1 

 

Thinking Outside the Bottle! 

The Use of Performance Augmentation Networks to Increase Compressor Efficiency 

2011 GMRC Gas Machinery Conference – Nashville, TN – October 3‐5, 2011 

 W. Norman Shade, PE, ACI Services Inc. 

Glen F. Chatfield, OPTIMUM Power Technology 

 

ABSTRACT  Intake  and  exhaust manifold  systems  are  integral  parts  of modern  high‐performance  reciprocating engines, enabling major increases in efficiency, specific power output and emissions control. In contrast, the  intake  (suction)  and  exhaust  (discharge)  systems  of  compressors  are  generally  an  after‐thought having the primary purpose of reducing pressure pulsations to tolerable levels. Compressor “manifold” systems  reduce  pulsations  by  adding  damping  that  causes  pressure  losses,  reducing  the  overall compression  system efficiency.  Improperly designed pulsation  control  systems  increase  the adiabatic horsepower required from the compressor cylinders, especially on higher speed compressors.   Research over  the  last  five years has explored  the development of compressor suction and discharge systems  that  reduce  system  pressure  losses,  while  simultaneously  augmenting  and  increasing  the compressor  efficiency  and  specific  flow  output.  Previous  GMC  papers  have  reported  the  results  of computer  simulation  studies,  lab  testing,  and  field  testing  of  reciprocating  compressors with  tuned performance  augmentation  networks  (PANTM).  Simulations  and  actual  tests  confirmed  that  properly configured PANs were effective  in  controlling  compressor pulsations with  very  little  system pressure loss.  Field  testing,  in  cooperation with El Paso Corporation,  further  confirmed  that pulsation bottles, choke‐tubes  and  orifices  could  be  successfully  eliminated  from  reciprocating  compressor  systems, replaced by PANs  that demonstrated  excellent pulsation  control,  acceptable  vibration,  and  60  to  80 percent less system pressure loss on low ratio, variable speed pipeline applications.   While earlier papers reported PAN developments that utilized a combination of wye‐branches and delay loops  to  control pulsations with  reduced  system pressure  losses,  this paper  focuses on more  recent research  with  advanced  compressor  manifold  systems  that  (similar  to  modern  high‐performance engines)  tune  the  entire  compressor  system  to  increase  the  suction  pressure  when  the  cylinder’s suction valves are open and  reduce  the discharge pressure when  the discharge valves are open. This provides  a major  breakthrough  that  reduces  the  required  adiabatic  horsepower  by  as much  as  15 percent,  in  addition  to  eliminating  more  than  90  percent  of  the  typical  pulsation  control  system pressure losses. For low compression ratio applications, the combined horsepower reductions with PAN systems can reach 30 percent compared with conventional bottle/choke‐tube/orifice systems.   In addition to briefly recapping the evolution of this technology, this paper describes in detail the PAN design,  simulation,  predicted  performance  and  retrofit  process  for  a  6‐throw,  8000 HP,  single  stage compressor on a major pipeline. Snapshots of computer simulations are used to demonstrate how the technology  is applied, and the advanced design processes for optimizing the performance of an entire compression system over a wide range of speed, pressure and unloading conditions.   

