8 MB - Transformační technologie

Sborník článků z on­line pokračujícího zdroje
┌TRANSFORMAČNÍ┐ └ TECHNOLOGIE ┘
na téma
Tepelné turbíny a turbokompresory
Datum:
Jméno:
ISSN 1804­8293
www.transformacni­technologie.cz
Tento sborník obsahuje články z on­line pokračujícího zdroje Transformační
technologie. Aktuální verzi článků naleznete na adrese http://www.transformacni­
technologie.cz nebo na adresách uvedených na konci každého článku.
Licence
Články jsou původní. Veškerý převzatý obsah je řádně citován. Obsah
těchto stránek můžete svobodně sdílet, kopírovat, prezentovat a upravovat za těchto
podmínek: 1. Uznání autorství. Musíte uvést autora práce a další identifikační údaje zdroje (on­
line adresa, název, rok zveřejnění, v obrázcích ponechat viditelný copyright autora*).
2. Zachování autorství. Při prezentacích (např. během výuky, školení atd.) nesmí být
záměrně zatajován původní autor a z doprovodného komentáře prezentace nesmí
vyplývat jiný autor než ten, který je uveden jako skutečný autor či spoluautor obsahu.
3. Zachování původního autorství a licence. V případě úpravy obsahu stránek
(obrázky, text a další objekty) musíte uvést původního autora a doplnit popisek nebo
jinak graficky znázornit změny v obsahu (v obrázcích nelze odstraňovat copyright
původního autora*). I upravený obsah musí být dále šířen za stejných podmínek, jaké
jsou zde uvedeny.
4. Nevyužívejte dílo komerčně. Pro komerční využití obsahu nebo jiné využití, než je
uvedeno v této licenci, mě kontaktujte.
*Poznámka ke copyrightu Jestliže chcete použít obrázek ve vyšší kvalitě a bez copyrightu, tak mi napište a určitě
se domluvíme. Mohu případně poskytnout i zdrojový soubor ve vektorové grafice, který
lze použít k další úpravě.
Obsah
23. TEPELNÉ TURBÍNY A TURBOKOMPRESORY
— Parní turbíny — Plynové turbíny — Paroplynový oběh — Turbokompresory — Vlivy
teplot na konstrukci tepelných turbín — Odkazy
24. NÁVRH A KONSTRUKCE TEPELNÝCH TURBÍN A TURBOKOMPRESORŮ
— Parní turbíny — Rotory parních turbín — Stupně parních turbín — Další části parní
turbíny a její vybavení — Návrh a možnosti vícestupňových parních turbín
— Turbokompresory — Hřídele turbokompresorů — Stupně turbokompresorů — Návrh
vícestupňového turbokompresoru — Spalovací turbíny — Spalovací komory spalovacích
turbín — Odkazy
25. PARNÍ TURBÍNA V TECHNOLOGICKÉM CELKU
— Zapojení parní turbíny — Pracovní režimy parní turbíny — Tepelná účinnost bloku s
parní turbínou — Carnotizace parního oběhu — Vliv zvýšení teploty páry T3 na tepelnou
účinnost — Vliv tlaku páry p2 na tepelnou účinnost — Přihřívání páry a jeho vliv na
tepelnou účinnost — Regenerační ohřev napájecí vody — Vliv teploty kondenzace na
tepelnou účinnost — Parní turbína v paroplynovém bloku — Alternativní pracovní látky v
parních obězích — Regulace výkonu parních turbín — Charakteristiky parních turbín
— Zjednodušené spotřební charakteristiky parních turbín — Spotřební charakteristiky
parních turbín za změněných stavů páry — Výrobci a dodavatelé parních turbín
— Odkazy
26. TURBOKOMPRESOR V TECHNOLOGICKÉM CELKU
— Napojení turbokompresoru na technologii — Snižování příkonu kompresoru
chlazením — Povrchové chlazení neboli vnitřní či plášťové — Turbokompresory
s mezichlazením neboli s vnějším chlazením — Chlazení vstřikováním kapaliny do
pracovního plynu — Pohony turbokompresorů — Absolutní charakteristika
turbokompresoru — Univerzánílní charakteristika turbokompresoru — Charakteristika
turbokompresoru s redukovanými parametry — Regulace turbokompresorů — Vlastnosti
komprimovaného vlhkého vzduchu — Výrobci a dodavatelé turbokompresorů — Odkazy
27. PLYNOVÁ TURBÍNA V TECHNOLOGICKÉM CELKU
— Spalovací turbína jako technologický celek — Tepelná účinnost soustrojí se spalovací
turbínou — Vliv tlakových ztrát — Start spalovací turbíny — Carnotizace Braytonova
oběhu — Vliv tlaku za turbokompresorem na tepelnou účinnost — Komprese
s mezichlazením — Výroba — Vliv teploty před turbínou na tepelnou účinnost
— Zvýšení tepelné účinnosti pomocí regenerace tepla — Dělení expanze a dvojí ohřátí
pracovního plynu — Regulace a charakteristiky spalovacích turbín — Výrobci
a dodavatelé spalovacích turbín a turboexpandérů — Odkazy
PŘÍLOHY
REJSTŘÍK
SEZNAM ČLÁNKŮ
23. Tepelné turbíny a turbokompresory
Autor: Jiří Škorpík, [email protected] : aktualizováno 2014­02
Princip tepelných turbín a turbokompresorů a základní konstrukční znaky jsou
popsány v článku 11. Lopatkový stroj, přičemž klíčovými pojmy jsou jednostupňová
parní turbína, vícestupňová parní turbína, vícetělesová parní turbína, vícestupňový
turbokompresor, turbodmychadlo a spalovací turbína. Možnosti uplatnění těchto strojů
jsou velmi široké a alespoň ta základní jsou posány v následujících kapitolách.
Parní turbíny
Parní turbíny netvoří samostatný funkční celek, potřebují širokou technologickou
základnu se zdrojem páry s vnějším přestupem tepla. Díky tomu může být použito
v podstatě jakékoliv palivo, ale za cenu velkých investic i velkého zastavěného
prostoru. Z těchto důvodů je využití parních turbín především u větších výkonů (než je
tomu například u spalovacíh motorů) a to v tepelných elektrárnách, teplárnách
a v pohonu lodí.
Nejčastěji je pracovní látkou vodní pára ale může se jednat i o páry jiného složení.
Teplota vodní páry na vstupu do parní turbíny se obvykle pohybuje kolem 535 °C (starší
typy parních turbín­fosilní blok), 565 °C (moderní fosilní blok) a u bloků se
superkritickými parametry páry může dosahovat až 650 °C [7, s. 274] (jako materiál
lopatek prvních stupňů jsou použity niklové slitiny). Pára pro parní turbínu se vyrábí
například v parních kotlích (spalování fosilních paliv, biomasy, odpadů apod.),
v parogenerátorech jaderných elektráren nebo v parogenerátoru solární elektrárny.
V parních geotermálních elektrárnách může být zdrojem páry geotermální vrt.
Podle zapojení parní turbíny v technologickém celku hovoříme o kondezanční,
protitlaké turbíně a turbíně s odběrem páry:
Za kondenzační turbínu je označována turbína, za kterou následuje kondenzátor.
Minimální teploty kondenzace (v případě vody) se pohybují již od 15 °C (podle lokality
a způsobu chlazení kondenzátoru), tomu odpovídá tlak za turbínou přibližně
0,002 MPa, proto se někdy říká, že pára expanduje do vakua. V případě, že se teplota
kondenzace významně zvýší např. z důvodů využití kondenzačního tepla pro vytápění
(zvýšení teploty kondenzace na 80 až 90 °C) nebo jiné účely říkáme, že turbína pracuje
v režimu s potlačenou kondenzací někdy se používá výraz s potlačeným vakuem:
1.id454 Zapojení kondenzační turbíny.
1 chladící smyčka kondenzátoru pro případ udržování co nejnižšího tlaku kondenzace; 2 chladící smyčka
kondenzátoru pro případ využití kondenzačního tepla (potlačená kondenzace). T parní turbína; Kon.
kondenzátor; Ch. chladící zařízení, používá se suchá kondenzace (jako v tomto případě kondenzátor
chlazený vzduchem) nebo mokrá kondenzace respektive chlazení odparem; S.T. spotřebič tepla (sítě CZT­
centrální zásobování teplem). Tento způsob zapojení je běžný u turbín v teplárnách. Smyčka číslo 2 se
zapíná podle požadavku spotřebiče tepla (v případě vytápění je to v zimní období). Během letního provozu,
kdy není nutné ohřívat vodu na požadovanou teplotu se kondenzační teplo maří v chladiči, je zapojena
smyčka 1 s cílem udržovat nejnižší možnou teplotu kondenzace pro dosažení co nejvyšší tepelné účinnosti
parního oběhu.
Kondenzátor se nejčastěji nachází za turbínou (výstupní axiální hrdlo turbíny)
nebo pod turbínou – turbína je umístěna na betonové turbínové stolici (boční výstupní
hrdlo turbíny). Kondenzátor se může nacházet i ve vzdálenějším místě od turbíny např.
u vzduchových kondenzátorů, které jsou často umísťovány na střechu strojovny.
V případě protitlakových turbín není na výstupu kondenzátor, ale parovod
případně kondenzátor s tlakem kondenzace obvykle vyšším než 0,1 MPa:
2.id139 Zapojení protitlakové turbíny.
a parovod. pi [Pa] vstupní tlak; pe [Pa] výstupní tlak.
Tlak páry ve výstupním parovodu záleží na dalším
využití páry a může být i vyšší jak 1 MPa. Tato pára
se využívá například pro technologické účely nebo
vytápění.
Turbína s odběrem páry je turbína, ze které je část páry odebírána po částečné
expanzi za jiným než posledním stupněm turbíny. Po délce turbíny může být takových
odběrů několik:
3.id167 Způsoby odběrů páry z parní turbíny.
vlevo turbína s regulovaným odběrem; vpravo turbína s neregulovaným odběrem. Regulované odběry se
používají například k zásobování parovodu párou o tlaku vyšším než je na konci turbíny (použití pro
průmyslové nebo výtopenské účely). Množství odebrané páry se reguluje ventilem, který je vně nebo
součástí turbíny např. Obrázek 23 níže. Neregulované odběry se používají především u elektrárenských
turbín za účelem regenerace tepla*. U více tělesových turbín může být odběr realizován i mezi tělesy.
*Regenerace tepla v parním oběhu
Regenerace tepla v parním oběhu je proces zvyšující tepelnou účinnost oběhu. Spočívá
v odebrání části páry z turbíny a kondenzačním teplem této páry předehřátí napájecí
vody kotle/parogenerátoru.
Turbína s regulovaným odběrem je rozdělena na dvě části. Obě části jsou obvykle
konstruovány pro maximální odběr páry. To znamená, že ta část turbíny za odběrem je
konstruována na průtok nižší než část turbíny před odběrem. V případě, že spotřebič
páry připojený na odběru bude odstaven (sezónní provoz, servisní odstávka a pod.)
klesne výkon turbíny (přibližně o 50% až 60% jmenovitého výkonu turbosoustrojí).
Existují turbíny, které jsou konstruovány na stejný průtok před i za odběrem, takové
turbíny jsou dražší, a pokud nedochází k výpadku odběrové páry příliš často je to
i zbytečné.
Oba uvedené typy odběrů páry se kombinují. Kombinované konstrukce turbín se
především používájí v teplárnách, kde takové konstrukce vedou k efektivnějšímu
využívání paliva i k vyššímu zabezpečení dodávek tepla. V těchto případech
neregulovaný odběr pokrývá základní spotřebu tepla v době nejnižší spotřeby.
V teplárně je také redukční stanice zapojená v bypassu turbíny (havárie turbosoustrojí
nezpůsobí výpadek dodávky tepla):
4.id150 Schéma zařízení teplárny s parní turbínou.
Teplárna obsahuje protitlakovou turbínu s jedním regulovaným odběrem páry pro technologické účely. 1
sklad paliva; 2 parní kotel; 3 kondenzační turbína s jedním regulovaným odběrem; 4 kondenzátor; 5 paralelní
chladící okruh v tomto případě s chladící věží; 6 odběr a vratka topné vody (CZT); 7 oběhové čerpadlo
chladícího okruhu; 8 redukční stanice pro obtok páry do kondenzátoru; 9 chladící stanice; 10 spotřebiče
páry; 11 čerpadlo vratného kondenzátu; 12 redukční stanice pro obtok páry; 13 kondenzátní čerpadlo; 14
redukční stanice prohřívání napájecí nádrže a termické odplynění; 15 napájecí nádrž s termickým
odplyněním; 16 chemická úprava vody; 17 ohřívák doplňující vody; 18 redukční stanice páry pro ohřev
doplňující vody; 19 napájecí čerpadlo. Schéma zapojení používané u teplárenských parních turbín s výkony
~10 až 70 MWe
Vykon teplárny s parní turbínou odpovídá spotřebě připojených spotřebičů tepla a
páry, proto jejich výkony bývají do 100 MWe. Teplárny se budují v blízkosti spotřebiče
tepla či páry a někdy jsou přímo součásti průmyslového komplexu s velkou spotřebou
tepla a páry.
Teplené elektrárny se budují v blízkosti zdroje paliva nebo z důvodů jiných
provozních výhod v blízkosti zdroje vody (řeka, nádrž), vedení VVN apod.
V elektrárnách jsou kondenzační turbíny s neregulovanými odběry za účelem
regenerace tepla. Pracovní parametry, konstrukce a schéma zapojení takové turbíny se
odlišuje nejčastěji podle typu zdroje páry:
5.id146 Schéma zařízení elektrárenského bloku 200 MW Škoda.
1 skládka paliva; 2 parní kotel; 3 přehřívák; 4 přihřívák*; 5 VT díl turbíny; 6 ST díl turbíny; 7 NT díl turbíny;
8 kondenzátor; 9 systém nízkotlaké regenerace; 10 srážeč přehřátí před odplyňovačem; 11 napájecí nádrž;
12 napájecí čerpadlo kotle**; 13 kondenzátor turbíny pohánějící napájecí čerpadlo; 14 systém vysokotlaké
regenerace; 15 systém chlazení generátoru a budiče (generátor je chlazen vodíkem); 16 odvod tepla ze
systému chlazení generátoru a budiče; 17 kondenzátní čerpadlo.
*Přihřívání páry
Přihřívání páry je další z metod zvyšování tepelné účinnosti R­C oběhu. Pára na
výstupu z VT dílu turbíny se přivede zpět do kotle, kde se ohřeje téměř na původní
teplotu, ale při nižším tlaku.
**Napájecí čerpadlo kotle
U menších bloků je pohon napájecího čerpadla obvykle realizován pomocí
elektromotoru (tzv. elektronapáječka). U větších bloků se často používá pro pohon
napájecího čerpadla malé parní turbíny (tzv. turbonapáječka), ale protože příkon
čerpadla je relativně malý je i turbína pohánějící toto čerpadlo malého výkonu a má
mnohem nižší účinnost než hlavní parní turbína pohánějící generátor. Pokud je účinnost
turbonapáječky nižší než je součin účinnost výroby elektřiny hlavního soustrojí a
účinnosti elektronapáječky, zvažuje se použití elektrického pohonu čerpadla.
6.id168 Uspořádání turbosoustrojí 4x200 MW ve strojovně elektrárny Dětmarovice. Obrázek: [9].
Nejčastějším typem jaderného reaktoru používaného v jaderných elektrárnách je
tlakovodní reaktor. U takového typu jaderného reaktoru nemůže teplota vyrobené páry
přesáhnout kritickou teplotu vody. Ve skutečnosti je ale teplota vyrobené páry ještě nižší
cca 320 °C max (obvykle <300 °C), a to z technických (přestup tepla v parogenerátoru)
a bezpečnostních důvodů. Na druhou stranu jaderné reaktory mohou být zdroje tepla o
vysokém výkonu díky čemuž parní turbíny v jaderných elektrárnách mohou dosahovat
výkonu i 1500 MW:
7.id149 Schéma zařízení jaderného bloku s reaktorem VVER o výkonu 1 000 MW.
a primární okruh; b sekundární okruh. 1 reaktor; 2 cirkulační čerpadlo; 3 parogenerátor; 4 vysokotlaký díl
turbíny; 5 3x nízkotlaký díl turbíny; 6 separátor vlhkosti*; 7 přihřívání páry–přihřívák; 8 vysokotlaký ohřívák;
9 napájecí nádrž s odplyňovačem; 10 napajecí čerpadlo parogenerátoru; 11 soustava ohříváků topné vody**;
12 až 13 soustava nízkotlakých ohříváků s přečerpávání kaskádovaného kondenzátu; 14 3x kondenzátor
turbíny; 15 kondenzátní čerpadlo; 16 kondenzátor parní turbíny pro pohon napájecího čerpadla, a první
stupeň ohřátí topné vody.
*Separátor vlhkosti
Po expanzi páry ze stavu sytosti do oblasti mokré páry ve VT dílu obsahuje pára velké
množství vlhkosti (vodu). Tato vlhkost se ještě před přihříváním páry odstraňuje
v separátoru–přihřívák není uzpůsoben k varu vody a vodní kapičky by mohly poškodit
i lopatky NT dílu turbíny.
**Poznámka
I když se jedná o elektrárnu, tak část tepla může být využita pro vytápění areálu
elektrárny a případně i blízkých sídlišť. Například v případě jaderné elektrárny Temelín
se odvádí část tepla pro vytápění města Týn nad Vltavou.
Parní turbíny se do celkové velikosti cca 10 až 12 m umísťují na ocelový rám
obsahující i olejové hospodářství a další příslušenství včetně elektrorozvaděčů
a rozhraní pro řídící systém (omezující limit jsou přepravní rozměry). V případě
menších výkonů cca do 50 MW se na rám vejde i generátor a u menších výkonů (cca
10 MW) se vejde na rám i kondenzátor:
8.id989 Turbosoustrojí s parní turbínou a základním příslušenstvím na společném rámu.
Označení tohoto turbínového kompletu je SST 100. Parametry: výkon až 8,5 MW; vstupní tlak páry až
6,5 MPa; teplota vstupní páry až 480 °C; rozměr 8x3,7 m při výšce 3,4 m. Výrobce: Siemens AG. Zdroj:
[21].
Parní turbíny se používají i k pohonu lodí. Právě instalace parní turbíny v rychlodi
Turbinia odstartovala zájem o parní turbíny. Dříve se potřebná pára pro hnací turbínu na
lodi vyráběla v parních kotlích na pevná nebo kapalná paliva. Pro výrobu páry na lodi
se také používá tlakovodních jaderných reaktorů konstrukčně uspůsobených pro lodní
aplikace. Jaderný pohon podstatně zvýšil akční rádius těchto jednotek, který je
v případě letadlových lodí až 350 000 km. Výkony parních turbín závisí na funkci
a velikosti plavidla, přičemž v současnosti nejvýkonnější jsou na letadlových lodí třídy
Nimitz, kde jsou 4 turbíny každá o výkonu 209 MW.
Turbíny mohou přímo pohánět lodní šroub nebo pohání el. generátor a teprve
vyrobená elektřina se používá k pohonu lodních šroubů (u jednotek s vysokými
požadavky na regulaci otáček nebo dokonce změny smyslu otáčení lodního šroubu
například u ledoborců:
9.id152 Jaderný ledoborec Jamal a schéma zapojení parní turbíny na plavidlech s jaderným pohonem.
(a) zapojení na jaderném ledoborci Jamal; (b) systém pohonu na mohutných jaderných lodí třídy Nimitz
[19], [20, s. 348]; (c) jaderný ledoborec Jamal obrázek z [18]. 1 přívod páry z parogenerátoru; 2 bypass
parní turbíny pro případ náhlého zastavení pohonu lodních šroubů; 3 kondenzátor; 4 3xjednofázový generátor
střídavého proudu; 5 usměrňovač; 6 stejnosměrný motor; 7 přívod el. od druhého turbosoustrojí; 8 lodní
šroub; 9 turbosoustrojí s el. generátorem; 10 parní turbína pro pohon lodního šroubu; 11 akumulace el.
energie v bateriích. U jaderného ledoborce Jamal tvoří pohon dva jaderné reaktory OK – 900 každý o
výkonu 171 MWt. Tyto reaktory vyrábí páru pro dvě turbosoustrojí s parní turbínou o celkovém výkonu
55,3 MW. Vyrobená elektřina se také využívá k pokrytí spotřeby lodě a k pohonu čerpadel, pro přesun
vodního balastu. Délka ledoborce Jamal je 150 m, šířka 30 m, výška 55 m, výtlak: 23 455 t, maximální
rychlost 22 uzlů (44 km∙h­1).
Plynové turbíny
Plynové turbíny se používají v tepelných elektrárnách, teplárnách a k pohonu lodí,
letadel atd. Pomocí plynové turbíny se nejčastěji realizuje Braytonův oběh. Plynové
turbíny s otevřeným oběhem a spalovacími komorami (tzv. spalovací turbína) tvoří
kompaktní celek o výkonech od cca 30 kW (mikrotubíny) do 500 MW. Tyto celky mají
široké použití díky svému poměru výkon/rozměr (hmotnost) i v dopravě (předpokladem
v takové aplikaci je i plynulá regulovatelnost výkonu rychlý náběh i odstavení):
10.id669 Plynová turbína se spalovacími komorami (spalovací turbína) a její příslušenství umístěné na
rámu.
1 nosný rám s olejovou nádrží; 2 přívod vzduchu; 3 odvod spalin; 4 vývod výkonu na hřídeli; 5 měření
otáček; 6 olejové čerpadlo. Spalovací turbíny do velikosti cca 12 m se dodávají na společném rámu, u
menších turbín, než je tato, je na společném rámu i el. generátor. Na obrázku je spalovací turbína Siemens
SGT – 750, mechanický výkon 37 MW, tepelná účinnost 40%, kompresní poměr 23,8, teplota spalin na
výstupu 462 °C, množství spalin 113,3 kg∙s­1 (což přibližně odpovídá množství nasávaného vzduchu), 3050
až 6405 min­1, na obrázku je dobře patrno 8 spalovacích komor. Obrázek: [21].
Spalování paliva ve spalovací komoře spalovací turbíny je na rozdíl od
spalovacích motorů nepřetržité (kontinuální) a tím i ekologičtější než v případě
pístových spalovacích motorů. Na druhou stranu jsou spalovací turbíny odkázány na
spalovaní ušlechtilého paliva (tekutinové). Instalace spalovacích turbín je rychlá, levná
a snadná (oproti výstavbě bloku s parní turbínou). Vzhledem ke své konstrukci a
velikosti se hodí i do extrémních podmínek:
11.id169 Spalovací turbíny jsou schopné bez větší
údržby pracovat v extrémních venkovních
podmínkách.
Elektrárna pro zásobování ropného pole Severo­
Gubinsky (Rusko­poloostrov Jamal). Výkon
elektrárny je 2x4 MW. Turbíny spalují zemní plyn.
Elektrárnu tvoří pouze kontejner s turbínou a
regulací, vzduchové sací filtry, nezbytné přípojky a
komín. Obrázek: [12].
Přes všechny výhody se provoz samostatné spalovací turbíny – tepelná elektrárna
se spalovací turbínou u nás prakticky nevyskytuje (velmi často pouze jako záložní
jednotky elektrizační soustavy s velkou rychlostí startu). Ani ve světě se takto
jednoduché a přímé aplikace spalovací turbíny příliš nevyskytují. Důvodem je vysoká
cena ušlechtilého paliva (nejčastěji spalovací turbíny spalují zemní plyn a ropné
produkty; mohou i jiná méně ušlechtilá paliva, ale to obvykle obnáší i komplikace jako
zanášení a opotřebení lopatek). Proto je snaha o maximální využití energie v palivu a to
buď regenerací tepla v Braytonově oběhu nebo využití tepla spalin pro ohřev vody nebo
jiných látek k průmyslovému využití popřípadě kombinací obou. Proto se spalovací
turbíny používají převážně v teplárnách:
12.id154 Schéma spalovací turbíny s regenerací tepla a s tepelným výměníkem pro ohřev vody.
vlevo zapojení s tepelným výměníkem spaliny/vzduch pro regeneraci tepla; vpravo zapojení s tepelným
výměníkem spaliny/voda pro ohřev vody (teplárna se spalovací turbínou). m•vz [kg·s­1] hmotnostní tok
vzduchu; m•pal [kg·s­1] hmotnostní tok paliva. a rekuperační výměník pro regeneraci tepla; b vzduch
přimíchávaný do horkých spalin; c rekuperační výměník spaliny/voda. Horké spaliny o teplotě i 600 °C se
míchají se studeným vzduchem za účelem snížení teploty spalin před výměníkem a zvýšení jejich
objemového průtoku (směšovací úsek není potřeba pokud je zde umístěn regenerační výměník­teplota spalin
se sníží).
Malé spalovací turbíny do výkonu cca 500 kW se nazývají mikroturbíny
a používají se převážně v kogeneračních jednotkách, které jsou charakteristické rychlým
startem, minimálními nároky na údržbu a malými rozměry...:
13.id161 Jednopólové schéma zapojení malé spalovací turbíny Capstone C30.
1 vysokofrekvenční generátor; 2 střídač (50/60 Hz); 3 napájení příslušenství jednotky; 4 startovací modul.
Spalovací turbína je tvořena jednostupňovým kompresorem a jednostupňovou turbínou s radiálními stupni.
Výkon jednotky je 30 kWe (jedna z nejlepších účinností v kategorii mikroturbín), elektrická účinnost
až 26%, produkce NOx 9 ppm, teplota spalin před výměníkem 275 °C, hmotnost 405 kg, výška celé jednotky
je téměř 1,5 m. Obrázek [22].
Nevýhodou spalovacích mikroturbín jsou vysoké otáčky od 20 000 až
150 000 min­1. To klade vysoké technické nároky na ložiska generátoru a relativně
vysoké finanční nároky na systém změny frekvence elektrického proudu. Protože
jednotky s mikroturbínou jsou poměrně drahé a spalují pouze ušlechtilé palivo používají
se především jako záložní zdroje schopné rychlého spuštění. Vzhledem k jejich malé
hmotnosti je také možné s nimi mnohem lépe manipulovat než s centrálou s pístovým
spalovacím motorem. Malé jednotky se někdy skládají do skupin se společným řídícím
systémem pro zvýšení a optimalizování celkového výkonu.
Expanzní plynové turbíny (soustrojí neobsahuje kompresní část) se obvykle
zkráceně označují jako turboexpandéry nebo jen expandéry. Nejčastěji jsou to
jednostupňové turbíny s jedním radiálním stupněm s axiálním výstupem zvláště pokud
se jedná o proměnné objemové průtoky (tyto stupně jsou méně citlivé na změnu
průtoku) a malé změny entalpie, jinak se používají axiální stupně (například z důvodu
lepších možností chlazení lopatek při vysokých teplotách pracovního plynu).
Turboexpandéry se používají jako redukční stanice tlaku na plynovodu, v průmyslu pro
zkapalňování plynů a směsi plynu s následnou extrakcí jednotlivých kapalných složek
[2], v kryogenní technice (při expanzi může být výstupní teplota helia jen několik
desítek Kelvinů [17], [31]. Výkony turbo­expandérů se pohybují od 100 kW do několika
megawatt.
Spalovací turbíny se používají i k pohonu kompresorů v kompresních stanicích
na trasách plynovodů (kompenzují tlakové ztráty v plynovodu). U tranzitních
plynovodů se budují kompresní stanice na vzdálenostech cca 100 až 150 km, přičemž
střední tlak se pohybuje kolem 7,5 MPa a potřebný příkon turbokompresoru dosahuje až
40 MW. Jako palivo je použit plyn z onoho plynovodu. Pokud je výkon spalovací
turbíny větší než příkon turbokompresoru připojuje se z druhé strany turbíny ještě
elektrický generátor:
14.id666 Příklad zapojení turbosoustrojí se spalovací
turbínou a turbokompresorem v kompresní stanici.
