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Le comportement des turbo-compresseurs pendant la marche peut être caractérisé, selon la Fig 1 des dessins annexés, par des courbes où la pression p est représentée en fonction du débit Q, chaque fois pour une
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vitesse constante nl, n2, n3..... Le débit ne présente une allure constante que jusqu'à la courbe limite b ; par exemple , pour n = const., jusqu'au point de limite de pompage B2. La courbe b réunit les points de limite de pompage B de toutes les caractéristiques n = const. et sera désignée ici par l'expression "limite de pompage-vitesse de rotation".
A gauche de b, au point P par exemple, un débit constant n'est
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possible que lorsqu'au moins la différence Qb entre le débit consommé Q v et le débit limite Q est évacuée par une soupape de décharge ou de sou- lagement, soit directement, soit par l'intermédiaire d'une turbine à détente.
Pratiquement, et afin de réaliser une marche stable, le début de la déchar-
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ge doit déjà s'amorcer pour un débit légèrement supérieur Q Q, c'est-à-dire , sensiblement au point A2, et l'on doit laisser échapper une quantité légèrement supérieure Q . Li courbe a relie les points A mar- quant le début de la décharge dans toutes les caractéristiques n = const. et sera désignée ici par le terme de "limite de décharge-vitesse de rota- tion". Pour réduire au minimum la puissance absorbée, cette courbe devrait passer aussi près que possible de la courbe b, à droite de celle-ci.
Dans la description qui suit,la courbe a sert à désigner d'une manière générale la limite de sensibilité pour l'intervention d'un réglage appelé à prévenir le pompage pour des vitesses de rotation variables.
La limite de pompage-vitesse de rotation b-et dors la région de débit stable - peut être déplacée vers la gauche, c'est-à-dire, dans le sens des débits limites moindres, en modifiant la position des aubes direc- trices du côté admission ou du côté refoulement des roues mobiles.
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Lorsqu'on réduit l'angle des aubes, par exemple de cx à (X ou à (xii les caractéristiques n 1 à n3 se déplacent respectivement jusque ni n2' , n3 .... ou ni -1 n2rr ..... avec, comme courbes de limite de pompage b' et bd selon la lig. 2. Il s'ensuit qu'ici les courbes b = b max b' et b" constituent les limites de i..: y ,: -vitesse de rotation pour une position chaque fois constante des aubes, soit, respectivement a ou (XI ou ex'r, tandis quoi les courbes cl, c2 et c3 représentent les limites de pompage pour les vitesses de rotation, chaque fois constantes, soit n 1 = nI' = nl"... ou n2 n2' = n2" ..., ou n3 = n3', mais pour positions d'aubes variables (limites de pompage-aubes directrices).
Lorsque le turbo-compresseur selon la Fig 1 fonctionne avec ou- verture constante - totale par exemple - des aubes et à une vitesse de ro- tation variable n, on considère habituellement, entre autres, les possibi- lités de réglage suivantes, selon la Fig 3 par exemple ;
1) Réglage pour une pression finale constante du compresseur 2 :
2) Réglage pour un débit constant.
Le réglage à pression finale constante est plus fréquent. Ici, un régulateur de pression finale 3 agit sur les soupapes de réglage 4 de la turbine 1 de telle façon que, lorsque la consommation diminue - la pression
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de refoulement ou finale ayant alors tendance à augmenter- la soupape à vapeur 4 est étranglée, ce oui réduit la vitesse de rotation dans la mesure requise. L'influence -du régulateur de pression 3 sur la soupape 4 peut être obtenue soit par une action directe, soit en' ajustant la valeur de con- signe du régulateur de vitesse.Dans ce cas,le réglage s'opère par exemple le long de la aligne pde la fig 1.
Lorsque la consommation ayant diminué davantage, le point de fonctionnement atteint la courbe limite de décharge a, le régulât sur de décharge 5 commence à ouvrir la soupape de décharge 6 au point AA. Le régulateur 5 agit dans ce cas comme régulateur de débit limite, sur la base de la mesure du débit to- tal.
Dans la zone de fonctionnement située à gauche de la courbe a et dans laquelle intervient la soupape de décharge, la vitesse de rotation est constante lorsque la pression finale est constante. Lorsque la pression finale p est essentiellement toujours la même pendant la marche, il suffit de mettre au point le régulateur de décharge pour un volume limite Qa.Par contre lorsque la pression finale p doit varier, dans de larges limites, pen- dant la marche, par exemple entre p1 et p2, il faut que la valeur de con- signe du régulateur de débit limite 5 soit ajustée en fonction de la pres- sion,suivant la courbe a, de telle sorte que, pour une pression finale moindre, le seuil de fonctionnement du régulateur de débit limite se dépla- ce vers un débit moindre.
Cet ajustement de la valeur de consigne, en fonc- tion de la pression, est symbolisé dans la Fig 3 par une ligne d'influence allant d'un autre mécanisme de mesure 7, sensible à la pression finale, à la ligne d'impulsions prévue entre le régulateur 5 et la soupape 6. Le signe "plus" signifie, que, lorsque la pression finale croît, la valeur de consigne du régulateur 5 augmente, tandis qu'elle diminue lorsque la pres- sion finale décroît. Cet ajustement de la valeur de consigne du régulateur de débit limite 5, par la pression finale, peut être réalisé par voie mé- canique, hydraulique, pneumatique ou électrique.
Il peut aussi être obtenu , dans certaines limites, d'une façon simple qui consiste à raccorder le système démesure de débit 7 pour le régulateur 5 non pas au côté aspiration, mais au côté refoulement du compresseur, ou bien, en un point situé en amont du branchement de la soupape de décharge 6, Dans ce cas, la courbe a pour le seuil de fonctionnement du régulateur 5 se présente dans le diagramme p-Q à peu près comme une parabole du second degré passant par l'origine ; il est vrai qu'elle n'est pas parfaitement équidistante par rapport à la courbe délimite de pompage b, mais seulement avec une approximation suffi- sante, cela dans une zone de fonctionnement suffisamment étendue.
Il est en outre connu de régler la soupape de décharge par une combinaison d'impulsions de pression finale et de vitesse de rotation , par exemple en fonction de la pression finale à, titre primaire, la disposi- tion étant telle que la valeur de consigne de la pression limite, à laquelle la soupape 6 commence à s'ouvrir, est ajustée en fonction de la vitesse de rotation du compresseur, des pressions limites plus élevées correspondant à des vitesses de rotation plus élevées.
Dans le cas de turbo-compresseurs à vitesse de rotation variable comportant des aubes directrices orientables, il était courant à ce jour de modifier la position de ces aubes uniquement à la main et suivant le débit et la pression finale considérés ,par exemple d'après des instructions de service sous la forme de tableaux ou de courbeso Cette méthode est pos- sible et admissible lorsque la zone de fonctionnement ne varie généralement que dans des limites relativement étroites, alors que des variations dans de larges limites se produisant soit seulement pendant des périodes prévisi-
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blés - par exemple la nuit à midi ou pendant la relève des équipes-,soit dans le cas, également prévisible, d'une mise en ou hors circuit d'un ou de plusieurs gros consommateurs,
par exemple, hauts fourneaux, appareils chi- miques ou physiques, etc... Lorsque les aubes du compresseur sont ajustées à la main, il est nécessaire, ou du moins utile que dans la mesure où la cour- be de limite de pompage b est déplacée vers b' ou b", les limites de sen- sibilité a' et a" pour le réglage de la décharge soient également déplacées dans le sens d'un moindre débit limite afin que la soupape de décharge s' ouvre invariablement au moment onportun chaque fois que l'on descend de façon imprévisible au-dessous de la limite considérée de pompage-vitesse de rotation b' ou b".
Cet ajustement de la valeur de consigne du.régulateur de décharge 5, en fonction de la position des aubes, est indiqué dans la Fig 3 par une autre lign d'impulsions qui va du dispositif de manoeuvre 8 des aubes à la ligne d'impulsions aliant du régulateur de débit limite 5 à la soupape de décharge 6.
Ceci suggère naturellement la possibilité d'établir une commande automatique pour les aubes orientables du compresseur, asservie au débit consommé et réalisée de telle façon que, la pression finale tant constante, chaque débit se voit affecter une position d'aubes déterminée Ó, position où un pompage est encore évité avec certitude.
A ce propos il convient de noter que, suivant les Figs 2 et 4, les limites de pompage-aubes c retombent vers la gauche, pour une vitesse de rotation chaque fois constante, c'est-à-dire, à un débit décroissant correspond une pression limite moins élevée.
Lorsqu'on veille à ce que les aubes soient toujours ouvertes le plus largement possible, c'est-à-dire, que leur mouvement de fermeture s'a- morce toujours peu de temps seulement avant que les limites de pompage ne soient atteintes, on obtient, pour une vitesse de rotation chaque fois constante, mais des ouvertures d'aubes variables, les limites d'ouverture d'aubes d1, d2, d3, qui devraient se situer, au-dessous des limites de pôm- page d'aubes c1, c2, c3, aussi près que possible de clles-ci, c'est-à- dire, devraient également retomber vers la gauche.
Dans ce cas, et tout comme montré dans la Fig 2, on obtient des courbes de gouverne a max , a',a" jusque amin, chaque fois pour une ouverture d'aubes constante et une vitesse de rotation variable, courbes qui suivent d'aussi près que possible les courbes de limite de pompage-vitesse de rotation b , b', b" à b .. max min Cependant, la pente des courbes d implique, pour une pression finale cons- ';ante par-exemple, une élévation de la vitesse de rotation lorsque le débit diminue dans la zone de fonctionnement avec aubes étranglées.