2 

INTRODUCTION 

Previous  papers  and  articles  have  discussed  the  many  problems  that  are  commonplace  when conventional pulsation attenuation bottle systems are installed on high‐speed (>600 rpm) reciprocating compressors [1, 2, 3].  GMC papers in 2007 [4], 2008 [5] and 2009 [6] tracked the development of a new technology  for  controlling  compressor  pulsations  and  eliminating  system  pressure  losses  from  initial computer  simulations,  to  successful  lab  testing,  through  high‐pressure  proof  of  concept  validation testing at a field installation.   Recent  developments  have  focused  on  single‐stage,  multi‐throw  (4  or  6)  high‐speed  pipeline compressor systems, where pulsation control, reducing system pressure losses and improving efficiency are particularly  challenging problems.  These  compressor  configurations  lend  themselves  to  excellent pulsation  control,  near  zero  pressure  drop  losses  and  significantly  improved  adiabatic  pumping efficiency using only a PAN network of pipes and junctions, with no bottles, choke tubes, orifice plates or even PAN  tuned  loops. PAN  technology makes  intelligent  and  innovative use of pipes, manifolds, junctions and tuned loops, in that order, to improve the performance of reciprocating gas compressors. OPTIMUM’s Virtual Pumping Station simulation and design software was used to predict and compare the  pulsation,  pressure  losses  and  operating  efficiency  of  specific  PAN  and  bottle  pulsation  control systems.  With  ongoing  support  from  the  El  Paso  Corporation,  the  authors’  companies  have  collaborated  to design a new variable speed and variable  load PAN  for a  large 6‐throw compressor. The most  recent reports  [7, 8] documented  the successful use of a wye‐junction and  tuned  loops  to cancel pulsations without the pressure drop created by traditional pulsation bottles, choke tubes, baffles and orifices. In this  paper,  the  simulated  pulsation  attenuation  and  pressure  loss  performance  characteristics  of  a complete performance augmentation network (PAN) are compared in detail to a conventional complex bottle system for a specific 6‐throw, single‐stage compressor.   Further development of the PAN technology has demonstrated the effectiveness of tuning the suction and  discharge  piping  of  reciprocating  compressors  for  improved  adiabatic  pumping  efficiency.  This paper  introduces  and  explains  the  theory behind  this  concept,  and  the  simulated  volume  flow  rate, power consumption and efficiency (BHP/MMSCFD) of the PAN are compared to a typical bottle system. Simulated pressure  vs.  volume  (P‐V) diagrams  and  crank  angle based  flange pressure  traces provide insight into why bottle systems degrade pumping efficiency. Further simulations show how PAN systems can be tuned to enhance pumping efficiency far beyond the previously reported demonstrated benefit of eliminating essentially all the pressure losses in the system piping.   6‐THROW COMPRESSOR STUDIES  Three  compressor  applications  have  been  studied  extensively.  The  first  was  an  existing  720  rpm constant speed, 8000 bhp electric motor driven, 8.5” stroke Ariel JGV/6 compressor with 18” diameter cylinders. The  suction  side of  the  conventional pulsation  control  system with primary and  secondary bottles employing  internal  choke  tubes, baffles  and orifices  is  shown  in  Figure 1.  This bottle  system controls pulsations effectively. However,  its pressure  losses  increase the horsepower required to drive the compressor at  lower pressure ratios and  limit the compressor’s throughput at the higher pressure ratios  because  unloading  is  required when  the motor’s  rated  power  is  reached.  A  “bottleless”  PAN 

3 

system  was  designed  and  thoroughly  modeled  for  this  installation  to  control  pulsations,  virtually eliminate pressure losses and improve efficiency over a wide range of loads at constant speed.   

Fig. 1: Existing 6-throw 8000 BHP high-speed compressor showing primary and secondary suction bottles.  The second detailed PAN design study was for a similar compressor configuration with no unloading but designed to operate from 750 to 550 rpm (a 27% speed turn‐down). The third and most promising PAN design study, which is discussed in detail below, is for the same size compressor configuration operating under both variable speed and variable load operating conditions. The design specifications called for a 20% speed turn down (720 to 580 rpm) and eight  load steps. Many different pressure ratios and  load steps were evaluated, with  the PAN  system  showing excellent performance  in all  cases  studied. This third study is the basis for the results that follow.   DESCRIPTION OF THE PAN DESIGN 