1 vysokotlaký díl turbíny; 2 nízkotlaký díl turbíny; 3
turbokompresor; 4 plynovod; 5 přepážka oddělující
plynové hospodářství od strojovny spalovací turbíny.
Plynové turbíny jsou součásti i tepelné akumulační elektrárny (systém CAES –
Compressed Air Energy Storage). Tento typ zařízení obsahuje turbokompresor
poháněný elektrickým motorem, zásobník tlakového vzduchu a plynovou turbínou se
spalovací komorou . Při přebytku energie v síti elektromotor turbokompresoru je zapnut
a dochází ke kompresi vzduchu, který je stlačován do akumulační nádrže (může se
jednat o vytěžené hlubinné doly či jiné podzemní prostory). Naopak v době nedostatku
elektřiny v síti stlačený vzduch je přiváděn do spalovací komory plynové turbíny.
Vzniklé horké spaliny expandují v turbíně, na kterou je připevněn elektrický generátor.
Vzniklé horké spaliny expandují v turbíně, na kterou je připevněn elektrický generátor.
Vzduch z podzemního zásobníku může sebou strhávat prach, který poškozuje lopatky
turbíny, proto musí být speciálně upravovány a často kontrolovány. Tento systém
akumulace elektrické energie se vyznačuje vysokou rychlostí startu výroby elektřiny, i
startu zahájení akumulace energie. Bylo postaveno několik takových akumulačních
elektráren, které dosahovaly celkové účinnosti akumulace elektřiny pod 50% [5].
Zvýšení účinnosti takového systému si konstruktéři slibují přidáním akumulace tepla­
regenerace tepla vzniklé při kompresi (systém AA – CAES – Advenced Adiabatic
CAES). Takové opatření by mohlo zvýšit účinnost akumulace elektřiny na 70 až 75%
[4], [15, s. 171] bez nutnosti instalace spalovací komory. Tento systém se v současnosti
v Německu připravuje společnost RWE [3]:
15.id720 Schéma zařízení akumulační elektrárny typu AA­CAES.
Z.V. zásobník stlačeného vzduchu; Z.K. zásobník studené akumulační kapaliny (olej); R.T. zásobník ohřáté
akumulační kapaliny (regenerované teplo). Vzduch je po kompresi ochlazován chladicí kapalinou, která je
přečerpávána z nádrže Z.K. do tepelně izolované nádrže R.T. Před vstupem do turbíny je stlačený vzduch
ohříván teplou kapalinou, která je čerpána z nádrže R.T. zpět do nádrže Z.K.
Velký význam má spalovací turbína v letectví, kde je používaná jako pohonná
jednotka:
16.id164 Proudový motor typu turbo­fan.
(a) schématický řez motorem; (b) změna stavových veličin pracovního plynu v motoru v i­s diagramu; (c)
obrázek proudového motoru typu turbo – fan GE90 zdroj [13]. i [J·kg­1] měrná entalpie pracovního plynu;
s [J·kg­1·K­1] měrná entropie pracovního plynu; aK [J·kg­1] měrná práce komprese; aT [J·kg­1] měrná práce
expanze; c [m·s­1] rychlost spalin z výstupní trysky; psk [Pa] tlak ve spalovací komoře motoru; pat [Pa] tlak
okolního (nasávaného) vzduchu. 1 proud atmosférického vzduchu; 2 první stupeň turbokompresoru; 3 tryska
v obtoku (bypass) stlačeného vzduchu; 4 další stupně turbokompresoru; 5 spalovací komora; 6 stupně
plynové turbíny; 7 usměrnění toku spalin do výstupní trysky; 8 proud vzduchu z obtoku. Kompresní poměr
u proudových motorů je až 40 v hlavním proudu, na obtoku dosahuje pouze do 10.
Síla, kterou proudový motor vytváří se nazývá tah. Tah proudového motoru je
definován stejně jako tah vrtulového pohonu s tím, že se hmotnostní průtok zvýší
i o přiváděné palivo do spalovací komory proudového motoru. Celkový tah proudového
motoru je součet tahů jednotlivých plynů na výtoku z motoru (i bypassem). Účinnost
proudového motoru je definovaná stejně jako vnitřní účinnost vrtule pouze
mechanický příkon vrtule je nahrazen příkonem chemické energie v palivu. Bypass
umožňuje zvyšovat hmotnostní průtok motorem [23, s. 177], ale celkově snižuje
rychlost výtokových plynů z motoru. Proto motory s vyšším obtokem jsou vhodnější
pro menší rychlosti a naopak. Poměr mezi hmotnostním tokem vzduchu přes bypass a
proudem vzduchu přes jádro motoru (spalovací komory) se nazývá obtokový poměr
[23, s. 168] (obtokový poměr u motorů typu turbofan pro dopravní letadla je přibližně
1:8). Definice propulzní účinnosti proudového motoru je stejná jako u propulzní
účinnosti vrtulového pohonu respektive se jedná o podíl mezi práci vykonané tahem
a změnou kinetické energie vzduchu a paliva:
17.id176 Základní typy proudových motorů a definice jejich účinností.
(a) turbojet; (b) turbofan; (c) turboprop (mezi vrtulí a motorem je převodovka). T [N] tah motoru; v [m·s­1]
rychlost axiálního pohybu motoru vzhledem k vztažné soustavě (rychlost letu vzhledem k nehybnému
pozorovateli); c i [m·s­1] absolutní rychlost (vzhledem k vztažné soustavě) pracovních látek na vstupu
do motoru, index pal označuje palivo, vz vzduch (spalovací), b vzduch (bypass); c e [m·s­1] absolutní rychlost
pracovních látek na výstupu z motoru, index s označuje spaliny; w [m·s­1] relativní rychlost (w=c­v);
m• [kg·s­1] hmotnostní tok; ηi [­] účinnost proudového motoru; Qr [J·kg­1] spalné teplo paliva; ηp [­] propulzní
účinnost (max 1); K vyznačení kontrolního objemu motoru. Rovnici pro tah lze odvodit pomocí Eulerovy
rovnice. Tlakové síly na vstupu i výstupu z kontrolního objemu se vzájemně vyruší a vliv hmotnostních sil je
zanedbatelný. Rovnice je odvozena pro případ, kdy směr letu je rovnoběžný se směrem proudění látky (v //
c). Nejvyšší propulzní účinnosti dosahují motory turboprop cca při Ma~0,4, turbofan Ma~0,75, turbojet
Ma~1,7 (Ma Machovo číslo). Definice jsou uvedeny např. v [14, s. 538].
Pro zvýšení účinnosti proudového motoru mimo jmenovitý stav se používají dvou
i tříhřídelové proudové motory:
18.id664 Koncepce dvouhřídelového proudového motoru.
NK nízkotlaký díl turbokompresoru; VK vysokotlaký díl turbokompresoru; VT vysokotlaký díl turbíny; NT
nízkotlaký díl turbíny. Vícehřídelová konstrukce umožňuje vyšší regulovatelnost kompresního poměru
v různých fázích letu díky odlišným otáčkám nízkotlakého a vysokotlakého turbokompresoru. Hřídele se
otáčí ve stejném smyslu. Jedná se o tzv. koncentrické uložení. Podrobnější popis důvodu použití je uveden
v kapitole 26. Regulace turbokompresorů.
Výkon a parametry proudového motoru záleží na potřebné rychlosti letounu a jeho
operační výšce. V současnosti motor s největším tahem 360 kN je motor typu turbofan
Trent 900 Rolls­Royce, který se používá například na Airbusech A380. U nadzvukového
dopravního letadla Concorde byly instalovány 4xmotory typu turbojet Olympus 593
Mrk610 o max. tahu 170 kN, při maximální rychlosti 2 Ma jen 45 kN (výrobce Rolls­
Royce/SNECMA). Příklad malého proudového motoru je motor Global flyeru*
(Williams international, typ fj44­1) má tah pouze 6,7 až 8,5 kN nebo ještě menší tah měl
proudový motor nainstalovaný na letadle Marabu** TJ100 o tahu 1 kN (PBS Velká
Bíteš).
*Global flyer
První letoun s proudovým motorem, který obletěl svět bez doplnění paliva – na jaře
roku 2005. Pilot Steve Fosset [32] se zároveň stal prvním člověkem, který obletěl svět
v letadle sám.
**Marabu
Experimentální letoun pro vzdušný průzkum vyvinutý na FSI VUT v Brně Leteckým
ústavem [10]. Letoun je poháněn pístovým motorem s tlačnou vrtulí a malým
proudovým motorem uloženým na levém křídle. Hmotnost proudového motoru je 19 kg
[17].
Podobný princip pohonu jako turboprop je pohon vrtulníku pomocí spalovací
turbíny. V takovém případě spalovací turbíny pohání přes převodovku hlavní a
stabilizační vrtuli vrtulníku nebo se ke stabilizaci proudu vzduchu z trysek, který se
odebírá z turbokompresorové části spalovací turbíny. Výkony spalovacích turbín pro
vrtulníky se pohybují od 100 kW do 800 kW, přičemž jich může být na jednom vrtulníku
i několik.
Letecké spalovací turbíny podléhají přísným bezpečnostním kritériím, jsou
podrobovány častým prohlídkám a mají legislativně omezenou životnost, která je
mnohem kratší než jejich fyzická životnost. Po vyřazení z letadel jsou tedy plně funkční
a využívají se především v energetice. Tyto motory se musí upravit pro stacionární
provoz a výrobu mechanické energie (odstranění bypassů, doplnění dalších turbínových
a případně i turbokompresorových stupňů apod.), takto upravené turbíny se nazývají
aeroderiváty. Aeroderiváty dosahují výkonu cca 40 MW (u radikálně upravených
aeroderivátů s vysokou účinností je výkon i přes 100 MW). Jejich výhodou je rychlý
start (mají odlehčené rotory) a menší pořizovací náklady u menších výkonů. U větších
výkonů mohou být pořizovací náklady vyšší, ale mají i vyšší účinnost*.
*Účinnost aeroderivátů
Pro zvýšení účinností se používají metody popsané v článku 27. Plynová turbína v
technologickém celku. To mimo jiné zahrnuje přidání dalších těles (stupňů
kompresorových i turbínových), což zvyšuje cenu aeroderivátu.
19.id665 Schéma zapojení jednoduchého
aeroderivátu.
a původní spalovací turbína z proudového motoru; b
plynová turbína pro zpracování entalpického spádu
odpovídající kinetické energii proudu spalin na
výstupu z původního proudového motoru. Spalovací
turbíny pro letecké aplikace nemají horizontální
dělící rovinu (potřeba úspory hmotnosti) a montáž a
demontáž takového motoru se provádí v axiálním
směru přes vertikální dělící rovinu. Proto
k demontáži aeroderivátu jsou potřeba speciální
montážní pomůcky původem z leteckých opraven.
Spalovací turbíny se používají i pro pohony lodí i pozemních dopravních
prostředků (lokomotivy, automobily..) především těch vojenských (tanků). Důvodem
použití je obvykle nízká hmotnost v poměru k výkonu:
20.id165 Příklady pohonů se spalovací turbínou pro lodě a automobily.
(a) turbosoustrojí LM2500 se spalovací turbínou od společnosti GE používané na výletní lodi Queen
Mary II*, obrázek z [24]; (b) schéma turbínového pohonu osobního automobilu Chrysler (1963)**. 1
regulační tryska; 2 pohon příslušenství turbínového pohonu (vstřikovací čerpadlo, pohon regeneračního
výměníku...); 3 pohon nápravy; 4 rotující regenerační výměník (teplosměnné plochy regenerátoru jsou
vyrobeny z keramického materiálu snášející prudké změny teplot).
*Turbosoustrojí LM2500 na výletní lodi Queen Mary II
Queen Mary II je nejdelší výletní loď světa o délce 345 m a výtlaku 75 000 tun. Její
pohon je tvořen kombinací pístových spalovacích motorů a dvěma jednotkami LM2500.
Celkový výkon pohonu je 117,2 MW z toho jednotky LM2500 dodávají 50 MW.
Jednotka LM2500 je tvořena aeroderivátem odvozeným z leteckého motoru GE CF6 – 6
o tahu 234 kN, který je používán i na Boeingu 747. Turbína s generátorem jsou
umístěny ve speciálním kontejneru, který je odhlučněn a zároveň konstruován pro
utlumení vibrací. Vyrobená elektřina slouží k pohonu lodních šroubů s elektrickými
motory umístěnými v gondolách mimo trup lodi. Průtočné části turbíny jsou z materiálu
odolávají koroznímu prostředí nasávaného mořského vzduchu. Jednotky LM2500 jsou
umístěny v nadpalubní části lodi blízko sání vzduchu a výfuku. Těžší klasické spalovací
motory jsou umístěny pod těžištěm lodi.
**Turbínový pohon osobního automobilu Chrysler (1963)
Turbosoustrojí je dvouhřídelové a je tvořeno spalovací turbínou s jedním radiálním
kompresorovým stupněm a jedním axiálním turbínovým stupněm a jednou hnací
turbínou s axiálním stupněm (hnací turbína má opačný smysl otáčení než spalovací
turbína). Regulace výkonu se provádí změnou průtoku spalin přes regulační trysku.
Zajímavě je řešen regenerační výměník, který rotuje přes tlakový prostor
zkomprimovaného vzduchu i přes beztlaký prostor výfukových spalin. Jmenovitý výkon
turbíny na výstupní hřídeli je 130 hp, při otáčkách 3 600 min­1, maximální otáčky
turbíny činily 44 500 ot∙min­1. Více o spalovacích turbínách pro automobily např. v [28],
[23].
Plynová turbína je také součástí raketového motoru na kapalné palivo. V těchto
případech je turbínou poháněno čerpadlo okysličovadla a paliva, které udržují
požadovaný tlak ve spalovací komoře (například provozní tlak spalovací komory
motoru SSME raketoplánu Space shuttle byl 20,3 MPa a výkon turbíny turbočerpadla
vodíku dosahoval 56 MW [25, str. 25], [29]).
Teplo ze spalin na výfuku ze spalovací turbíny se nemusí využívat pouze k ohřevu
vody, jak je nakresleno na Obrázku 12, ale pomocí tohoto tepla lze vyrábět páru pro
parní oběh. Taková kombinace dvou tepelných oběhů, nazývána jako paroplynový
oběh, výrazně zvyšuje účinnost transformace energie v palivu na elektřinu a to až
nad 55% (v současnoti /2012/ 60%).
Paroplynový oběh
Z rozboru tepelných oběhů vyplývá, že pro dosažení maximalní tepelné účinnosti
je potřebné přivádět teplo do oběhu při co nejvyšší střední teplotě a naopak teplo
z oběhu odvádět při co nějnišší střední teplotě pracovní látky. První požadavek splňuje
oběh spalovací turbíny a druhý parní oběh. Kombinací oběhu spalovací turbíny
a parního oběhu vznikne tzv. paroplynový oběh, který splňuje obě podmínky pro
maximální účinnost tepelného oběhu:
21.id155 Schéma zařízení pro realizaci paroplynový oběhu a jeho znázornění v T­s diagramu.
B schéma zařízení pro realizaci Braytonova oběhu; R­C schéma zařízení pro realizaci Rankine­Clausiova
oběhu. Horké spaliny ze spalovací turbíny jsou přivedeny do parního kotle K, kde dojde k jejich vychlazení
a k výrobě odpovídajícího množství páry pro parní turbínu. Pro zvýšení celkové účinnosti se u R­C oběhu
využívá regenerace. T­s diagram je vztažen na 1 kg pracovního plynu v plynovém oběhu (proto index B
u značky kg), kterým je v tomto případě plyn s konstatní měrnou tepelnou kapacitou při stálém tlaku
c p=1 kJ∙kg­1∙K­1. T [K] absolutní teplota. Pro parní oběh platí souřadnice s' (číselná osa v měřítku zde není
uvedena, pouze osa plynového oběhu), která zohledňuje rozdíly entalpií a průtoku v obou obězích.
Spálením stejného množství paliva v paroplynovém oběhu se vyrobí více práce
než při provozu spalovací turbíny bez parní části. Pro zvýšení výkonu paroplynového
bloku je možné v kotli spalovat další palivo a využít přebytku kyslíku ve spalinách
ze spalovací turbíny (tzv. přitápění). Přitápění ale snižuje účinnost tím, že se snižuje
podíl práce spalovací turbíny.
Návrh parního oběhu a jeho optimalizace vychází z hmotnostního toku
výfukových plynů na výstupu z plynové turbíny a jejich teploty T4. Je tedy zřejmé, že
maximální teplota pary Tb bude nižší o ΔT1 než teplota spalin T4 (nutný teplotní spád v
tepelném výměníku­přehřívák parního kotle). Teplota syté páry Tb' bude dána
potřebným teplotním rozdílem ve výparníku kotle ΔT2. Ze zákona zachování energie je
zřejmé, že teplo odpovídající změně teploty výfukového plynu z teploty T4 na teplotu T5'
je rovno teplu respektive změně entalpie páry mezi stavy b a b'. Teplo odpovídající
změně teploty výfukového plynu z teploty T5' na teplotu T5 je rovno teplu respektive
změně entalpie vody mezi stavy b' a a (pokud parní oběh obsahuje regeneraci je
spotřeba tepla na tomto úseku menší). Minimální teplotní spád mezi spalinami a
napájecí vodou kotle je ΔT3. Cílem návrhu je parní oběh o maximálním možném
výkonu. To v některých případech může vést i na vícetlaké řešení parní části
paroplynového oběhu, které je popsané v kapitole Parní turbína v paroplynovém bloku
[25.].
Jako příklad paroplynového bloku zde uvádím teplárnu Červený mlýn v Brně
s dvoutlakovým oběhem. Celkový elektrický výkon této teplárny je 94 MW z toho
70 MW připadá na spalovací turbínu, tepelný výkon je 140 MW. Parní část: 100 t∙h­1,
6,84 MPa, 500 °C, 0,92 MPa. Tepelný výkon je přenášen v horké vodě (125 MW) a
v páře (15 MW), účinnost vztažená na výrobu elektrické energie 47,5%, celková
účinnost 89,0%, teplárenské modul e=0,68. Výfuk spalovací turbíny je propojen
s parním kotlem spalinovodem vybaveným dalším komínem. Takto lze spalovací
turbínu v případě nutnosti (požadavek elektrické sítě na rychlou dodávku el. energie)
provozovat i s odstaveným parním kotlem:
22.id157 Schéma zařízení parní části paroplynové teplárny Červený mlýn.
1 vstup horkých spalin z plynové turbíny do parního kotle; 2 výstup spalin z kotle do komína; 3 spalinový
ohřívák horké vody; 4 horkovodní kotel (na ZP); 5 parní spotřebič (0,9 MPa, 200 °C); 6 horkovodní spotřebič
(130/70 °C); 7 beztlakový akumulátor tepla (5600 m3); 8 parní buben vysokotlaké páry; 9 parní buben
nízkotlaké páry; 10 směšování pára/kondenzátní voda a předehřev napájecí vody kotle.
Parní turbína v Červeném mlýně má jeden regulovaný a jeden neregulovaný odběr.
V případě regulovaného odběru se pára odebírá do parovodu, pokud je páry v parovodu
přebytek vstupuje tato pára přes ventil regulovaného odběru do turbíny a průtok parní
turbínou dosahuje maxima. Neregulovaný odběr slouží k ohřevu vody ve špičkovém
ohříváku vody:
23.id670 Protitlaková dvoutlaková parní turbína s jedním regulovaným a jedním neregulovaným odběrem
páry, typ G40 (ALSTOM Power v Brně).
Výkon 24 MW, otáčky turbíny 6000 min­1. Turbína nemá na vstupu regulační ventil – regulace výkonu je
prováděna regulací tlaku páry v kotli.
Paroplynové bloky jsou ve světě rozšířené pro svou vysokou tepelnou účinnost a
rychlost výstavby. Paroplynové jednotky se používají i pro pohon lodí*.
*Paroplynový pohon lodí
V tomto případě je parní oběh zapojen za hlavní pohonou jednotkou, kterou bývá
spalovací motor nebo spalovací turbína. Účinnost těchto lodních paroplynových
jednotek může být až 51,5% [1, s. 32]. K těmto účelům jsou vhodná soustrojí s parní
turbínou na rámu, které obsahují i kondenzátor.
Turbokompresory
Turbokompresory se uplatňují tam, kde je požadována vysoká čistota pracovního
plynu, vysoká životnost nebo velké objemové průtoky (až 3 000 000 m3∙h­1).
Turbokompresory mají při stejném výkonu menší hmotnost než objemové kompresory.
Tlak za turbokompresorem může být i 100 MPa (možnosti jednotlivých typů
turbokompresorů jsou zřejmé z grafu v [16, s. 60] uvádějící závislost tlaku na výtlaku
a na výkonnosti). Speciální turbokompresory dokáží pracovat i při velmi nízkých
teplotách například v případě kryogenní techniky může teplota heliových par být jen
3,5 K [17]. Používají se v báňském a strojírenském průmyslu, ve kterých je velká
spotřeba vzduchu pro pneumatické pohony, v chemickém průmyslu, v chladící technice,
v kompresních stanicích plynovodů a jako součást většiny typů plynových turbín..:
24.id160 Kompresní stanice Werne (Německo).
(a) pohled na areál kompresní stanice; (b) strojovna turbokompresorů. Kompresní stanice Werne je na trase
tranzitního plynovodu zemního plynu, ve kterém se udržuje tlak kolem 7,5 MPa. Obsahuje dva dvoustupňové
turbokompresory s radiálními stupni RV090 poháněné spalovacími turbínami. Vstupní tlak je 6 MPa, tlakový
poměr je 1,45 (konstrukční tlak 11,6 MPa), otáčky turbokompresoru jsou 5 500 min­1, výkonnost stanice je
2x2 000 000 m3∙h­1, jmenovitý příkon turbokompresorů je 2x25 MW. Hnací spalovací turbíny jsou
dvohřídelové Pratt&Whitney FT8­55 o výkonu 26 MW (schéma zapojení je na Obrázku 14). Zdroj obrázků a
dat [30].
Podobný typ turbokompresorů jako se používá v kompresních stanicích tranzitních
plynovodů se používají i v průmyslu, kdy zajišťují například oběh stlačeného plynu
v technologickém okruhu. Proto se takové kompresory s vysokým tlakem na sání a
malým tlakovým poměrem nazývají oběhové kompresory [26, s. 16].
Pro zvýšení vnitřní účinnosti kompresoru se u vícestupňových turbokompresorů
používá mezichlazení:
25.id671 Princip komprese s mezichlazením a řez 6 – stupňovým radiálním turbokompresorem s odběrem
pro mezichlazení.
(a) princip mezichlazení znázorněn na dvoustupňovém radiálním turbokompresoru; (b) řez 6 – stupňovým
radiálním turbokompresorem řady 2MCL společnosti GE s odběrem mezi třetím a čtvrtým stupněm pro
mezichlazení nebo odběr části stlačeného plynu, obrázek z [24]. mCh mezichladič plynu; i parametry plynu
na vstupu; e parametry plynu na výstupu; e* parametry plynu na výstupu v případě komprese bez
mezichlazení; 1 odběr plynu k mezichladiči; 2 odvod ochlazeného plynu z mezichladiče zpět do
turbokompresoru; aiz [J·kg­1] vnitřní práce při izoentropické komprese ze stavu i do stavu e*; apol [J·kg­1]
vnitřní práce při ideální polytropické kompresi ze stavu i do stavu e; Δai [J·kg­1] ušetřená měrná vnitřní
práce kompresoru díky mezichlazení (Δai=aiz­apol). V případě vícetělesových turbokompresorů se může
mezichlazení instalovat v propoji mezi jednotlivými tělesy.
Ze schématu je patrné, že maximální množství vnitřní práce se ušetří v případě
izotermické komprese. Proto bývájí mezichladiče za co největším počtem stupňů, ale
existují i další způsoby chlazení kompresorů.
Kompresory s atmosférickým sání a tlakovým poměrem přibližně do 3 se nazývají
dmychadla respektive v případě lopatkového stroje rotační dmychadla. Rotační
dmychadla bývají nejčastěji malé jednostupňové radiální kompresory s axiálním
vstupem poháněné elektromotorem. Dmychadla se používají například ke zvýšení tlaku
vzduchu na sání pístového spalovacího motoru. V takovém případě mohou být
poháněné mechanickým převodem od hřídele motoru nebo častěji malým
turboexpandérem využívající expanzi spalin ze spalovacího motoru při výfuku, takové
soustrojí se nazývá turbodmychadlo:
26.id163 Zapojení turbodmychadla u pístového
spalovacího motoru.
1 spalovací motor; 2 chladič palivové směsi; 3 sání
vzduchu; 4 zemní plyn (palivo); 5 turbínová část
turbodmychadla; 6 kompresor turbodmychadla; 7
elektrický zapalovač; 8 katalyzátor; 9 směšovač; 10
chladící okruh motoru. V případě plynných paliv se
vzduch i palivo smíchává (palivová směs) ještě před
vstupem do turbodmychadla. Výkonnost
turbodmychadel pístových spalovacích motorů se
pohybuje od 500 m3∙h­1 vzduchu (motor o výkonu cca
100 kW), do 20 000 m3∙h­1 vzduchu (stacionární
motory o výkonech mezi 5 až 7 MW), u lodních
motorů může být ještě vyšší. Více typů zapojení a
regulace výkonu turbodmychadla je popsáno v [28].
Expanzní části turbodmychadel jsou obvykle tvořeny pouze jedním radiálním
stupněm. Axiální stupně u turbodmychadel se používají především u velkých
stacionárních motorů s malou změnou průtoku spalin při provozu (přibližnš konstantní
výkon). Tlak spalin před expanzní části turbodmychadel je obvykle větší než tlak
vzduchu na výstupu z turbodmychadla. Mazací okruh turbodmychadla je velice často
spojen s mazacím okruhem spalovacího motoru, ale v některých případech má vlastní
mazací okruh popřípadě je vybaveno valivými ložisky.
Speciálním typem kompresorů jsou reverzační kompresory používané u velkých
plynojemů. Tyto kompresory jsou schopné pracovat v kompresorovém režimu i
v turbínovém režimu jako turboexpandéry. Reverzační kompresory jsou přes spojku
připojeny k el. motoru, který může pracovat i v generátorovém režimu [6].
Vlivy teplot na konstrukci tepelných turbín
U prvních stupňů tepelných turbín, zejména pak u spalovacích turbín, vysoká
jakost materiálu lopatek a úprava jejich povrchu nestačí k zaručení pevnosti i při
vysokých teplotách pracovního plynu a je nutné lopatky aktivně chladit. Aktivním
chlazením je myšleno chlazení například závěsů lopatek či chlazení celé lopatky
protkané chladícími kanálky. Jako chladící médium se používá vzduch (spalovací
turbíny) nebo v případě parních turbín voda [11, s. 931]:
27.id682 Lopatky spalovací turbíny řady MS5002 od
GE s chladícími kanály.
Vzduch pro chlazení lopatek se odebírá v některé
části kompresoru (pro první stupně expanzní části
turbíny za posledním stupněm kompresoru). Chladící
vzduch se kanálky vyvádí do proudu expandujících
spalin otvory v lopatce umístěné na konci přetlakové
strany. Povrch lopatek musí být ošetřen, ze strany
chlazení, korozivzdornou vrstvou. Obrázek z [15].
Podobně důmyslně musí být provedena i konstrukce spalovací komory, aby
vzduch pro spalování zároveň ochlazoval kovové části komory.
Odkazy
1. TŮMA, Jan. Rotterdamský přístav se posouvá do moře, Technický týdeník, č. 11,
2011. Praha: Business Media CZ, ISSN 0040­1064.
2. Natural gas processing, Wikipedia, http://en.wikipedia.org/wiki/Natural_gas_processing.
[2011]. [on­line],
3. ADELE – Adiabatic compressed­air energy storage (CAES) for electricity supply,
[2011]. [on­line], http://www.rwe.com/web/cms/en/365478/rwe/innovations/power­
generation/energy­storage/compressed­air­energy­storage/project­adele.