Dans la Fig 4, la courbe c1 montre l'allure dela vitesse de rota- tion n lorsque, la pression finale p1, étant constante, les aubes directri- ces sont ajustées, en fonction du débit par exemple, et cela, chaque fois immédiatement avant que la limite de pompage ne soit atteinte, c'est-à-dire sont commandées de telle façon qu'à chaque débit est affectée une position des aubes Ó', Ó",.... suivant l'intersection de la ligne p = oonst. avec les courbes de commande a', a" jusque a . min.
En réalité ,on a déjà essayé d'appliquer uniquement une telle commande des aubes en fonction du débit. L'invention est basée entre autres sur la constatation qu'une telle commande ne peut pas fonctionner de façon
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satisfaisante, car elle est en principe instable. En effet, lorsque, comme montré dans la Fig 4, la consommation dans le réseau, la pression finale étant p1 par exemple, correspond au point p, pour une ouverture d'aubes Ó, une légère baisse du débit entraînerait automatiquement un mouvement de fer- meture des aubes mobiles et donc un déplacement de la caractéristique, par exemple de a' vers Ó".
Toutefois, - et ceci est essentiel - et vu qu'en raison du pouvoir d'accumulation du réseau de refoulement, la pression p1 est momentanément constante, - ce mouvement de fermeture des aubes entra - nerait momentanément une nouvelle baisse du débit et, par conséquent, une nouvelle impulsion dans le sens de ]a fermeture des aubes, jusqu'à ce que celles-ci se ferment complètement, si possible. Inversement, un léger accrois- sement de la consommation au point p aurait pour effet l'émission d'une impulsion instable par la commande asservie au débit, cela jusqu'à l'ouver- ture totale des aubes. Il est vrai que l'on peut stabiliser le processus de commande en utilisant des impulsions interrompues ou en appliquant une du- rée de fermeture des aubes mobiles particulièrement longue par rapport à la constante de temps du réseau.
Toutefois, lorsque, dans ce cas, la con- sommation du réseau subit les fluctuations rapides et importantes, la ma- noeuvre des aubes peut dans certaines conditions s'effectuer trop tard, de sorte que la soupape de décharge devrait toujours s'ouvrir temporairement à cette occasion, cela sous la gouverne du débit, de lapression finale et de la position des aubes. Ceci est malaisé et compliqué. D'autre part, un ajustement automatique des aubes est précisément désirable en particulier lorsque, pour des raisons d'exploitation, la consommation varie de façon imprévisible et dans de larges limites, tant en grandeur qu'en direction, de sorte qu'il ne serait pas possible de réaliser une commande manuelle satisfaisante capable d'intervenir en temps opportun ; deplus, une telle commande serait même anti-économique.
Ceci vaut à plus forte raison lorsque, par suite des conditions d'exploitation, des fluctuations rapides, dans des limites étendues, caractérisent non seulement le débit, mais aussi la valeur de consigne de la pression finale, comme par exemple dans les soufflantes pour aciéries, en particulier lorsque plusieurs convertisseurs sont en ser- vice et que leurs périodes de soufflage varient indépendamment les unes des autres, en ce sens que tantôt elles se chevauchent et tantôt elles se relayent.
La présente invention vise à résoudre de façon satisfaisante le problème qui consiste - dans des conditions d'exploitation sujettes à des . fluctuations rapides - à adapter le plus rapidement possible, et dans de très larges limites, la pression etle débit à la consommation, par un ajus- tement combiné et automatique de la vitesse de rotation et de l'angle des aubes, tout en évitant des coups de pompage. Le principe fondamental de l'invention réside¯ dans le fait que le champ d'action du compresseur est subdivisé en trois régions ou zones principales, qui se distinguent entre elles par les particularités suivantes, d'après la Fig 5:
I) La zone de travail BI où le réglage concerne uniquement la vitesse de rotation, avec ouverture totale des aubes, cette zone étant si- tuée à droite de la courbe f.
Dans cette zone, et lorsqu'il s'agit d'une commande par turbine par exemple, le seul organe de réglage actionné en vue d'adapter la pression au débit est la soupape d'admission de vapeur 4. Selon l'invention, cette zone de fonctionnement à réglage par la seule vitesse de rotation ne s* 4- tend pas jusqu'à la limite de pompage-vitesse de rotation b max pour une plei- ne ouverture des aubes,mais seulement jusqu'à une courbe limite f située à droite de a max et dont le rôle sera expliqué dans la suite.
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II) La zone de travail BII à réglage uniquement par s aubes, cette zone étant située entre les courbes f et la limite de pompage-vitesse de rotation b . ou a .
, qui correspond à la plus petite ouverture cons-
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min min tante Ó des aubes. min
Dans cette zone, le compresseur fonctionne , selon l'invention, avec une vitesse de rotation qui est à peu près constante pour chaque pres- sion finale, tandis que le système d'ajustement des aubes en fonction de la pression représente le seul organe de réglage actionné en vue d'adapter la pression à l'utilisation momentanée du débit.
III) La zone de travail BIII où intervient la soupape de déchar-
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ge 6, cette zone étant située à gauc e par rapport à la courbe limite la plus basse bzz ou de la, courbe limite de décharge a ..
Dans cette zone, la position des aubes est constante = Ó min, la vitesse de rotation affectée à la pression finale étant constante et l'adaptation du compresseur à la demande de débit étant assurée par l'action- nement, gouverné par la pression, de la soupape de décharge 6.
La courbe limite f qui marque le passage entre le réglage par le
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seul ajustement de la vitesse de rotation (B i) et le réglage par ajustement des aubes (EII) est déterminée, au point D par exemple, sur la caractéristique p-Q relative à l'ouverture totale des aubes et affectée à une vitesse de rotation déterminée nl, n 2e ou n3, par la pression à laquelle les limi- tes d'ouverture d'aubes dl' d 2 d3 prur la vitesse de rotation considérée coupent la limite de décharge a . pour l'ouverture minimum des aubes, par exemples au point A, Fig 5.
Grâce à ce principe du champ d'action subdivisé en réglage par la vitesse de rotation, réglage par¯les aubes et réglage par la décharge, avec. chaque fois, un seul organe de réglage, on obtient, un fonctionne- ment précis et rapide du réglage, sans que les divers organes de réglage se gênent mutuellement.
Les Figs 6 à 9 montrent des exemples pour l'application pratique de ce principe.
La Fig 6 montre le réglage d'un turbo-compresseur 2 commandé par une turbine à vapeur 1 et destiné à une installation de convertisseurs d'une aciérie. Dans ce cas, la tâche du réglage consiste à ajuster la pression finale pE dans une conduite à vent pour trois convertisseurs par exemple
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suivant une pression de consigne PE,s' cette dernière étant déterminée à partir de la plate-forme des convertisseurs . Ici, la pression de consigne déterminante sera représentée par la plus élevée des trois pressions de consigne à régler.
Ceci peut être obtenu par exemple en raccordant, à une conduite de pression auxiliaire, à pression d'air constante pHi, par l'en-
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tremise de trois diaphragmes B à Bu trois soupapes à main H1..0. dont l'actionnement sur la plate-forme des convertisseurs permet d'ajuster la pression de consigne requise pour chacun des' trois convertisseurs, cet ajustement pouvant être lu sur les manomètres Mo Grâce aux trois soupapes de retenue R1,on obtient que seule la pression de consigne la plus élevée
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des trois pressions de consigne ajustées règne dans la conduite p9s
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Cette pression de consigne est appliquée par exemple sur une face de la membrane du régulateur depression principal 3, la face opposée de cette membrane étant soumise à la pression finale réelle pE.
Le régulateur 3 actionne une soupape à huile qui règle la pression d'huile de commande pd, comme il est connu en soi, de telle façon que cette
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pression décroît selon la Fig 7 lorsque l'écart de réglage p- - pE augmen- te, ou bien , de façon générale, lorsque la pression finale diminueo La
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pression de commande pd agit comme indiqué dans les Figs 6 et 7 - où l'on a supposé d'abord que le régulateur 3 était à action proportionnelle - en s'échelonnant sur les éléments de commande suivants qui correspondent aux
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zones de fonctionnement BI à BIII' exposées plus haut.
I - Un transformateur de pression à inversion 13 qui commande, par l'entremise d'un piston lesté d'un ressort, une soupape de commande 13a, qui, lorsque la pression de commande pd augmente (par exemple, pour
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0 pd 1,5 atm. eff.), abaisse la pression d'huile d'appoint pz ( par exemple, de 5 atm. eff. à 0 atm. effo) ( zone de fonctionnement BI);
II - Un piston 8a lesté d'un ressort et destiné au système de ma- noeuvre 8 des aubes du compresseur.
Lorsque la pression d'huile de commande Pd s'élève davantage (par exemple , 1,5 <. pd < 3 atmo effo) le piston 8a déplace (avec intercalation d'un multiplicateur de puissance, non repré- senté) les aubes vers la position de fermeture, jusqu'au plus petit degré
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d'ouverture oc min'(zone de fonctionnement B#);
III - La soupape de décharge 6, dont la levée h6 augmente à partir de la pression de fermeture, lorsque la pression de commande p9d continue à s'élever ( par exemple 3,0 < pd < 4,5 atm. effa ) (zone de fonctionnement
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BIrr);
L'admission de vapeur vive à la turbine est réglée moyennant l'actionnement de la soupape à vapeur vive 4 par fluide hydraulique et res- sort à partir du régulateur de vitesse 10 qui, lorsque la vitesse augmente, abaisse la pression d'huile de commande p,comme il est connu en soi, en ouvrant l'orifice d'évacuation d'huile prévu en aval d'un diaphragme. La valeur nominale de 11. vitesse de rotation peut être modifiée, comme il est connu en soi, à l'aide d'une boite de réglage, la disposition étant telle qu'une vitesse approximativement constante correspond à chaque position de la bofte 11.
