушення інтегрального закону регулювання можна усунути за допомогою контуру, який прагне обмежити вихідний сигнал регулятора² шляхом зміни сигналу внутрішньому зворотному зв'язку [10]. При цьому вихідний сигнал регулятора утримується поблизу значення, відповідного закритому положенню клапана, а не збільшується до максимально можливого значення напруги або тиску. І як тільки відхилення регульованої величини від заданого значення починає наближатися до нуля, клапан починає відкриватися. Тому клапан відкривається ще до досягнення нульового відхилення, що запобігає навіть тимчасовому виникненню помпажу. Якщо при цьому навантаження не зміниться до такого значення, при якому відхилення буде рівним нулю, то клапан поволі повернеться в закрите положення. Таким чином, пропорційний закон регулювання можна завжди використовувати для захисту від помпажу, в той час як інтегральний закон можна використовувати для цієї мети лише в тому випадку, якщо клапан не закритий.

4.4.3. Підвищення точності регулювання

Лінійна апроксимація³ кривої помпажу, представлена рівнянням (4.31), не відрізняється точністю з кількох причин. По-перше, дійсна залежність між напором і витратою може не відповідати параболічному закону. Це особливо відноситься до осьових компресорів і компресорів з регульованим положенням лопаток. У роботі [4] описана крива помпажу в координатах (рис. 4.16).

Крім вже описаної лінійної апроксимації для цього компресора потрібне обмеження по проте як нахил лінії регулювання, так і її межа повинні

змінюватися залежно від положення лопаток.

' Енергія - скалярна фізична величина, що є єдиною мірою різних форм руху матерії і мірою переходу руху матерії з одних форм в інших.

² Регулятор — пристрій в ланцюзі зворотного зв'язку, використовується в системах автоматичного управління для формування керуючого сигнапу.

Апроксимація, або наближення - науковий метод, що полягає в заміні одних об'єктів іншими, в тому або іншому сенсі близькими до початкових, але простішими.

Рис.4.16. Графік залежності кривої помпажу в координатах від положення

лопаток компресора.

Кожне положення лопаток статора пов'язане зі своєю парою відрізків прямих, що відображають закон регулювання.

Система регулювання, що забезпечує необхідні функції, показана на рис.4.17.

Рис 4.17. Функціональна схема керування компресором для запобігання його

роботи в зоні помпажу.

Ця система забезпечує двоступінчате регулювання із зміною нахилу лінії залежно від положення .лопаток. Система вирішує рівняння:

де - к₀ нахил лінії регулювання при нульовому куті лопаток - граничне

значення різниці тисків р₂~Р1 за тих же умов, k_h і к_р представляють зміну

нахилу і граничного значення в залежності від

Як показано на рис. 4.14, лінійна модель також не відповідає дійсній кривій помпажу навіть при невисоких ступенях стиснення. Отже, не варто сподіватися, що точки, узяті з характеристик компресора в координатах співпадуть з

прямою лінією, навіть якщо залежність між напором і витратою є строго параболічною. Якщо рівняння (4.28) розв'язати при постійному тиску всмоктування і результати нанести на графік в координатах , то отримаємо

єдину криву. Проте кожне значення тиску всмоктування дає нову криву, тому величина р₁ повинна враховуватися при регулюванні для того, щоб модель була точною.

При іншому підході відповідна крива на рис. 4.14 апроксимується прямою лінією вигляду

Коефіцієнти а і b слід підбирати так, щоб забезпечити якнайкращу "безпечну" апроксимацію, тобто так, щоб пряма лінія відповідала дотичній, але проходила б над кривою, крім того, ці коефіцієнти слід привести у відповідність з очікуваним робочим діапазоном. Після підстановки (4.33) в (4.28) маємо

Тут коефіцієнти а і b також повинні вибиратися проектувальником, а коефіцієнт k_s повинен представляти відношення, яке оператор може задавати з

метою усунення будь-яких спостережуваних невідповідностей між моделлю і реальною роботою компресора.