4. Energy Storage Power Corporation, [2011]. [on­line], http://www.espcinc.com.
5. TŮMA, Jan. Velkokapacitní zásobníky spolehlivě uskladní přebytky elektřiny –
Tlakovzdušné akumulační elektrárny na obzoru, Technický týdeník, č. 6, 2011. Praha:
Business Media CZ, ISSN 0040­1064.
6. Efektivní reverzační turbokompresor, Technický týdeník, č. 1, 2011. Praha: Business
Media CZ, ISSN 0040­1064.
7. IBLER, Zbyněk, KARTÁK, Jan, MERTLOVÁ, Jiřina, IBLER, Zbyněk ml. Technický
průvodce energetika­1. díl, 2002. 1. vydání. Praha: BEN­technická literatura, ISBN 80­
7300­026­1.
8. IP Rotor Cooling, [2011]. Popis základních atributů konstrukce parních turbín
společnosti Mitsubishi Heavy Industries, Ltd.
http://www.mhi.co.jp/en/products/detail/steam_turbine_design_topics.html.
9. ČEZ, a.s., 2011. Majitel a provozovatel elektráren. Adresa: Praha 4, Duhová 2/1444,
PSČ 140 53, Česká republika, http://www.cez.cz.
10. Letecký ústav na FSI VUT v Brně, [2012]. Pracoviště, kde byl navržen a postaven
exerimentální letoun MARABU. Adresa: Fakulta strojního inženýrství, Vysoké učení
technické v Brně, Technická 2896/2, 616 69 Brno, http://lu.fme.vutbr.cz.
11. MILLER, Rudolf, HOCHRAINER, A., LÖHNER, K., PETERMANN, H.
Energietechnik und Kraftmaschinen, 1972. Hamburg: Rowohlt taschenbuch verlag
GmbH, ISBN 3­499­19042­7.
12. CSC Iskra­Energetika, 2012. Inženýrská společnost v oblasti energetiky. Adresa: 28,
Vedeneev Str., Perm, Russia, 614038. Web: http://www.iskra­energy.ru.
13. Ecomagination, 2012. Webové stránky společnosti General Electric Company
zaměřené na prezentaci produktů. Web: http://www.ecomagination.com.
14. MATTINGLY, Jack, HEISER, William, PRATT, David, Aircraft Engine Design,
2002. Second edition. Reston: American Institute of Aeronautics and Astronautics,
ISBN 1­56347­538­3.
15. MS 5002 Gas Turbine a Through D Evolution, [2011]. Propagační článek
společnosti GE. http://www.ge.com.
16. BECKMANN, Georg. GILLI, Paul. Thermal Energy Storage, 1984. Wien: Springer­
Verlag, ISBN 3­211­81764­6.
17. První brněnská strojírna Velká Bíteš, a.s., [2012]. Výrobce a dodavatel malých
plynových turbín, kryogenních turbokompresorů a malých parních turbín. Adresa:
Vlkovská 279, 595 12 Velká Bíteš, http://www.pbsvb.cz.
18. DANILOV, Alexandr. Пpocтopы apктики, В мире науки, 2006. Ruskojazyčná
verze časopisu Scientific American. Moskva: Адрес: 119991 г. Москва, ГСП­1,
Ленинские горы, МГУ, д. 1, стр. 46, офис 138.
19. Nuclear Propulsion, Federation of American Scientists, 2000. Washington, DC:
1725 DeSales Street, NW 6th Floor, 20036, http://www.fas.org/man/dod­
101/sys/ship/eng/reactor.html.
20. LAVERY, Brian. Lodě, 2005. 1. vydání. Praha: Euromedia Group k. s., ISBN 80­
242­147­7.
21. Siemens AG, 2011. Výrobce a dodavatel mnoha týpů tepelných turbín a
turbokompresorů. Web: http://www.siemens.com.
22. Capstone Turbine Corporation, 2011. Výrobce a dodavatel malých plynových
turbín se spalovací komorou. Web: http://www.capstoneturbine.com.
23. BATHIE, William. Fundamentals of gas turbines, 1984. John Wiley&Sons, Inc.
ISBN 0­471­86285­1.
24. General Electric Company, 2011. Výrobce a dodavatel mnoha typů tepelných turbín
a turbokompresorů. Adresa: Fairfield, CT 06828, United States. Web:
http://www.ge.com.
25. RŮŽIČKA, Bedřich. POPELÍNSKÝ, Lubomír. Rakety a kosmodromy, 1986. Vydání
1. Praha: Naše vojsko.
26. CHLUMSKÝ, Vladimír, LIŠKA, Antonín. Kompresory, 1978. 1. vydání. Praha:
SNTL.
27. History of Chrysler Corporation – Gas Turbine Vehicles, 1979. Prepared By
Technical Information Engineering, 42 stran. Web:
http://www.turbinecar.com/misc/history.pdf.
28. JAN, Zdeněk, ŽDÁNSKÝ, Bronislav. Automobily – Motory, 2010. 6. vydání. Brno:
Avid, spol. s.r.o., ISBN 978­80­87143­15­5.
29. SUTTON, George. BIBLARZ, Oscar. Rocket propulsion elements, 2010. New
Jersey: John Wiley & Sons. ISBN 978­0­470­08024­5.
30. MAN Diesel & Turbo SE, [2012]. Výrobce a dodavatel mnoha typů tepelných turbín
a turbokompresorů. Adresa: Augsburg, Stadtbachstrasse 1, D­86153 Augsburg,
Deutchland. Web: http://www.mandieselturbo.com.
31. KAPICA, Pjotr. Experiment, teorie, praxe, 1982. 1. vydání. Praha: Mladá fronta.
Překlad z ruského originálu Эксперимент. Теория. Практика, 1977.
32. FOSSET, Steve. Lovec větru­vlastní životopis, 2008. Řitka: Daranus, s.r.o.
ISBN 978­80­86983­59­2.
Citace tohoto článku
ŠKORPÍK, Jiří. Tepelné turbíny a turbokompresory, Transformační technologie,
2011­02, [last updated 2014­02]. Brno: Jiří Škorpík, [on­line] pokračující zdroj, ISSN
1804­8293. Dostupné z http://www.transformacni­technologie.cz/tepelne­turbiny­a­
turbokompresory.html. English version: Heat turbines and turbocompressors. Web:
http://www.transformacni­technologie.cz/en_tepelne­turbiny­a­turbokompresory.html.
©Jiří Škorpík, LICENCE
www.transformacni­technologie.cz
24. Návrh a konstrukce tepelných turbín a
turbokompresorů
Autor: Jiří Škorpík, [email protected] : aktualizováno 2016­03­07
Na stránkách Transformačních technologií jsou tepelné turbíny a turbokompresory
poprvé významněji představeny v kapitole 11. Základní typy a aplikace lopatkových
strojů, další rozsáhlé informace o těchto typech lopatkových strojů a jejich parametrech
a použití jsou v článku 23. Tepelné turbíny a turbokompresory. V článku 1. Historie
transformačních technologií také stručně popisuji historii těchto strojů.
Parní turbíny
Parní turbíny jsou stroje pracující v oběhu, ve kterém pracovní látka mění své
skupenství. Nejrozšířenější je R­C oběh s vodou jako pracovní látkou, v turbíně
v takovém případě expanduje vodní pára. Parní turbíny jsou tedy vždy součástí
nějakého většího technologického celku, který obsahuje zdroj páry (parní kotel či
parogenerátor). Na základě účelu a vlastností technologického celku, viz článek
25. Parní turbína v technologickém celku, vyplynou základní parametry zadání pro
návrh parní turbíny jako je výkon, omezení velikosti, otáčky atd., případně i speciální
požadavky jako je výkonová charakteristika turbíny. Na základě těchto vstupních
požadavků musí konstruktéři provést termodynamický* i konstrukční návrh turbíny**.
Tyto dvě základní oblasti návrhu parní turbíny se ovlivňují a provádí se takřka současně
s využitím více výpočtových metod a při využití unifikovaných částí co největšího
množství unifikovaných částí turbín daného výrobce. Rozvoj elektronické výpočetní
techniky v současnosti již dovoluje simultánní ověření termodynamických vlastností a
pevnosti turbíny na základě navržené geometrie a parametrů páry. To umožňuje ověření
a zrychlení optimalizace parametrů parní turbíny a i technologického celku ještě před
samotnou výstavbou a spuštěním a vyšší míru jistoty při garanci požadovaných
parametrů díla.
*Termodynamický návrh parní turbíny
Termodynamický návrh obsahuje stanovení typu lopatkování, typ regulace, návrh
optimálního počtu stupňů (určit optimální spád na jednotlivé stupně), regulace a další
konstrukční rysy jak je popsáno dále. Literatura zabývající se termodynamickým
návrhem parní turbíny má v České republice tradici [12], [18], [7].
**Konstrukční návrh parní turbíny
Konstrukční návrh obsahuje problematiku pevnosti, tuhosti konstrukce a tvaru
konstrukce, olejové hospodářství, uložení turbíny, spojky, převodovky. Musí být
přihlédnuto k účelu a způsobu použití turbíny a servisu turbíny. Parní turbíny jsou
vybaveny hydraulickými a elektrickými zařízeními sloužící především k regulaci,
měření a diagnostice turbíny. Konstrukce parní turbíny obsahuje velké množství
"klasických" strojírenských dílů (ložiska a olejový systém, spojky, ventily, šroubové
spoje a pod.), které se počítají běžným způsobem a obvykle vykazují vysokou míru
unifikace a často je výrobci parních turbíny nakupují. Co se týká samotné geometrie
skříní, záleží na výrobci respektive jeho Know­how a literatura na toto téma je velmi
omezená (např. [8], [9], [13], [14], [15], [17], [19]), ale některá řešení jsou uvedeny v
tomto článku a dalších souvisejících článcích.
Rotory parních turbín
Rotor axiální parní turbíny obsahuje mimo drážek pro připevnění lopatek, také
disk axiálního ložiska, plochy pro radiální ložiska, spojkový disk a labyrintové ucpávky
či alespoň plochy pro dotykové ucpávky.
U vícestupňových parních turbín se používají dvě základní koncepce rotorů a to
bubnový rotor a diskový rotor. Bubnový rotor je vyroben obvykle se svařovaných
výkovků ve tvaru prstence a následně obroben. Buben je po obvodu opatřen drážkami
pro závěs lopatek nebo jiným systémem upevnění lopatek k rotoru:
1.id638 Zjednodušený řez svařovaným bubnovým rotorem parní turbíny (slabou čarou je naznačen obrys
statoru).
Tento typ rotorů se často používá u přetlakových stupňů (v tomto případě je první stupeň rovnotlaký). 1 disk rotorové řady lopatek regulační stupeň*; 2 rotorové lopatky; 3, 4 vysokotlaké labyrintové
ucpávky**–část 3 rotoru se nazývá vyrovnávací buben; 5 plochy pro radiální ložiska***; 6 plochy pro
axiální ložiska; 7 nízkotlaké labyrintové ucpávky; 8 převod vysokotlaké páry z ucpávek zpět k lopatkování
turbíny s odpovídajícím tlakem; 9 odvod ucpávkové páry; 10 přívod zahlcovací páry; pat [Pa] atmosférický
tlak (okolí turbíny). O konstrukci rotoru např. [8], [9].
*Regulační stupeň
Jedná se o první stupeň turbíny, u kterého statorová část je vybavena rozváděcími
tryskami. Někdy tyto trysky jsou i uzavíratelné pro regulaci průtoku páry. Regulační
stupeň je obvykle také jiného typu lopatkování než následující skupina stupňů.
V případě skupinové regulace turbíny musí být tento stupeň co nejméně náchylný na
ztrátu parciálním ostřikem.
**Labyrintové ucpávky parní turbíny
K utěsnění hřídele turbíny se nejčastěji používá bezdotykových labyrintových ucpávek.
Pokud je tlak před ucpávkou větší jak pat uniká část páry z turbíny touto ucpávkou, tato
pára je odsávána do kondenzátoru ucpávkové páry vývodem 9, aby ztráty páry v okruhu
byly co nejmenší. Pokud je před ucpávkou tlak menší než je atmosférický hrozí vnik
vzduchu do turbíny a dále do kondenzátoru, proto je nutné nejdříve zahltit ucpávku
zahlcovací párou 10, aby tato zahlcovací pára neproudila mimo turbínu je nutné ji
odsávat opět do kondenzátoru ucpávkové páry vývodem 9. S ucpávkami mohou
souviset další odběry páry v turbíně. Předně se provádí odběr zahlcovací páry v místě
vhodného tlaku páry. Naopak pára z ucpávek na vysokotlakém konci turbíny může být
přiváděna zpět do turbíny v místě vhodného tlaku páry, což se využívá u bubnových
rotorů.
***Olejový okruh ložisek rotoru parní turbíny
Základní olejový okruh pro hydrodynamické mazání mívají tlak oleje přibližně
0,5 MPa. Velké turbíny jsou vybaveny i vysokotlakým hydrostatickým mazacím
okruhem (hydrostatická ložiska), sloužící ke "zvednutí" rotoru turbíny při protáčení­tlak
oleje 15 až 17 MPa, podle síly potřebné ke zvednutí rotoru. Olejové čerpadlo
hydrodynamického ložiska je poháněno mechanicky přes hřídel, tak je zajištěna jeho
funkce i v případě výpadku el. energie při havarijním odstavení parní turbíny.
Diskový rotor je tvořen na sebe navazující disky. Tyto disky bývají k sobě
přivařeny nebo jsou navlečeny na centrální hřídeli a zajištěny perem. U malých turbín
může být disk s lopatkami vyroben z jednoho kusu:
2.id349 Parní turbína s diskovým rotorem. Zdroj fotografie [5].
Konstrukční výhoda diskové koncepce je v malém průměru hřídele a tedy i malé
obvodové rychlosti a plochy v místě ucpávek hřídele a menší výsledná axiální síla než u
bubnového rotoru, pokud je stupeň reakce u paty lopatky velmi malý. Mají mnohem
nižší vlastní frekvence než bubnové rotory.
Bubnové rotory mají vyšší tuhost. Velké plochy mezi začátkem a koncem bubnu
vyvozují také velké axiální síly. Tyto síly vznikají, protože na straně vyššího tlaku
(vstup do turbíny) je i vyšší síla na čelní plochu bubnového hřídele, a na výstupu páry
malý tlak–malá síla na čelní plochu rotoru. To vyžaduje i větší axiální ložisko, ve
kterém jsou i větší mechanické ztráty. Ke snížení této síly se používá vyrovnávací
buben na jehož čele je tlak nižší díky ucpávkám jak ukazuje Obrázek 2.
Dosti často při výběru typu rotoru rozhoduje technologická základna výrobce.
Otáčky parních turbín se standardně odvozují od zařízení, které pohání, tedy
nejčastěji el. generátoru. To znamená, že podle počtu pólů generátoru jsou otáčky
nejčastěji 25 či 50 Hz respektive 30 a 60 Hz pro Americkou rozvodnou soustavu.
U menších parní turbín cca do 30 MW se používají i převodovky, což dovoluje zvýšit
otáčky turbíny na 5 000 až 15 000 min­1. Vyšší otáčky totiž umožňují zvýšit vnitřní
účinnost menších turbín a také zmenšují jejich velikost zvýšením optimální změny
entalpie v turbínovém stupni.
Stupně parních turbín
U parních turbín se používají převážně axiální stupně a kuželové stupně a to jak
s přímými lopatkami tak i zkroucenými lopatkami. Přičemž je důležité poznamenat, že
na jednom rotoru lze tyto typy stupňů kombinovat. Tzn. na začátku lopatkové části
turbíny, kde vychází lopatky krátké použít stupně navrhované bez přihlédnutí
k prostorovému charakteru proudění tedy přímé a na další části turbíny už stupně
konstruované s přihlédnutím k prostorovému charakteru proudění tedy lopatky
kroucené.
Výběr typu stupně ovlivňuje typ použitého rotoru, otáčky, poloměr, na kterém se
nachází, požadované zatížení a účinnost a také na jakém místě vícestupňové turbíny se
nachází. Například první stupeň se od posledního může velmi lišit. První stupně bývají
krátké přímé lopatky, kdežto poslední stupně dlouhé zkroucené lopatky. Také rozhoduje
to zda se jedná o regulační stupeň apod.
Při porovnání poměru optimálních entalpických spádů v axiálním přetlakovém
stupni ku axiálním rovnotlakém stupni ku dvouvěncovém Curtisovu stupni (provedeno
v kapitole 20. Návrh axiálního přetlakového stupně turbíny) je očividné, že za stejných
podmínek bude mít parní turbína s axiálními přetlakovými stupni dvakrát více stupňů
než parní turbína s axiálními rovnotlakými stupni. Z těchto důvodů je výhodné, při
požadavku snížení počtu stupňů turbíny (například kvůli vzdálenosti ložisek), použít
jako první stupně rovnotlaký či Curtisův stupeň a to i na větším poloměru (tím se také
zvětší zpracovaný entalpický spád ve stupni­zkrácení turbíny). V rovnotlakém a
Curtisově stupni se také s větším zpracovaným entalpickým spádem více sníží teplota a
tlak než ve stejném stupni přetlakovém (takže, použitím těchto stupňů jako prvních u
vícestupňových turbín s přetlakovými stupni to snižuje konstrukční nároky na zbylou
část skříně a materiály následujících stupňů). A u jednostupňových parních turbín
s velkým entalpickým spádem je použití rovnotlakého stupně či Curtisova stupně
výhodné kvůli malé axiální síle a možnosti zpracování vysokého entalpického spádu.
Další výhodou rovnotlaké koncepce stupně je možnost při malých průtocích snížit ztrátu
vnitřní netěsností stupně tím, že se zavede parciální ostřik cílem prodloužit lopatky
rotoru (samozřejmě lopatky lze prodloužit jen do té míry dokud snížení ztráty vnitřní
netěsností je větší než nárůst ztráty parciálním ostřikem). Takže i z těchto důvodů je
tento typ stupně vhodný jako regulační. Současně je evidentní, že v případě
zkroucených lopatek snese stupeň se stupněm reakce u paty lopatky blízký nule větší
zatížení než stupeň, který u paty lopatky bude mít stupeň reakce vyšší.
Konstrukce stupně je ovlivněna nejen geometrií lopatek, ale typem rotoru.
Základní konstrukční schéma stupně s diskovým rotorem vypadá následovně:
3.id350. Příklad konstrukce axiálního stupně parní
turbíny s diskovým rotorem.
S statorová řada lopatek; R rotorová řada lopatek; B
bandáž; M mezistěna; O disk rotorové řady lopatek
(disk oběžného kola); Lu labyrintová ucpávka* .
p [Pa] tlak; R [m] poloměr; δ [m] tloušťky mezer;
l [m] délka lopatky; m·u [kg·s­1] odvod pracovní
tekutiny z mezery mezi disky; b [m] šířka
lopatkových řad; u [m·­1] obvodová rychlost na
daném poloměru; γ [°] úhel nastavení profilu
v lopatkové mříži; S [m2] průtočná plocha
lopatkového kanálu. Význam indexů: 0 stav před
statorovou řadou lopatek; 1 stav před rotorovou
řadou lopatek; 2 stav za rotorovou řadou lopatek; i
pata lopatky (vnitřní poloměr lopatky); o obvod; u
ucpávka. Značení na obrázku vychází z [1, s. 92].
Poznámka Bandáž a ucpávka se vynechává v případě vysokých obvodových rychlostí nebo u
stupňů s velmi malým stupně reakce.
V disku rotoru bývají otvory, které slouží k odvodu pracovní tekutiny proudící do
mezery mezi statorem a rotorem přes ucpávky mezistěny statoru. Tato pracovní tekutina
se musí odvádět, aby nezvyšovala tlak v mezeře a nenarušoval hlavní proud, který
proudí lopatkovými kanály. Z tohoto důvodu by požití velké stupně reakce u paty
lopatky znamenalo podstatné zvýšení netěsnosti stupně. Vysoký stupeň reakce zvyšuje
také síly působící na disk, proto se disková koncepce používá pouze pro rovnotlaké
stupně nebo stupně se zkroucenými lopatkami ale s malým stupněm reakce u paty
lopatky.
Při výpočtu vnitřní práce stupně u takové konstrukce by neměla být opomenuta
mimo jiné ventilační ztráta rotoru, která u bubnových rotorů je prakticky zanedbatelná.
Disková konstrukce rotoru je typická i pro Curtisovy stupně, které jsou využívány
jen u malých parních turbín s malým průtokem, ale vysokým entalpickým spádem,
u parních turbín spouštěných nárazově (například pohon čerpadel na lodích či pohon
dalších zařízení u nichž je důležitý jiný parametr než spotřeba páry pro jejich pohon), a
s požadavkem na velký poměr výkon/hmotnost. Také se používá jako první stupeň (tzv.
regulační stupeň) u vícestupňových parních turbín s rovnotlakými nebo přetlakovými
stupni, jestliže je požadavek na co nejrychlejší snížení tlaku a teploty páry na vstupu či
snížení celkového počtu stupňů v turbíně.
4.id914 Malá parní turbína pro malý průtok páry o
vysokých parametrech.
Turbína je konstruována jako Curtisův dvouvěncový
stupeň. Protože turbína obsahuje pouze jednu
Lavalovu dýzu je statorová řada lopatek velmi malá,
druhá rotorová řada chybí úplně. Místo druhé
rotorové řady převracecí kanál, který přivádí páru
zpět na první rotorovou řadu. Turbína obsahuje
integrovanou převodovku. Obrázek z [16, s. 188].
Oproti konstrukci stupňů pro diskové rotory jsou konstrukce stupně na bubnových
rotorech uzpůsobeny k tomu aby pára proudící netěsností na statorové řadě lopatek
mohla dále protékat i přes rotorovou řadu lopatek:
5.id917 Příklad konstrukce axiálního stupně parní
turbíny s bubnovým rotorem.
Bubnové rotory mohou být osazeny jak rovnotlakými tak přetlakovými stupni či
stupně se zkroucenými lopatkami.
U jednostupňových turbín převažují rovnotlaké stupně a ojediněle i radiální stupně
.
Parní turbíny mohou obsahovat i radiální stupně a to jak čistě radiální, tak radiální
s axiálním výstupem. Jejich použití může být jako první stupeň vícestupňové parní
turbíny s axiálními stupni. V takové aplikaci výrazně zkracuje délku turbíny, protože
díky změně obvodových složek rychlosti v rovnici obvodové práce dokáže zpracovat
s poměrně vysokou termodynamickou účinnosti velký entalpický spád a tím i rychle
snížit tlak a teplotu páry:
6.id362 Příklad použití radiálního stupně u parní turbíny.
Jedná se o poslední díl tří­tělesové turbíny (NT díl) výkonové třídy 60 MW. Výrobce PBS, [6], v odkazu je
uvedena i studie parní turbíny o výkonu 100 MW s radiálními prvními stupni na NT dílu.
Stupeň čistě radiální parní turbíny se vyznačuje radiální centripetálním
prouděním, v podstatě vždy obsahuje i radiální rozváděcí řadu lopatek a konstruují se
jako jednostupňové, ale v minulosti byla testována i vícestupňová varianta:
7./id804 Několikastupňová radiální turbína s protiběžnými rotory (Ljungström), [16, s. 710].
Provozní podmínky radiálních stupňů jsou charakteristické malým průtokem nebo
velkým zpracovaným entalpickým spádem či kombinací obou případů. Díky změně
obvodových rychlostí je radiální stupeň schopen zpracovat větší entalpický spád než
stupeň čistě axiální za podobných podmínek. Vzhledem ke geometrii radiálního stupně
jsou hřídele uloženy letmo.
Omezení použití radiálních stupňů u parních turbín je možné spatřovat v délce
lopatek, kdy vlivem odstředivých sil jsou namáhány a deformovány na ohyb. Také
proud páry nesmí obsahovat vlhkost, protože vodní kapičky mají tendenci, vlivem
odstředivých sil, měnit směr proudění zpět k obvodu stupně.
Další části parní turbíny a její vybavení
Navenek je parní turbína kompaktní stroj. Přesto, jako většina složitých
strojírenských produktů, je na její konstrukci aplikována široká unifikace dílů
opakujících se svou velikostí i u jiného typu parní turbíny. Tato unifikace je patrná
především na ložiskových stojanech a ložiscích (stejně jako externím mazacím
okruhem), které jsou vyvedeny mimo turbínu, navařovacími skříněmi regulačních
ventilů či odstupňovanými průměry hřídelů apod. Unifikaci podléhá i geometrie lopatek
a to především přímých lopatek.
Mimo uvedená zařízení a napojení je turbosoustrojí vybaveno protáčecím
zařízením, vibrodiagnostikou (měření vibrací za účelem zjištění stavu stroje­měří se
kmitání rotorových lopatek pomocí čidel ve statorové skříni naproti špicím lopatek
v případě lopatek s bandážemi je čidlo umístěno z boku lopatkové řady [22]), měřením
dilatací a dalšími, především elektrickými, zařízeními pro monitorování chodu
turbosoustrojí.
Návrh a možnosti vícestupňových parních turbín
Jeden stupeň parní turbíny stroje může optimálně zpracovat pouze určité množství
měrné energie páry (s přihlédnutím k otáčkám, velikosti stroje a vlastnostem použitých
materiálů), proto se větší entalpické rozdíly zpracovávají ve více stupních řazených za
sebou. Obvyklý rozdíl měrných entlapií bývá v řádech několika stovek kJ∙kg­1 dosti
často více jak 1000 kJ∙kg­1 a proto jsou vícestupňové parní turbíny velmi běžné.
Rozdělení celkového rozdílu měrné entalpie na jednotlivé stupně není jednoduché
a velmi obtížně se hledá poučka jak jej správně rozdělit. To je dáno především tím, že
vlastnosti páry (hustota a termomechanické vlastnosti) se během expanze strojem mění
navíc někdy je požadavek aby skupina stupňů byla tvořena geometricky stejnými
stupni. Z tohoto důvodu se při návrhu vícestupňové parní turbíny vychází z těchto
několika obecných zásad:
(1) Jednotlivé stupně se navrhují na optimální parametry tj. pro maxi­ mální účinnost stupně (s přihlédnutím k faktu, že snížení účinnosti jednoho stupně může vést ke zvýšení účinnosti jiného stupně z rů­ zných termodynamických či konstrukčních důvodů). Pro určitou část stupňů může být důležitý i jiný parametr než účinnost např. požada­ vek snížit rychle tlak, teplotu nebo zlepšit regulovatelnost stroje i za cenu nižší účinnosti atd. (2) Stav pracovní látky na vstupu do stupně musí vycházet ze stavu na výstupu z předchozího stupně a naopak. (3) Obvykle se jako první navrhuje první a poslední stupeň pro optimální
parametry, protože je znám požadovaný stav na vstupu a výstupu ze stroje do prvního stupně a stav na výstupu z posledního stupně. Potom se počítají další navazující stupně. 8.id953 Obecné zásady při rozdělení změny měrné entalpie páry do několika stupňů parní turbíny.
Postup výpočtu vícestupňové parní turbíny je uveden v [7]. V případě axiálních
stupňů vícestupňových parních turbín se dá počet stupňů a jejich jednotlivé entalpické
spády přibližně stanovit (za určitých předpokladů i přesně) pomocí Parsonsova čísla
metodou ca/u [7, s. 40].
Při velké změně měrné entalpie pracovní látky je potřeba i velkého množství
stupňů. Jeden stroj (podle konstrukce) může obsahovat jen určitý počet stupňů (omezení
v max. vzdálenosti ložisek a další konstrukční omezení), proto je nutné pro použít dva i
více strojů řazených za sebou a v každém tělese se sníží měrná entalpie (tlak)
o požadovaný rozdíl:
9.id802 Tří­tělesová parní turbína. Kondenzační turbína o výkonu 150 MW výrobce MAN. Obrázek z [16, s. 190].