Selon l'invention, la botte 11 est munie d'un piston diffé- rentiel qui présente deux surfaces actives sur lesquelles agissent séparé- ment deux pressions d'huile, à rencontre de la puissance du ressort an-
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tagoniste, à savoir, la pression d'huile p n$s,g pour l'ajustement initial de la valeur de consigne de la vitesse n et de plus, la pression d'huile d'appoint pz.
La pression p n,s,g est ajustée à l'aide d'un transformateur de pression-répartiteur de telle façon qu'une vitesse de consigne fondamentale
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déterminée n s,g est affectée à chaque valeur de consigne p Eeso aussi long- temps que la pression d'huile d'appoint pz = 00 Cette affectation s'opère à l'aide du transformateur de pression de commande 12 et du ressort prévu sous la boîte 11, en tenant compte de la caractéristique de levée du régula-
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teur de vitesse 10, la dispositiônn étant telle que, en considérant la Fig 5
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par exemple,
une pression pE'a = p1 se voit justement affecter en substan- ce la vitesse de consigne fondamentale n1 à laquelle - pour le degré d'ou- verture minimum Ó min des aubes - la pression p1 peut encore être atteinte min tout juste avec la certitude d'une absence de pompage. Ceci est par exemple le cas au point A de la Fig 5, qui est situé au voisinage immédiat de l'in- tersection de la limite de pompage-vitesse de rotation b min ou à l'intersec- tion de la courbe a . du plus petit degré d'ouverture Ó min des aubes, avec min min la ligne p1= oonst.
La pression d'huile d'appoint p ,qui agit sur l'autre surface active de la boite 11, est abaissée, comme décrit sous I, dans le transform- mateur de pression à inversion 13, par exemple de 5 atm. eff. à environ 0 atm. eff., cela lorsque la pression de commande pd croît simultanément, par exemple, de 0 à 1,5 atm. eff.
Le dispositif selon l'invention fonctionne désormais comme suit, Lorsque tous les trois convertisseurs travaillent à plein régime, le compres- seur fonctionne au point C, fig. 5, avec ouverture totale Ó des aubes directrices et une vitesse de rotation maximum n max > n1, qui peut être ajustée en limitant la course descendante de la boîte de réglage 11. Dans ce cas, pd # 0, pz # pmax (zone BI).
Lorsqu'un convertisseur est arrêté ou modéré, la pression de con- signe PE,s'' demeurant toutefois constante, l'élévation, d'abord peu impor- @, s tante,de la pression réelle pE s'accompagne d'une élévation de la pression d'huile pd, à l'intervention du régulateur dépression 3, à partir de la va- leur 0 (Figs 6 et 7). ¯Par suite , le transformateur de pression à inversion 13 réduit la pression pz, et la boîte 11 se déplace dans le sens d'une dimi- nution de la vitesse de rotation, jusqu'au moment où, lorsque pz = 0, la vitesse de consigne fondamentale (par exemple n s,g, = nI) est atteinte (voir point D, Fig 5).
La vitesse de consigne fondamentale est ajustée par la pression p n,s,g , qui agit sur l'autre surface active de la boite 11 et qui est elle- même gouvernée, comme exposé plus haut, par l'entremise du transformateur de pression-répartiteur 12 par la pression de consigne ajustée pE,s Lors- que, par suite de la modération ou de l'arrêt du second convertisseur, la consommation d'air diminue davantage, cependant que la pression de consigne pE,s demeure constante, le piston moteur 8a- dont le ressort est soumis à une tension initiale appropriée - réduit, sous l'influence de la pression de commande pd > 1,5 atm.
eff., laquelle croît avec la pression finale pE' l'angle d'ouverture des aubes directrices 8, à partir de la valeur ma- ximum max cela dans la mesure nécessaire pour maintenir la pression finale pE (zone de fonctionnement BII).
Dans le cas limite, les aubes sont déplacées non pas à fond, mais seulement jusqu'à une valeur minimum Ómin,laquelle peut être déterminée en limitant la course du piston 8a par exemple. Cette valeur est atteinte, par exemple, au point " A""' selon la Fig 5. Lorsque, la consommation d'air
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ayant baissé davantage, la pression finale pE- et donc aussi la pression d'huile de commande pd- subit une nouvelle augmentation (par exemple, pd > 3,0 atm. eff., zone de fonctionnement BIII), la soupape de décharge 6 s'ouvre, compte tenu de la tension initiale et de la caractéristique du ressort de son piston moteur.
La course h6 atteint sa valeur maximum lors- que pmax 4,5 atm. eff., par exemple , Lorsque la soupape 6 est dimension- née de telle façon que dans la position de pleine levée - la pression étant p1- elle laisse passer au moins le débit d'après le point A, l'installa- tion peut fonctionner à la pleine pression pE, avec suppression automatique du pompage, jusqu'à une consommation d'air 0.
Même en cas de modification de la valeur de consigne pE,s (suppo- sée constante jusqu'ici), le réglage ci-dessus fonctionne correctement, dans le sens indiqué.
Lorsque cette valeur est brusquement diminuée depuis la plate- forme des convertisseurs, par exemple, il en résulte en premier lieu une pression réelle pE trop élevée ; lerégulateur 3 élève alors la pression pd' et la vitesse de rotation descend jusqu'à la valeur n-,affectée à la nouvelle valeur pE,s2. Il peut arriver passagèrement à cette occasion que les aubes 8 se ferment et que la soupape de décharge 6 s'ouvre, ce qui est opportun, dans le sens indiqué, en assurant une diminution rapide de p.
Lorsque la nouvelle pression de consigne PE,s2 est atteinte dans le réseau, la soupape 6 se ferme et les aubes 8 s'ouvrent et, éventuellement, la vites- se de rotation s'élève légèrement, lorsque le nouveau point de fonctionne- ment est situé dans la zone de fonctionnement BI. Inversement, si la pression de consigne pE,s augmente rapidement , la vitesse de rotation croît forte- ment de façon passagère, éventuellement jusqu'à la valeur limite nmax, , avec , simultanément, ouverture maximum des aubes. Ainsi, le réseau est très rapidement rechargé jusqu'à la pression de consigne accrue, le temps de réglage étant maintenu à une valeur réduite en conséquence.
On a constaté que ce réglage - dont l'exécution de détail peut varier à volonté, par exemple en remplaçant les moyens de commande hydrau- liques par des moyens pneumatiques ou électriques - permet de remplir de façon parfaite les conditions visant à un fonctionnement exempt de pompage, alors que la consommation d'air et la pression de consigne varient très rapidement.
Selon une autre caractéristique de linvention, on peut obtenir que dans la région BIII- où, conformément à ce qui a été exposé jusqu'ici, les aubes directrices sont, en substance ,seules utilisées en qualité d'or- gane à position variable, pour le réglage - la vitesse de rotation ne soit plus maintenue exactement constante à la valeur de la vitesse de consigne fondamentale n s,g .
Dans une faible mesure, la vitesse de rotation augmente de toute façon - même en bloquant la boîte de voilage de vitesse de rota- tion 11 - lorsque la consommation d'air diminue, ceci perce @ue cette dimi- nution s'accompagne d'une moindre absorption de puissance. Comme le régula- tour de vitesse est habituellement établi sous la forme d'un régulateur à action proportionnelle, la vitesse de rotation augmente, à la suite d'une
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diminution de la charge, compte tenu du degré de non-uniformité du régula- teur de vitesse 10.
Cet objectif doit être poursuivi, en considérant le fait, mention- né plus haut, à savoir que, dans les Figs 2, 4 et 5, les limites de pom- page-aubes c1, c2 et c3' pour vitesses de rotation n1' n2 et n3 chaque fois constantes, descendent à gauche. Il est donc indiqué que, dans la zone BII de l'ajustement des aubes, la vitesse de rotation soit légèrement au- gmentée,à mesure que le débit diminue.
En outre, dans cette zone de fonctionnement, on peut appliquer encore une autre impulsion de correction à la vitesse de rotation, qui consis- terait par exemple à faire en sorte que, à partir d'un angle déterminé Ó"- compte tenu d'une pression de commande pd" y affectée - le mouvement de fermeture ultérieur des aubes s'accompagne d'une nouvelle élévation de la vitesse de rotation.
Ceci peut être obtenu, par exemple, comme montré dans la Fig 6, par le fait de combiner avec le transformateur de pression de commande 13, en plus de la soupape d'évacuation normale 13a, dont 1 arête de travail s'ouvre à mesure que la pression de commande pd augmente, une deuxième soupape d'évacuation 13b, que l'on situe en amont ou en aval de la soupape 13a et dont l'arête de travail intervient, lorsque la pres- sion réglable pd"est dépassée, de façon à arrêter l'écoulement d'huile hors du système de pression d'appoint p , en conformité avec un angle d' z ouverture d'aubes Ó", de sorte que ladite arête détermine une nouvelle élé- vation de la pression en question et de la vitesse de rotation.