Зміна складу газу, що приводить до зміни , робитиме деякий вплив на апроксимуючу залежність (4.33). Проте при невисоких ступенях стиснення цей вплив невеликий. Наприклад, при ступені стиснення, рівному 5, зміна відношення теплоємностей¹ від 1,40 до 1,30 (знижуючи від 0,286 до 0,231) приведе до зміни значень функцій, представлених рівнянням (4.33) від 2,04 до 1,95, тобто всього на 5%. При ступені стиснення, рівному 10, величина цієї помилки збільшується до ~7%. Навпаки, простіша система, заснована на лінійній залежності між , чутлива до зміни молекулярної маси і температури, а

також Уайт [9] указує, що при використанні необхідно

компенсувати зміни температури і складу газу, якщо вони стають істотними.

' Теплоємність — фізична величина, яка визначається кількістю теплоти, яку потрібно надати тілу для підвищення його температури на один градус.

4.4.4. Використання змінних, доступних для вимірювання

Всі розглянуті вище системи регулювання призначені для захисту від помпажу, вимагають встановлення витратоміра на всмоктувальному трубопроводі компресора. Але у багатьох випадках цьому перешкоджають особливості системи трубопроводів. Зазвичай замість вимірювання витрати всмоктувального потоку вимірюється витрата потоку, що нагнітається, але її величина повинна бути приведена до умов всмоктування. Оскільки через вимірювальні діафрагми обох приладів проходить одна і та ж маса газу, перепади тиску в них будуть зв'язані співвідношенням

Фактично поправка на відношення температур не потрібна, оскільки вона пов'язана із ступенем стиснення рівнянням (4.11), з урахуванням якого рівняння (4.35) приймає вигляд:

У табл. 4.5 приведені значення коефіцієнта поправки залежно від ступеня стиснення повітря при політропному к.к.д., рівному 78%.

Як видно з таблиці, прирости коефіцієнта поправки усюди значно менші приростів ступеня стиснення, що дещо зменшує необхідну точність компенсації.

Тому дія піднесення в степінь, необхідну для компенсації помилки, може бути

замінено використанням видозміненого блоку добування квадратного кореня із ступеня стиснення.

Коефіцієнт поправки для показників витратоміра на лінії нагнітання для повітря

при політропному к.к.д., рівному 78%

В окремих випадках витратоміра може не бути ні на вході, ні на виході. Тоді для визначення кривої залежності помпажу від р₁ і р₂ або можна

скористатися вимірюваннями частоти обертання. Якщо як привід компресора використовується двигун з постійною частотою обертання, то можна встановити

залежність між споживаною потужністю або положенням лопаток і на границі помпажу.

У роботі Еванса [2(с.56)] приведені криві постійної потужності, що перетинаються з кривою обмеженою зоною помпажу на графіку залежності підвищеного тиску від витрати всмоктувального потоку для компресорів з постійною і керованою частотою обертання.

4.4.5 Взаємодія регулювання тиску і витрати

При нормальній роботі тиск регулюється шляхом зміни частоти обертання, кута встановлення лопаток, або положення всмоктувального клапану, але коли умови роботи компресора наближаються до границі помпажу, починається дія регулятора захисту від помпажу, який відкриває випускний або рециркуляційний клапан. Відкриття цього клапана діє в принципі як зміна навантаження на компресор, змінюючи регульований тиск. Проте криві напір-витрата центробіжного компресора прямують до горизонталі по мірі наближення до границі помпажу. Через це зміни навантаження, що викликані дією регулятора захисту, зсувають режим роботи компресора в сторону від границі помпажу, не дуже сильно змінюючи величину тиску.

Навпаки, при постійній величині вихідного сигналу регулятора захисту зміни частоти обертання компресора, кута встановлення лопаток, або положення всмоктувального клапану мають тенденцію прямувати до лінії постійного навантаження. На рис. 4.18 показані відповідні переміщення для повітряного компресора з регульованою частотою обертання при атмосферному тиску всмоктування і навантаження, обумовленого тільки швидкісним напором (тобто р₃ = р_] ). Регулятор захисту відкриває випускний клапан, трохи збільшуючи

витрату і знижуючи тиск. Дія регулятора тиску викликає невелике збільшення частоти обертання, що також зсуває режим роботи компресора від границі помпажу. Ці два контури регулювання будуть працювати стійко, слабо взаємодіючи один з одним, але тільки при даній конфігурації системи.