Uspořádání a propojení jednotlivých těles parních turbín záleží na způsobu
zapojení parní turbíny v technologickém celku tj. na typu zdroje páry a účelu bloku:
10.id283 Příklady uspořádaní více­tělesových parních turbín pro zpracování velkého entalpického spádu.
VT vysokotlaký díl turbíny; NT nízkotlaký díl turbíny; st středotlaký díl turbíny; PP přihřívání páry mimo
turbínu. (a) uspořádaní používané pro výkony 30 až 100 MW; (b) kolem 500 MW. Podle [1, s. 134].
Při expanzi páry v turbíně dochází k nárůstu jeho objemu a tedy i zvyšování
průtočného průřezu turbíny. Při velkých průtocích může vycházet průtočný průřez příliš
velký (velký průměr turbíny) použije se opět místo jednoho tělesa turbíny více těles
mezi sebou paralelně propojených:
11.id268 Příklady uspořádaní více­tělesových parních turbín s paralelními proudy.
(a) třítělesová parní turbína s paralelním zapojení dvou nízkotlakých těles; (b) příklad dvouhřídelové turbíny
(používají se jaderných elektrárnách o výkonech 1200 až 1 800 MW*).
*Poznámka Neplatí vždy. Například v současnosti nejvýkonnější vyráběné parní turbíny typu
Arabelle (výrobce Alstom) o výkonu až 1800 MW je stále jednohřídelová.
Turbokompresory
Podobně jako u turbín tak i při návrhu turbokompresoru se vychází ze zadání a
dalších požadavcích vyplývajících ze jeho funkce v rámci konkrétního technologického
celku více v článku 26. Turbokompresor v technologickém celku.
Hřídele turbokompresorů
Konstrukce hřídelů axiální kompresorů je vždy bubnového typu, protože se
používají stupně s velkým stupně reakce u paty lopatky. V případě radiálních
kompresoru se jednotlivé radiální disky navlékají na hřídel osazenou pery.
Typy používaných ucpávek hřídelů jsou stejné jako pro případy parních turbín.
Používají se jak dotykové tak bezdotykové typy, přičemž převažují labyrintové ucpávky.
U menších turbokompresorů nebo při stlačování drahých plynů se používají dotykové
chlazené ucpávky. Pro případy hořlavých plynů se používají kapalinové ucpávky.
Stupně turbokompresorů
Stupně v turbokompresorech se vyskytují jak v axiálním, tak v radiálním
provedení a to i ve vícestupňové variantě.
Axiální stupně kompresorů se navrhují téměř vždy s ohledem na prostorový
charakter proudění, protože jejich vnitřní účinnost je více citlivá na různé ztráty spojené
s prouděním a energetické zatížení stupně je také menší než u turbínových stupňů.
Pouze u posledních stupňů vícestupňových axiálních kompresorů a dmychadel s velmi
krátkými lopatkami se neuvažuje prostorový charakter proudění a pro návrh takových
stupňů lze použít analytický postup návrhu axiálních stupňů popsaný v kapitole Návrh
axiálního přetlakového stupně turbíny [19.]. Lopatky se vyznačují malým zakřivením a
jsou tenké z aerodynamických důvodů. Turbokompresory mají bubnové rotory, pouze u
jednostupňových axiálních dmychadel s malým kompresním poměrem se používá
disková konstrukce.
12.id639. Základní konstrukce axiálního stupně
kompresoru.
Před prvními stupni turbokopresoru se často předřazují statorové lopatky ke
zlepšení náběžných úhlů proudu [3, s. 165]. Tyto předřazené lopatky mohou být i
natáčivé podobně jako u axiálních ventilátorů pro lepší regulovatelnost
turbokompresoru. Ze stejných důvodů lze přidat statorovou řadu navíc i za poslední
stupeň turbokompresoru.
Axiální stupně kompresorů se používají až při požadavku na vyšší průtok cca od
15 m ∙s­1 respektive, když už jejich výroba je levnější a jejich velikost je menší než by
vyžadoval kompresor s radiálními stupni. Také účinnost má od zmíněného průtoku o
něco vyšší [10, s. 94].
Běžné velikosti podobnostních součinitelů axiálních stupňů kompresorů jsou
uvedeny v [18, s. 153].
Čistě radiální stupně turbokompresorů se používají velmi zřídka a většina těchto
stupňů je konstruována s axiálním vstupem a při jeho návrhu lze zanedbat prostorový
charakter proudění a návrh takového stupně provést podle kapitoly Radiální stupně
pracovních strojů s axiálním vstupem [20.].
Otáčky kompresorových stupňů se navrhují s ohledem na co nejvyšší účinnost,
pokud to dovolí jeho pohon a pevnost. U radiálních stupňů běžných velikostí dosahují
optimální otáčky několika desítek tisíc za minutu.
Doporučené hodnoty podobnostních součinitelů pro návrh radiálních stupňů
kompresorů jsou uvedena v [18, s. 153], [3, s. 259], vliv délky lopatek na účinnost
stupně je představena v [21, s. 73]*.
3
Navrhněte oběžné kolo, měrnou obvodovou práci a efektivní účinnost jednostupňového radiálního
turbokompresoru s axiálním vstupem, oběžné kolo má čistě radiální výstup. Turbokompresor je určen pro
stlačování vzduchu z atmosférického tlaku a standardní teplotě 15 °C do tlaku 0,44 MPa a přibližný průtok
0,7225 kg∙s­1. Úloha 1.id726
pi [Pa] 101325 u1o [m·s­1] 199,8216 pe [Pa] 440000 w1o [m·s­1] 251,0862 Δistiz [J·kg­1] 150959,0310 Maw1o [­] 0,7531 n [s­1] 900 zRp [J·kg­1] 3326,7708 D1o [m] 0,0707 μ [­] 0,8255 c1a [m·s­1] 152,0382 c3 [m·s­1] 152,0382 D1i [m] 0,0077 u2 [m·s­1] 454,3773 D1m [m] 0,0503 c2 [m·s­1] 410,6252 u1m [m·s­1] 142,1328 w2 [m·s­1] 184,9919 w1m [m·s­1] 208,1282 D2 [m] 0,1607 β1m [°] 133,0715 zSp [J·kg­1] 16018,2374 ΔiRiz [J·kg­1] 94349,3944 cr2 [m·s­1] 167,1314 ρt [­] 0,6250 b2 [m] 0,0040 t [m] 0,0020 ar [J·kg­1] 42350,0932 z [­] 18 lu [J·kg­1] ­212774,9701 p1 [Pa] 97342,5170 ηef [­] 0,71 p2 [Pa] 270781,5750 Úloha 1: souhrn zadání a výsledků.
pe [Pa] tlak na výstupu z kompresoru (v tomto případě je stejný jako tlak p3, protože tlakové ztráty ve
spirální skříni nebyly počítány); n [­] exponent polytropy v oběžném kole; t [m] tloušťka lopatek; z [­] počet
lopatek; Maw1o [­] Machovo číslo na vstupním obvodu oběžného kola; μ [­] součinitel skluzu; ηef [­] efektivní
účinnost stupně; ar [J·kg­1] ventilačních ztráta oběžného kola. Výsledky nezahrnují ztráty ve vstupním a
výstupním hrdle (díky, kterým bude skutečný poměr o něco menší) a ztrátu vnitřní netěsností (díky, které
bude hmotnostní průtok nižší). Parametry nejsou optimalizovány podle pevnostního výpočtu.
Vypočítejte vnitřní účinnost jednostupňového turbokompresoru s bezlopatkovým difuzorem. Parametry jsou
totožné jako u Úlohy 1. Úloha 2.id946
Návrh vícestupňového turbokompresoru
U turbokompresorů je nutné zpracovat měrnou entalpii pracovní látky v řádech
stovek kJ∙kg­1. Pro kompresní poměr větší jak ε=4 se běžně používají vícestupňové
turbokompresory (často axiální, ale používají se i radiální vícestupňové
turbokompresory). Kdybychom chtěli zpracovat takto vysoké rozdíly měrných entalpií
v jednom stupni potřebovali bychom oběžné kolo velkého průměru a obvodové
rychlosti, což by bylo nerealizovatelné z konstrukčních i termodynamických důvodů
(nízká vnitřní účinnost):
13.id805 Moderní konstrukce několikastupňového turbokompresoru. Výrobce upravuje jednotlivé stupně podle požadavků zákazníka. Obrázek z [4].
Rozdělení změny stavu mezi více stupňů není tak snadné jako u vícestupňových
hydrodynamických čerpadel, protože vlastnosti pracovní látky se během komprese mění
(hustota a termomechanické vlastnosti). Obecné zásady pro rozdělení rozdílu měrných
entalpií do více stupňů turbíny (Seznam 8) lze uplatnit i pro vícestupňový
turbokompresor. Podrobný postup návrhu vícestupňového turbokompresoru je uveden
například v [21, s. 92]. V případě turbokompresoru s mezichlazením se také mezi stupni
zmenšuje měrný objem plynu, proto první stupeň po mezichlazení bude mít menší
vstupní průřezy než výstupní průřezy předchozího stupně.
Vícetělesové turbokompresory se nevyskytují často. Používají se pouze při velkém
počtu stupňů, kdy hrozí velká vzdálenost ložisek (především u axiálních stupňů­
například pro stlačení vzduchu do tlaku 3 MPa je potřeba cca 6 stupňů radiálních
stupňů, ale pro stlačení jen 1 MPa je potřeba už 25 axiálních [11, s. 67]) nebo z jiných
důvodů technologických důvodů jako je vysoký odběr stlačeného pracovního plynu za
prvním tělesem turbokompresoru nebo mezichlazení u turbokompresoru s axiálními
stupni.
Spalovací turbíny
Spalovací turbíny samy o sobě tvoří technologický celek obsahující tři základní
části a to kompresorovou, spalovací část (spalovací komory) a turbínovou část. V tomto
článku se zabývám popisem pouze lopatkové části spalovacích turbín a problém oběhu
spalovací turbíny a zapojení jsou popsány v článku 27. Plynová turbína v
technologickém celku. Při návrhu kompresorové části lze plně využít poznatky při
návrhu turbokompresoru uvedené výše a podobně lze využít při návrhu turbínové části
poznatků z návrhu stupňů parních turbín uvedených taktéž výše s tím, že odpadají
problémy s kondenzací pracovní látky během expanze a rostou problémy spojené s
vysokou teplotou spalin a chlazením lopatek.
Na rozdíl od parních turbín se spalovací turbíny nevyrábí na zakázku, ale nabízí se
v typových řadách. To je dáno především náročností návrhu jednotlivých částí spalovací
turbíny a uvedení nového typu spalovací turbíny na trh předchází jeho dlouhý vývoj a
obvykle následují inovace tohoto typu po mnoho let.
Spalovací turbíny jsou jak jednostupňové (jeden stupeň kompresoru u turbíny) i
více stupňové, vyskytují se z různých důvodů i vícetělesové. U velkých spalovacích
turbín jsou nejčastěji použity axiální stupně pro jejich možnost zpracovat velké objemu
pracovní látky, přičemž základní konstrukční schéma vypadá následovně:
14.id1056 Základní části spalovací turbíny.
0 stav vzduchu před sacími filtry a tlumičem hluku (lze v tomto případě použít pravidla napojení popsaná
v článku 26. Turbokompresor v technologickém celku); 1 stav vzduchu na vstupu do kompresorové části; 2
stav vzduchu na výstupu z kompresorové části (difuzor); 3 stav spalin na výstupu ze spalovacích komor a
vstupu do turbínové části; 4 stav spalin na výstupu z turbínové části (výfuk spalovací turbíny); SP spalovací
komora/y. mv [kg·s­1] hmotnostní průtok nasávaného vzduchu; m·pal [kg·s­1] hmotnostní průtok paliva;
mu [kg·s­1] odváděné množství vzduchu v odběru pro zahlcení ucpávek turbínové části­aby nedošlo k úniku
spalin do strojovny a okolí (lze zde aplikovat principy zapojení ucpávek parních turbín); mch [kg·s­1]
odváděné množství vzduchu v odběru pro chlazení*.
*Odběr vzduchu pro chlazení
Podle konstrukce turbíny se rozděluje do několika větví, z nichž nekteré mohou být
vybavené chladičem a jemnými filtry. Chladí se lopatky turbínové části, hřídel
(především v oblasti spalovacích komor).
Vstupními parametry pro návrh bývá nejčastěji výkon, omezení velikosti, otáčky
atd., případně i speciální požadavky jako je výkonová charakteristika spalovací turbíny.
Výpočet příkonu kompresorové části se musí provést po částech, protože díky
odběrům se mění průtok vzduchu. To znamená, že výpočtový úsek turbokompresoru je
omezen vzdáleností jednotlivých odběrů. Poslední odběr chladícího vzduchu je až na
konci turbokompresoru.
V turbínové části expandují horké spaliny, které vznikly ve spalovací komoře. Při
výpočtu turbínové části spalovací turbíny s lopatkami s chladícími kanálkami do proudu
spalin se musí počítat s nárůstem hmotnostního průtoku za těmito lopatkami o množství
chladícího vzduchu. Na druhou stranu chlazení lopatek způsobuje i chlazení expanze
jedná se o odvod tepla do okolí, i když se chladící vzduch v další části promíchá
s expandujícími spalinami (zvýší se entropie). Pokud za touto mříží, dojde ke smísení
horkých spalin s chladícím vzduchem je nutné vypočítat výslednou entalpii vzniklé
směsi pomocí energetické (směšovací rovnice) bilance.
Nejen malé spalovací turbíny, ale i turbodmychadla a turboexpandéry se velmi
často konstruují jako jednostupňové. U těchto turbín se nejčastěji používají radiální
stupně pro své větší regulační schopnosti a dosahovaní vysokých tlaků i při malých
výkonech.
15.id807 Malá spalovací turbína.
Vpravo je fotografie rotoru obsahující oběžné kolo turbíny i turbokompresoru. Plynová turbína Kongsberg
KG2­3; maximální otáčky 1800 min­1; kompresní poměr 3,5; teplota spalin na výfuku 533 °C, maximální
výkon 1200 kW; palivo nafta, zemní plyn. Obrázek z [2, s. 92].
Otáčky spalovacích turbín jsou dány optimálními otáčkami poháněné
kompresorové části. Jejich omezení je dáno konstrukcí ložisek (kuličkové, kluzné,
vzduchové a elektromagnetické) a pevností oběžného kola.
Spalovací komory spalovacích turbín
Ve spalovacích komorách probíhá nejen samotné spalovaní, ale mísení stlačeného
vzduchu z kompresorové části spalovací turbíny a paliva. Konstrukci a velikost
spalovací komory podstatně ovlivňuje zda spalování probíhá difúzně nebo kineticky
[23, s. 6]. V případě difúzního spalování jsou komory obrovské (často větší než samotná
lopatková část spalovací turbíny viz obrázek níže), protože kyslík a palivo se
promíchávají pomalu pomocí vzájemné difuze (pronikaní) vzduchu a paliva až během
hoření. Spalovací komory s kinetickým spalováním jsou mnohem menší, protože palivo
se promíchá s požadovaným množstvím stlačeného vzduchu ve směšovací komoře (ve
které dochází k aktivnímu promíchávání vzduchu a paliva) spalovací komory, což
výrazně zkracuje dobu hoření.
16.id843 Základní části a rozdělení spalovací komory.
1 přívod vzduchu od turbokompresoru; 2 přívod paliva; 3 vysouvatelná zapalovací svíčka; 4 průšlehová
trubka (slouží k zapálení směsi v ostatních plamencích); 5 palivová tryska; 6 přívod spalovacího vzduchu do
zóny promíchání pomocí vířiče (rozkreslení v [3, s. 369], [23, s. 33]); 7 přívod chladícího vzduchu v tepelně
vyrovnávací zóně; 8 přívod směšovacího vzduchu do směšovací zóny; 9 probíhající směšování spalin a
vzduchu, přívod spalin k prvnímu stupni turbínové části; 10 statorová řada lopatek prvního stupně turbíny; 11
plamenec; 12 plášť komory; 13 přechodový kus.
Hoření ve spalovacích komorách musí probíhát s co nejmenší tlakovou ztrátou,
v malém objemu a při teplotách 1300 až 1450 °C. Při takových teplotách už vznikají
sloučeniny NOx ze vzdušného dusíku, což vede na minimální přebytky vzduchu a
důkladné promíchávaní palivové směsi (turbulizace). Pro snížení produkce NOx se do
proudu horkých spalin může vstřikovat pára a pod.
Charakteristickými parametry spalovací komory je rychlost proudění pracovního
plynu skrz komoru a výkonové zatížení. Běžný rozsah těchto parametrů je uveden
v [3, s. 370].
Požadavky na funkci spalovací komory záleží na účel spalovací turbíny.
Požadavky na spalovací komory proudových motorů jsou v některých směrech dosti
odlišné od požadavků na spalovací komory stacionárních spalovacích turbín:
(1) Vyvážená účinnost spalování paliva a velikost komory (obecně co největší účinnost spalování­co nejmenší komora). (2) Minimální tlakové ztráty při proudění pracovního plynu skrz spalovací komoru. (3) Co nejnižší obsah škodlivých emisí ve spalinách. (4) Stabilní účinnost i obsah emisí v široké rozsahu předpokládaných provozních výkonů a podmínek (především u proudových motorů se mění okolní podmínky i výkon ve velmi širokém rozsahu). (5) Servisní interval spalovací komory musí být stejný nebo delší než je servisní interval generální opravy spalovací turbíny. (6) Snadné a rychlé zapalování i pro případ řídkého vzduchu (požadavek pro proudové motory). (7) Rovnoměrná teplota spalin po celé výstupním průřezu spalovací komor/y. Požadavek pro komory rozmístěné po obvodu nebo prstencových komor. 17.id649 Základní požadavky na spalovací komory.
Z konkrétních požadavků plynoucí ze zadání se vybere vhodný typ spalovací
komory, u které ho je předpoklad splnění těchto požadavků. Spalovací turbína může
obsahovat jednu nebo i více spalovacích komor. Typy spalovacích komor se rozdělují
podle jejich tvaru a způsobu spalování na čtyři základní typy:
18.id844 Typy trubkových spalovacích komor.
(a) čistě trubková (8 spalovacích komor např. komory spalovací turbíny Siemens SGT–750 [23.])­can type;
(b) se společným pláštěm­can­annular type. 1 plášť komory; 2 plamenec.
Trubková konstrukce spalovacích komor
Pro trubkovou konstrukci spalovacích komor je charakteristické jejich obvyklý vysoký
počet nutný k dosažení potřebného výkonu­jsou rozmístěné rovnoměrně po obvodu
turbíny. Jejich výhoda je v jednoduché výrobě, montáží i opravě. Nevýhodou je vysoká
hmotnost (v případě letecké aplikace), celkově větší zastavěný prostor, v jistých
provozních režimech může nastat nerovnoměrné spalování v jednolivých komorách,
složítý přechod horkých spalin z komor do rozvaděče turbínové části. Spalovací turbíny
mohou mít po obvodu rozmístěny i několik spalovacích komor. Tento typ spalovacích
komor se používá i pro případy difúzního spalování. V takovém případě spalovací
komory jsou velké a nelze je integrovat do pláště spalovací turbíny a jsou proto
situovány mimo spalovací turbínu. V případě samostatných spalovacích komor pro
difúzní spalování se využívá jedna maximální dvě velké spalovací komory, které se
umísťují svisle nebo vodorovně v bezprostřední blízkosti spalovací turbíny:
19.id846 Příklad samostatné spalovací komory umístěné mimo soustrojí. Obrázek z [16, s. 444]; výrobce Brown Boveri.
Velké trubkové spalovací komory
Velké trubkové spalovací komory umístěné mimo spalovací turbínu se vyznačují tuhostí
celé konstrukce, neomezenými prostorovými možnostmi, snadností oprav, zvýšenou
tlakovou ztrátou a odvodem tepla do okolí. Protože spaliny jsou přiváděny k turbínové
části jedním přívodem je teplota spalin rovnoměrně rozložena po celém obvodu prvního
stupně turbíny.
Trubkové komory se společným pláštěm
Trubkové komory se společným pláštěm mají podobné vlastnosti jako čistě trubkové
komory s tím že jsou lehčí a zabírají méně místa. Také oproti předchozí konstrukci
mohou obsahovat více plamenců (na stejném průměru), mají menší tlakovou ztrátu,
větší účinnost spalování, rovnoměrnější rozložení teplot spalin.
Prstencová spalovací komora
Prstencová spalovací komora je lépe integrovatelná do pláště spalovací turbíny než
předchozí trubkové typy a je lehčí. Nevýhodou tohoto typu je jeho obtížná demontáž,
při které je nutné nejdříve rozpůlit spalovací turbínu ve vertikální rovině (oddělení
kompresorové části od turbínové), nerovnoměrné deformace komory vlivem teplotního
zatížení. Typické je pro tento typ komor její konstrukční jednoduchost, ale obtížní
termomechanický návrh. Další popis výhod a nevýhod tohoto typu spalovací komory je
v [24, s. 274], [23, s. 105].
20.id845 Prstencová spalovací komora­annular type.
1 plášť komory; 2 plamenec; 3 obvyklé místo pro umístění palivových trysek a rozprašování spalovacího
vzduchu; 4 rozvody paliva; 5 rozvody spalovacího vzduchu od kompresorové části. Použití především u
leteckých turbín a aeroderivátů.
Výpočet spalování a rozměrů spalovací komory je proveden například v [23].
Odkazy
1. KADRNOŽKA, Jaroslav. Lopatkové stroje, 2003. 1. vydání, upravené. Brno:
Akademické nakladatelství CERM, s.r.o., ISBN 80 – 7204 – 297 – 1.
2. SAWYER, Tom. Sawyer's gas turbine catalog, 1970. 1970 edition. Stamford: Gas
turbine publications.
3. KOUSAL, Milan. Spalovací turbíny, 1980. 2. vydání, přepracované. Praha:
Nakladatelství technické literatury, n. p.
4. Centrifugal & Axial Compressors, 2011. Katolog spollečnosti General Electric
Company. Adresa: Fairfield, CT 06828, United States, http://www.ge.com.
5. ŠKODA POWER, a DOOSAN company, 2010. Výrobce a dodavatel parních turbín.
Web: http://www.doosanskoda.com.
6. KUBIŠ, Stanislav. Radiální turbinové stupně v parních turbinách, Kotle a energetická
zařízení, 2012. Sborník konference konané 19.3. až 21. 3. 2012 v Brně, ISSN 1804­
6673.
7. FIEDLER, Jan. Parní turbíny­Návrh a výpočet, 2004. Vydání první. Brno:
Akademické nakladatelství CERM, s.r.o., ISBN 80­214­2777­9.
8. KRBEK, Jaroslav. Tepelné turbíny a turbokompresory, 1990. 3. vydání. Brno: Vysoké
učení technické v Brně, ISBN 80­214­0236­9.
9. ŠKOPEK, Jan. Parní turbína­tepelný a pevnostní výpočet, 2007. 1. vydání. Plzeň:
Západočeská univerzita v Plzni, ISBN 978­80­7043­256­3.
10. CHLUMSKÝ, Vladimír, LIŠKA, Antonín. Kompresory, 1978. 1. vydání. Praha:
SNTL.
11. LIŠKA, Antonín, NOVÁK, Pavel. Technika stlačeného vzduchu, 1999. 1. vydání.
Praha: Vydavatelství ČVUT, ISBN 80­01­01947­0, 1999.
12. AMBROŽ, Jaroslav, BÉM, Karel, BUDLOVSKÝ, Jaroslav, MÁLEK, Bohuslav,
ZAJÍC, Vladimír. Parní turbíny I.­theorie a výpočet, 1955. Vydání první. Praha: Statní
nakladatelství technické literatury, n.p.
13. LEYZEROVICH, Alexander. Steam turbines for modern fossil­fuel power plants,
2008. Lilburn: The Fairmont Press, Inc., ISBN 0­88173­548­5.
14. Kolektiv autorů. Stavba turbosoustrojí velkých výkonů pro uhelné a atomové
elektrárny, 1959. Plzeň: Nakladatelství Československé akademie věď.
15. AMBROŽ, Jaroslav, BÉM, Karel, BUDLOVSKÝ, Jaroslav, MÁLEK, Bohuslav,
ZAJÍC, Vladimír. Parní turbíny II.­konstrukce, regulace a provoz, 1956. Vydání první.
Praha: Statní nakladatelství technické literatury, n.p.
16. MILLER, Rudolf, HOCHRAINER, A., LÖHNER, K., PETERMANN, H.
Energietechnik und Kraftmaschinen, 1972. Hamburg: Rowohlt taschenbuch verlag
GmbH, ISBN 3­499­19042­7.
17. AMBROŽ, Jaroslav. Konstrukce parních turbín, 1969. Vydání přepracované. Praha:
Vydavatelství ČVUT.
18. KADRNOŽKA, Jaroslav. Tepelné turbíny a turbokompresory, 2004. 1. vydání.
Brno: Akademické nakladatelství CERM, s.r.o., ISBN 80 – 7204 – 346 – 3.
19. MICHELE, František. Parní turbíny a kondenzace, Plynové turbíny a
turbokompresory, Konstrukce, 1985. Vydání první. Brno: Vysoké učení technické v
Brně.
20. JAPIKSE, David. Introduction to turbomachinery, 1997. 2. vydání. Oxford: Oxford
University Press, ISBN 0 – 933283­10­5.
21. MISÁREK, Dušan. Turbokompresory, 1963. Vydání první. Praha: Statní
nakladatelství technické literatury, n.p.
22. LIŠKA, Jindřich, STRNAD, Jaromír, JANEČEK, Jaromír. Bezkontaktní měření
vibrací bandážovaných lopatek parních turbín, All for power, 2013, č. 1. Praha: AF
POWER agency a.s., ISSN 1802­8535.
23. VESELÝ, Stanislav. Spalovací komory­termodynamika a základy konstrukce, 2007.
Brno: Galant Brno, s.r.o. ISBN 978­80­254­0418­8.
24. BATHIE, William. Fundamentals of gas turbines, 1984. John Wiley&Sons, Inc.
ISBN 0­471­86285­1.
Citace tohoto článku
ŠKORPÍK, Jiří. Návrh a konstrukce tepelných turbín a turbokompresorů,
Transformační technologie, 2011­06, [last updated 2016­03­07]. Brno: Jiří Škorpík, [on­
line] pokračující zdroj, ISSN 1804­8293. Dostupné z http://www.transformacni­
technologie.cz/navrh­a­konstrukce­tepelnych­turbin­a­turbokompresoru.html.
©Jiří Škorpík, LICENCE
www.transformacni­technologie.cz
25. Parní turbína v technologickém celku
Autor: Jiří Škorpík, [email protected] : aktualizováno 2016­03­08
Základní rozdělení a způsoby zařazení parní turbíny v technologickém celkem jsou
popsány v kapitole Parní turbíny [23.].
Požadované parametry a vlastnosti technologického celku jsou součásti zadání pro
návrh parní turbíny. Odtud plyne nejen průtok a parametry páry, ale například
i požadavky na průměrný počet startů za rok a jejich rychlost, otáčky, množství a místo
odběrů páry, způsob regulace, charakteristika při částečném zatížení atd.
Zapojení parní turbíny
Zapojení parní turbíny v technologickém celku závísí na typu tohoto celku,
obvykle obsahuje parní tubína tyto připojovací uzly:
1.id830 Příklad zapojení parní turbíny s odběry páry.
1 přívod páry k turbíně; 2 odvodnění vstupního parovodu; 3 uzavírací/havarijní ventil; 4 ovládaní ventilů
(nejčastěji mechanicko­hydraulické); 5 regulační ventil/y; 6 odvodnění komor regulačních ventilů; 7 potrubí
regulovaného odběru páry; 8 regulační ventil odběru páry; 9 potrubí neregulovaného odběru páry; 10 výstup
páry do kondenzátoru; 11 odvodnění stupňové části turbíny (po délce turbíny jich může být několik); 12
vysokotlaké labyrintové ucpávky*; 13 nízkotlaké labyrintové ucpávky; 14 olejový okruh ložisek; 15
sledované veličiny turbosoustrojí.** kontrolním systémem, na který je soustrojí připojeno; 16 přední
ložiskový stojan; 17 zadní ložiskový stojan; pat [Pa] atmosférický tlak (okolí turbíny).