Grâce au système de limitation réglable 13c de la course ascendante du transforma- teur de pression 13, on peut obtenir que cette élévation de la vitesse de rotation ne se produise que dans un secteur partiel de la zone de fonction- nement BII et qu'elle cesse après le passage à la zone de fonctionnement Brrr. Grâce à cette élévation supplémentaire de la vitesse de rotation dans la région des faibles ouvertures d'aubes, on peut obtenir un nouveau dépla- cement du domaine de fonctionnement Brrr' qui intéresse le réglage par aubes, vers la gauche (Fig. 5) ce qui améliore l'économie. On peut alors affecter une pression de consigne p1, plus élevée à la vitessse de rotation n1 par exemple, ce qui permet à son tour d'améliorer le rendement dans la région des grandes et moyennes ouvertures d'aubes.
Cette action supplémentaire sur la vitesse de rotation dans le domaine des petites ouvertures d'aubes peut aussi être obtenue d'une autre façon, par exemple au moyen d'une soupape de commande spéciale, munie d'un piston à huile lesté d'un ressort, soupape qui, sous la gouverne de la pression d'huile de commande pd, agit sur la pression d'huile d'appoint pz ou sur la pression d'huile pn,s,g, dans la région de fonctionnement décrite plus haut, dans le sens d'une relévation de la vitesse de rotation.
En outre, la valeur de consigne de la pression finale pE,s peut
E, s être d'un autre ordre de grandeur que la pression nominale pE. Dans ce cas,
E les surfaces actives du régulateur 3 - ou bien, lorsqu'on emploie les régu- lateurs à tubes d'acier par exemple, les bras de leviers pour la valeur de consigne et la valeur effective - doivent être adaptés en conséquence, La grandeur qui fournit la valeur de consigne p peut d'ailleurs être une E, s pression d'huile ou une grandeur électrique, par exemple.
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De plus, la valeur de consigne pE,s peut être utilisée comme grandeur de départ pour un autre régulateur, par exemple pour le réglage mentionné oi-dessus et visant un débit utile constant. Un exemple d'un tel réglage a été représenté dans la Fig 6b à titre de variante pour la Fig 6. Ioi, la pression de consigne pE,s,est raccordée au système à huile principal par l'entremise d'une membrane et est ou bien ajustée cha- que fois à la main à l'aide de la soupape à commande¯manuelle 16a (ce qui correspondrait au mode de fonctionnement décrit précédemment), lorsque la soupape 16b est fermée, ou bien, la soupape 16b étant ouverte, ladite pres- sion est réglée en tant que grandeur de départ pour un régulateur de débit 15.
Ce dernier est représenté dans la Fig 6b, à titre d'exemple, comme ré- gulateur dépression différentielle raccordé à une boite de mesure 14 interca- lée dans la conduite à air d'utilisation et influencé par la pression diffé- rentielle A p Q qui, de son côté, varie avec le carré du débit utile Qn et en proportion inverse de pE. L'influence de la pression finale pE peut être au besoin compensée par des ressorts antagonistes d'une rigidité convenable, prévus dans le régulateur 15, ou à l'aide d'autres moyens con- nus, de sorte que le réglage dans le diagramme p-Q d'après la Fig 8 s'effec- tue approximativement le long de la verticale q1, en conformité avec la valeur de consigne ajustée Q1. Cette valeur de consigne peut être mise au point en ajustant les ressorts du régulateur 15.
Lorsque le débit Q et donc aussi ,(1 p Q diminue, le régulateur 15 ferme la soupape à huile qui lui est accouplée et élève ainsi la pression d'huile de consigne pE,s'laquelle élève de son côté la vitesse de rotation de consigne,de la manière décrite plus haut.
La Fig 8 représente le fonctionnement d'une soufflante de haut four- neau, par exemple, avec réglage à débit constant le long de la ligne q1.
Les régions de fonctionnement BI, BII et BIII se rapportent à la présente description, comme indiqué par les hachures, tout comme dans la Fig 4.
On supposera d'abord qu'un point de fonctionnement p3 se situe dans la région de fonctionnement BI, sur la caractéristique p-Q correspondant à l'ouverture totale des aubes et à la vitesse de rotation ne. Ce point de fonctionnement correspond à une allure très faible du four, c'est-à-dire, aux grandes sections de passage du four et de sa charge. Lorsque l'allure du four devient plus forte, c'est-à-dire, lorsque les sections de passage se rétrécissent, la pression finale pE devrait être augmentée jusqu'au point P 2 par exemple, le débit Q restant inchangé. Dans ce cas, la pression différentielle ¯ PQ diminue d'abord légèrement.
Par conséquent, le régulateur 15 élève la pression d'huile de consigne pE,s et, simultanément le transformateur de pression de commande-répartiteur 12 élève, sous la gouverne de la pression de consigne pE,s'' la pression p n,s,g pour la mise au point de la vitesse de consigne fondamentale ns,g, par exemple jusque pn,s,g,2 Or, la pression de consigne croissante pE,s' provoque simultané- ment, par l'entremise du régulateur de pression principal 3, une diminution de la pression d'huile de commande pd Pour cette raison, et conformément aux Figs 6 et 7, la pression d'huile d'appoint pz est d'abord élevée à 1'
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intervention du transformateur de pression à inversion 13, de sorte que le régulateur de vitesse 10 est soumis, par l'entremise de sa boîte de réglage 11,
à une influence supplémentaire dans le sens de l'élévation de la vites- se ; or, les aubes 8 sont simultanément et passagèrement ouvertes plus large- ment, ou maintenues totalement ouvertes, par le piston 8a.
Ces mouvements sont de prime abord judicieux, dans le sens visé, étant donné qu'ils accélèrent l'élévation désirée de la vitesse de rota- tion et de la pression effective pE' le réseau de pression étant alors rapi- dement rechargé. Or, après l'élévation de la vitesse de rotation jusqu'à la valeur requise n2, et avec une ouverture totale Ó des aubes, le point d' intersection de la caractéristique n2 du diagramme p-Q avec la ligne de ré- glage Q1 se situerait trop haut, c'est-à-dire , au-dessus du point P 2. Ceci est désormais empêché par le régulateur principal 3, qui élève la pression de commande pd, lorsque la pression pE a suffisamment augmenté.
Ceci a d'a- bord pour effet d'abaisser à nouveau la pression d'appoint pz à l'aide du transformateur de pression à inversion 13 (éventuellement jusque 0), de sorte que la valeur de consigne de la vitesse de rotation n'est plus dé- terminée que par le transformateur de commande-répartiteur 12 et la pres- sion p n,s,g . Toutefois ensuite, lorsque la pression de commande pd augmen- te ,les aubes directrices 8 se ferment partiellement par l'action du piston moteur 8a, jusqu'à ce que la pression correcte p2' requise pour maintenir le débit Q, soit atteinte pour la vitesse n2. Si l'allure du fourneau se durcit davantage, le point de fonctionnement peut se déplacer, par exemple, jusqu'au point p , et même plus haut.
La Fig 8 montre que, à mesure que l'allure du fourneau se durcit et que, par conséquent, la pression pE doit être plus élevée, il faut que la vitesse de rotation s'élève de plus en plus, mais que l'angle a des aubes aille en diminuant d'autant dans la zone bII. Lorsque les sections de passa- ge du fourneau augmentent à nouveau, le processus se déroule en sens inverse, de façon correspondante, Dans le cas d'actions de réglage très rapides, par exemple lorsque la contre-pression baisse rapidement, le débit demeurant in- changé, on peut fermer temporairement les aubes 8 jusqu'à la butée et ouvrir la soupape de décharge 10, ce qui est également judicieux dans le sens de l'obtention de temps de réglage aussi courts que possible.
L'exemple selon la Fig 6b montre d'une façon tout à fait générale la possibilité d'utiliser une autre grandeur en tant que grandeur de réglage principale, en superposant un autre régulateur 15 au régulateur de pression principal 3. La Fig 9 représente une autre possibilité d'utilisation, dans le sens visé, des principes ' de la, présente invention, l'objectif étant supposé le même que celui de la Fig. 6bo Toutefois, contrairement à cette dernière Fig, le régulateur de débit 15 de la Fig 9 n'est pas superposé au régulateur de pression 3, mais est branché facultativement en parallèle, côté huile de commande , par les soupapes à commande manuelle 16a et 16b.
Lorsqu'on effectue le réglage en vue d'obtenir une cession finale pE cons- tante, le réglage est opéré par le régulateur principal 3, la soupape à main 16a étant ouverte, la valeur de consigne de ce régulateur étant dans ce cas mise au point en imprimant une tension initiale à un ressort antagoniste au moyen du volant à main 3a. La boite de réglage 11 pour la vitesse de ro- tation, affectée au régulateur de vitesse 10, possède dans ce cas un piston
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de commande à une seule surface active, sur lanuelle est amenée à agir la pression p n,s pour l'ajustement de.la vitesse de rotation de consigne.
Cette pression d'huile pn,sest commandée de façon connue en soi par la soupape à huile du régulateur de pression principal 3, de sorte que, lorsque la pression finale pE devient trop élevée, la pression pn,s'et donc aussi la vitesse de rotation n, diminuent. A titre de variante, le régulateur de pression 3 peut agir directement, dans le même sens, sur le système de commande à huile p des soupapes à vapeur vive 4, le régulateur de vitesse 10 étant dans ce cas ajùsté comme régulateur de limite supérieure. La tâche fondamentale, qui consiste à affecter dans la zone de fonctionnement BII selon la Fig 5 ou 8, une vitesse de rotation approximativement constante à la pression finale PE du compreseur, est dévolue, dans le système selon la Fig 9, au régulateur de pression-répartiteur 16, ainsi qu'au dispositif tachymétrique 17.