Рис. 4.18. Графік переміщення по характеристиці роботи повітряного компресора з регульованою частотою обертання при атмосферному тиску

всмоктування і навантаження.

Відкривання випускного клапану знижує тиск вздовж лінії зміни частоти обертання, тоді як зростання частоти обертання збільшує тиск вздовж лінії навантаження.

Якщо регулятор тиску підключити до випускного клапана, а регулятор захисту до регулятора частоти обертання двигуна, то стійкість роботи буде порушена. У такій схемі відкривання випускного клапану приведе до зниження тиску, але тільки тимчасово. Крім того, регулятор захисту буде прагнути повернути компресор на лінію регулювання помпажу шляхом збільшення частоти обертання, що приведе до підвищення тиску на величину, більшу, ніж зниження, обумовлене дією випускного клапану. Відповідно при ступінчатій зміні положення регулюючого органу випускного клапану тиск буде дещо падати, а потім значно зросте. Ця характеристика, відома як обернена реакція, є основною причиною різних порушень роботи багатозв'язкових систем керування [11]. Далі коли випускний клапан закритий, як при нормальній роботі, регулювання тиску повинно здійснюватися шляхом зміни частоти обертання, що значно ускладнює систему керування.

Рис 4.19. Спрощена функціональна схема роботи компресора, в якій використаний розрахунковий пристрій

Відкривання випускного клапану автоматично перетворюється в пропорційне збільшення частоти обертання для запобігання порушення тиску.

Ті ж самі висновки можна зробити по відношенню до регулювання витрати на технологічні потреби, оскільки при постійному навантаженні витрата пропорційна тиску нагнітання.

Більш сильну взаємодію між регулюванням тиску і регулюванням для запобігання помпажу можна очікувати при більш високих статичних навантаженнях (що зменшують нахил характеристики навантаження або при більшій крутизні лінії швидкості). В цих випадках випускний клапан може здійснювати більший вплив на тиск, а частота обертання - більш суттєво діяти на розрахункові умови помпажу. Щоби звести до мінімуму цю природну взаємодію, можна ввести в систему розрахунковий пристрій (рис 4.19). Коли регулятор захисту відкриває випускний клапан, частота обертання компресора пропорційно зростає. При відповідному коректуванні двох векторів, показаних на рис 4.18, результуючий вектор буде горизонтальним, тобто тиск буде залишатися постійним. Від'ємний знак сигналу, що йде до випускного клапану, на вході в суматор необхідний в зв'язку з тим, що клапан відкривається при зменшенні сигналу.

Посилання

1. Elliott Division. Carrier Corp.. Elliott Multistage Compressors, Bulletin P-25. Jeannette, Pennsylvania. 1973.

2. Evans, F. I~, Jr., "Equipment Design Handbook for Refineries and Chemical Piants." Vol. 1 p. 76. Gulf Publishing Co.. Houston. 1971.