Fig. 2: Isometric and top views of “bottleless” PAN system for 6-throw 8000 BHP high-speed compressor.  The design of a PAN  system  is an  iterative optimization process. When a  field  retrofit  is  required,  it begins  with  acquiring  extensive  site  measurements  and  photographs  and  reviewing  available  site installation drawings. Then an initial PAN configuration is designed and simulations are run. OPTIMUM’s Automated Design  software and Design Optimizing Expert System  (DOES) are used  to perform multi‐objective  optimization  on  the  virtual  pumping  station  to  limit  pulsations  to  acceptable  levels  and 

4 

maximize station efficiency. The configuration is optimized to generally fit within the space constraints of the site. Once promising simulation results are obtained for the target site, a detailed 3‐D CAD model is  developed.  This  provides  actual,  rather  than  approximate,  piping  geometries  that  are  then resimulated. After  additional  refinements  are made with  back  and  forth  CAD  design  and  simulation effort, an optimal PAN system such as the one shown  in Figure 2  is developed. Final work centers on thorough mechanical analysis and design of supports, mounts and clamps to ensure that the manifold’s vibratory motion and forces are controlled to acceptable levels.  It  is  not  a  coincidence  that  the  PAN  piping  that  surrounds  a modern  high  efficiency  reciprocating compressor resembles the  intake and exhaust piping used on modern high performance reciprocating internal combustion engines. Both systems are designed to productively phase and use the substantial energy of the pulses created by their pistons to  improve the efficiency of their operation. Dissipating, i.e.  wasting,  the  energy  of  compressor  pulses  with  bottles,  choke  tubes  and  orifice  plates  is  an antiquated idea and a design practice that can be replaced in many compressor applications.  Efficient  branch  junctions,  referred  to  as  Tuning  Section  Transitions  (TSTTM),  are  critical  to  the performance of  the PAN. A compact 2  into 1 “Y‐Branch” TST was designed  to efficiently  join  the  two separate OEM cylinder flanges on each suction and discharge into a single standard 12” diameter pipe connection  to  form  the  individual  runners of  the PAN manifold. This Y‐TST would not be  required on cylinders having only one suction and one discharge flange. Three 12” header pipes merge the flow and pulses from the three cylinders on each side of the compressor  into a “W‐Branch” TST. This was done for  both  the  suction  and  the  discharge  for  each  side  of  the  compressor. Within  the W‐TST,  each individual pipe area  is blended carefully and efficiently  into a single 20.35”  inside diameter. With  the phasing of the crankshaft throws unaltered and fixed, the lengths and diameters of the header pipes are optimized  to  cancel  the  pulses  joined  together  at  the W‐TST.  This  cancellation  effect  is made more effective by unloading  all ends of  all  cylinders equally. At  the 20.35” diameter  junction of  the  three header pipes within  the W‐TST  is a  transition nozzle  that gradually  reduces  the  inside diameter  from 20.35” to 15” so that standard 16” pipe can be attached.  As shown in the right‐hand graphic in Figure 2, the discharge PAN system required only a slight modification of the existing pit area on each side of the unit to efficiently turn the flow in the proper direction.   Standard  pipe  and  elbows  are  used  for  all  of  the  piping  between  the W‐TSTs  and  Y‐TSTs.  The  16” diameter pipes on the two sides of the compressor are designed to have different lengths before being joined by Y‐TSTs on both suction and discharge. The different pipe lengths from the two W‐TSTs to the Y‐TSTs are optimized to create a phase delay that provides further pulsation cancellation. The large end of the Y‐TST  is 24” pipe, which connects to existing station suction and discharge  legs coming  into the compressor building from the main headers.  All of the TSTs are steel castings that can be welded directly  into the piping system. This reduces the number  of  flanges  and  bolted  joints.  Flanges  can  be  added  at  appropriate  locations  to  facilitate installation and/or maintenance access.   The  suction PAN  system  is mounted overhead on a pipe deck as  shown  in Figure 3. This  structure  is similar to what  is employed  in chemical plants and refineries. It  is rigidly constructed and mounted on reinforced concrete piers. Thorough FEA modeling ensures that there  is adequate stiffness to support and  restrain  the PAN piping overhead during operation.  Sufficient  space  is provided underneath  the pipe deck  for accessing  the  frame  top cover, and a monorail can be added  for  frame maintenance  if desired.  