*Ucpávky parní turbíny
Celkové množství páry unikající v ucpávkách je do 2% u malých turbín, do 1% u
velkých turbín–záleží i na opotřebení ucpávky. Více o principu ucpávek
např. [10, s. 152].
**Kontrolované a regulované veličiny
Nejčastěji se kontrolují tlaky a teploty páry na vstupu a výstupu z turbíny a odběrů; tlak
a teplota mazacího oleje; otáčky, výkonové parametry generátoru (napětí, proud);
polohy regulačních ventilů; poloha hlavní uzavírací/havarijní armatury (otevřeno­
zavřeno). Rozmístění měřících míst podle typu bloku, kterého je soustrojí součástí je
uvedeno např. v [7, s. 513, 515, 519]. Další sledované veličiny a napojení parních turbín
je uvedeno v kapitole Další části parní turbíny a její vybavení [24.].
Turbosoustrojí se umísťují přes litinové podpěry na betonový podklad.
Turbosoustrojí umístěné na společném rámu s přílušenstvím se pokladá přímo na
betonovou podlahu strojovny. Kondenzátor se umísťuje za turbínu v axiálním směru u
velkých turbín je umístěný pod turbínou a samotná turbína na betonovém stole. Velmi
malé turbíny cca do 1 MW se nepokládají přímo na podlahu strojovny, ale na betonový
podstavec výšky od 40 do 60 cm pro snadnější přístup obsluhy a údržby k takto malým
strojům.
Teplárna (tepelné schéma je na obrázku) je vybavena protitlakovou parní turbínou a výkonu 6 MW, pracující
s parou o vstupních parametrech 3,5 MPa, 435 °C. Teplárna má dodávat technologickou páru o tlaku 0,6
MPa a teplotě 200 °C. Maximální požadovaný hmotnostní tok technologické páry je 25,5 kg∙s­1. Do teplárny
se od spotřebitele vrací 60% kondenzátu o teplotě 95 °C. Z bilance obsahu solí v kotelní vodě vyplývá
spotřeba cca 5% odluhu. Vnitřní účinnost turbíny je 80,8%, spojková účinnost turbíny je 79%, generátoru
94,6%. Termické odplynění je přímo napojeno na sběrnici páry, proto v něm bude také tlak 0,6 MPa, teplota
vody na mezi sytosti v napájecí nádrži bude tedy odpovídat tomuto tlaku. Tlak 0,6 MPa bude také v
uvolňovači páry z odluhu. Vypočtěte hmotnostní průtok v jednotlivých větvích teplárny. Další parametry
budou určeny či odhadnuty během výpočtu. Úloha 1.id151 Úloha převzata z [9, s. 49].
Obrázek k úloze 1. RS redukční stanice; CH chladící stanice; T parní turbína; G elektrický generátor; k parní kotel; NN
napájecí nádrž; OH ohřívák; OD odkal kotle; CHUV chemická úpravna vody; PNK pomocná nádrž
kondenzátu; S spotřebiče páry; z odvod brýdových par z odplynění.
zařízení pracovní látka průtok zařízení pracovní látka průtok
[kg·s­1] [kg·s­1]
­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­
CHUV voda 11,88 OD odluh 1,4 CH1 pára­výstup 12,1 vratná pára 0,28 voda 2,0811 OH1 voda­výstup 27,18 CH2 pára­výstup 18,03 pára­vstup 3,5062 voda 0,663 RS1 pára­vstup 10,0182 K voda 28,9655 S voda­výstup 15,31 pára 27,563 T pára­vstup 17,55 NN ztráty 0,561 pára­výstup 17,37 pára 1,13 Úloha 1: souhrn výsledků.
Pracovní režimy parní turbíny
Hlavní pracovními režimy parních turbín jsou startování, normální provoz a
odstavování parní turbíny, přičemž startování je složeno ze dvou podrežimů a to
spouštění a zatěžování:
2.id301 Příklad rozložení hlavních provozních režimů parní turbíny.
a spouštění; b zatěžování; c normální provoz. τ [min] doba od začátku spouštění; P, Pj [W] výkon
turbosoustrojí a jmenovitý výkon turbosoustrojí; n, nj [s­1] otáčky turbosoustrojí a jmenovité otáčky
turbosoustrojí; nk [s­1] kritické otáčky soustrojí (mohou být i v jiné oblasti­záleží na konstrukci rotoru).
Znázorněný diagram se nazývá najížděcí diagram. Doby odpovídají parní turbíně o výkonu kolem 30 MW
viz. zdroj [10, s. 160].
Ke každé turbíně existuje najížděcí diagram dodaný výrobcem. Obvykle
startování parní turbíny vypadá následovně: před najetím ze studeného stavu (turbína
má teplotu okolí) je nutno ji prohřát puštěním malého množství páry při zapnutí
odvodnění a odvodu páry z turbíny (například. do kondenzátoru). V při nízkých
průtocích je parní turbína protáčena protáčecím zařízením pro rovnoměrné a rychlé
prohřátí parní turbíny (jinak v důsledku teplotní roztažnosti materiálu turbíny může
docházet k deformacím a poškození turbíny). Po dosažení dostatečného průtoku páry,
kdy je turbína schopna překonávat ztráty v mechanismech, se protáčecí zařízení vypíná.
Množství páry do turbíny se pozvolna zvyšuje při rovnoměrnému prohřívání. Pokud je
turbína vybavena hydrostatickým ložiskem je při spouštění aktivní. Tímto způsobem se
zvyšují otáčky až na jmenovité otáčky, kdy dojde k připojení generátoru k síti
(asynchronní generátor) nebo k přifázování k síti (synchronní generátor). Nyní soustrojí
je již zatěžováno a zvyšováním teploty, tlaku a průtoku páry nedochází ke zvyšování
otáček, pouze vnitřního výkonu­nastává druhá fáze startu turbíny tedy zatěžování.
Pozvolně se zvyšují parametry páry a zatížení turbíny, přičemž stále probíhá prohřívání
turbíny a zvyšování vnitřního výkonu až na požadovaný stav. Poté přechází soustrojí do
režimu provoz (viz. níže kapitola Regulace výkonu parních turbín).
Odstavení (zastavení) parní turbíny může být dvojí a to řádné odstavení a
havarijní odstavení. Při řádném odstavení se postupně zavírá regulační ventil až na
nulový výkon soustrojí, kdy dojde k odpojení soustrojí od sítě, poté se plynule uzavře,
za snižování otáček, přívod páry úplně. Jednotlivé části parní turbíny chladnout
postupně dochází v důsledku teplotní roztažnosti k deformaci rotoru i statoru, při které
mohou být některé její části poškozeny. Takovému poškození se zamezuje občasným
pootočením (podle pokynů výrobce) hřídele protáčecím zařízením turbíny než teplota
tělesa turbíny neklesne pod bezpečnou mez. Při protáčení je aktivní hydrostatický
mazací systém ložisek.
Při havarijním odstavení soustrojí se uzavře náhle havarijní ventil (případně další
důležité uzávěry*) turbíny a pára před turbínou je nouzově odvedena mimo soustrojí.
Rotor soustrojí se setrvačností dále otáčí dokud se postupně nezastaví. V této fázi je
olejové čerpadlo poháněno mechanicky přes hřídel. Jestliže příčinou havárie
technologického celku není havárie soustrojí (havárie na pokles tlaku oleje, vibrace,
náhlý pokles výkonu, havárie na generátoru například jeho přehřátím, destrukce turbíny
apod.) a je zdroj elektřiny pro olejová čerpadla a protáčecí zařízení, pak následuje řízené
chladnutí turbíny jako při řádném odstavení. Jestliže je havárie na soustrojí je další
postup na obsluze turbosoustrojí. Po havarijním odstavení se musí turbína zkontrolovat
vizuálně i diagnosticky a při následném spuštění pečlivě sledovat.
*Poznámka Uzavřít se musí havaríjně i odběry z turbíny, případně protitlak, které by mohly způsobit
zpětné proudění nebo nenávrhové zatížení axiálních ložisek–hrozí vydření ložisek při
vyšší síle nebo při změně směru výslednice sil apod.
Start i odstavení turbíny velmi zatěžuje nekteré konstrukční uzly turbíny, proto při
jejím návrhu je nutné znát předpokládanou frekvenci startů a tomu konstrukci uzpůsobit
(životnost ucpávek, ložisek apod. versus jejich cena). U velkých elektrárenských turbín
je frekvence startů obvykle v jednotkách (jaderné elektrárny), v desítkách (uhelné) až ve
stovkách (lodní, solární aplikace, u kterých se startuje i každý den [1]) za rok.
Konstrukci ještě více než frekvence startů ovlivňuje požadavek na rychlost startů, která
je důležitá například u lodních aplikací nebo solárních, v prvním případě pochází
požadavek z požadované akcelerace lodě, v druhém případě se jedná o rychlý ranní
nárůst solárních zisků solárních kolektorů. Pro rychlý start musí být turbína konstrukčně
upravená tak, aby umožňovala rychlé výkyvy teplot (např. speciální barelová
konstrukce) a odlehčený rotor [1]. Z termodynamického pohledu lze start turbíny
urychlit snížením počtu stupňů (změnou stupně reakce nebo změnou otáček), tím se
může snížit vnitřní účinnost turbíny, ale za to se prodlouží doba chodu při slunečním
svitu.
Tepelná účinnost bloku s parní turbínou
Tepelná účinnost bloku s parní turbínou je obvykle vztažena k celému areálu tj. do
areálu vstupuje energie v palivu popřípadě další energie sloužící k pohonu pomocných
zařízení a vystupují požadované přetransformované energie (v případě tepelné
elektrárny­elektřina, v případě teplárny teplo a elektřina; v případě kompresní stanice
stlačený plyn a pod.):
3.id455 Čistá účinnost bloku tepelné elektrárny s parní turbínou.
Z zdroj tepla pro výrobu páry (parní kotel, parogenerátor, varný jaderný reaktor a pod.); P [W] výkon
(jednotlivé výkony jsou definovány níže). ηpr [­] čistá účinnost bloku tepelné elektrárny (na prahu
elektrárny), obecný vztah platný pro všechny typy tepelných elektráren; ηsv [­] elektrická účinnost bloku na
svorkách generátoru; ζvs [­] poměrná vlastní spotřeba bloku; ηZ [­] účinnost zdroje páry včetně skládky
paliva v areálu bloku; ηpotr [­] účinnost potrubí od zdroje páry k turbíně; η [­] účinnost turbosoustrojí na
svorkách generátoru; ηt [­] tepelná účinnost parního oběhu (teoretická) bez práce napájecího čerpadla.
Jednotlivé účinnosti záleží na typu bloku, parametrech páry, výkonu bloku atd. rozsah běžných hodnot je
uveden [7, s. 516].
Výkon zdroje páry PZ a potenciálně využitelný výkon v dodávaném palivu Ppal
Ve zdroji tepla je předáváno pracovní látce teplo. Tento předaný tepelný výkon ve [W]
je roven součinu průtočného množství pracovní látky v [kg·s­1] a jejímu rozdílu měrné
entalpie mezi vstupem a výstupem ze zdroje v [J·kg­1]. Do areálu výrobního bloku je
dodáváno průměrné množství paliva, které obsahuje určité množství potenciálně
využitelné energie. V případě paliva určeného pro spalování (uhlí, biomasa atd.) je tato
energie dána výhřevností paliva. Skladování paliva a doprava do zdroje tepla nemusí
být beze ztrát (vypařování hořlaviny na skládce uhlí, ztráty při manipulaci a dopravě
atd.).
Výkon páry před turbínou Ppotr
V ideálním případě je roven PZ. V reálném provozu je menší o ztráty měrné entalpie
páry způsobené nedokonalou tepelnou izolací potrubí. Potrubní trasy bývají těsné a
ztráty způsobené únikem páry netěsnostmi jsou naprosto minimální, ale mohou zde být
odběry pro další parní zařízení bloku napojených ještě před turbínou např. pohon parní
turbíny pro pohon napájecího čerpadla kotle, pokud neodebírá páru mezi jednotlivými
tělesy turbíny.
Výkon turbosoustrojí na svorkách generátoru Psv
Psv je skutečný elektrický výkon naměřený na svorkách generátoru.
Elektrický výkon na prahu bloku/elektrárny Ppr a vlastní spotřeba Pvs
Ppr je menší než Psv o Pvs. Vlastní spotřeba bloku představuje spotřebu elektřiny pro
pohon čerpadel, dopravníků, manipulátorů, regulátorů, řízení a pohon dalších
elektrických spotřebičů nutných pro provoz a údržbu bloku. Do vlastní spotřeby se
počítají i ztráty v elektrickém transformátoru.
Chladící výkon PK
Odvod tepla z tepelného oběhu nejčastěji pomocí chladící vody, která ochlazuje
kondenzátor. Ohřátá chladící voda je ochlazována (předává teplo okolí) v chladících
věží, chladičích a pod.
Čistá účinnost některých typů elektráren s parními turbínami je uvedena
v jednotlivých článcích 7. Fosilní paliva, jejich využití v energetice a ekologické
dopady, 23. Tepelné turbíny a turbokompresory, 9. Jaderná energetika.
Vypočítejte čistou účinnost bloku tepelné elektrárny na biomasu. Výpočet tepelného oběhu této elektrárny
beze ztrát je uveden v Úloze 1 [6.], výpočet výkonu turbosoustrojí je proveden v Úloze 2 [13.]. Účinnost
zdroje páry je 85% (účinnost skládkování biomasy, jejího spalování a účinnost tepelných výměníků v parním
kotli), účinnost potrubní trasy mezi parním kotlem a turbínou 97%, celková vlastní spotřeba bloku 814,3 kW. Úloha 2.id148
η [%] 69,75 ηsv [%] 22,4055 ζvs [­] 0,1011 η pr [%] 20,14 Úloha 2: souhrn výsledků.
V současnosti existují pokročilé softwary a hardwary schopné v reálném čase
počítat kompletně celý blok (technologický) zahrnující i CFD model průtočné části
turbíny. Tento software je složen z jednotlivých modulů pro každé zařízení bloku, které
mezi sebou spolupracují přičemž na rozhraní dvou zařízení musí být ve výsledku stejné
okrajové podmínky pro obě zařízení. Pro rychlou optimalizace jsou ale stále nejrychlejší
a nejspolehlivější analytické metody, které jsou také elektronicky zpracovány a obvykle
jsou součástí výše uvedeného softwaru pro určení počátečních podmínek výpočtu a
kontrolní výpočty.
Carnotizace parního oběhu
Za účelem zvýšení účinnosti transformace energie v parním oběhu se provádí jeho
carnotizace oběhu. Pro stanovení obecných zásad carnotizace parního oběhu lze
vycházet z jeho ideální podoby, kterou lze rozdělit na tři dílčí oběhy:
4.id126 Rozdělení ideálního parního oběhu (R­C
oběh)* na 3 dílčí oběhy za účelem Carnotizace.
T [K] absolutní teplota; s [J·kg­1·K­1] měrná entropie
vody. Každý dílčí oběh má různou střední teplotu
přívodu tepla do oběhu TT, ale stejnou střední teplotu
odvodu tepla v kondenzátoru TS. Jestliže platí TTI <
TTII < TTIII a současně střední teplota odvodu tepla
z dílčích oběhů je stejná, potom současně platí
nerovnost ηI < ηII < ηIII.
*Reálný parní oběh
Ve skutečnosti expanze v turbíně neprobíhá izoentropicky, ale se změnou entropie
v důsledku ztrát či sdílené tepla s okolím. V parním kotli dochází k tlakovým ztrátám a
tlak p3 na výstupu z kotle je nižší než tlak napájecí vody na vstupu do kotle p2 (zde
označen jako bod 1 protože teplota za napájecím čerpadlem se změní jen o setiny
stupně). Více o tlakových ztrátách v kotli např. [7, s. 264].
Existuje hned několik technických opatření zvýšení účinnosti jednotlivých dílčích
oběhů. Každé z opatření je uplatnitelné za určitých konkrétních podmínek (jsou
omezeny svými výhodami i nevýhodami), záleží na způsobu zapojení (účelu bloku­
teplárna; elektrárna...) i velikosti zařízení (obvykle čím menší výkon tím rostou náklady
na taková opatření):
Vliv zvýšení teploty páry T3 na tepelnou účinnost
Základní myšlenkou zvýšení střední teploty přívodu tepla do parního oběhu je
zvýšit teplotu páry na výstupu z kotle T3. Tím se zvýší tepelná účinnost třetí části oběhu
III:
5.id128 Parní oběh – zvýšení teploty TT způsobené
zvýšením teploty T3.
(1) Klade vysoké nároky na materiál jak přehříváku páry v kotli i na první stupně lopatkování v turbíně. (2) Snižuje vlhkost páry na výstupu z turbiny, respektive limitem zvyšování je křivka sytosti páry. 6.id833 Obecné nevýhody metody zvyšování tepelné účinnosti oběhu zvýšením teploty T3.
Posunutím konce expanze páry v turbíně zpět do mokré páry lze například
zvýšením tlaku p2. Tím se opět otevře prostor pro případné další zvýšení teploty T3:
Vliv tlaku páry p2 na tepelnou účinnost
Zvýšením tlaku p2 při stálé maximální teplotě T3 se zvýší i střední teplota přívodu
tepla do oběhu TT respektive se zvýší tepelná účinnost všech dílčích oběhů z Obrázku 4.
Ovšem je nutné počítat, že expanze páry v turbíně končí více v mokré páře než před
zvýšením tlaku:
7.id127 Parní oběh – zvýšení teploty TT způsobené
zvýšením tlaku p2.
(1) Malý měrný objem páry na vstupu do turbíny, což vede na velmi krátké lopatky. (2) Roste vlhkost páry na výstupu z turbíny, což vede na konstrukční a provozní problémy turbiny. 8.id834 Obecné nevýhody metody zvyšování tepelné účinnosti oběhu zvýšením tlaku p2.
Posunutí konce expanze páry v parní turbíně blíže k oblasti syté páry lze zvýšením
tlaku p2 a přidáním příhříváku páry:
Přihřívání páry a jeho vliv na tepelnou účinnost
Přihřívání páry spočívá ve vyvedení páry z parní turbíny již při tlaku 31 (přibližně
1/3 až 1/5 tlaku p3) a zpět do parního kotle do výměníku zvaného "přihřívák". Zde může
teplota páry dosáhnout opět teploty páry T3 čímž se zvýší i entropie a konec expanze se
posune zpět do oblasti méně mokré páry. Limitem teploty přehřátí je právě posunutí
konce expanze páry (nesmí se dostat do oblasti přehřátí páry). Přihříváním se obvykle
sníží účinnost třetího dílčího oběhu podle rozdělení na Obrázku 4 (počáteční teplota
přihřívání nižží než výparná teplota T2), ale celková střední teplota přívodu do oběhu se
při správném přihřívacím tlaku zvýší [19, s. 78]:
9.id129 Parní oběh – zvýšení teploty TT přihříváním páry.
vlevo T­s diagram parního oběhu s přihříváním páry; vlevo schéma zapojení vícetělesové parní turbíny s
přihříváním páry. U tepelných elektráren se přihřátí obvykle provádí teplem ze spalin přivedením výstupní
páry z VT dílu zpět do kotle respektive přihříváku a odtud zpět do dalšího tělesa turbíny, u jaderných
elektráren s reaktory VVER se přihřívání provádí parou odebranou před VT dílem turbíny, pomocí které se
zvýší teplota páry před vstupem do NT dílů turbíny.
Je očividné, že toto řešení bude nákladné u parních turbín s malým počtem stupňů
a nemožné u jednostupňové turbíny.
(1) Nutnost vícetělesové turbíny*. (2) Komplikovanější rozvody páry i konstrukce a regulace kotle (větší průměry potrubí přihříváku). 10.id835. Obecné nevýhody metody zvyšování tepelné účinnosti oběhu přihříváním.
*Poznámka Při přihřívání se zvyšuje i měrný objem páry, proto je konstrukčně obtížné vyrobit
jednotělesovou parní turbínu s přihříváním (pára by byla v určité části turbíny odebrána
v neregulovaném odběru a opět přivedena zpět po přihřátí do druhé části turbíny
oddělené přepážkou, ale lopatky by museli být větší­větší průtočná plocha kvůli nárůstu
měrného objemu). Problém je i rozdíl teplot před a po přihřátí v jednom tělese.
Jednotělesouvou parní turbínu s přihříváním vyrábí a dodává pouze několik společností
a to pouze pro určité stavy páry a výkon.
Regenerační ohřev napájecí vody
Zvýšit střední teplotu přívodu tepla do parního oběhu je možné i tak, že se odvede
část tepla z úseku 3­4 a tímto teplem se ohřeje (předehřeje) napájecí voda do kotle.
Odebráním tepla z úseku 3­4 je realizováno přímo odběrem částečně vyexpandované
páry z turbíny. Teplo je předáno napájecí vodě v regeneračním ohříváku napájecí vody
během kondenzace odběrové páry:
11.id130 Parní oběh – zvýšení teploty TT regeneračním ohřevem napájecí vody.
qD [J·kg­1] měrné dodané teplo do parního oběhu; qreg [J·kg­1] měrné regenerované teplo do parního oběhu.
Stav odběrové páry z turbíny pro regenerační ohřev odpovídá bodu 41. Stav napájecí vody za regeneračním
ohřívákem odpovídá bodu 21.
Odebráním části páry v průběhu expanze se sníží práce páry v turbíně, ale změna
tepelné účinnosti je kladná (v případě, že odběr je správně napočítán a proveden). Pro
odebranou část páry je nižší účinnosti III části oběhu, protože teplota odvodu tepla
z odebrané páry je vyšší než T4. Na druhou stranu odvedené teplo předehřívá napájecí
vodu a tím zvyšuje teplotu přívodu tepla do oběhu I. Stav páry v místě odběru v turbíně,
při kterém už nedojde ke kladné změně tepelné účinnosti, se nazývá indiferentní bod.
Obvykle obsahuje turbína několik neregulovaných odběrů pro regeneraci a každý
s vlastním regeneračním ohřívákem (vícestupňová regenerace). Odběr z vysokotlakých
částí turbíny pro regeneraci se obvykle nazývá vysokotlaká regenerace, odběry
v nízkotlakých částí turbíny nízkotlaká regenerace. Podrobné schémata zapojení
regeneračních výměníků jsou například v [14, s. 27 až 30].
(1) Ohřev napájecí vody pomocí páry z odběru turbíny snižuje množství tepla na ohřev napájecí vody ze spalin. Proto pro zvýšení celkové účinnosti bloku nutno přizpůsobit i zdroj tepla (předehřev vzduchu na vyšší teplotu­což sníží spotřebu paliva)­U paroplynových bloků je nutno použít vícetlakový oběh viz níže podkapitola „Paroplynový oběh“. (2) Významný nárůst investice do technologie. 12.id891 Obecné nevýhody metody zvyšování tepelné účinnosti parního oběhu přihříváním.
Je očividné, že toto řešení bude nákladné u parních turbín s malým počtem stupňů
a nemožné u jednostupňové turbíny.
Vypočtěte tepelnou účinnost oběhu parní turbíny se zapojením podle Obrázku 11 se vstupními parametry
páry 3,5 MPa o teplotě 440 °C. Tlak v kondenzátoru je 6,6 kPa. Požadovaná teplota napájecí vody je
140 °C. Dále vypočtěte množství páry, které musí dodávat parní kotel má­li mít turbína výkon 6 MW.
Neuvažujte oběh se ztrátami a práci napájecího čerpadla zanedbejte. Jaká by byla tepelná účinnost parního
oběhu bez regenerace? Úloha 3.id131 Úloha je převzata z [10].
Výpočet parního oběhu s více regeneračními ohříváky je proveden v [9, s. 39].
O konstrukci a výpočtu regeneračního ohříváku napájecí vody se lze dozvědět více
v [16, s. 333].
Vliv teploty kondenzace na tepelnou účinnost
Střední teplota odvodu tepla z oběhu TS je dána teplotou okolí respektive teplotou
chladícího média. U nás je pára v kondenzátorech chlazena převážně vodou. Teplota
chladící vody je kondenzačních elektráren nejčastěji v rozmezí 10 °C (chlazení vodou z
řeky) až 25 °C (použití chladících věží). Teplota chladící vody podstatným způsobem
ovlivňuje kondenzační tlak v kondenzátoru p4:
13.id132 Parní oběh – snížení teploty TS zmenšením
tlaku kondenzace.
p4 [Pa] tlak v kondenzátoru.
Chladící voda vstupuje do kondenzátoru o teplotě ti a vystupuje o teplotě te. Je
evidentní, že pro co nejvyšší možnou tepelnou účinnost oběhu je snaha, aby rozdíl
δ mezi teplotou kondenzace T4 a teplotou chladícího média na vstupu do kondenzátoru
byl co nejmenší Ti:
14.id724 Vztah mezi odváděným tepelným výkonem z kondenzátoru a středním logaritmickým teplotním
rozdílem v kondenzátoru.
δ [°C] maximální rozdíl teplot; ti, e [°C] teplota chladícího média na vstupu respektive výstupu kondenzátoru;
Δtstr [°C] střední teplotní logaritmický spád; k [W·m­2·K­1] součinitel prostupu tepla [17, s. 92] mezi
kondenzující párou a chladícím médiem (je funkcí rychlosti proudění a fyzikálních vlastností proudící látky
a materiálu teplosměnných ploch); S [m2] teplosměnná plocha kondenzátoru; m• [kg·s­1] hmotnostní průtok
chladícího média; c p [J·kg­1·K­1] měrná tepelná kapacita při stálém tlaku chladícího média.
Podle uvedených rovnic lze dosáhnou snížení maximální teplotní diference δ
zvětšením teplosměnné plochy S, zvětšení průtoku chladící vody m• či zvětšení
koeficientu přestupu tepla k, protože zvýšení těchto koeficientů vede ke zmenšení
středního teplotního logaratimického spádu Δtstr a tedy i teplotní diference δ.
Chlazení kondenzátoru se provádí metodou, která záleží na účelu zařízení
a geografické poloze. V teplárně se teplo v chladící vodě využívá k vytápění či ohřevu
teplé užitkové vody, v takovém případě je ale nutné počítat z vyšší teplotou chladící
vody a tedy i nižší účinnosti tepelného oběhu. Až na speciální vyjímky se kondezátor
chladí vodou nebo vzduchem. Při chlazení vodou se tato voda odebírá z řeky ale ještě
častěji se chladí odparem v chladících věží [10, s. 198], [16, s. 383]. Pokud je
kondenzátor chlazen vzduchem mluvíme o tzv. suché kondenzaci [10, s. 201]. Lze
chladit i mořskou vodou (pobřežní elektrárny a lodě) nebo vodou z řeky pokud má
dostatečný průtok. Jednotlivé metody chlazení se k dosažení maximální efektivnosti
často podle ročního období kombinují. O konstrukci a výpočtu samotných kondenzátorů
vodní páry se lze dozvědět více v [16, s. 316], [14].
Velký blok tepelné elektrárny s parní turbínou využívá všech výše uvedených
možností optimalizovány mezi sebou tak, aby bylo dosaženo co nejvyšší účinnosti ηpr za
přijatelně vysokých nákladů na pořízení a provoz.
Parní turbína v paroplynovém bloku
Základní popis paroplynový oběhu a schéma zapojení pro jeho realizaci je uveden
v kapitole Paroplynový oběh [23.], taktéž popis základních cílů při návrhu parní části
paroplynového oběhu.