3. Monroe, E. S.. Energy conservation and vacuum pumps. Chem. Eng. Prog. (Oct. 1975).

4. Fallin. H. K.. and J. J. Betas. Conlrols for an axial turboblower. Instrum. Technol (May 3968)

3. Perry. R. H. and C H Chilton. "Chemical Engineers Handbook." 5th cd. p. 6-31. McGraw-Hill. New York. 1973.

4. Economical Evaporator Design buy Unitech. bulletin UT-110. Ecodyne Unitech Division. Union. New Jersey. 1976

5. Shinskey. F. G. Controlling unstable processes. Part I. The steam iet. Instrum. Contr. Syst. (Dec 1974).

3. Shah. В M . Saving energy with jet compressors. (Chem. Eng. (July 7, 1975)

4. White, M H.. Surge control for centrifugal compressors. Chem. Eng. (Dec. 25. 1972).

3. Shinskey. F. G.. Effective control for automatic startup and plant protection. Can. Contr, Instrum. (Aprill973).

4. Shinskey. F. G_ Interaction between control loops. Part II: Negative coupling. Instrum. Contr. Syst. (June 1976).

4.5 УСТАНОВКИ З ДЕКІЛЬКОМА КОМПРЕСОРАМИ

Компресори не часто використовують поодиноко. В більшості установок необхідні два або три компресори, з'єднаних паралельно з метою розширення робочого діапазону, проведення поточного ремонту, здійснення запуску, а також на випадок порушення нормальних умов роботи. Інколи компресори з'єднують послідовно з проміжним охолодженням для економічного досягнення високого ступеня стиску. Такі компресори можна встановлювати на одному валу або застосовувати індивідуальні приводи, в залежності від потреб технологічного процесу, в якому використовується стиснутий газ.

4.5.1. Послідовне з'єднання компресорів

Компресори, що встановлені послідовно на одному валі регулюються, по суті, так як і один багатоступінчатий компресор. Багатоступінчаті компресори мають складову криву помпажу, тоді як послідовно з'єднані компресори, що встановлені на одному валі, можуть не мати такої характеристики, особливо якщо потік газу може бути направлений в обхід деяких ступенів, або якщо газ можна відбирати або підводити в лінію між компресорами. В більшості випадків достатньо одної системи керування, яка призначена для захисту від помпажу, з витратоміром на лінії всмоктування першого ступеня.

Якщо витрати через наступні ступені відрізняються від витрати в першій ступені внаслідок відбору або підводу газу між ступенями, то необхідні додаткові розрахунки і вимірювання, витрату на вході в останню ступінь можна розрахувати по витраті на виході з допомогою рівнянь (4.36). Витрати на вході в проміжні ступені необхідно визначати з допомогою співвідношення балансу мас підведених і відведених потоків. Для використання в системі керування з метою захисту від помпажу одержані значення масових витрат повинні бути перетворені в об'ємні витрати або еквівалентні перепади тиску на діафрагмах, для послідовного з'єднання компресорів з індивідуальними приводами потрібні зовсім незалежні керуючі системи для боротьби з помпажем. Проте можливе використання одного рециркуляційного клапану, який пропускає потоки газів в обхід обох компресорів. Якщо ж передбачені індивідуальні клапани, то відкривання одного з них для запобігання помпажу майже завжди приводить до відкривання другого. Два регулятори захисту можуть керувати одним клапаном з допомогою селектора нижнього рівня - клапан буде відкриватися на будь-який затухаючий сигнал. Для обох регуляторів повинні бути передбачені заходи проти порушення потрібного закону регулювання, і той з них, який буде видавати затухаючий сигнал на відкриття клапану, прийме на себе функцію регулювання.

4.5.2. Паралельне з'єднання компресорів

Паралельно з'єднані компресори вимагають окремого розгляду. Кожний із паралельних компресорів повинен мати власний захист від помпажу, оскільки не можна гарантувати, що навантаження буде рівномірно розподілено між ними. Характеристики таких компресорів можуть відрізнятися в силу різної степені зношеності, а в багатьох випадках паралельно працюють компресори різних типів.В цих умовах зміна навантаження може неоднаково впливати на компресори, через це кожний з них повинен мати захист від помпажу. Рівномірне розподілення навантаження детально розглянуто в наступному розділі.

Хоч захист всіх паралельно з'єднаних компресорів можна забезпечити з допомогою одного рециркуляційного або випускного клапана, це робити не рекомендується. Як показано на рис 4.20, компресори розділені один від одного оберненими клапанами. Це запобігає зворотньому потоку газу в зупинений компресор. Через це неможливо запустити компресор, з'єднаний паралельно з уже працюючими компресорами, якщо він немає власного рецеркуляційного або випускного клапану. Напір, що створений уже працюючим компрессором, повинен

бути подоланий компрессором, що запускається перед тим, як він зможе нагнітати будь-яку витрату. Якщо запустити компресор, який включений в лінію з встановленим перепадом тиску, миттєво наступає помпаж.