Ce dernier peut être, par exemple une pompe centrifuge ou un peigne tournant dans un anneau d'huile, ou encore, une capsule à huile prévue sur l'arbre du compresseur, ces dispositifs engendrant une pression d'huile pn,réelle' qui varie approximativement comme le carré de la vitesse n,ree e de rotation. Cette pression est par exemple amenée à agir sur la face infé- rieure du piston à huile dans le répartiteur 19, dont la face supérieure, qui présente une surface active convenablement réduite, reçoit, à travers un diaphramme, la pression finale pE du compresseur . Le répartiteur 19 actionne une soupape à huile dans le conduit d'écoulement du système à huile de commandepd.
La pression de commande pd augmente, par exemple, lorsque la vitesse de rotation n et donc la pression d'huile pn,réelle deviennent n,ree e trop petites par rapport à pE. La pression pd, qui croît de la même manière que dans la Fig 6, produit d'abord un mouvement de fermeture des aubes di- rectrices 8 par l'entremise du piston moteur 8a, lesté d'un ressort ( par exemple 0,5 < pd < 2,5 atmo eff.) (zone de fonctionnement B II ); lorsque cette augmentation se poursuit ( par exemple 2,5<pd < 4,5 atm.eff.), la soupape de décharge 6 s'ouvre (zone de fonctionnement BIII).
Il s'ensuit que le répartiteur 19 et la pression pd n'interviennent ici que dans les deux zones de fonctionnement BII et Brrr'leur seuil d'intervention le long de la courbe f dans les Figs 5 et 8 étant déterminé par le fait que la pres- sion d'huile pn,réelle agissant sous le piston à huile du répartiteur 19 n,ree e s'équilibre exactement avec la pression finale pE agissant au-dessus du piston ou de la membrane supérieure.
En graduant convenablement les deux surfaces actives du réparti- teur 19 pour pn,réelle et PE et, au besoin, en modifiant convenablement la n,ree e valeur PE' par exemple à l'aide d'un diaphramme et d'une soupape d'évacua- tion intercalée dans la conduite à impulsions allant à la membrane affectée à la pression finale, on peut faire en sorte que l'affectation de la pres- sion PE à pn,réelle et à la vitesse de rotation n,pour le seuil de sensiE-n, reelle bilité du répartiteur 19, soit ajustée de telle façon que les paires des valeurs de pE et de n affectées mutuellement soient approximativement les mêmes le long de la courbe f que le long de la limite de décharge-vitesse de rotation a ,
pour l'ouverture d'aubes minimum Ó min De telle façon on min
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peut obtenir le même effet de réglage et de commande que dans la Fig 6.
D'autre part, lorsque, dans la zone de fonctionnement BI on opère le régla- ge en vue d'une pression finale p E constante, seule la vitesse de rotation est ajustée par le régulateur de pression principal 3, par l'entremise du piston moteur 11 et du régulateur de vitesse 10 ou par une action directe sur les soupapes de vapeur vive 4. Aussitôt que, par suite d'une diminution du débit consommé et d'une légère augmentation de la pression finale p , la vitesse de rotation a diminué dans une mesure telle que le seuil de sensibilité du répartiteur 19 est atteint, en conformité avec la courbe ajus- tée f, ce répartiteur , agissant désormais comme régulateur de pression lin- mite, commence d'abord à ouvrir les aubes directrices 8 et - si la consom- mation continue à diminuer - à ouvrir la soupape de décharge 6.
Dans ce cas, le répartiteur 19 remplace le régulateur de pression principal 3 ou antici- pe sur l'action de celui-ci, de sorte que ce dernier n'est pas amené à modi- fier la pression pE,sou pE et donc la vitesse de rotation n. Au contraire, cette dernière demeure essentiellement constante dans la zone de fonctionne- ment du répartiteur 16.
Afin d'empêcher une intervention simultanée ou dé- phasée du régulateur de pression 3 et du répartiteur 19 - et donc aussi les fluctuations qui peuvent en résulter - il est indiqué d'établir le régula- teur principal 3 en tant que régulateur à action proportionnelle ou régula- teur à action proportionnelle et intégrale, doté d'un champ d'action propor- tionnelle étendu, et d'établir par contre le régulateur 19 comme régulateur à action intégrale ou à action proportionnelle et intégrale avec un champ d'action proportionnelle moins étendu et des temps de réglage plus courts.
A titre d'alternative au régulateur de pression 3, le régulateur de débit 15 peut être chargé du réglage principal, si l'on ferme la soupape à main 16a et que l'on ouvre la soupape 16b. Le mode de fonctionnement qui en résulte correspond à la description relative aux Figs 6b et 9. La soupa- pe à main 16c de la Fig 9 permet une marche 'avec le seul réglage de la vites- se de rotation, avec une valeur de consigne ajustable.
La description ci-dessus ne donne que quelques exemples des pos- sibilités d'application de l'invention. Lorsque les compresseurs sont ac- tionnés par des moteurs électriques, l'organe de réglage appelé à modifier la vitesse de rotation de la machine motrice peut être une résistance varia- ble, intercalée par exemple dans le circuit du rotor d'un moteur asynchrone ou dans le circuit d'excitation d'un moteur à courant continu. De même, et comme mentionné plus haut, le système hydraulique décrit ici peut être rem- placé en tout ou partie par des systèmes pneumatiques ou électriques.
En particulier, l'invention n'est pas limitée à la possibilité d'ajustement des aubes directrices dans la seconde région de fonctionnement, mais couvre également la possibilité d'un ajustement complémentaire éventuel des aubes mobiles, principalement dans les compresseurs axiaux.
**ATTENTION** fin du champ DESC peut contenir debut de CLMS **.
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The behavior of the turbo-compressors during operation can be characterized, according to Fig. 1 of the appended drawings, by curves where the pressure p is represented as a function of the flow rate Q, each time for a
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constant speed nl, n2, n3 ..... The flow only shows a constant rate up to the limit curve b; for example, for n = const., up to the pumping limit point B2. Curve b combines the pumping limit points B of all the characteristics n = const. and will be designated herein by the expression "pumping limit-speed of rotation".
To the left of b, at point P for example, a constant flow is not
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possible only when at least the difference Qb between the consumed flow rate Q v and the limiting flow rate Q is discharged by a relief or relief valve, either directly or via an expansion turbine.
In practice, and in order to achieve a stable walk, the start of the discharge
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ge must already be started for a slightly higher flow rate Q Q, that is to say, appreciably at point A2, and one must let escape a slightly higher quantity Q. Li curve a connects the points A marking the start of the discharge in all the characteristics n = const. and will be referred to herein as "rotational speed discharge limit". To minimize the power input, this curve should pass as close as possible to curve b, to the right of it.
In the description which follows, the curve a is used to designate in general the limit of sensitivity for the intervention of an adjustment called to prevent pumping for variable rotational speeds.
The pumping limit-rotational speed b-and in the stable flow region - can be shifted to the left, that is, in the direction of lower limit flow rates, by changing the position of the guide vanes on the inlet side or the discharge side of the movable wheels.
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When the angle of the blades is reduced, for example from cx to (X or to (xii the characteristics n 1 to n3 move respectively up to ni n2 ', n3 .... or ni -1 n2rr ..... with, as the pumping limit curves b 'and bd according to line 2. It follows that here the curves b = b max b' and b "constitute the limits of i ..: y,: -speed of rotation for a position each time constant of the blades, that is to say, respectively a or (XI or ex'r, whereas the curves cl, c2 and c3 represent the pumping limits for the speeds of rotation, each time constant, that is to say n 1 = nI '= nl "... or n2 n2' = n2" ..., or n3 = n3 ', but for variable vane positions (pumping limits-guide vanes).
When the turbo-compressor according to Fig. 1 operates with constant - total for example - opening of the blades and at a variable rotational speed n, the following adjustment possibilities are usually considered, among others, according to the Fig 3 for example;
1) Adjustment for a constant final pressure of compressor 2:
2) Adjustment for constant flow.
Adjustment at constant final pressure is more frequent. Here, a final pressure regulator 3 acts on the control valves 4 of the turbine 1 in such a way that, when the consumption decreases - the pressure
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discharge or final then having a tendency to increase - the steam valve 4 is throttled, this yes reduces the speed of rotation to the extent required. The influence of the pressure regulator 3 on the valve 4 can be obtained either by direct action or by adjusting the set value of the speed regulator. In this case, the adjustment takes place for example along line p in fig 1.
When the consumption has further decreased, the operating point reaches the discharge limit curve a, the over discharge regulator 5 starts to open the discharge valve 6 at point AA. The regulator 5 acts in this case as a limit flow regulator, on the basis of the measurement of the total flow.
In the operating zone located to the left of curve a and in which the relief valve intervenes, the speed of rotation is constant when the final pressure is constant. When the final pressure p is essentially always the same during the ride, it suffices to set the discharge regulator for a limiting volume Qa. On the other hand when the final pressure p must vary, within wide limits, during the ride , for example between p1 and p2, the set value of the limit flow regulator 5 must be adjusted as a function of the pressure, according to the curve a, so that, for a lower final pressure, the limit flow regulator operating threshold moves to a lower flow rate.