K Braytonovu oběhu z Úlohy 2 uvedené v článku 6. Tepelné oběhy a jejich realizace přiřaďte parní oběh s
nejvyššími možnými parametry páry. Vypočítejte výkon oběhu, tepelnou účinnost oběhu, poměr výkonu
parního oběhu k celkovému výkonu a teplotu vzduchu v plynovém oběhu za poslední teplosměnnou plochou
kotle parního oběhu. Kondenzační teplota je 40 °C, konec expanze v turbíně x=0,9. Neuvažujte ztráty,
c p=konst. (měrná plynová kapacita plynu v plynovém oběhu). Úloha 4.id159
tb [°C] 527,824 ηpp [­] 0,6236224
pb [MPa] 2,10184 pR­C/PPP [­] 0,2281995
PR­C [MW] 4,320568 t5 [°C] 139,6315 PPP [MW] 18,93329 Úloha 4: souhrn výsledků. Teplota vzduchu t5 je poměrně vysoká respektive vzduch obsahuje další využitelné teplo (bylo by ho možné
teoreticky vychladit téměř na teplotu tc)*. Takto vysoké účinnosti bylo dosaženo tím, že byly zanedbány
veškeré ztráty v plynovém i v parním oběhu. Reálná účinnost takového oběhu by byla mnohem menší. Při
započítání ztrát v turbíně bude muset být pb vyšší při stejné vlhkosti páry na konci turbíny, protože při
expanzi se ztrátami roste entropie.
*Poznámka Toto teplo je možné využít přidáním dalšího parního okruhu o nižším tlaku a vyrobenou
páru přivést do příslušného místa turbíny s odpovídajícím tlakem. Tím se zvýší výkon
parní části oběhu a tedy i účinnost paroplynového oběhu. V [12, s. 40] je dokázáno, že
maximální účinnosti by paroplynový oběh dosáhla jestliže by střední teplota přívodu
tepla do parní části oběhu byla stejná jako střední teplota odvodu tepla z plynové části
oběhu tzv. teoretický binární paroplynový oběh (v takovém případě dochází k
rovnoměrnému předávání tepla z plynového do parního oběhu).
15.id836 Paroplynový oběh s dvoutlakovou parní částí.
(a) využitelné teplo spalin za spalovací turbínou; (b) paroplynový oběh s dvoutlakovou parní částí. qid [J·kg­
1
] teoreticky využitelné teplo ze spalin; qte [J·kg­1] technicky využitelné teplo ze spalin; Δt [°C] teplotní
diference ve spalivém výměníku. d až f druhý parní okruh u paroplynového oběhu, kterým lze zvýšit výkon
parní části paroplynového oběhu a snížit teplot t5 a snížit střední teplotu odvodu tepla z plynového do parního
oběhu. T­s diagram je vztažen na 1 kg pracovního plynu v plynovém oběhu, kterým je v tomto případě plyn
s c p=1 J∙kg­1∙K­1. U spalovacích turbín může být složení spalin takové, že nedovolí (např. kvůli nízkoteplotní
korozi) další snížení teploty pod určitou hranici. Bližší termodynamický popis dvotlakového parního okruhu
v [12, s. 116].
Pro zvýšení účinnosti parní části paroplynového oběhu se používají všechny
metody Carnotizace uvedené výše*. Pro různé případy ale vznikají i různá technická
i hospodářská omezení, také je nutné zohledňovat typ a výkon plynové turbíny, umístění
a pod. Z těchto důvodů je obtížné stanovit universální hledisko pro dimenzování
paroplynového oběhu. Z principu paroplynového oběhu je ale zřejmé, že zvyšováním
tepelné účinnosti parní části oběhu se bude snižovat vyrobené množství páry (platí pro
konstantní stav a množství plynu na výstupu z plynové turbíny), což vede na malé
průtočné plochy prvními stupni parní turbíny.
*Poznámka Regenerační ohřev napájecí vody v tomto případě má smysl pouze u dvoutlakové
varianty. Rozhodující pro výkon parní části paroplynového oběhu je množství tepla,
které je možné převést z plynové do parní části oběhu. Toto teplo je dáno teplotním
rozdílem t4­t5', na který nemá množství tepla na ohřev napájecí vody vliv. Regenerací by
se snížil výkon parní části oběhu a zvýšila teplota t5 (střední teplota přívody tepla do
parního oběhu se zvýší, ale zvýšením teploty plynu t5 se zvýší i střední teplota převodu
tepla z plynového do parního oběhu).
Alternativní pracovní látky v parních obězích
Voda je na Zemi přirozeně se vyskytující látka. Má unikátní vlastnosti a společně
se vzduchem je i nejčastější pracovní látkou v tepelných obězích. Za jistých okolností
(obvykle závislých na parametrech zdroje tepla) je výhodnější použití alternativních
pracovních látek.
U parních turbín s výkony nižšími než ~1,5 MWe se výrazně snižuje jejich vnitřní
účinnost (roste ztráta parciálním ostřikem a okrajová ztráta a současně klesají možnosti
použití carnotizace). Pro tyto výkony se používají jednostupňové parní turbíny a díky
velkému měrnému entalpickému spádu s vysokými otáčkami (jednostupňové turbíny
s rovnotlakým stupněm). V takovém případě by bylo žádoucí nějakým způsobem zvětšit
objemový průtok turbínou. Podle rovnice pro vnitřní výkonu lopatkového stroje, kterou
lze upravit na tvar Pi=Δi∙m=cpΔt∙ρ∙V*, by alternativní pracovní látka musela mít při
stejném vnitřní výkonu nižší měrnou tepelnou kapacitu, hustotu nebo by se při expanzi
nesměla tolik změnit jako při expanzi vodní páry. Některou z uvedených podmínek
nebo častěji jejich kombinaci vyhovuje několik organických sloučenin, proto se tyto
oběhy označují zkratkou ORC (Organic Rankine Cycle).
*Poznámka Měrná vnitřní práce při adiabatickém expanzi je rovna rozdílu entalpie pracovního
plynu Δi [J·kg­1]. Hmotnostní tok je součinem hustoty pracovního plynu a objemového
průtoku V [m3·s­1].
Obvykle se ale jedná o látky velmi hořlavé a obtížně biodegradovatelné
představující zátěž pro životní prostředí. Pro snížení rizika havárie a ochrany pracovní
látky před vysokými teplotami­hrozí lokální přehřátí ve spalinovém výměníku (tyto
látky jsou obvykle náchylné na rozklad za působení vysokých teplot, ale i tak je nutné v
určitých intervalech náplň okruhu měnit či regenerovat) obsahuje blok ORC primární a
sekundární okruh (pokud pracovní látka na vysokou teplotu náchylná a není ani hořlavá
je možné vložený okruh vyřadit).
V primárním okruhu cirkuluje kapalina, která je ohřívána zdrojem tepla. Kapalinou
v primárním okruhu bývá silikonový olej s vysokou výparnou teplotou cca 300..350 °C
(to je také limitující teplota oběhu). Sekundární část bloku je v kompaktním hermeticky
uzavřeném provedení obsahující potřebné výměníky, turbosoustrojí a další pomocná
zařízení (napájecí čerpadlo..):
16.id903 T­s diagram ORC a schéma zařízení pro jeho realizaci.
x=0 křivka sytosti kapaliny; x=1 křivka sytosti páry. H hranice hermeticky uzavřené jednotky; Ol smyčka
s horkým olejem; O tepelný oběh s organickou pracovní látkou; PG parogenerátor. Schéma odpovídá
zapojení jednotky od společnosti Turboden [6].
Entropie syté páry pracovní látky, v pracovní oblasti, s klesající teplotou klesá.
Z toho důvodu teplota páry T4 na výstupu z turbíny je vyšší než teplota syté kapaliny, při
tlaku p4, tedy je spleněna podmínka snížení teplotního rozdílu. Aby bylo dosaženo
uspokojivých účinností oběhu je nutné co největší množství tepla za turbínou
(odpovídají teplotnímu rozdílu T4­T2) využít pro ohřev kapaliny před vstupem do
parogenerátoru (existují i organické látky, u kterých křivka sytosti páry nesměřuje
s teplotou k vyšším entropiím­potom se regenerace neprovádí). Elektrická účinnost
ORC (pouze sekundární části H) se pohybuje od 15 do 20% na svorkách generátoru. Pro
běžné entalpické spády ORC postačují jednostupňové axiální turbíny, ale používají se
i vícestupňové či radiální.
17.id873 ORC blok využívající výfukové teplo spalovacího motoru bioplynové stanice.
1 vstup spalin do bloku; 2 kotel; 3 blok s turbínou, regenerátorem a kondenzátorem; 4 výstup vychlazených
spalin do komína. Umístění: Valovice; výrobce ORC bloku: Fraunhofer­institut fűr UMSICHT, 2009; El.
výkon 100 kWe; otáčky turbíny 17 500 min­1; pracovní látka: hexamethyldisiloxan [(CH3)3Si]2O; teplotní spád
v sekundárním oběhu v oběhu 235/170 °C, max. tlak 1,65 MPa, tlak v kondenzátoru 17,5 kPa.
V případě paroplynového oběhu by došlo k ideálnímu vychlazení spalin za
spalovací turbínou pokud by pracovní látkou v parní části oběhu nebyla voda, ale jiná
látka, která by měnila skupenství při změně teploty a nikoliv izotermicky (podobného
efektu by šlo docílit nekonečným počtem oběhů s vodou). Taková pracovní látky by
byla vhodná pro všechny typy odpadních tepel, protože střední teplota odvodu tepla
z teplonosného média odpadního tepla byla velmi blízka střední teplotě přívodu tepla do
oběhu s touto pracovní látkou. Takové vlastnosti mají roztoky, které se chovají
v plynném stavu jako směs plynů. Jedním z nejpoužívanějších roztoků je kombinace
čpavku a vody NH3­H2O (amoniak se ve vodě dobře rozpouští). Výparná teplota roztoku
dvou látek není, při daném tlaku, konstantní [5, s. 762]. Parní oběh s roztokem NH3­H2O
se nazývá Kalinův oběh [15]:
18.id904 T­s diagram Kalinova oběhu (ideální) a schéma zařízení pro jeho realizaci.
Zde jsou zdrojem tepla horké spaliny za spalovací turbínou. Protože odpařování směsi není izotermický
proces může, z technologických důvodů, už ohřev končit pod bodem celkové sytosti b''. V takovém případě
obsahuje směs velké množství kapek a zařízení musí být doplněno separátorem vlhkosti (přerušovaná čára).
Přesný tvar T­s diagramu roztoku NH3­H2O (počáteční teplota vypařování a teplota
ukončení výparu) závisí na poměru jednotlivých složek roztoku, který musí být
optimalizován pro konkrétní aplikaci, respektive maximální teplotu a teplotní spád. Čím
větší je obsah amoniaku v roztoku tím blíže jsou mu i jeho termodynamické vlastnosti a
odlišnější od termodynamických vlastností vody a naopak. Základy termodynamiky
dvousložkového roztoku jsou uvedeny např. v [4, s. 26], [5, s. 748] a podrobněji v [3].
Entalpie roztoku je součet entalpie jednotlivých složek, tedy stejný postup jako pro
výpočet entalpie směsi plynů. Rovnice pro výpočet entalpie amoniaku jsou uvedeny
například v [2] nebo tabelárně [8] nebo diagram i­xNH3 (entalpie­podíl amoniaku ve
směsi) pro vybrané tlaky v [3, s. 512].
Kalinův oběh by sice dosahoval lepšího vychlazení spalin v paroplynovém oběhu
v jednotlakovém uspořádání než klasický parní oběh Obrázek 11, ale celé zařízení by
bylo technologicky velmi složité a nákladné. Dalším omezením je vliv čpavku na lidský
organismus, při vdechování může dojít k poškození plic i smrti. Při velkých výkonech
spalovacích turbíny by objem amoniaku v parním respektive Kalinovu oběhu byl
mnohatunový, což by mělo velké nároky na bezpečnost. Proto se tyto oběhy používají
pouze pro využití nízko­potenciálního odpadního tepla malých výkonů (např. odpadní
teplo či geotermální energie [18]). Tento roztok může mít také teplotu kondenzace
hluboko bod 0 °C (díky podílu čpavku) a proto se používá jako absorpční chladící oběh
[4, s. 28], který využívá stejné směsi (používají se ale i roztoky jiných látek). Ze
stejných důvodů se používá Kalinův oběh i u geoteramálních elektráren v chladných
oblastech s velmi nízkou okolní teplotou a tím oběh může dosáhnout vyšší účinnosti než
parní oběh s vodou, u které je teplota kondenzace vysoko nad 0 °C.
Regulace výkonu parních turbín
Základním způsobem regulace průtoku parní turbínou je regulace pomocí škrcení
páry na vstupu. Při regulaci škrcením vstupuje pára do turbíny jedním nebo více
paralelními ale současně pracujícími regulačními ventily (více o konstrukci regulačního
ventilu parních turbín např. [13, s. 85]):
19.id100 Princip regulace výkonu parních turbín škrcením.
1 označení stavu s plně otevřeným regulačním ventilem; 2 označení stavu s částečně otevřeným regulačním
ventilem. UV spouštěcí ventil; RV regulační ventil; pe tlak na výstupu z turbíny; i [J·kg­1] měrná entalpie
páry; a [J·kg­1] měrná vnitřní práce turbíny; m• [kg·s­1] hmotnostní průtok páry turbínou. Přivřením ventilu
dojde ke snížení průtoku a současně k poklesu tlaku za ventilem, protože průtočné části turbíny jsou stejné.
Jestliže je regulační ventil plně otevřen je tlak páry na vstupu do turbíny roven
tlaku velice blízko před regulačním ventilem a i průtok páry turbínou je maximální, bod
i1. Jestliže se regulační ventil „přivře“ dojde ke škrcení – izoentalpické expanzi páry
ještě před vstupem do turbíny a tlak se sníží na tlak p2. Vzhledem k tomu, že tlak na
konci turbíny pe je stále stejný klesne i měrná vnitřní práce turbíny (proto je tento typ
regulace nehospodárný, snížením měrné práce turbíny dojde i ke snížení vnitřní
účinnosti turbíny).
Tento typ regulace parních turbín se používá u turbín malých výkonů (například i u
turbín pohánějících turbokompresory; hydrodynamická čerpadla­snadno se regulují
výkon/otáčky apod.) a turbín, které jsou určeny pro pokrytí základní spotřeby elektřiny
(např. jaderná elektrárna, která pracuje přibližně stále na max. výkon.). K regulaci
škrcením se používají podle situace jednosedlové ventily, dvousedlové ventily nebo
ventily s difuzorem.
Poněkud větší účinnosti při požadavku na nižší průtok se dosahuje pomocí
skupinové regulace. V tomto případě je statorová řady lopatek prvního stupně turbíny
rozdělena do několika skupin (od sebe oddělených). Každá skupina lopatkových kanálů
(zvané také skupina dýz), má vlastní regulační ventil. Regulace průtoku se provádí
otevíráním jednotlivých regulačních ventilů, tak aby škrcení (částečně otevřený)
probíhalo maximálně na jednom ventilu:
20.id818 Princip skupinové regulace výkonu parních turbín.
(a) schéma zapojení skupinové regulace se čtyřmi regulačními ventily RV; (b) i­s diagram expanze páry v
parní turbíně při plně otevřeném RV1 a částečně otevřeném RV2. p1 [Pa] tlak na vstupu do rotorové řady
lopatek prvního stupně turbíny; 1 stav páry na vstupu do rotorové řady lopatek prvního stupně turbíny po
smíchání páry vystupující ze skupin lopatkových kanálů ovládané RV1 a RV2.
Za plně otevřeným regulačním ventilem je tlak vyšší než za částečně otevřeným
regulačním ventilem, proto rychlost páry na výstupu ze skupiny lopatkových kanálů
ovládané částečným otevřeným ventilem je nižší. Pořadí otevírání regulačních ventilů
ovlivňuje konstrukce turbíny a navrhuje se tak, aby co nejméně nerovnoměrné rozložení
proudu páry v prvních stupních turbíny (při kterém mimo jiné vzniká ztráta parciálním
ostřikem) ovlivňovalo chod turbíny (například nesymetrické zatížení ložisek a pod).
Velikost jednotlivých skupin lopatkových kanálů může být různé podle požadavků na
výkon účinnost při plně otevřených jednotlivých ventilech či přání zákazníka. Více o
tomto problému a konstrukci např. v [13, s. 89]. Z principu skupinové regulace je
zřejmé, že regulační stupeň musí být rovnotlaký nebo Curstisův, jinak by došlo, vlivem
vysokého tlaku p1, k přetákaní páry za otevřenou skupinou lopatkových kanálů do
oblasti uzavřených skupin lopatkových kanálů.
Regulaci výkonu parních turbín lze provádět i změnou parametrů páry na vstupu či
výstupu. Takový způsob se nazývá regulace klouzavými parametry páry [10, s. 130].
Při takovém způsobu regulace je turbína konstruovaná na maximální výkon kotle,
přičemž výkon je regulován změnou tlaku v kotli (pomocí napájecího čerpadla kotle­
mění se i tepelný výkon kotle). S parametry páry se samozřejmě mění i tepelná účinnost
oběhu.
Především u parních turbín, kde je požadavek na občasné přetížení výkonu turbíny
se může použít regulace obtokem páry. U takového způsobu regulace je několik
posledních stupňů turbíny navrženo na vyšší než jmenovitý průtok a v případě potřeby
zvýšení výkonu se druhým vstupem do turbíny s vlastním regulačním ventilem
umístěný před těmito předimenzovanými stupni vpustí další pára. Více např.
v [10, s. 130].
Charakteristiky parních turbín
Druhů charakteristik parních turbín existuje několik (momentová, spotřební..) pro
parní turbínu pohánějící elektrický generátor se nejčastěji používá spotřební
charakteristika:
21.id367 Spotřební charakteristika parní turbíny.
η [­] účinnost parní turbíny na spojce; m0 [kg·s­1]
hmotnostní průtok při chodu naprázdno. Index j
označuje jmenovitý provoz, index opt optimální
výkon.
Parní turbíny jsou navrhovány pro jmenovité parametry, které plynou ze zadání a
zahrnují jmenovité stavy pracovní látky, její průtok a jmenovitý výkon. Při jakékoliv
změně od těchto jmenovitých parametrů a stavů se mohou měnit ztráty ve stupních
(změna rychlostního trojúhelníku, změna entalpického spádu..) a výsledné stavy
pracovní látky a proto je určení nových parametrů stroje po takové změně obtížné.
Stanovení přesné charakteristiky uvedených strojů je možné pouze z měření. Bez
měření ji lze v současné době s přijatelnou přesností stanovit z virtuálního modelu
turbíny a pomocí CFD výpočtu, to znamená, že ji může vypracovat pouze výrobce
turbíny. Také existují analytické postupy např. [14], [20], které jsou velmi pracné a
jejich přesnost nemusí být dostatečná proto se používají už jen pro orientační výpočty.
Dva velmi jednoduché postupy uvádím v následujících kapitolách. První je
založen na podobnosti charakteristiky parních turbín a nahrazuje spotřební křivku
přímkou či parabolou. Druhá metoda je pracnější a je založena na podobnosti proudění
ve stupních s proudění v tryskách a výpočtu změny průtoku jednotlivými stupni oproti
jmenovitému stavu. Na základě změny průtoku jednotlivými stupni lze vypočítat změnu
výkonu jednotlivých stupňů podle teorie podobnosti jak popisuje kapitola Odhad
charakteristiky stupňů turbostrojů pomocí podobnostních součinitelů [18.], na
podobnosti je založen i postup popsaný v [20]. V případě sestrojování charakteristiky
parních turbín se změnou otáček (např. pro pohon turbokompresorů) lze použít i
metodiku uvedenou v [21, s. 295] sestrojenou pro spalovací turbíny.
Zjednodušené spotřební charakteristiky parních turbín
Skutečné spotřební charakteristiky parních turbín lze z praktických důvodů
(predikce při návrhu turbíny, rychlý výpočet výkonu v reálném čase...) zjednodušit
s dostatečnou přesností na lineární respektive kvadratickou závislost:
22.id388 Zjednodušené rovnice spotřební charakteristiky parních turbín.
(a) lineární zjednodušení; (b) kvadratické zjednodušení. m•0 [kg·s­1] spotřeba pro chod naprázdno*; a1, a2 [­]
konstanty rovnic (jednotlivé konstanty z obou rovnic nelze zaměňovat, jsou označeny stejně pouze z důvodu
přehlednosti). Uvedené zjednodušení je platné s dostatečnou přesností až od výkonu turbíny 20..30%
jmenovitého výkonu turbíny [11, s. 171].
*Poznámka Vzhledem k omezené platnosti rovnic při nízkých průtocích se nejedná o skutečnou
spotřebu páry při chodu naprázdno. Pro případ lineární charakteristiky je podle
[11, s. 171] obvyklá hodnota m•0 v rozmezí (0,03 až 0,08)m•E pro případ kondenzační
turbíny a v rozmezí (0,1 až 0,3)m•opt pro případ protitlakové turbíny.
23.id828 Příklady linearizovaných charakteristik parních turbín.
vlevo turbína s regulací škrcením ; vpravo turbína se skupinovou regulací. Index j označuje jmenovitý
provoz, index opt ekonomický provoz parní turbíny. V případě parní turbíny se skupinovou regulací se
rozděluje charakteristika na dvě části [11, s. 171], přičemž druhá rovnice přímky protíná počátek
souřadného systému a bod ekonomických parametrů turbíny.
Zjednodušená charakteristika parní turbíny s regulovaným odběrem je složitější,
protože obsahuje dva regulační ventily za sebou a pro jednu polohu prvního regulačního
ventilu existuje velké množství poloh (prakticky nekonečné) druhého regulačního
ventilu:
24.id829 Zjednodušená charakteristika parní turbíny s regulovaným odběrem.
•
­1
m [kg·s ] průtok regulačním/i ventilem na vstupu do turbíny; m•e1 [kg·s­1] průtok odběrem páry ven
z turbíny; m•e2 [kg·s­1] průtok páry na výstupní konci turbíny. a maximální možný průtok turbínou; b
maximální výkon turbíny (el. generátoru); c teoretická charakteristika turbíny při uzavřeném regulačním
ventilu odběru páry–turbína se chová jako protitlaková turbína; d z provozních důvodů (je nutné odvádět
teplo z ventilačních ztrát nízkotlaké části turbíny) nelze nízkotlakou část zcela uzavřít a musí ji protékat
minimální množství páry Δm•k dané velikosti nízkotlaké části turbíny, pára Δm•k nekoná práci; e regulační
charakteristika při plně otevřeném regulačním ventilu odběru páry a m•e1=0–turbína se chová jako
kondezační turbína; f maximální průtok nízkotlakým dílem turbíny; g zvyšování výkonu turbíny vlivem
zvyšování průtoku vysokotlakou části turbíny a odběru.
Spotřební charakteristiky parních turbín za změněných stavů páry
Při změně stavů páry na vstupu nebo nějakém výstupu z parní turbíny se změní i
její spotřební chrakteristika. Ta se opět vytváří numericky pro vybrané stavy a nebo lze
použít analytickou metodu vycházející z teorie půtoku tryskou. Tato metoda vychází
z jednoduché rovnice pro výpočet změny průtoku velkou skupinou stupňů, která je
uvedena v kapitole Průtok skupinou trysek, skupinou stupňů turbín [40.]. Výhodou
uvedené rovnice je jednoduchá aplikaci na turbíny, u nichž je znám průtok při
jmenovitém stavu, ale není známa přesná geometrie turbíny. Takové vztahy se používají
pro rychlé výpočty například při prvotních návrzích oběhu, kdy ještě přesná geometrie
turbíny není známa. Dalším příkladem využití těchto jednoduchých rovnic jsou případy,
kdy projektantovi zařízení napojených na turbíny charakteristiky turbíny za změněných
podmínek nejsou k dispozici (například u starších turbín, z obchodních důvodů­turbínu
dodávala konkurenční společnost apod.). Z těchto důvodů zde popíšu způsob jejich
použití:
Protože průběh expanze a hmotnostní tok parní turbínou se může po délce turbíny
měnit musí projektant změnu průtoku řešit pro jednotlivé stupňové části zvlášť
respektive prvním krokem je co nejvhodnější rozdělení turbíny pro výpočet:
25.id997 Příklad rozdělení parní turbíny na skupiny stupňů za účelem výpočtu změny průtoku při změně
parametrů páry.
i vstup páry do turbíny; e výstup páry z turbíny; R1..R3 neregulované odběry pro regeneraci tepla; S1..S5
skupiny stupňů mezi jednotlivými odběry; Sk stupeň s kritickým tlakovým poměrem; V část turbíny od
vstupu do turbíny k první skupině stupňů (obsahuje uzavírací a regulační ventily­mírné škrcení páry); kon
kondenzátor; OH ohřívák vody pro vytápění (neregulovaný odběr).
Při výpočtu je důležité zakreslovat si jednotlivé vypočítané stavy páry v odběrech
do i­s diagramu H2O, protože tak lze přehledně kontrolovat chybu při výpočtu. Tato
chyba je největší na posledním odběru (chyby se totiž během výpočtu sčítají) a
v případě kondenzačních turbín může být celý výpočet odběrů velmi sporný pro velkou
chybu (je také tím větší čím větší je počet odběrů). Problém je, že i chyba 0,001 MPa na
první skupině stupňů se postupně sčítá a u poslední skupiny stupňů může dosáhnout
0,01 MPa, což je u kond. turbín hodně a odchylka teploty kondenzace několik desítek
stupňů °C. V takových případech je přesnější při výpočtu postupovat od kondenzační
části turbíny směrem ke vstupní části turbíny. U velkých několikatělesových parních
turbín, lze postupovat i tak, že se spočítá změna průtoku VT části ve směru od vstupu až
po přihřívák a NT část se počítá od kondenzačního konce k přehříváku, kde se vysledky
setkají.
Vstupní parametry pracovního plynu do stupňové části turbíny
Jestliže mezi lopatkovou částí a místem vstupu do turbíny, ve kterém jsou známy
parametry dochází k významné změně tlaku a měrného objemu je nutné tyto parametry
před lopatkovou částí přepočítat například podle rovnice polytropy (obvykle
s exponentem polytropy velmi blízkým 1 – izoentalpické škrcení v regulačních
ventilech a přívodních kanálech).
Množství páry v neregulovných odběrech pro regenerační ohřev napájecí vody lze
vyjádřit jako součin součinitele φ a množství napájecí vody nepocházející z odběrů pro
regeneraci:
26.id998 Průtok páry neregulovanými odběry pro regenerační ohřev napájecí vody.
φ1..3 [­] poměrný průtok odběrem pro regenerační ohřev napájecí vody. Podle [20, s. 319] jsou tyto poměrné
průtoky velmi málo citlivé na změnu parametrů vstupní páry (potvrzeno měření i teoretickou úvahou o
vlastnostech povrchových výměníků) a proto lze použít poměrné hodnoty jmenovitého stavu pro široký
rozsah provozních režimů.
Nízkotlaká část parní turbíny v zapojení podle Obrázku 24 má při jmenovitých parametrech uzavřen
nerugulovaný odběr do ohříváku topné vody. Jak se změní hmotnostní průtok celou turbínou, jestliže se vstup
páry do ohříváku otevře? Požadovaný průtok ohřívákem OH je 13,5 kg∙s­1 přičemž z charakteristiky tohoto
ohříváku vyplývá, že pro dané teplotní spády v něm bude tlak v odběru 0,070493 MPa? Úloha 5.id1000
Obrázek k Úloze 5. Údaje ve schématu jsou pro jmenovitý stav.
m•e [kg·s­1] 445,233670 pe,S1 [MPa] 0,197539 m•S2 [kg·s­1] 507,186379 ve,S1 [m3·kg­1] 0,896335 m•S1 [kg·s­1] 530,525754 pe,S2 [MPa] 0,070493
Úloha 5: souhrn výsledků.