Компресор, що має власну систему захисту від помпажу, не ввійде в помпаж при запуску. По мірі збільшення частоти обертання створений компресором напір буде підвищуватися до тих пір, поки не перевищить встановлений перепад тиску і компресор не почне подачу своєї частки стиснутого газу. Після цього регулятор захисту почне закривати рециркуляційний клапан.

В іншому крайньому випадку, якщо пуск здійснюється при повністю відкритому рециркуляційному клапанові, електродвигун компресора може виявитися перевантаженим. В цьому випадку може знадобитися установка рециркуляційного клапана вручну, що запобігає як перевантаженню, так і помпуванню. При досягненні робочої частоти обертання регулятор захисту може бути переведений на автоматичний режим, при якому він почне закривати клапан, переводячи компресор під навантаження.

Рис 4.20. Паралельно з'єднані компресори відділяються один від одного з допомогою обернених клапанів.

Коли один із групи паралельних компресорів починає роботу в режимі, що вимагає захисту від помпажу, його рециркуляційний клапан починає відкриватися. Оскільки кожний рециркуляційний клапан взаємодіє фактично зі всіма компресорами, рецикуляційний потік розподіляється по всіх компресорах. Через це на рециркуляцію подається значно більша витрата, ніж необхідна для захисту регульованого компресора від помпажу. Це дуже неекономічно і служить ознакою того, що робоче навантаження занадто низьке і не виправдовує роботу всіх увімкнених компресорів. В цьому випадку один із компресорів повинен бути автоматично зупинений. Необов'язково зупиняти той компрессор, у якого увімкнулась система захисту від помпажу. Зупинка будь-якого компресора збільшує навантаження на решту і виводить їх із зони, небезпечної стосовно помпажу. Щоби виключити вплив перехідних збурень, зупинка компресора повинна бути почата з відповідною затримкою.

Рис. 4.21. Компресор автоматично зупиняється при відкриванні рециркуляційного клапану і запускається, коли досягається максимально допустиме положення направляючих лопаток або максимально допустиме навантаження на електродвигун. TDR - реле затримки часу; ALM - сигналізатор аварійної сигналізації.

Автоматичний пуск і зупинку паралельних компресорів можна здійснити з допомогою системи, що показана на рис.4.21. Якщо в якого-небуть компресора досягається максимально допустиме положення направляючих лопаток або максимально допустиме навантаження на електродвигун, аварійний пристрій вмикає другий компресор. Відповідний компресор вибирається при допомозі поворотного перемикача - логічної схеми, що вибирає для запуску компрессор, що був найдовше бездіяльний, а для вимкнення - компрессор, який працював найдовше. Будь-який компресор можна вимкнути від системи автоматичного запуску і зупинки вручну.

4.5.3. Рівномірне розподілення навантаження для забезпечення максимального к.к.д

Найбільші зміни частоти обертання або характеристик можуть легко привести до порушення розподілу навантаження між компресорами, що працюють паралельно на один і той же нагнітаючий трубопровід. Для забезпечення балансу навантаження можна використати витратоміри на лінії всмоктування. В зв'язку з тим, що не всі компресори можуть мати однакову продуктивність або ідентичні

характеристики, сумарне навантаження повинно розподілятися на основі регульованого процентного співвідношення. За загальною витратою, виміряною спеціальним витратоміром (рис.4.22), встановлюються всі регулятори відношення витрат. Кожний регулятор старається утримати відповідну витрату в заданому процентному відношенні до загальної витрати шляхом повільної зміни кута встановлення лопаток (або частоти обертання). Питання про вибір відношення витрат для забезпечення максимального к.к.д всієї установки повинен вирішуватися оператором. Для оптимізації розподілення навантаження можна також використати обчислювальний пристрій, як показано на рис.3.20 для парових котлів, після попереднього розрахунку к.к.д окремих компресорів за їх продуктивністю, поділеною на спожиту потужність. Оскільки всі компресори працюють на один і той же колектор, тиск може в розрахунках не враховуватись.