5 

 

Fig. 3: Isometric views of PAN system with suction pipe deck and part of floor decking in place (right).  To obtain the best results with PAN technology, both the head and crank ends of all cylinders should be uniformly  loaded  and unloaded.  This makes  the pulsations  created by  the  compressor  cylinder ends more uniform, and  the PAN manifold piping  is more effective at attenuating  the combined pulsation from all of the ends of the compressor.  In this case, each end of each cylinder was configured with 3 different  sized  (175,  350  and  700  in3)  pneumatically  actuated  fixed  volume  clearance  pockets.  This configuration  provides  8  different  unloading  steps  ranging  from  0  to  57%  added  clearance  on  each cylinder  end.  This  configuration  actually  provides  more  effective  range  and  better  efficiency  than running all 6 cylinders single acting. In addition, the ability to run variable speed between 580 and 720 rpm provides a very large continuous operating range.   COMPARISON OF PULSATION CONTROL  

Fig. 4: PAN and bottle system suction (left) and discharge (right) pulsation control for 1.2 ratio, full load.  Detailed  simulation  results  compare  the  compressor  system performance of  the PAN  and  the bottle systems  for  the extremes of  this  compressor’s  intended operating  range: pressure  ratio  1.2 with no unloading and pressure ratio 1.5 fully unloaded. The terms “no unloading” and “fully loaded” mean that the compressor has no volume pockets open and no end deactivations, so that all compressor cylinder 

6 

ends  are  fully  active  to  generate maximum  flow.  The  term  “fully  unloaded” means  that  all  volume pockets are open on all cylinder ends to minimize flow at a given speed.  Figure 4 compares the simulated suction and discharge pulsation at the pipeline connections of the PAN and bottle systems over the 580 to 720 rpm speed range at a 1.2 pressure ratio with no unloading. In this  case  the  PAN’s maximum  suction  pulsation was  4.3  psi  (0.7%  of  line)  and maximum  discharge pulsation was  less than 3.4 psi  (0.5% of  line). Both are well within  industry standards. Figure 5 shows the actual simulated pulsations and attenuation for this same case at 720 rpm at the cylinder flanges, after the W‐TSTs and after the Y‐TSTs in the pipeline headers.  

Fig. 5: PAN system suction (left) and discharge (right) pulsation control for 1.2 ratio, full load.   Figure 6 compares the simulated suction and discharge pulsation at the pipeline connections of the PAN and bottle  systems over  the  580  to  720  rpm  speed  range  at  a  1.5 pressure  ratio  fully unloaded  (all pockets open).  In  this  case  the PAN’s maximum  suction pulsation was 3.7 psi  (0.7% of  line)  and  the maximum discharge pulsation was 4.7 psi (0.6% of line). Again, both are well within industry standards. Figure 7 shows the actual pulsations for this case at 720 rpm at the cylinder flanges, after the W‐TSTs and after the Y‐TSTs on the pipeline headers.  

Fig. 6: PAN and bottle system suction (left) and discharge (right) pulsation control for 1.5 ratio, unloaded.   