Komentář k Úloze 5: Průtok turbínou se zvýšil, jestliže tlak a měrný objem páry na
vstupu do turbíny zůstaly stejné musel se zvýšit výkon zdroje páry. V reálu, ale zůstává
výkon zdroje páry často konstantní a proto se se zvýšeným odběrem páry z turbíny
zmenší tlak případně i měrný objem (záleží na konstrukci zdroje zda dokáže udržet
konstantní teplotu páry při jiném tlaku), v takovém případě je nutné spočítat tlak na
vstupu odpovídající novému průtoku a celý výpočet provést znovu pro nový vstupní
tlak. Pokud výsledek není uspokojivý je třeba hledat správný tlak na vstupu do turbíny
iteračně. Průtoku skupinou stupňů S4 a SK je stejný. Protože množství protékající páry a
její parametry se budou od jmenovitého stavu snižovat (včetně měrného objemu) je
zřejmé, že posledním stupněm, ve kterém dochází ke kritickému proudění takové
množství páry projde, protože průtočný průřez zůstává konstantní. A proto počítat
změny tlaku v této části turbíny je zbytečné.
Výrobci a dodavatelé parních turbín
Parní turbíny je velmi rozšířený stroj vyráběný a provozovaný v rozmanitých
výkonech. Jedná se o stroj, který je nezbytnou součástí většiny tepelných elektráren a ve
všech zemích s rozvinutým strojírenstvím je společnost zbývající se výrobou
kompletních parních turbín či jejich částí. Nejvíce výrobců je v segmentu výkonů
parních turbín do 100 MW přičemž parní turbínu s výkonem 1000 a více megawat je
schopno dodat jen asi 5 společností z celého světa:
_____________________________________________1_2_3_4_5_6_7_8 SIEMENS AG 2010 x x x x x x x [http://www.energy.siemens.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ GENERAL ELECTRIC COMPANY 2011 x x x x x x [http://ge­energy.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ MITSUBISHI HEAVY INDUSTRIES, LTD. 2011 x x x x x x [http://www.mhi.co.jp] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ ALSTOM GROUP 2013 x x x [http://www.alstom.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ DRESSER­RAND SA 2011 x x x x x [http://www.peterbrotherhood.co.uk] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ DOOSAN POWER SYSTEMS LIMITED (ŠKODA) 2011 x x x x [http://www.doosanskoda.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ MAN DIESEL&TURBO 2011 x x x [http://www.mandieselturbo.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ PBS ENERGO, A.S. 2011 x x x [http://www.pbsvb.cz] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ EKOL SPOL S R.O. 2011 x x x [http://www.ekolbrno.cz] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ G­TEAM, A.S. 2011 x x x [http://www.g­team.cz] 26.id761 Výrobci a dodavatelé parních turbín.
Rozdělení je provedeno podle dodávaných výkonů turbín, pracovní látky a zda jsou ve výrobním programu i
parní turbíny pro lodě: 1 do 100 kW; 2 od 100 kW do 1 MW; 3 od 1 do 10 MW; 4 od 10 MW do 100 MW; 5 od
100 MW do 1000 MW; 6 nad 1000 MW; 7 ORC; 8 lodní turbíny.
Odkazy
1. KUCHTOVÁ, Lenka, KOŘISTA, Milan. Cena a význam základního výzkumu v
energetickém strojírenství, All for power, 2009, č. 1. Praha: AF POWER agency a.s.,
ISSN 1802­8535.
2. RAŽNJEVIĆ, Kuzman. Termodynamické tabuľky, 1984. 1. vyd. Bratislava: Alfa, 2
sv. Edícia energetickej literatúry (Alfa).
3. SHAVIT, Arthur, GUTFINGER, Chaim. Thermodynamics from concepts to
applications, 2009. Second edition. New York: CRC Press, Taylor&Francis Group,
ISBN 978­1­4200­7368­3.
4. HOCH, Václav. Chladící technika, 1992. Vydání první. Brno: VUT v Brně, ISBN 80­
214­0412­4.
5. HORÁK, Zdeněk. KRUPKA, František, ŠINDELÁŘ, Václav. Technická fysika,
1961. 3. vydání. Praha: SNTL.
6. Turboden srl, 2012. Výrobce a dodavatel jednotek ORC. Adresa:Via Cernaia, 10,
25124 Brescia Italy. Web: http://www.turboden.eu.
7. IBLER, Zbyněk, KARTÁK, Jan, MERTLOVÁ, Jiřina, IBLER, Zbyněk ml. Technický
průvodce energetika­1. díl, 2002. 1. vydání. Praha: BEN­technická literatura, ISBN 80­
7300­026­1.
8. DVOŘÁK, Zdeněk, PETRÁK, Jiří. Tepelné vlastnosti čpavku, 1974. Praha: Závodní
pobočka ČVTS strojní fakulta ČVUT.
9. KRBEK, Jaroslav, POLESNÝ, Bohumil, FIEDLER, Jan. Strojní zařízení tepelných
centrál­Návrh a výpočet, 1999. 1. vydání. Brno: PC­DIR Real, s.r.o., ISBN 80­214­
1334­4.
10. KRBEK, Jaroslav. Tepelné turbíny a turbokompresory, 1990. 3. vydání. Brno:
Vysoké učení technické v Brně, ISBN 80­214­0236­9.
11. KADRNOŽKA, Jaroslav. Lopatkové stroje, 2003. 1. vydání, upravené. Brno:
Akademické nakladatelství CERM, s.r.o., ISBN 80–7204–297–1.
12. KADRNOŽKA, Jaroslav, SKÁLA, Zdeněk. Paroplynové elektrárny a teplárny,
1981. 1. vydání. Praha: SNTL.
13. ŠKOPEK, Jan. Parní turbína­tepelný a pevnostní výpočet, 2007. 1. vydání. Plzeň:
Západočeská uneverzita v Plzni, ISBN 978­;80­7043­256­3.
14. KADRNOŽKA, Jaroslav. Parní turbíny a kondenzace, 1987. 1. vydání. Brno: VUT
v Brně, 55­597­37.
15. MLCAK, Henry. An Introduction to the Kalina Cycle, Proceedings of the
International Joint Power Generation Conference, 1996. PWR­Vol. 30. Book No.
H01077 ­1996.
16. FRAAS, Arthur. Heat exchanger design, 1989. Second edition. John Wiley&Sons,
Inc. ISBN 0­471­62868­9.
17. JÍCHA, Miroslav. Přenos tepla a látky, 2001. Brno: Vysoké učení technické v Brně,
ISBN 80­214­2029­4.
18. TŮMA, Jan. Island nabízí Evropě elektřinu, Technický týdeník, č. 5, 2013. Praha:
Business Media CZ, ISSN 0040­1064.
19. KADRNOŽKA, Jaroslav. Tepelné elektrárny a teplárny, 1984. Vydání první. Praha:
SNTL.
20. AMBROŽ, Jaroslav, BÉM, Karel, BUDLOVSKÝ, Jaroslav, MÁLEK, Bohuslav,
ZAJÍC, Vladimír. Parní turbíny II, konstrukce, regulace a provoz parních turbín, 1956.
Vydání první. Praha: SNTL.
21. KOUSAL, Milan. Spalovací turbíny, 1980. 2. vydání, přepracované. Praha:
Nakladatelství technické literatury, n. p.
Citace tohoto článku
ŠKORPÍK, Jiří. Parní turbína v technologickém celku, Transformační technologie,
2011­04, [last updated 2016­03­08]. Brno: Jiří Škorpík, [on­line] pokračující zdroj,
ISSN 1804­8293. Dostupné z http://www.transformacni­technologie.cz/parni­turbina­v­
technologickem­celku.html.
©Jiří Škorpík, LICENCE
www.transformacni­technologie.cz
— 1 —
26. Turbokompresor v technologickém celku
Autor: Jiří Škorpík, [email protected] : aktualizováno 2015­03
Účel turbokompresorů v technologických celcích je celkem zřejmý, komprese
pracovní plynu do vyššího tlaku. Oproti pístovým respektive objemovým kompresorům
jsou schopny pracovat s vyššími objemovými průtoky pracovního plynu například
v kompresních stanicích plynovodů, kompresorových stanicích průmyslových podniků,
dolů apod. Turbokompresory jsou také součástí kompaktních strojů jako jsou
turbodmychadla a spalovací turbíny. Princip turbokompresoru zůstává při všech
aplikací stejný, ale požadavky na jeho vlastnosti se mění podle technologického celku
ve kterém pracuje a mění se i schéma zapojení, které souvisí s vlastnostmi pracovní
tekutiny, způsobu najíždění a regulace, navíc může mít i několik odběrů.
Napojení turbokompresoru na technologii
Při dimenzování výkonu a konstrukce samotného turbokompresoru je nutné se
zajímat i o zařízení, které budou instalovány v trase komprimovaného plynu především
o tlakovou ztrátu, kterou představují a požadavků na kvalitu stlačeného plynu. Zařízení
bezprostředně spojené s funkcí samotného turbokompresoru musí tedy být uvedeny i při
poptávání turbokompresoru:
1.id839 Příklad zapojení turbokompresoru s mezichladičem.
1 sání; 2 tlumiče hluku; 3 filtry; 4 mezichladič; 5 odvodnění chladiče a odvod kondenzátu při chlazení;
6 separátor vlhkosti; 7 vstup plynu do dalších stupňů kompresoru po mezichlazení; 8 odběr stlačeného plynu;
9 škrtící ventil pro regulaci výkonu odfukem; 10 dochlazovač; 11 výtlak; 12 ucpávky hřídele; 13 olejový
okruh ložisek; 14 odvodnění stupňové části kompresoru–po délce jich může být několik; 15 sledované
veličiny turbokompresoru; 16 regulační ventil pro antipompážní regulaci; 17 najížděcí škrtící klapka. Jedná
se o příklad turbokompresoru pro kompresi atmosférického vzduchu s mezichlazením a regulací odfukem.
26.
— 2 —
Tlumič hluku
Bez tlumiče hluku může být na sání kompresoru hladina hluku 100 až 111 dB, navíc
u kompresorů má tento hluk vysokou frekvenci. U velkých turbokompresorů jsou
tlumiče hluku a filtry umístěné obvykle ve stavebně upraveném prostoru strojovny
odkud ke kompresoru vede sací potrubí s maximální délkou 10 až 12 m [4, s. 153],
podle rychlosti proudění [6, s. 142], jinak bývájí součástí sání kompresoru.
Filtry
Instalují se na saní kompresoru pokud hrozí, že vstupní plyn je znečištěn látkami, které
mohou poškozovat kompresor, především prach. Existuje mnoho typů filtrů přičemž
podle principu se dělí na suché (textilie, papír, žaluzie...) a mokré (olejový, skrápěný
vodou...). Filtrace je obvykle několikastupňová.
Separátory vlhkosti
Používají se v případě komprese vlhkého vzduchu pro odloučení vodních kapek
z proudu vzduchu. Nejčastěji je nutné je umístit za chlazené části kompresoru
a mezichladiče, kde dochází ke strhávání vodních kapek proudem vzduchu. Metody
separace jsou popsány např. v [4, s. 154]. V případě, že filtr na sání je olejový je nutné
počítat i se separací kapiček oleje (pokud to vyžaduje spotřebič na výtlaku). Mimo
separátorů vlhkostí se na výstupech z komopresoru mohou instalovat i sušičky vzduchu
[4, s. 155], které výrazně snižují relativní vlhkost vzduchu. Instalují se v případech, kdy
to požaduje navazující technologie (pneumatické pohony a pneumatické regulační
prvky) nebo tam, kde hrozí nízké teploty na výtlaku (například při venkovních
rozvodech a skladování stlačeného vzduchu, nebo při směnném provozu v noci za klidu
poklesne teplota a v případě, že mrzne mohou se rozvody i poškodit).
Odběr stlačeného plynu
Turbokompresor může zásobovat spotřebiče s různorodými požadavky na tlak, proto
může být výhodné část plynu odebírat již při nižším tlaku. Tím odpadne nutnost
velkých redukčních stanic tlaku plynu a sníží se i příkon kompresoru.
Výtlak
Na výtlaku obvykle následuje vzdušník (nádoba na stlačený vzduch vyrovnávající tlak v
rozvodech stlačeného plynu vlivem nerovnoměrného odběru a výroby stlačeného
plynu/snižují se tím výkyvy ve výkonech spotřebičů a chrání i kompresor před výkyvy
tlaku na výtlaku). Požadují­li to spotřebiče za vzdušníkem dává se za vzdušník další
filtry [4, s. 161] či sušička vzduchu.
Sledované veličiny turbokompresoru
Sledují se tlaky komprimovaného plynu na jednotlivých větvích a jeho teplota a tlaky
a teploty v mazacím okruhu. Otáčky se snímají na pohonu turbokompresoru.
Turbokompresory–obvykle jsou dodávány na rámu s pohonem–se ukládají na
betonový základ jako parní turbíny, je­li to nutné oddělí se vibračně od zbytku
strojovny. Velké turbokompresory se umisťují na betonové stolice, aby se lépe
napojovaly na příslušenství, které je umisťováno pod něj, více výkresy v [5, s. 194].
26.
— 3 —
Snižování příkonu kompresoru chlazením
Chlazením pracovního plynu již během komprese lze snížit vnitřní příkon
kompresoru jak je patrné z T­s diagramu polytropické komprese. K chlazení pracovního
plynu v průběhu komprese se používá několik způsobů včetně jejich kombinací:
Povrchové chlazení neboli vnitřní či plášťové
Spočívá v přivedení chladící kapaliny k plášti jednotlivých stupňů. Za tímto
účelem je kompresor dvouplášťový a chladící kapalina proudí mezi těmito plášti:
2.id608 Jedenáctistupňový radiální turbokompresor s povrchovým chlazením. Obrázek z [3, s. 567]; výrobce DEMAG.
Komprimovaný plyn se ochlazuje plynule a výsledkem je snížení měrné vnitřní
práce kompresoru a teploty plynu na výstupu.
Tento způsob chlazení je ale málo účinný a tak se používá u radiálních kompresorů
s malým stlačením v jednom stupni. Na druhou stranu nízká účinnost tohoto chlazení
umožňuje jeho použití pro chlazení i vlhkého vzduchu obsahující prach s tím, že teplota
povrchu kompresoru neklesne pod rosný bod vzduchu, čehož by se u mezichladičů
dosahovalo obtížněji. Kompresory s povrchovým chlazením jsou složité a drahé–jsou
nutné rozvodové kanálky a v dělící rovině hrozí únik chladící kapaliny do
komprimovaného plynu a obráceně.
26.
— 4 —
Kolik tepla je přibližně nutné odvést během komprese v kompresoru z Úlohy 2 [43.], aby se teplota na konci
komprese snížila o 50 °C? Úloha 1.id612
Turbokompresory s mezichlazením neboli s vnějším chlazením
Pro účinější chlazení je výhodnější, za vybranými stupni kompresoru,
komprimovaný plyn odvést mimo kompresor do rekuperačního výměníku tepla, kde se
pomocí chladící kapaliny plyn ochladí:
3.id840 Sedmistupňový radiální turbokompresor se dvěma mezichladiči.
První mezichladič je umístěný za druhým stupněm, druhý za čtvrtým stupněm. Na obrázku je i příčný řez
odvodu pracovní tekutiny z kompresoru do chladiče* a zpět**. Obrázek z [3, s. 74]; výrobce Escher Wyss.
*Poznámka Existují i jiné konstrukční uspořádání–napojení chladičů na skříně, u kterých není nutné
demontovat chladič, když se sundává vrchní víko turbokompresoru. Takové řešení i
s jeho nevýhodami je uvedeno např. v [5, s. 99].
**Poznámka Do kompresoru se nemusí vracet veškerý plyn, který byl odveden do chladiče. Stejným
hrdlem lze totiž odebírat plyn pro jiné využití, pokud je potřeba jeho nižší tlak než je na
výtlaku kompresoru.
26.
— 5 —
Jedná se o mnohem účinější typ chlazení než v případě povrchového chlazení.
Minimální teplota vychlazení je dána teplotou chladící kapaliny. Při chlazení vlhkého
vzduchu obvykle v mezichladiči, podle relativní vlhkosti, dochází k vyloučení vlhkosti
a proto je nutné mezichladiče vybavovat odvodem kondenzátu.
Teplota vychlazení pracovního plynu by měla být pro co nejúčinnější chlazení
rovna teplotě pracovního plynu na sání (izotermická komprese). Toho nelze vždy
dosáhnout, zvláště pokud teplota na sání je rovna teplotě okolí. Vnější chlazení lze
provést maximálně po stupních, tak lze dosáhnout nejmenší potřebné kompresní práce,
která je konstrukčně realizovatelná:
4.id933 Průběh komprese v kompresoru se dvěma
mezichladiči.
V tomto případě lze rozdělit celou kompresi na
3 samostatné komprese. T [K] teplota pracovního
plynu; s [J·kg­1·K­1] měrná entropie pracovního
plynu; i počáteční stav (na vstupu do kompresoru); e
konečný stav pracovního plynu na výstupu z
kompresoru; e* konečný stav pracovního plynu na
výstupu z turbokompresoru v případě komprese bez
mezichlazení; pch1, pch2 [Pa] tlak před vstupem do
mezichladičů; K průběh komprese s mezichlazením;
K* průběh komprese bez mezichlazení; a1, 2, 3 [J·kg­
1
] měrná vnitřní práce kompresoru na jednotlivých
úsecích komprese–měrná celková vnitřní práce
kompresoru je součet těchto jednotlivých prací;
a*i [J·kg­1] měrná vnitřní práce kompresoru pro
případ komprese bez mezichlazení.
Mezichladiče jsou nejčastěji konstruovány jako trubkové výměníky (žebrované
trubky), kde v trubkách proudí chladící tekutina (nejčastěji voda).
Nevýhodu tohoto způsobu chlazení jsou vyšší pořizovacích náklady (mimo
kompresor je nutné pořídit zařízení pro chlazení) a konstrukční složitost.
Vypočítejte měrnou vnitřní práci kompresoru a teplotu na konci komprese suchého vzduchu, jestliže je
použito mezichlazení v okamžiku kompresního poměru 13. V mezichladiči byl suchý vzduch ochlazen na
50 °C. Teplota na sání a celkový kompresní poměr turbokompresoru je stejný jako v Úloze 2 [43.]. Úloha 2.id849
Chlazení chladící vody se provádí podobně jako v případě chladící vody pro
chlazení kondenzátorů parních turbín, to znamená buď chlazení odparem nebo chlazení
vzduchem.
Chlazení vstřikováním kapaliny do pracovního plynu
Tímto způsobem se plyn ochlazuje v důsledku odpařování chladící kapaliny, která
je za tímto účelem do pracovního plynu v průběhu komprese vstřikována. Množství
chladící kapaliny závisí na tlaku, požadované teplotě a složení výsledné směsi po
vychlazení.
26.
— 6 —
Například pokud je komprimovaným plynem vzduch tak lze vstříknout pouze
takové množství chladící vody, aby po odpaření byla relativní vlhkost vzduchu menší
než 100%, v opačném případě mohou zůstat ve směsi kapičky vody. Při kompresi
čpavku se používá kapalný čpavek, při kompresi nitrózní plynů se používá slabý roztok
kyseliny dusičné apod.
Rychlost odpaření a tedy i ochlazení závisí mimo jiné na vzájemné teplosměnné
ploše chladící kapaliny a pracovního plynu, proto jsou vstřikovací trysky konstruovány
tak, aby měly co největší rozptyl. I tak k odpaření je nutný určitý úsek a z toho důvodu
jsou pro chlazení vstřikováním vhodnější radiální kompresory (chladící kapaliny se
vstřikuje v místě za difuzorem směrem do vratného kanálu dalšího stupně) v případě
axiálních kompresorů by se musela v místě vstřiku zvětšit mezera mezi stupni:
5.id932 Princip vstřikovací trysky chladící kapaliny
kompresoru.
Rekonstrukce podle [5, s. 106].
Použití tohoto způsobu chlazení má technologická a užitná omezení. Pro více
účinné chlazení roste tlak a počet trysek chladící kapaliny a délka chladícího úseku.
Tyto požadavky jsou mnohdy konstrukčně nerealizovatelné. Dalším omezením může
být čistota plynu na konci komprese. Například pro pohon pneumatických strojů je
vlhký vzduch naprosto nevhodný viz výše. V jistých případech existují i energetická
omezení. Například při chlazení vzduchu vstřikováním vody narůstá objem a vzniklou
páru je nutné v následujících stupních také komprimovat. To samo o sobě tolik nevadí
pokud není za kompresorem umístěn dochlazovač se separátorem vlhkosti a sušičkou
vzduchu. V takovém případě totiž dochází ke zmaření práce potřebné ke kompresi
vodní páry, která v dochlazovači zkondenzovala [7, s. 54]. Více o metodě chlazení
vstřikováním kapaliny v [5, s. 106].
Pohony turbokompresorů
Pohon turbokompresoru je nutné vybrat s přihlédnutím k požadovanému příkonu,
požadovaných otáček, požadavků na regulaci a lokalitě (dostupnost požadovaného
elektrického příkonu, v místě kde je zdroj páry pro parní turbínu, zemní plyn pro
spalovací turbínu apod.).
Nejčastěji se k pohonu turbokompresorů používají elektromotory. Používají se
přibližně do příkonů 4 MW (asynchronní motory) a do 15 MW (synchronní motory)
[4, s. 195]. Elektromotory pohání turbokompresor konstantními otáčkami obvykle
odpovídající počtu pólů motoru a to v rozsahu 360 až 2950 min­1 (asynchronní) nebo
150 až 1500 min­1 (synchronní) [4, s. 195]. Protože otáčky turbokompresorů bývají
mnohem vyšší bývá pohon elektromotorem doplněn převodovkou.
Pro větší výkony s možností regulace otáček (v intervalu 25 až 100%) se používají
parní turbíny s regulací škrcením–k tomu je nutné vybudovat blok zařízení pro realizaci
parního oběhu. V kompresních stanicích plynovodů se používá k pohonu
turbokompresorů spalovacích turbín.
26.
— 7 —
V některých případech lze použít i kombinovaný pohon elektromotoru
a turboexpandéru spojených s kompresorem na jedné hřídeli. Tento způsob pohonu se
používá v průmyslových závodech, kde se stlačený plyn využívá pro procesy (například
chemické), při kterých nedochází k úplné ztrátě tlaku stlačeného plynu. Pokud takový
plyn není nijak výrázně znečištěn nebo ho lze jednoduše vyčistit pak ho lze přivést zpět
k turbosoustrojí a nechat vyexpandovat v turboexpandéru. Tímto "regeneračním"
využití tlakové energie se sníží potřebný příkon elektromotoru. Turboexpandér může
být pro tyto případy i integrován přímo do skříně kompresoru:
6.id841 Devítistupňový turbokompresor s integrovaným turboexpandérem.
Samotné kompresorvé stupně jsou radiální přičemž turboexpandér je tvořen jedním rovonotlakým axiálním
stupněm­umístění vlevo. Zároveň si všimněte mohutného vnějšího mezichlazení za každým stupněm (kromě
posledního a prvního). Obrázek z [3, s. 75]; výrobce BBC.
Absolutní charakteristika turbokompresoru
Jedná se o grafické znázornění závislost komprimovaného množství pracovního
plynu na kompresním poměru, a jestliže lze měnit i otáčky tak při daných otáčkách,
přičemž tlak a teplota pracovního plynu na sání zůstávají konstantní:
26.
— 8 —
7.id1055 Absolutní charakteristika turbokompresoru
pro dané .
(b2) změna charakteristiky pro vybrané dvě otáčky
při zvýšení vstupní teploty. ε [­] kompresní poměr;
m• [kg·s­1] hmotnostní průtok; η [­] účinnost
turbokompresoru při adiabatické kompresi; P.Č.
pumpovní čára je tvořena body meze stability (má
stejný význam jako mez stability u charakteristik
hydrodynamických čerpadel a ventilátorů)
turbokompresoru pro jednotlivé otáčky.
Charakteristika je platná pouze pro konkrétní tlak pi
a teplotu Ti na sání.
Konstrukce charakteristiky turbokompresoru je obtížné, protože je navrhován pro
jmenovitý výkon při konkrétním stavz plynu na sání, který plyne ze zadání. Při
jakékoliv změně od těchto jmenovitých parametrů a stavů se mohou měnit ztráty ve
stupních (změna rychlostního trojúhelníku, změna entalpického spádu..) a výsledné
stavy pracovní látky. Stanovení přesné charakteristiky uvedených strojů je možné pouze
z měření. Bez měření ji lze v současné době s přijatelnou přesností stanovit z 3D
modelu stroje a pomocí CFD výpočtu. Také existují analytické postupy. Například pro
turbokompresory se využívá podobnosti charakteristik jednotlivých strojů podobně jako
se to používá u hydrodynamických čerpadel a nebo metoda uvedená v [1, s. 239].
V případě analytického postupu lze využít podobnosti, která vychází z ideální
charakteristiky stupně a potom se provede rozbor vlivu jednotlivých ztrát na deformaci
této ideální charakteristiky tak jak je popsáno v kapitole Odhad charakteristiky stupňů
lopatkových strojů pomocí podobnostních součinitelů [18.].
Univerzánílní charakteristika turbokompresoru
Absolutní charakteristika turbokompresoru má tu nevýhodu, že je naměřena pro
konkrétní stav pracovního plynu na saní tj. teplotu a tlak. Změní­li se stav plynu na sání
změní se i hmotnostní tok kompresorem při stejných otáčkách. To znamená, že její
přesnost se snižuje se změnou teploty nebo tlaku na sání kompresoru. Vytvořit (naměřit)
absolutní charakteristiky turbokompresoru pro všechny myslitelné stavy pracovního
plynu na sání je prakticky nemožné a i obtížně použitelné v praxi, kdy by bylo neustále
nutné vyhledávat charakteristiku turbokompresoru podle situace na sání. Proto se
používá přibližný přepočet skutečného hmotnostního průtoku kompresorem pomocí
Machova čísla. Při změně teploty a tlaku stavových veličin na vstupu se totiž změní,
oproti jiným stavům, především objemový průtok a tedy i rychlost a bezrozměrný
ekvivalent rychlosti je Machovo číslo. V turbokompresoru můžeme definovat Machovo
číslo absolutní rychlosti Maa a relativní rychlosti Mar na sání respektive na vstupu do
prvního stupně kompresoru. Tato čísla jsou funkcí pouze veličin uvedených v absolutní
charakteristice turbokompresoru a geometrie prvního stupně (podrobnosti např.
v [1, s. 228], [5, s. 64­68]):
26.
— 9 —
8.id368 Machova čísla před prvním stupně turbokompresoru.
a
Ma [­] Machovo číslo absolutní rychlosti; Mar [­] Machovo číslo relativní rychlosti; A1 [m2] průtočný
průřez na vstupu do prvního stupně; pi [Pa] tlak na sání; Ti [K] teplota na sání; c a1 [m·s­1] absolutní
rychlost na vstupu do stupně; u [m·s­1] obvodová rychlost na prvním stupni; r [J·kg­1·K­1] individuální
plynová konstanta; κ [­] Poissonova konstanta; D1 [m] průměr prvního stupně; n [s­1] otáčky; M [kg·K0,5·s­
1
·Pa ­1] bezrozměrový průtok (non­dimensional flow); N [s­1·K­0,5] bezrozměrové otáčky (non­
dimensional speed). Odvození těchto rovnic je uvedeno v Příloze 368.
Při měření turbokompresoru v laboratoři stačí zapisovat pouze hodnoty
bezrozměrového průtoku a bezorozměrových otáček, protože geometrie kompresoru se
změnami stavů plynu nesouvisí. Z naměřených hodnot se sestaví charakteristika ε=f(M;
N), taková charakteristika se někdy označuje jako univerzální charakteristika
turbokompresoru. Na výsledné charakteristice je uveden typ turbokompresoru a stav
na sání, tento stav se nazývá referenční (pref, Tref) respektive vzniklá charakteristika
ε=f(Mref; Nref). A právě z této charakteristiky lze určit skutečný průtok kompresorem při
libovolném stavu na sání, otáček a kompresním poměru pomocí následujících rovnic.