This adjustment of the setpoint, as a function of the pressure, is symbolized in Fig. 3 by a line of influence going from another measuring mechanism 7, sensitive to the final pressure, to the pulse line provided between the regulator 5 and the valve 6. The "plus" sign means that, when the final pressure increases, the setpoint of the regulator 5 increases, while it decreases when the final pressure decreases. This adjustment of the setpoint value of the limit flow regulator 5, by the final pressure, can be carried out mechanically, hydraulically, pneumatically or electrically.
It can also be obtained, within certain limits, in a simple way which consists in connecting the disproportionate flow system 7 for the regulator 5 not to the suction side, but to the discharge side of the compressor, or else, to a point located in upstream of the discharge valve 6 connection. In this case, the curve a for the operating threshold of the regulator 5 appears in the pQ diagram roughly like a quadratic parabola passing through the origin; it is true that it is not perfectly equidistant with respect to the delimited pumping curve b, but only with a sufficient approximation, that in a sufficiently wide operating zone.
It is also known to regulate the relief valve by a combination of final pressure pulses and rotational speed, for example as a function of the final pressure at the primary level, the arrangement being such that the set value of the limit pressure, at which the valve 6 begins to open, is adjusted as a function of the rotational speed of the compressor, higher limit pressures corresponding to higher rotational speeds.
In the case of variable speed turbo-compressors comprising orientable guide vanes, it was common to date to modify the position of these vanes only by hand and according to the flow rate and the final pressure considered, for example according to service instructions in the form of tables or curves o This method is possible and admissible when the operating zone generally varies only within relatively narrow limits, whereas variations within wide limits occur either only during periods forecast
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wheat - for example at night at noon or during the changing of the teams - or in the event, also foreseeable, of a switching on or off of one or more large consumers,
for example, blast furnaces, chemical or physical apparatus, etc ... When the compressor blades are adjusted by hand, it is necessary, or at least useful, as far as the pumping limit curve b is moved to b 'or b ", the sensitivity limits a' and a" for the discharge adjustment are also moved in the direction of a lower limit flow so that the discharge valve invariably opens at the time it is appropriate whenever one drops in an unpredictable way below the considered pumping-speed limit b 'or b ".
This adjustment of the set point value of the discharge regulator 5, depending on the position of the vanes, is indicated in Fig. 3 by another line of pulses which goes from the device 8 of the blades to the pulse line. aliant from the limit flow regulator 5 to the relief valve 6.
This naturally suggests the possibility of establishing an automatic control for the orientable blades of the compressor, slaved to the flow consumed and carried out in such a way that, the final pressure being constant, each flow is assigned a determined blade position Ó, position where pumping is still avoided with certainty.
In this regard it should be noted that, according to Figs 2 and 4, the pumping-vane limits c fall back to the left, for a speed of rotation each time constant, that is to say, a decreasing flow corresponds lower limit pressure.
When it is ensured that the vanes are always open as widely as possible, that is to say, that their closing movement always starts only a short time before the pumping limits are reached, we obtain, for a speed of rotation each time constant, but with variable blade openings, the blade opening limits d1, d2, d3, which should be situated, below the pumping limits of vanes c1, c2, c3, as close to clles as possible, that is to say, should also fall to the left.
In this case, and just as shown in Fig 2, we obtain control curves a max, a ', a "until amin, each time for a constant blade opening and a variable speed of rotation, curves which follow d 'as close as possible to the pumping limit-speed curves b, b', b "to b .. max min However, the slope of the curves d implies, for a constant final pressure, for example, an increase in the speed of rotation when the flow rate decreases in the operating zone with choked vanes.
In Fig 4, the curve c1 shows the shape of the speed of rotation n when, the final pressure p1, being constant, the directional vanes are adjusted, according to the flow for example, and this, each time immediately. before the pumping limit is reached, that is to say are controlled so that each flow is assigned a position of the vanes Ó ', Ó ", .... according to the intersection of the line p = oonst.with the control curves a ', a "until a. min.
In reality, attempts have already been made to apply only such a control of the blades as a function of the flow rate. The invention is based, among other things, on the observation that such a control cannot operate in such a manner.
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satisfactory, because it is in principle unstable. Indeed, when, as shown in Fig 4, the consumption in the network, the final pressure being p1 for example, corresponds to the point p, for an opening of blades Ó, a slight decrease in the flow rate would automatically lead to an iron movement. - meture of the moving blades and therefore a displacement of the characteristic, for example from a 'to Ó ".
However, - and this is essential - and given that due to the accumulating power of the delivery network, the pressure p1 is momentarily constant, - this closing movement of the blades would temporarily lead to a further reduction in the flow rate and, by Consequently, a new impulse in the direction of] a closing of the blades, until these close completely, if possible. Conversely, a slight increase in consumption at point p would result in the emission of an unstable pulse by the flow-dependent control, until the blades are fully open. It is true that the control process can be stabilized by using interrupted pulses or by applying a particularly long closing time of the blades compared to the time constant of the network.
However, when, in this case, the consumption of the network undergoes the rapid and significant fluctuations, the operation of the vanes can under certain conditions be carried out too late, so that the relief valve should always open temporarily. on this occasion, this under the control of the flow rate, the final pressure and the position of the blades. This is difficult and complicated. On the other hand, an automatic adjustment of the blades is precisely desirable in particular when, for operational reasons, consumption varies unpredictably and within wide limits, both in magnitude and in direction, so that it does not vary. would not be possible to achieve a satisfactory manual control capable of timely intervention; moreover, such an order would even be uneconomic.
This applies all the more so when, as a result of operating conditions, rapid fluctuations within wide limits characterize not only the flow rate, but also the setpoint of the final pressure, as for example in blowers for steelworks. , in particular when several converters are in use and their blowing periods vary independently of each other, in the sense that they sometimes overlap and sometimes they take turns.
The present invention aims at satisfactorily solving the problem which consists in operating conditions subject to. rapid fluctuations - to adapt as quickly as possible, and within very wide limits, the pressure and the flow rate to the consumption, by a combined and automatic adjustment of the speed of rotation and of the angle of the blades, while avoiding pumping shots. The fundamental principle of the invention lies in the fact that the field of action of the compressor is subdivided into three main regions or zones, which are distinguished from each other by the following peculiarities, according to Fig 5:
I) Work zone BI where the adjustment concerns only the speed of rotation, with full opening of the blades, this zone being located to the right of curve f.
In this zone, and in the case of a turbine control for example, the only adjustment member actuated with a view to adapting the pressure to the flow rate is the steam inlet valve 4. According to the invention, this operating zone, which can be adjusted by the speed of rotation alone, does not extend up to the pumping limit-speed of rotation b max for full opening of the blades, but only up to a limit curve f located to the right of a max and whose role will be explained below.
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II) The work zone BII with adjustment only by s blades, this zone being located between the curves f and the pumping-speed limit of rotation b. or a.
, which corresponds to the smallest opening
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min min aunt Ó of the dawn. min
In this zone, the compressor operates, according to the invention, with a speed of rotation which is more or less constant for each final pressure, while the system for adjusting the blades as a function of the pressure represents the sole control member. regulation actuated in order to adapt the pressure to the momentary use of the flow.
III) The work area BIII where the relief valve intervenes
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ge 6, this zone being located to the left with respect to the lowest limit curve bzz or the discharge limit curve a ..
In this zone, the position of the vanes is constant = Ó min, the speed of rotation assigned to the final pressure being constant and the adaptation of the compressor to the flow demand being ensured by the actuation, governed by the pressure, of the relief valve 6.
The limit curve f which marks the passage between the adjustment by the
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only adjustment of the speed of rotation (B i) and the adjustment by adjustment of the blades (EII) is determined, at point D for example, on the characteristic pQ relating to the total opening of the blades and assigned to a determined speed of rotation nl, n 2e or n3, by the pressure at which the blade opening limits dl 'd 2 d3 at the speed of rotation considered cut off the discharge limit a. for the minimum blade opening, for example at point A, Fig 5.
Thanks to this principle of the field of action subdivided into regulation by the speed of rotation, regulation by the blades and regulation by the discharge, with. each time, a single adjustment member is obtained, a precise and rapid operation of the adjustment, without the various adjustment members interfering with each other.
Figs 6 to 9 show examples for the practical application of this principle.
FIG. 6 shows the adjustment of a turbo-compressor 2 controlled by a steam turbine 1 and intended for an installation of converters of a steelworks. In this case, the task of the adjustment consists in adjusting the final pressure pE in a wind pipe for three converters for example
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according to a reference pressure PE, s' the latter being determined from the platform of the converters. Here, the decisive setpoint pressure will be represented by the highest of the three setpoint pressures to be set.
This can be obtained for example by connecting, to an auxiliary pressure line, at constant air pressure pHi, through the
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three diaphragms B to Bu three hand valves H1..0. whose actuation on the converter platform makes it possible to adjust the setpoint pressure required for each of the 'three converters, this adjustment being able to be read on the Mo manometers. Thanks to the three check valves R1, we obtain that only the pressure highest setpoint
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of the three adjusted setpoint pressures prevail in the pipe p9s
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This set pressure is applied for example to one face of the membrane of the main pressure regulator 3, the opposite face of this membrane being subjected to the actual final pressure pE.
The regulator 3 operates an oil valve which regulates the control oil pressure pd, as is known per se, in such a way that this
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pressure decreases according to Fig. 7 when the adjustment deviation p- - pE increases, or, in general, when the final pressure decreases o La
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control pressure pd acts as shown in Figs 6 and 7 - where it was first assumed that the regulator 3 was proportional action - by scaling the following control elements which correspond to
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operating zones BI to BIII 'exposed above.