7 

Fig. 7: PAN system suction (left) and discharge (right) pulsation control for 1.5 ratio, unloaded.   COMPARISON OF SYSTEM PRESSURE LOSSES  While  this  PAN  is  very  effective  at  controlling  pulsation,  its  pressure  loss  reduction  is  even more impressive. Figure 8 compares pressure losses from simulations of the existing eight‐bottle system and the PAN system for both the 1.2 ratio loaded and the 1.5 ratio unloaded cases. At the 1.2 ratio, with no unloading, the total of suction and discharge pressure losses of the PAN system at all speeds from 580 to  720  rpm  is  approximately  1.0  psi.  By  comparison,  the  baseline  bottle  system  experiences  a  total pressure loss of over 9.6 psi at 580 rpm, increasing steadily with increasing speed to 14.5 psi at 720 rpm. At  the highest  flow at 720  rpm,  the PAN has 93%  less pressure  loss  than  the bottle  system. On  the suction  side  of  the  PAN,  the  Bernoulli  Effect  creates  a  slight  pressure  gain,  not  a  loss,  because  this compressor  has  a  total  flange  area  that  is  slightly  larger  than  the  area  of  the  24”  suction  pipeline connection.  At the lower flow 1.5 pressure ratio conditions, the PAN pressure loss is 0.3 psi or less. Under the same operating conditions, the current bottle system has a total pressure loss ranging from 4.6 psi at 580 rpm to 8.2 psi at 720 rpm. At 720 rpm the PAN has 96% less pressure loss than the bottle system. 

Fig. 8: PAN and bottle system pressure loss for 1.2 ratio, fully loaded (left) & 1.5 ratio, fully unloaded (right).  The data shows that the reduced pressure  losses  in the PAN system result  in the elimination of more than 90% of the horsepower consumption required to overcome the pressure loss caused by traditional 

8 

bottle‐choke  tube‐orifice pulsation control systems. This  translates  into a significant system efficiency gain, especially in low pressure ratio pipeline applications.   COMPARISON OF COMPRESSOR ADIABATIC PUMPING EFFICIENCY  Another significant factor to consider is how the flow rates and adiabatic efficiencies compare between the PAN and bottle  systems.  Figures 9 and 10 provide a  comparison at a 1.2 pressure  ratio  (suction pipeline pressure 625 psig and discharge pressure 750 psig) with no unloading. Figure 9 shows that at 1.2 ratio the fully loaded volume flow rates of the PAN and the bottle system are essentially the same over  the  entire  speed  range  (left  figure).  It  also  shows  that, with  the  PAN  system,  the  compressor requires far less power to pump the the same amount of gas (right figure). At 720 rpm the bottle system requires more than 1000 additional BHP to operate the compressor at the same flow rate. It should be noted that, although the goal of this PAN design was to keep the flow rate the same, alternative PAN systems can be designed to increase flow through the compressor. 

 

Fig. 9: PAN vs bottle system for 1.2 ratio fully loaded volume flow rate (left) & compressor power (right)   

Fig. 10: PAN vs bottle system for 1.2 ratio fully loaded BHP/MMSCFD (left) & PAN % efficiency gain (right) Figure 10 shows  the efficiency of both systems measured  in BHP/MMSCFD and  the % PAN efficiency improvement for 1.2 ratio fully  loaded. The PAN’s efficiency  is 15% better at 720 rpm and  it averages more  than 12% over  the  full  speed  range. This gain  is  includes  the  savings  that  result  from  reduced system piping losses.  

9 

Figures  11  and  12  provide  a  comparison  at  a  1.5  pressure  ratio  fully  unloaded.  Figure  11  shows  an interesting synergy between this particular PAN design and pocket unloading. The same pockets provide 15% to 20% more flow reduction (left) or unloading with a PAN than they do with a bottle system. This sharply  reduces  the need  for  inefficient cylinder deactivation, which  is a souce of excessive pulsation and  high  vibration.  Figure  11  also  shows  that  under  these  operating  conditions  the  PAN  requires significantly (25 to 30%) less power (right), partly due to the more effective unloading and partly due to the reduced adiabatic power required. 

Fig. 11: PAN vs bottle system for 1.5 ratio fully unloaded volume flow rate (left) & BHP (right) Figure 12 shows  the efficiency of both systems measured  in BHP/MMSCFD and  the % PAN efficiency improvement for 1.5 ratio fully unloaded. It shows that even under the lowest volume flow conditions, this  PAN  is  about  7% more  efficient  than  the  bottle  sytem  across  the  entire  speed  range.  This  gain  includes the savings that result from reduced system piping losses.   