Рис.4.22. регулятор тиску діє безпосередньо на всі направляючі лопатки, тоді як регулятори балансування витрати помалу зміщують окремі лопатки. FFC - регулятор відношення витрат; НІС - пульт напівавтоматичного керування

Регулятор тиску повинен діяти безпосередньо на направляючі лопатки (або регулятор частоти обертання двигуна) без застосування його каскадного підключення до регулятора витрати. Характеристика контуру регулювання витрати достатньо близька до характеристики контуру регулювання тиску і може вплинути на режим його роботи. Через це системи, що розраховані на ступінчате регулювання по тиску і витраті, необхідно реконструювати для безпосереднього регулювання тиску, щоб забезпечити потрібну стійкість і чутливість.

Отже в будь-якій системі, в якій один регулятор повинен паралельно регулювати декількома вихідними величинами, необхідно передбачити лінію зворотнього зв'язку для захисту регульованої змінної від різких змін її величини при увімкненні чи вимкненні. А також від змін коефіцієнта підсилення системи паралельних установок. Такий зворотній зв'язок, що використовується при регулюванні бойлерів і генераторів вже розглядався в розділі 3. На рис.4.22 показана система, в якої вихідний сигнал регулятора тиску надсилається в пристрої сумування, до яких подається сигнал про розподілення витрати, далі через селектори нижнього рівня на увімкнення і вимкнення, і, нарешті через пульти напівавтоматичного управління до направляючих лопаток. Сигнали про фактичне положення направляючих лопаток підсумовуються і подаються назад в швидкодіючий інтегратор на виході регулятора тиску.

Рис 4.23. Подача сигналу на позитивний вхід інтегратора приводить до збільшення кута встановлення лопатки до положення, при якому починає діяти регулятор тиску; перемикання сигналу на від'ємний хід приводить до зменшення кута встановлення лопатки і зупинки двигуна.

Завдяки цьому інтегратору сума сигналів про положення лопаток завжди відповідає вихідному сигналу регулятора тиску незалежно від числа включених компресорів і розподілу навантаження між ними. Оскільки ця лінія зворотного зв'язку містить тільки вимірювальні прилади, то відповідним налаштуванням інтегратора можна добитися її реагування за долі секунди, завдяки чому лінія зворотного зв'язку не погіршуватиме характеристику контура регулювання тиску.

Схема включення і виключення одного компресора показана на мал. 4.23. Направляючі лопатки відкриваються або закриваються після подачі на інтегратор сигналу напруги (або тиску). Коли вимикач знаходиться в положенні "пуск", інтегратор залишає лопатки відкритими до тих пір, поки функції регулювання не візьме на себе регулятор тиску; вихідний сигнал інтегратора продовжує зростати до максимуму, завдяки чому він не порушує регулювання. Коли вимикач знаходиться в положенні "стоп", вихідний сигнал інтегратора швидко зменшується від максимального значення, вимагаючи невеликого часу для блокування керуючого. Врешті-решт інтегратор закриває лопатку і двигун може бути зупинений.

Сигнал про збільшення або зменшення кута установки направляючої лопатки по лінії зворотного зв'язку поступає в інтегратор контура регулювання тиску, автоматично регулюючи положення інших лопаток відповідно до збурення системи. Відзначимо також, що регулятор розподілу витрати захищений від порушення режиму регулювання завдяки тому, що сигнал зворотного зв'язку від нього поступає через селектор, на інший вхід якого подається сигнал про кут установки лопатки.

Список літератури

1. Ф. Шински. Управление процессами по критерию зкономии знергии. "Мир", 1981

2. Крестовников, А.Н.,Вигдорович, В.Н., Химическая термодинамика. 2 ed. 1973: М., «Металлургия».

3. Пригожий, И.,Дефей, P., Химическая термодинамика. 1966: Новосибирск, "Наука". 502.

4. Словник іншомовних слів за редакцією О. С. Мельничука, Київ, 1974.