I - A reversing pressure transformer 13 which controls, by means of a piston ballasted with a spring, a control valve 13a, which, when the control pressure pd increases (for example, for
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0 pd 1.5 atm. eff.), lowers the make-up oil pressure pz (for example, from 5 atm. eff. to 0 atm. effo) (operating zone BI);
II - A piston 8a ballasted with a spring and intended for the operating system 8 of the compressor blades.
When the pilot oil pressure Pd rises further (for example, 1.5 <. Pd <3 atmo effo) the piston 8a moves (with the interposition of a power multiplier, not shown) the vanes towards the closed position, to the smallest degree
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opening oc min '(operating zone B #);
III - The relief valve 6, the lifting of which h6 increases from the closing pressure, when the control pressure p9d continues to rise (for example 3.0 <pd <4.5 atm. Effa) (zone Operating
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BIrr);
The inlet of live steam to the turbine is regulated by actuating the live steam valve 4 by hydraulic fluid and exits from the speed regulator 10 which, as the speed increases, lowers the oil pressure by control p, as is known per se, by opening the oil discharge orifice provided downstream of a diaphragm. The nominal value of 11 rotational speed can be changed, as is known per se, using an adjustment box, the arrangement being such that an approximately constant speed corresponds to each position of the box 11.
According to the invention, the boot 11 is provided with a differential piston which has two active surfaces on which two oil pressures act separately, against the power of the an-
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tagonist, namely, the oil pressure p n $ s, g for the initial adjustment of the setpoint of the speed n and in addition, the makeup oil pressure pz.
The pressure p n, s, g is adjusted using a pressure-distributor transformer so that a fundamental setpoint speed
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determined ns, g is assigned to each setpoint p Eeso for as long as the makeup oil pressure pz = 00 This assignment is made using the control pressure transformer 12 and the spring provided under gearbox 11, taking into account the lift characteristic of the regulator
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speed tor 10, the arrangement being such that, considering Fig 5
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for example,
a pressure pE'a = p1 is precisely affected by substan- tially the fundamental setpoint speed n1 at which - for the minimum degree of opening Ó min of the blades - the pressure p1 can still be reached min just with the certainty of an absence of pumping. This is for example the case at point A in FIG. 5, which is located in the immediate vicinity of the intersection of the pumping limit-rotational speed b min or at the intersection of the curve a. of the smallest degree of opening Ó min of the blades, with min min the line p1 = oonst.
The makeup oil pressure p, which acts on the other active surface of the box 11, is lowered, as described under I, in the reversing pressure transformer 13, for example by 5 atm. eff. at about 0 atm. eff., this when the control pressure pd increases simultaneously, for example from 0 to 1.5 atm. eff.
The device according to the invention now operates as follows: When all three converters are working at full speed, the compressor operates at point C, fig. 5, with full opening Ó of the guide vanes and a maximum rotation speed n max> n1, which can be adjusted by limiting the downward stroke of the adjustment box 11. In this case, pd # 0, pz # pmax (zone BI ).
When a converter is stopped or moderated, the setpoint pressure PE, remaining however constant, the rise, initially not very important, of the real pressure pE is accompanied by a increase in the oil pressure pd, with the intervention of the depression regulator 3, from the value 0 (Figs 6 and 7). ¯ As a result, the reversing pressure transformer 13 reduces the pressure pz, and the box 11 moves in the direction of a decrease in the speed of rotation, until the moment when, when pz = 0, the speed fundamental setpoint (for example ns, g, = nI) is reached (see point D, Fig 5).
The fundamental setpoint speed is adjusted by the pressure pn, s, g, which acts on the other active surface of the box 11 and which is itself governed, as explained above, through the pressure transformer. distributor 12 by the adjusted setpoint pressure pE, s When, as a result of moderation or shutdown of the second converter, the air consumption decreases further, while the setpoint pressure pE, s remains constant, the motor piston 8a, the spring of which is subjected to an appropriate initial tension - reduced, under the influence of the control pressure pd> 1.5 atm.
eff., which increases with the final pressure pE 'the opening angle of the guide vanes 8, from the maximum value max that to the extent necessary to maintain the final pressure pE (operating zone BII).
In the limiting case, the vanes are moved not fully, but only up to a minimum value Ómin, which can be determined by limiting the stroke of piston 8a for example. This value is reached, for example, at point "A" "'according to Fig. 5. When the air consumption
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having fallen further, the final pressure pE- and therefore also the pilot oil pressure pd- undergoes a further increase (for example, pd> 3.0 atm. eff., operating zone BIII), the relief valve 6 opens, taking into account the initial tension and the spring characteristic of its driving piston.
Stroke h6 reaches its maximum value when pmax 4.5 atm. eff., for example, When the valve 6 is dimensioned in such a way that in the full lift position - the pressure being p1 - it allows at least the flow rate from point A to pass, the installation can operate at full pressure pE, with automatic suppression of pumping, up to 0 air consumption.
Even if the setpoint pE, s is changed (so far assumed constant), the above setting works correctly in the direction shown.
When this value is suddenly reduced from the converter platform, for example, the first result is a too high real pressure pE; The regulator 3 then increases the pressure pd 'and the speed of rotation goes down to the value n-, assigned to the new value pE, s2. It may happen temporarily on this occasion that the vanes 8 close and the relief valve 6 opens, which is convenient, in the direction indicated, ensuring a rapid decrease in p.
When the new setpoint pressure PE, s2 is reached in the network, the valve 6 closes and the vanes 8 open and, possibly, the speed of rotation rises slightly, when the new operating point is located in the BI operating area. Conversely, if the setpoint pressure pE, s increases rapidly, the speed of rotation increases sharply in a transient manner, possibly up to the limit value nmax,, with, simultaneously, maximum opening of the blades. Thus, the network is very quickly recharged up to the increased set pressure, the adjustment time being kept at a correspondingly reduced value.
It has been observed that this adjustment - the detailed execution of which can be varied at will, for example by replacing the hydraulic control means by pneumatic or electric means - makes it possible to perfectly fulfill the conditions aiming at a functioning free of pumping, while the air consumption and the set pressure vary very quickly.
According to another characteristic of the invention, it is possible to obtain that in the region BIII- where, in accordance with what has been explained so far, the guide vanes are, in substance, the only ones used as a variable-position organ, for adjustment - the speed of rotation is no longer kept exactly constant at the value of the fundamental reference speed ns, g.
To a small extent, the rotational speed increases anyway - even when locking the rotational speed baffle box 11 - as the air consumption decreases, this is perceived as this decrease is accompanied by. less power absorption. Since speed control is usually established as a proportional-acting governor, the speed of rotation increases, following a
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decrease in load, taking into account the degree of non-uniformity of the speed governor 10.
This objective must be pursued, considering the fact, mentioned above, namely that, in Figs 2, 4 and 5, the pump-blade limits c1, c2 and c3 'for rotational speeds n1' n2 and n3 each time constant, go down to the left. It is therefore indicated that, in the zone BII of the adjustment of the blades, the speed of rotation is slightly increased, as the flow rate decreases.
In addition, in this operating zone a still further correction pulse can be applied to the speed of rotation, which would consist, for example, in ensuring that, from a certain angle Ó "- taking into account a control pressure pd "assigned to it - the subsequent closing movement of the blades is accompanied by a further increase in the speed of rotation.
This can be achieved, for example, as shown in Fig 6, by combining with the control pressure transformer 13, in addition to the normal discharge valve 13a, of which 1 working edge opens as that the control pressure pd increases, a second discharge valve 13b, which is located upstream or downstream of the valve 13a and whose working edge intervenes, when the adjustable pressure pd "is exceeded, so as to stop the flow of oil out of the make-up pressure system p, in accordance with an angle of z opening of vanes Ó ", so that said ridge determines a further rise in pressure in question and the speed of rotation.
Thanks to the adjustable limitation system 13c of the upstroke of the pressure transformer 13, it is possible to obtain that this increase in the speed of rotation only occurs in a partial sector of the operating zone BII and that it ceases after switching to the Brrr operating zone. Thanks to this additional increase in the speed of rotation in the region of the small blade openings, it is possible to obtain a new displacement of the operating range Brrr ', which concerns the vane adjustment, to the left (Fig. 5). which improves the economy. It is then possible to assign a setpoint pressure p1, which is higher at the speed of rotation n1 for example, which in turn makes it possible to improve the efficiency in the region of the large and medium blade openings.
This additional effect on the speed of rotation in the area of small blade openings can also be obtained in another way, for example by means of a special control valve, provided with a ballasted oil piston. spring, valve which, under the control of the control oil pressure pd, acts on the make-up oil pressure pz or on the oil pressure pn, s, g, in the operating region described above , in the direction of increasing the speed of rotation.
In addition, the final pressure setpoint pE, s can
E, s be of another order of magnitude than the nominal pressure pE. In that case,
E the active surfaces of regulator 3 - or alternatively, when using steel tube regulators, for example, the lever arms for the setpoint and the actual value - must be adapted accordingly. provides the setpoint value p can moreover be an E, s oil pressure or an electrical quantity, for example.
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In addition, the setpoint pE, s can be used as a starting variable for another regulator, for example for the aforementioned regulation aimed at a constant flow rate. An example of such a setting has been shown in Fig 6b as an alternative to Fig 6. Ioi, the set pressure pE, s, is connected to the main oil system through a diaphragm and is either adjusted each time by hand using the manual control valve 16a (which would correspond to the operating mode described above), when the valve 16b is closed, or else, the valve 16b being open, said pressure is set as a starting variable for a flow regulator 15.