Fig. 12: PAN vs bottle system for 1.5 ratio fully unloaded BHP/MMSCFD (left) & PAN % eff. gain (right) The virtual pumping station design and analysis software produces pressure vs. volume (P‐V) diagrams for any head or crank end of a virtual compressor. Figure 13 compares the P‐V diagrams of the same cylinder head‐end for both the PAN and bottle systems. For this case, the suction pipeline pressure  is 625 psig and the discharge pipeline pressure is 750 psig resulting in a 1.2 pressure ratio. The area within the curves  is proportional to the work that the cylinder end does to pump the gas. Comparison of the envelopes in Figure 13 clearly shows that when connected to the PAN system the cylinder end does less work to pump the same amount of gas and is therefore much more efficient.   

10 

Fig. 13: PAN vs bottle system Pressure vs Volume diagram for 1.2 ratio fully loaded @ 720 rpm  The gain  in pumping effiency and  reduction  in adiabatic power are  intentional  results  from  the PAN design  process  that  seeks  to  improve  the  cyclical  pressure  fluctuations  at  the  cylinder  flanges.  In addition to analyzing P‐V diagrams, the designer can obtain gas presure vs. crank angle plots at any pipe location along  the gas  flow path within  the virtual pumping  station model. A  close  inspection of  the cyclical pressure fluctuation at the cylinder suction and discharge flanges for both the PAN and bottle systems show why the PAN system requires less power. The actual dynamic animations available in the modeling software make this effect much easier to comprehend than the several screen capture plots that can be  included herein, however they serve to explain the concept  fairly well. Figures 14 and 15 compare  the  instantaneous  gas  pressure  vs.  crank  angle  at  the  suction  and  discharge  flanges, respectively, of the PAN and bottle system at a pressure ratio of 1.2 and 720 rpm.  In Figure 14, it can be seen that when the compressor cylinder is drawing gas into both ends, the bottle suction flange pressure with the bottle system is much lower than the suction flange pressure with the PAN system most of the time. While the bottle system suction pressure  loss  from the pipeline to the flange (Suc Pipeline ‐ Bottle Suc Avg average for 360 degrees) is 9 psi, the dynamic pressure difference between the bottle system and the PAN system during the suction flow event can exceed 30 psi.    In Figure 15,  it can be seen that the discharge flange conditions are the opposite of the suction. Here the cylinder discharges gas into a higher pressure with the bottle system than with the PAN system. The difference between the bottle system discharge pressure loss and PAN system discharge pressure loss is only 3 psi. However, the difference in flange pressure at mid‐stroke (‐90° and +90°) is 47 psi. The timing of  the pressure pulses  is  the key  to  reducing  the adiabatic power, and  this  is a vivid example of how averages can be very misleading for dynamic gas systems.  

11 

 

Fig. 14: PAN vs. bottle system suction flange press. vs. crank angle for 1.2 ratio no unloading @ 720 rpm  

Fig. 15: PAN vs. bottle system disch. flange press. vs. crank angle for 1.2 ratio no unloading @ 720 rpm     

12 

CONCLUSIONS AND SUMMARY  Conventional bottle systems are designed to dissipate the energy in the pressure pulses that come out of reciprocating compressor cylinders. The pulse energy is treated as a problem that must be eliminated as quickly as possible so that shaking forces are minimized. In managing the pressure pulsation control, bottle diameters tend to get very  large, which of course, can  increase the dynamic shaking forces that result from the pressure pulsations.   A well designed PAN system, however, takes a much different approach. Rather than dissipate pressure pulse  energy,  a  PAN  uses  that  energy  to  make  the  compressor  operate  more  efficiently,  while simultaneously  attenuating,  or  cancelling,  pulsation  at  the  pipeline  to  very  low  levels.  The  design process involves changing the phasing and amplitude of the gas pulsation at the flanges to maximize the cylinder’s  adiabatic  pumping  efficiency.  Although  this  concept  has  been  employed  successfully  in engines  for several decades,  it  is a new concept  for high‐pressure reciprocating compressors that can result in major compression efficiency gains.   The  research  and  development  accomplished  over  the  past  several  years  shows  that  the  proper application of PAN technology accomplishes four important compressor pumping station objectives.  