The latter is shown in Fig 6b, by way of example, as a differential vacuum regulator connected to a measuring box 14 interposed in the use air pipe and influenced by the differential pressure A p Q which, for its part, varies with the square of the useful flow Qn and in inverse proportion to pE. The influence of the final pressure pE can be compensated if necessary by counter springs of suitable stiffness, provided in the regulator 15, or by other known means, so that the adjustment in the diagram pQ according to Fig. 8 takes place approximately along the vertical q1, in accordance with the adjusted setpoint Q1. This setpoint can be adjusted by adjusting the springs of the regulator 15.
When the flow Q and therefore also (1 p Q decreases, the regulator 15 closes the oil valve which is coupled to it and thus increases the set oil pressure pE, which in turn increases the speed of rotation of setpoint, as described above.
Fig. 8 shows the operation of a blower for a blower, for example, with constant flow control along line q1.
The regions of operation BI, BII and BIII relate to the present description, as indicated by the hatching, just as in Fig 4.
It will first be assumed that an operating point p3 is located in the operating region BI, on the characteristic p-Q corresponding to the total opening of the blades and to the speed of rotation ne. This operating point corresponds to a very low rate of the furnace, that is to say, to the large passage sections of the furnace and its load. When the rate of the furnace becomes stronger, that is to say, when the passage sections become narrower, the final pressure pE should be increased up to point P 2 for example, the flow rate Q remaining unchanged. In this case, the differential pressure ¯ PQ first decreases slightly.
Consequently, the regulator 15 increases the set oil pressure pE, s and, simultaneously, the control pressure transformer-distributor 12, under the control of the set pressure pE, s '' the pressure pn, s, g for setting the fundamental setpoint speed ns, g, for example up to pn, s, g, 2 However, the increasing setpoint pressure pE, is triggered simultaneously, via the pressure regulator main 3, a decrease in the control oil pressure pd For this reason, and in accordance with Figs 6 and 7, the make-up oil pressure pz is first raised to 1 '
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intervention of the reversing pressure transformer 13, so that the speed regulator 10 is subjected, through its adjustment box 11,
to an additional influence in the direction of the increase in speed; now, the vanes 8 are simultaneously and temporarily open more widely, or kept fully open, by the piston 8a.
These movements are initially judicious, in the direction intended, given that they accelerate the desired rise in the rotational speed and the effective pressure pE ', the pressure network then being rapidly recharged. Now, after increasing the speed of rotation to the required value n2, and with a total opening Ó of the blades, the point of intersection of the characteristic n2 of the diagram pQ with the adjustment line Q1 would be situated too high, that is, above point P 2. This is now prevented by the main regulator 3, which raises the control pressure pd, when the pressure pE has increased sufficiently.
This first has the effect of reducing the back-up pressure pz again with the aid of the reversing pressure transformer 13 (possibly down to 0), so that the setpoint value for the speed n 'is more determined than by the control-distributor transformer 12 and the pressure pn, s, g. However, then, when the control pressure pd increases, the guide vanes 8 partially close by the action of the driving piston 8a, until the correct pressure p2 'required to maintain the flow rate Q is reached for the operation. speed n2. If the rate of the furnace hardens further, the operating point may move, for example, to point p, and even higher.
Fig 8 shows that as the rate of the furnace hardens and therefore the pressure pE must be higher, the speed of rotation must increase more and more, but the angle a vanes go decreasing correspondingly in zone bII. When the passage sections of the furnace increase again, the process proceeds in the opposite direction, correspondingly. In the case of very rapid adjustment actions, for example when the back pressure decreases rapidly, the flow rate remaining in - changed, it is possible to temporarily close the vanes 8 up to the stop and open the discharge valve 10, which is also judicious in the sense of obtaining adjustment times as short as possible.
The example according to Fig. 6b shows in a quite general way the possibility of using another quantity as the main control variable, by superimposing another regulator 15 on the main pressure regulator 3. Fig 9 shows a another possibility of using, in the sense intended, the principles of the present invention, the objective being assumed to be the same as that of FIG. 6bo However, unlike the latter Fig, the flow regulator 15 of Fig 9 is not superimposed on the pressure regulator 3, but is optionally connected in parallel, on the pilot oil side, by the manually operated valves 16a and 16b .
When the adjustment is carried out with a view to obtaining a final constant pE transfer, the adjustment is carried out by the main regulator 3, the hand valve 16a being open, the setpoint value of this regulator being in this case set. point by applying an initial tension to an antagonist spring by means of the handwheel 3a. The adjustment box 11 for the rotational speed, assigned to the speed regulator 10, has in this case a piston
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control with a single active surface, on the hand the pressure p n, s is brought to act for the adjustment of the setpoint speed of rotation.
This oil pressure pn, is controlled in a manner known per se by the oil valve of the main pressure regulator 3, so that, when the final pressure pE becomes too high, the pressure pn, and therefore also the speed of rotation n, decrease. As a variant, the pressure regulator 3 can act directly, in the same direction, on the oil control system p of the live steam valves 4, the speed regulator 10 being in this case added as the upper limit regulator. The fundamental task, which consists in assigning in the operating zone BII according to Fig 5 or 8, an approximately constant speed of rotation to the final pressure PE of the compressor, is devolved, in the system according to Fig 9, to the pressure regulator -distributor 16, as well as to the tachometric device 17.
The latter can be, for example a centrifugal pump or a comb rotating in an oil ring, or even an oil capsule provided on the compressor shaft, these devices generating an actual oil pressure pn which varies. approximately as the square of the speed n, ree e of rotation. This pressure is for example caused to act on the lower face of the oil piston in the distributor 19, the upper face of which, which has a suitably reduced active surface, receives, through a diaphram, the final pressure pE of the compressor. The distributor 19 actuates an oil valve in the flow line of the control oil system pd.
The control pressure pd increases, for example, when the rotational speed n and therefore the actual oil pressure pn, become n, ree e too small compared to pE. The pressure pd, which increases in the same way as in Fig. 6, first produces a closing movement of the guide vanes 8 by means of the driving piston 8a, ballasted with a spring (for example 0.5 <pd <2.5 atmo rms) (operating zone B II); when this increase continues (for example 2.5 <pd <4.5 atm.eff.), the relief valve 6 opens (operating zone BIII).
It follows that the distributor 19 and the pressure pd intervene here only in the two operating zones BII and Brrr 'their intervention threshold along the curve f in Figs 5 and 8 being determined by the fact that the actual oil pressure pn, acting under the oil piston of the distributor 19 n, ree e balances exactly with the final pressure pE acting above the piston or upper diaphragm.
By suitably graduating the two active surfaces of distributor 19 for pn, real and PE and, if necessary, by suitably modifying the n, ree e value PE ', for example using a diaphram and a valve d 'evacuation interposed in the impulse line going to the membrane assigned to the final pressure, it is possible to ensure that the assignment of the pressure PE to pn, actual and at the speed of rotation n, for the threshold of sensiE-n, the real reliability of the distributor 19, is adjusted so that the pairs of mutually affected pE and n values are approximately the same along the f curve as along the discharge-speed limit at ,
for minimum blade opening Ó min In such a way we min
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can achieve the same effect of adjustment and control as in Fig 6.
On the other hand, when, in the operating zone BI, the adjustment is made with a view to a constant final pressure p E, only the speed of rotation is adjusted by the main pressure regulator 3, through the engine piston 11 and speed regulator 10 or by direct action on the live steam valves 4. As soon as, following a reduction in the flow rate consumed and a slight increase in the final pressure p, the speed of rotation has decreased to such an extent that the sensitivity threshold of the distributor 19 is reached, in accordance with the adjusted curve f, this distributor, now acting as a limit pressure regulator, first begins to open the guide vanes 8 and - if the consumption continues to decrease - to open the relief valve 6.
In this case, the distributor 19 replaces the main pressure regulator 3 or earlier on the action of the latter, so that the latter is not caused to modify the pressure pE, sou pE and therefore the pressure. speed of rotation n. On the contrary, the latter remains essentially constant in the operating zone of the distributor 16.
In order to prevent simultaneous or phased intervention of the pressure regulator 3 and the distributor 19 - and therefore also the fluctuations which may result from it - it is advisable to set up the main regulator 3 as a proportional regulator. or regulator with proportional and integral action, endowed with a wide proportional field of action, and on the other hand to establish regulator 19 as a regulator with integral action or with proportional and integral action with a field of proportional action less extensive and shorter set-up times.
As an alternative to the pressure regulator 3, the flow regulator 15 can be charged with the main control, if the hand valve 16a is closed and the valve 16b is opened. The resulting operating mode corresponds to the description relating to Figs 6b and 9. The hand valve 16c of Fig 9 allows operation with the sole adjustment of the speed of rotation, with a setpoint value. adjustable.
The above description gives only a few examples of the possibilities of application of the invention. When the compressors are actuated by electric motors, the regulating device called upon to modify the speed of rotation of the driving machine can be a variable resistor, interposed for example in the circuit of the rotor of an asynchronous motor or in the excitation circuit of a direct current motor. Likewise, and as mentioned above, the hydraulic system described here can be replaced in whole or in part by pneumatic or electrical systems.
In particular, the invention is not limited to the possibility of adjusting the guide vanes in the second operating region, but also covers the possibility of a possible complementary adjustment of the mobile vanes, mainly in axial compressors.
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