First,  it  attenuates,  or  cancels,  the  detrimental  gas  pulsations  created  by  reciprocating compressors,  preventing  them  from  traveling  upstream  and  downstream  from  the  pumping station.  

Second,  a  PAN  system  reduces  the magnitude  of  the  vibratory  forces  compared  to  pulsation bottles.  In PAN systems, pulsations are reduced significantly at the first manifold  junction. This means  that  the  high  amplitude  pressure  pulsation  acts  only  on  the  relatively  short,  smaller diameter header pipes (12”  in this example), rather than the much  larger diameter (up to 60”) bottles.  It  is estimated  that  the  resulting pulsation  induced shaking  forces can be 25%  to 90% lower, which  should  reduce  vibration  related  failures  and  increase  the mean  time  between failures for the compressor.   

Third, PANs minimize pressure losses on both suction and discharge. There are no baffles, choke tubes or orifice plates to  impede gas flow.  Instead, the system employs properly sized smooth bore pipes and transition adapters (TSTs) that minimize flow velocity and turbulence.  

And  fourth, PAN  technology  can be used  to  significantly  reduce  the  compression horsepower requirement.  Optimized  PAN  configurations  can  boost  the  suction  pressure  during  the compressor  cylinders’  suction events  and  reduce  the discharge pressure during  the  cylinders’ discharge events. Combining this with the aforementioned reduction of system pressure  losses can reduce pipeline compression energy costs by 10% to as much as 30%.   

ACKNOWLEDGEMENTS  The  authors wish  to  acknowledge  the  El  Paso Corporation  for  providing  significant  support  that  has enabled this research to progress over the past five years. Special thanks are acknowledged to Randy Raymer, Tom Burgett and others at El Paso for their encouragement and support for the development and practical adaptation of this technology to the gas compression  industry. Finally, the management and  owners  of  Optimum  Power  Technology  and  ACI  Services  Inc.  are  recognized  for  their  ongoing funding,  support  and  dedication  of  key  technical  personnel  and  other  resources  to  this  ongoing research.  

13 

REFERENCES  

1. Harris, R. and Raymer, R., The Value  ($$) of Compressor Efficiency, 2006 GMC Short Course, Oklahoma City, OK, October 5, 2006. 

2. Greenfield, S. D., Optimizing Compressor Design for Complex Reciprocating Installations, 2006 GMRC Gas Machinery Conference, October 2‐4, 2006. 

3. Chatfield, G. and Shade, W.; New Technology for the Efficient Cancellation of Compressor Pulsations, GMC Journal, February 2009. 

4. Brahler, C.; Chatfield, G.; Crandall, J; and Shade, W.; An  Investigation of the Application of Finite Amplitude Wave Simulation with a New Technology for Controlling reciprocating Compressor Pulsations, 2007 GMRC Gas Machinery Conference. 

5. Chatfield, G.; Crandall, J.; Shade, W.; and Wells, D.; Demonstration of Efficient Compressor Control Using Tuned Loop Networks, 2008 GMRC Gas Machinery Conference.  

6. Bazaar,  J.; Chatfield, G.; Crandall,  J.; Shade, W. and Wells, D.; Efficient Bottle‐Less Compressor Pulsation Control – Experimental Test Results, 2009 GMRC Gas Machinery Conference. 

7. Shade, W.; Efficient Bottle‐Less Compressor Pulsation Control, GMC Today, October 2009. 8. Chatfield, G. and Shade, W.; Thinking Outside the Bottle: Attenuate Pulsation and Eliminate 90% of All Pressure 

Losses, GM Journal, May 2011.