Současně platí, že i vnitřní účinnost je funkcí Machových čísel, proto pro stejné
bezrozměrové otáčky bude turbokompresor dosahovat i stejných vnitřní účinností:
9.id369 Výpočet skutečného průtoku
turbokompresorem z univerzální charakteristiky.
Mref [kg·K0,5·s­1·Pa ­1] referenční průtok (reffered
flow); Nref [s­1·K­0,5] referenční otáčky (reffered
speed). Index ref označuje referenční hodnoty tj.
získané při měření pro pref, Tref na sání;
ηiz(Nref) [­] křivka vnitřní účinnosti kompresoru při
adiabatické kompresi a při konstatních
bezrozměrových otáčkách. Odvození rovnice pro
výpočet skutečného průtoku turbokompresorem
z univerzální charakteristiky je uvedena
v Příloze 369.
Charakteristika turbokompresoru s redukovanými parametry
Referenční stav univerzální charakteristiky je dán okolím měřící laboratoře, takže
každý kompresor může být měřen při jiných referenčních stavech. To znamená, že
prostým porovnáním universálních charakteristik nelze porovnávat dva
turbokompresory mezi sebou. Proto se universální charakteristika přepočítává pro
standardní podmínky na sání (standardní tlak atmosféry při hladině oceánu
ps=101,325 kPa a standardní teplota Ts=288,15 K) a takto vzniklá charakteristika se
nazývá charakteristika turbokompresoru s redukovanými parametry:
26.
— 10 —
10.id838 Charakteristika turbokompresoru s redukovanými parametry.
(a) rovnice pro přepočet universální charakteristiky na charakteristiku s redukovanými parametry; (b)
rovnice pro výpočet skutečného průtoku turbokompresorem z redukovaného průtoku; ps [Pa] standardní tlak
na sání; Ts [K] standardní teplota na sání; mr [kg·s­1] redukovaný průtok* (corrected flow); nr [min­1]
redukované otáčky* (corrected speed).
*Poznámka Referenční otáčky přepočítané na standardni tlak a teplotu se nazývají redukované
otáčky a referenční průtok přepočítaný na standardní tlak a teplotu se na nazývá
redukovaný průtok.
Regulace turbokompresorů
Způsoby regulace turbokompresorů jsou stejné jako způsoby regulace ventilátorů
s drobnými odlišnostmi související s konstrukcí. Regulační orgány jsou ovládány od
tlaku na výtlaku nebo dispečinkem kompresorové stanice:
Regulace škrcením na sání turbokompresoru
Používá se především v případech pohonu turbokompresoru elektromotorem. Protože
u velkých příkonů je velmi omezena možnost regulace změnou otáček.
Regulace změnou otáček turbokompresoru
Je možná pokud turbokompresor pohání turbína (ať už parní či plynová).
Regulace natáčením lopatek
Provádí se natáčením statorových lopatek. U jednostupňových radiálních kompresorů se
používají k regulaci i předřazené natáčivé statorové lopatky podobně jako u axiálních
ventilátorů.
Regulace odfukem respektive přepouštěním
Pro snížení průtoku kompresorem při zachování kompresního poměru se přes regulační
(škrtící) ventil přepustí část pracovního plynu na výtlaku zpět do sání kompresoru. Při
kompresi vzduchu se může jednat o odfuk přímo do atmosféry jako v případě
Obrázku 1. To umožní, především při zvýšení teploty pracovního plynu na sání, vyšší
kompresní poměr i při menších průtocích.
26.
— 11 —
11.id958 Vliv regulovaného odfuku (proveden v první
třetině lopatkování) na absolutní charakteristiku
turbokompresoru.
a místo spuštění odfuku při n=konst.; b posunutí pumpovní
čáry díky odfuku.
Způsob regulace je přizpůsobován i požadované absolutní charakteristice
turbokompresoru–rozsah provozních parametrů, a některé regulační zásahy jsou
prováděny za účelem zvětšení tohoto provozního rozsahu. Pro zvětšení provozní oblasti
turbokompresoru se provádí ještě další konstrukční opatření (obtoky). Tato opatření se
realizují u turbokompresorů s kompresním poměrem větším než 6,5 až 7,5 [1, s. 238] (u
těchto turbokompresorů už hrozí nutnost velmi přesného vyladění parametrů
jednotlivých stupňů, což podstatně zmenší provozní oblast turbokompresoru). Proto se
přibližně v první třetině lopatkování instaluje regulovaný odfuk do sání
turbokompresoru. U větších turbokompresorů mohou být i dva regulované odfuky v
první polovině lopatkování (antipompážní regulace). U leteckých motorů mohou být
tyto obtoky nasměrovány do výfuku turbíny, kde je spalovací komora, která funguje na
principu raketového motoru. U dvouhřídelových proudových motorů je turbokompresor
rozdělen na dvě části, každá se svým rotorem, přičemž rozdílnými otáčkami
jednotlivých rotorů se dosahuje většího rozsahu regulovatelnosti turbokompresoru.
Vlastnosti komprimovaného vlhkého vzduchu
Při kompresi vlhkého vzduchu se zvyšuje tlak plynů i tlak páry obsažený ve
vzduchu. Při adiabatické kompresi bude obsah páry na konci komprese vždy
v přehřátém stavu a to i v případě komprese sytého vzduchu. Znamená to, že relativní
vlhkost na konci komprese bude vždy menší než na počátku a proto k vylučování páry
ze vzduchu nemůže docházet. Tento efekt se využivá i chlazení komprese vzduchu
vstřikováním vody:
12.id1050 T­s diagram komprese páry ve vzduchu.
x=1 křivka syté páry; i stav na sání; e stav na
výtlaku; p [Pa] parciální tlak vodní páry ve vzduchu;
p'' [Pa] parciální tlak syté páry pro danou teplotu
vlhkého vzduchu. Na obrázku je případ
izoentropické komprese.
Voda z komprimovaného vlhkého vzduchu se může vylučovat při jeho ochlazování
v kompresoru, v mezichladičích nebo v potrubí během distribuce ke spotřebičům.
26.
— 12 —
Obvykle se tedy musí počítat s tím, že stlačený vlhký vzduch bude ochlazen na
teplotu okolí tj. teplotu na sání kompresoru. Úkolem konstruktéra či projektanta tedy je
stanovit jestli při této teplotě dojde k vyloučení kondenzátu a v jakém množství:
13.id1049 Množství vyloučeného kondenzátu z komprimovaného a ochlazeného vlhkého vzduchu.
φ [­] relativní vlhkost vzduchu; m·k [kg] množství vyloučeného kondenzátu z komprimovaného a
ochlazeného vlhkého vzduchu zpět na teplotu ti (záporná hodnota znamená, že relativní vlhkost vzduchu na
konci komprese a po vychlazení φe bude menší než 1 a proto nebude docházet ke kondenzaci); Vi [m3]
objem zkomprimovaného vzduchu měřený na sání; v''i [m3·kg­1] měrný objem syté páry při teplotě na sání
ti. Tato rovnice byla odvozena za předpokladu, že se vlhký vzduch vychladí na teplotu na sání, jestliže bude
výsledná teplota při chlazení menší bude i množství vyloučeného kondenzátu menší. Odvození této rovnice
je uvedeno v Příloze 1049.
Měrný objem sytých par je funkcí teploty v''=f(t) [4, s. 244], proto je možné
sestrojit nomogram pro určení množství vyloučeného kondenzátu z komprimovaného a
ochlazeného vlhkého vzduchu jako funkci teploty na sání, který je uveden
v Tabulce 26.1051.
26.
— 13 —
Výrobci a dodavatelé turbokompresorů
Výroba turbokompresoru (především jednostupňového) není v dnešní době
technologicky složitá a proto existuje mnoho výrobců především malých
jednodstupňových turbokompresorů bez velkých požadavků na účinnost nebo
jednoduchých turbodmychadel. Za technologicky náročné typy turbokompresorů se
považují vícestupňové turbokompresory s mezichlazením, turbokompresory pro
stlačování hořlavých či jinak nebezpečných plynů a turbokompresory speciální
s požadavky na vysokou účinnost a nízkou hmotnost (letecké aplikace):
__________________________________1_2_3_4_5_6_7_8_9_10_11_12 SIEMENS AG 2011 x x x x x x x x [http://www.energy.siemens.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ GENERAL ELECTRIC COMPANY 2011 x x x x x x x [http://ge­energy.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ MAN DIESEL&TURBO 2011 x x x x x x [http://www.mandieselturbo.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ ČKD NOVÉ ENERGO, a.s. 2011 x x x x x [http://www.ckdnoveenergo.cz] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ DRESSER­RAND SA 2011 x x x x x [http://www.peterbrotherhood.co.uk] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ ROLLS­ROYCE GROUP PLC 2011 x x x x [http://www.rolls­royce.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ HONEYWELL INTERNATIONAL INC. 2011 x x x [http://honeywell.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ PBS TURBO s.r.o. 2011 x x [http://www.pbsturbo.cz] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ ČZ a.s. 2011 x [http://www.czas.cz] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ PBS VELKÁ BÍTEŠ, A.S. 2011 x [http://www.pbsvb.cz] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ MONDO s.r.o. 2011 x [http://www.kturbo.cz/] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­
13.id763 Výrobci a dodavatelé turbokompresorů.
Rozdělení je provedeno podle výkonnosti [m3·h­1], maximálního pracovního tlaku a podle typu dodávaných
turbodmychadel: 1 do 1000 m3∙h­1; 2 od 1000 do 10000 m3∙h­1; 3 od 10000 do 100000 m3∙h­1; 4 od 100000 do
1000000 m3∙h­1; 5 nad 1000000 m3∙h­1; 6 od 0,5 do 10 MPa; 7 od 10 do 30 MPa; 8 nad 30 MPa; 9
turbodmychadla pro osobní automobily; 10 turbodmychadla pro terénní a lehké nákladní vozy; 11
turbodmychadla pro střední a těžké nákladní vozy; 12 turbodmychadla pro velké spalovací motory.
26.
— 14 —
Odkazy
1. KOUSAL, Milan. Spalovací turbíny, 1980. 2. vydání, přepracované. Praha:
Nakladatelství technické literatury, n. p.
2. KADRNOŽKA, Jaroslav. Teorie lopatkových strojů, 1991. 3. vydání, přepracované.
Brno: Vysoké učení technické v Brně, ISBN 80­214­0275­X.
3. MILLER, Rudolf, HOCHRAINER, A., LÖHNER, K., PETERMANN, H.
Energietechnik und Kraftmaschinen, 1972. Hamburg: Rowohlt taschenbuch verlag
GmbH, ISBN 3­499­19042­7.
4. LIŠKA, Antonín, NOVÁK, Pavel. Technika stlačeného vzduchu, 1999. 1. vydání.
Praha: Vydavatelství ČVUT, ISBN 80­01­01947­0, 1999.
5. MISÁREK, Dušan. Turbokompresory, 1963. Vydání první. Praha: Statní
nakladatelství technické literatury, n.p.
6. CHLUMKSÝ, Vladimír, LIŠKA, Antonín. Kompresory, 1977. Vydání první. Praha:
Statní nakladatelství technické literatury, n.p.
7. KADRNOŽKA, Jaroslav. Tepelné turbíny a turbokompresory, 2004. 1. vydání. Brno:
Akademické nakladatelství CERM, s.r.o., ISBN 80 – 7204 – 346 – 3.
Citace tohoto článku
ŠKORPÍK, Jiří. Turbokompresor v technologickém celku, Transformační technologie,
2011­12, [last updated 2015­03]. Brno: Jiří Škorpík, [on­line] pokračující zdroj, ISSN
1804­8293. Dostupné z http://www.transformacni­technologie.cz/turbokompresor­v­
technologickem­celku.html.
©Jiří Škorpík, LICENCE
26.
27. Plynová turbína v technologickém celku
Autor: Jiří Škorpík, [email protected] : aktualizováno 2015­03
Vedle plynových turbín se spalovací komorou tedy spalovacích turbín existují i
plynové turbíny s uzavřeným oběhem, které místo spalovacíh komor obsahují ohříváky
pracovního plynu. Plynové turbíny s uzavřeným oběhem se ukazují jako perspektivní
pro jaderné elektrárny s jadernými reaktory na přírodní či velmi málo obohacený uran.
U plynových turbín s uzavřeným oběhem je teplo dodáváno pracovnímu plynu přes
tepelný výměník při vysokém tlaku. S výměníky tepla, které musí být dimenzovány na
vysoké tlaky, jsou spojeny problémy a vysoké investiční náklady. Pro návrh
lopatkových částí obou základních typů plynových turbín platí zobecněná pravidla pro
návrh stupňových částí tepelných turbín a turbokompresorů uvedená v článku 24. Návrh
a konstrukce tepelných turbín a turbokompresorů.
Spalovací turbína jako technologický celek
Spalovací turbína je samostatný kompaktní technologický celek, ve kterém se
realizuje kompletně celý tepelný oběh na rozdíl od parních turbín. Spalovací turbína
vyžaduje jen napojení na rozvod paliva, napojení na hnaný stroj, elektřinu (pokud se
nejadná o ostrovní provoz), sání vzduchu (s filtry) a odvod spalin, je také nutné počítat
s investicí do stavby strojovny (především u velkých výkonů). Kompresorová část
spalovací turbíny může být vybavena odběry nejčastěji pro zabudování mezichlazení
(součásti technologie jsou tedy i chladiče) nebo pro technologické účely. Technologický
celek téměř vždy obsahuje na výfuku spalovací turbíny tepelný výměník buď pro ohřev
vody nebo výrobu páry pro paroplynový oběh nebo pro regeneraci tepla.
Tepelná účinnost soustrojí se spalovací turbínou
Tepelná účinnost soustrojí je vztažena k množství využitelné energie přiváděné
v palivu do spalovacích komor turbíny (nejčastěji se jedná o spalné teplo nebo
výhřevnost paliva) k užitečnému výstupnímu výkonu soustrojí. V případě, že soustrojí
plynové turbíny pohání elektrický generátor potom je užitečným výstupním výkonem
elektrický výkon na prahu bloku):
1.id140 Zapojení spalovací turbíny v bloku elektrárny a čistá účinnost bloku.
K kompresorová část; SP spalovací komora/y; T turbínová část. 0 stav vzduchu před sacími filtry a
tlumičem hluku (lze v tomto případě použít pravidla napojení popsaná v článku 26. Turbokompresor
v technologickém celku); 1 stav vzduchu na vstupu do kompresorové části; 2 stlačený vzduch pro spalování;
3 stav spalin na výstupu ze spalovacích komor a vstupu do turbínové části; 4 stav spalin na výstupu
z turbínové části; 5 výstup spalin do komína; 6 odběr teplého vzduchu pro ohřátí vzduchu na sání pro
zamezení vzniku námrazy*; 7 přívod paliva; 8 regulační ventil paliva (před ním je i uzavírací ventil a
havarijní ventil); 9 kotel na odpadní teplo; 10 by­passový uzávěr kotle; 11 mazací systém ložisek; 12
odvodnění kompresorové části; 13 chladič chladícího vzduchu. Ppal [W] výkon dodávaný v palivu; Psv [W]
výkon na svorkách soustrojí; Pvs [W] výkon pro vlastní spotřebu bloku; Ppr [W] výkon na prahu bloku; P [W]
výkon spalovací turbíny na spojce; PT [W] výkon turbínové části; PK [W] příkon kompresorové části. ηsv [­]
elektrická účinnost bloku na svorkách generátoru; η [­] účinnost soustrojí; mv [kg·s­1] hmotnostní průtok
nasávaného vzduchu; m·pal [kg·s­1] hmotnostní průtok paliva; mu [kg·s­1] odváděné množství vzduchu
v odběru pro zahlcení ucpávek (zde lze aplikovat principy zapojení labyrintových ucpávek parních turbín);
mch [kg·s­1] odváděné množství vzduchu v odběru pro chlazení**; f [­] palivový poměr. Základní definice
čisté účinnosti bloku na prahu elektrárny ηpr se vypočítá stejně jako čistá účinnost bloku s parní turbínou
mění se pouze některé rovnice, které jsou uvedeny zde. Svorkový výkon je vztažen na hmotnostní průtok
vzduchu.
*Odběr vzduchu pro ohřev vzduchu na sání
Systémy pro zamezení vzniku námrazy na sání se používají po zvážení klimatických
podmínek místa instalace turbíny, při kterým by hrozilo zanesení sacího filtru
námrazou. Systém ohřevu vzduchu odběrem teplého vzduchu v kompresoru je
jednoduchý, a pokud není příliš často v provozu tak i výhodnější než další používané
možností jak zamezit námraze na sání viz. [2]. Nevýhodou tohoto konkrétního řešení je
nutnost odběru vzduchu při vysokém tlaku, aby byl velmi teplý a odmrazení účinné.
**Odběr vzduchu pro chlazení teplotně namáhaných částí
Bývá chlazen v extérních výměnících tepla (chlazení mimo jiné snižuje spotřebu
vzduchu) a navíc proudí přej jemný filtr, aby nedošlo k ucpání chladícíh trysek
v lopatkách. Mimo lopatek se používá tento vzduch k chlazení a i zahlcení ucpávek
v místě mezi rotorem a spalovacími komorami.
Poznámka Velké spalovací turbíny mohou obsahovat i odběry částečně zkomprimovaného vzduchu
pro mezichlazení. To vyžaduje rozdělení kompresorové části a přívod ochlazeného
vzduchu zpět více níže.
Ve spalovacích komorách probíhá intenzivní směšování paliva se vzduchem a
hoření. Na výstupu ze spalovací komory se hmotnostní průtok oproti hmotnostnímu
průtoku na výstupu z turbokompresoru zvýší o hmotnostní průtok paliva. Při výpočtu
výsledného stavu spalin na výstupu z komory je nutné počítat s účinností hoření
(spalovací komory), ve které jsou hlavní ztrátou obvykle nedokonalost spalování a v
menší míře sálání tepla do okolí. Výpočet spalovací komory je proveden například
v [4], [5, s. 63], [1, s. 354].
V první kroku výpočtu oběhu spalovací turbíny se obvykle počítá s ideálním
spalováním, a dále se provede 18. Odhad účinnosti z podobnostních součinitelů se
stejně výkonými a konstrukčně blízkými lopatkovými stroji pro kompresorovou i
turbínovou část. V dalším kroku se vypočítá příkon kompresorové části z vnitřní
účinnosti kompresoru a jeho mechanických ztrát (bez uvažování jakýkoliv odběrů) a
výkon turbínové části z vnitřní účinnosti turbíny a její mechanických ztrát (také bez
uvažování přimíchávání chladícího vzduchu a chlazení). Při stanovení kompresní a
expanzní práce se už vychází z přibližného složení pracovního plynu s proměnnou
měrnou tepelnou kapacitou viz kapitola Konstrukce T­s a i­s diagramů reálných plynů
[43.]. Odtud se stanoví předběžné rozměry stroje a až potom lze odhadnout i odběry,
tlakové ztráty, ztráty lopatkové části, vliv chlazení atd. Na základě těchto nových údajů
se provede zpřesňující výpočet rozměrů stroje.
Vliv tlakových ztrát
Tlakové ztráty významně ovlivňují účinnost soustrojí, protože rychlosti proudění
jsou obvykle vysoké a v oblasti spalovacích komor je i velké víření. Tlakové ztráty (ty,
které nejsou započítány již při výpočtu stupňové části soustrojí) vznikají na sání
turbokompresoru (ztráty v tlumičích hluku, filtrech a ztráty ve vstupním hrdle), ve
spalovacích komorách, ve výstupním hrdle, v komíně a i v odběrech. Tyto ztráty mají
přímý dopad na měrnou vnitřní práci pracovního plynu jak je patrné z T­s diagramu:
2.id728 Vliv tlakových ztrát na oběh spalovací
turbíny.
T [K] teplota pracovního plynu; s [J·kg­1·K­1] měrná
entropie pracovního plynu; p [Pa] tlak pracovního
plynu; pok [Pa] tlak okolí; Δp tlaková ztráta ve
spalovací komoře. Ve skutečnosti se celý pracovní
oběh nekreslí do jednoho T­s diagramu, protože se
v průběhu transformace energie může měnit složení
pracovního plynu. Proto se pro každou část oběhu,
konstruuje T­s diagram zvlášť. Číslování stavů
pracovního plynu oběhu odpovídá značení použitého
na Obrázku 1.
K první ztrátě dochází hned na sání vzduchu před kompresorem 0­1. Před prvním
stupněm kompresoru musí být tlak menší než atmosférický. Jednak se zde podstatně
snižuje statický tlak (vzduch musí proudit nenulovou rychlostí) a jednak dochází
k tlakové ztrátě v sacím hrdle kompresoru.
Tlakové ztráty je možné vypočítat až na základě geometrie a velikosti konstrukce,
proto se nejdříve odhadují. Odhady tlakových ztrát pro jednotlivé úseky jsou uvedeny
například v [1, s. 90].
Vypočítejte elektrickou účinnost na prahu bloku se spalovací turbínou. Vycházejte z těchto údajů: palivový
poměr 2%, ztráty v ucpávkách 0,6% (vztaženo na množství vzduchu na sání), odběr vzduchu pro chlazení
za posledním stupněm turbokompresoru 3% (vztaženo na množství vzduchu na sání), vlastní spotřeba 1,8%,
úč. el. generátoru 98%, mech. účinnost spal. turbíny 98,2%, účinnost spalovací komory (včetně ztrát
sáláním) 96%, průtok vzduchu na sání 100 kg∙s­1, teplota na výstupu ze spalovací komory 1200 °C, celkový
tlakový poměr 23 (vztažen na tlak atmosférický), teplota na sání vzduchu 14,35 °C, tlakové ztráty určete z
obvyklých hodnot uvedených např. [1, s. 90]. Zanedbejte změny ve složení vzduchu ve spalovací komoře a
jako pracovní plyn uvažujte suchý vzduch. Úloha 1.id729
Start spalovací turbíny
Spalovací turbíny mají relativně rychlý start. Rychlost a postup startu závisí i na
druhu použitého paliva a mazacím systému spalovací turbíny. Jestliže je palivem
stlačený plyn, tak se turbína při startu roztáčí pomocí tohoto stlačeného plynného
paliva. Ke startu se používá i stlačený vzduch z externího zdroje stlačeného vzduchu,
který je přiváděn do spalovací komory, což je typ startu v případě kapalných paliv.
U leteckých turbín se potřebný tlak ve spalovací komoře při startu dosahuje komprimací
vzduchu v malé pomocné turbíně (PEJ­pomocná energetická jednotka, tato pomocná
turbína se startuje elektrickým startérem), případně je PEJ vybavena el. generátorem pro
start hlavní turbíny pomocí elektrického protáčecího zařízení. Ve výbušném prostředí se
používají i hydraulické startéry [2, s. 222]. K zapálení paliva ve spalovacích komorách
dochází ještě před dosažením jmenovitých otáček.
Carnotizace Braytonova oběhu
Za účelem zvýšení účinnosti transformace energie ve spalovací turbíně se provádí
Carnotizace oběhu, který se v ní realizuje. Pro stanovení obecných zásad carnotizace
oběhu spalovací turbíny lze vycházet z jeho ideální podoby, kterou je Braytonův oběh:
3.id134 Střední teploty přívodu a odvodu tepla
Braytonova oběhu.
­1
a [J·kg ] měrná práce Braytonova oběhu; TT [K]
střední teplota přívodu tepla do oběhu; TS [K] střední
teplota odvodu tepla z oběhu. Teplo se přivádí do
oběhu na úseku 2­3, proto střední teplota přívodu
tepla do oběhu bude ležet mezi teplotami T2 a T3.
Teplo z oběhu je odváděno na úseku 4­1, proto
střední teplota odvodu tepla z oběhu bude ležet mezi
teplotami T4 a T1.
Tepelná účinnost je zvyšována podaří­li se zvýšit střední teplotu přívodu tepla do
oběhu nebo naopak snížit střední teplotu odvodu tepla z oběhu. Existuje několik
obecných metod jak toho dosáhnout, přičemž velmi často se kombinují.
Vliv tlaku za turbokompresorem na tepelnou účinnost
Z tvaru Braytonova oběhu se nabízí řešení zvýšení tepelné účinnosti oběhu a to
zvýšením tlaku na výstupu z kompresorové části plynové turbíny:
4.id938 Braytonův oběh–vliv zvyšování tlaku p3 na
tepelnou účinnost oběhu.
Tvar oběhu po zvýšení tlaku na výstupu
z kompresoru a nové střední teploty odvodu a
přívodu tepla do oběhu jsou vyznačeni čerchovanou
čarou.
Tato metoda zvýšení účinnosti se používá u aeroderivátů větších výkonů a to
předřazením dalšího tělesa kompresoru (příklad realizace viz níže). Jak je patrné
z diagramu má zvýšení tlaku za kompresi hned dvojí účinek, zvýší se střední teplota
přívodu tepla do oběhu TT a zároveň sníží střední teplota odvodu tepla z oběhu TS.
Nevýhodou je, že se při větším zvýšení tlaku p2 může výrazně snížit měrná práce oběhu
a tedy i výkon soustrojí. Proto se, nejen z těchto důvodů, kombinuje toto opatření
například úpravou s mezichlazením komprese – pokud je kompresorová část složena
z více těles – zvýší množství komprimovaného vzduchu a tedy i výkon soustrojí:
Komprese s mezichlazením
Provedením mezichlazení v průběhu komprese (popsáno v kapitole
Turbokompresory s mezichlazením neboli s vnějším chlazením [26.]) se sníží
kompresorová práce, přičemž práce turbínové části zůstává zachována:
5.id138 Snížení teploty TS rozdělením komprese s mezichlazením.
a chladič vzduchu. Kompresorová část je tvořena dvěma tělesy K1 a K2.
Tímto opatření se zmenší vnitřní práce kompresorové části, ale teplotní poměr
TS/TT se tímto příliš nesníží a tedy ani účinnost (důvodem je opět nutnost zvýšení
přivedeného tepla ve spalovací komoře­úsek 22­3). Proto je toto opatření u běžných
spalovacích turbín málo účinné vzhledem k vynaloženým nákladům. Provádí se
v kombinaci s velkým kompresním poměrem (viz předchozí případ), protože se tím
zároveň sníží měrný objem komprimovaného vzduchu a tedy zvětší množství
komprimovaného vzduchu v původním soustrojí (jádro proudového motoru) a výkon
soustrojí:
6.id939 Aeroderivát s mezichlazením komprese.
Aeroderivát je složen z původního upraveného proudového motoru doplněného dalším turbínovým tělesem a
kompresorovým tělesem. Mezi tělesy kompresorů je vloženo mezichlazení (na obrázku není zobrazeno).
Výrobce tohoto aeroderivátu je společnost General Electric Company, označení aeroderivátu LMS100,
kompresní poměr 42:1, výkon na spojce 99 až 103 MW, účinnost na spojce 44%, otáčky 3000 až 3600 (50 až
60 Hz), teplota spalin do výfuku 404 °C až 760 °C, přibližný hmotnostní průtok spalin 215 až 220 kg∙s­1.
Data a obrázek převzaty z [6].
Vliv teploty před turbínou na tepelnou účinnost
Základním předpokladem vysoké tepelné účinnosti Braytonova oběhu je vysoká
teplota pracovního plynu T3 před turbínovou částí. Zvyšováním teploty T3 se sice zvýší i
teploty T4, ale lze jednoduše dokázat, že při zachování vnitřní účinnosti turbínové části
se bude zvyšovat i tepelná účinnost oběhu:
7.id135 Vliv zvyšování maximální teploty na
tepelnou účinnost Braytonova oběhu.
V případě ideálního Braytonova oběhu (komprese i expanze probíhá
izoentropicky) by se se zvyšováním teploty T3 zvyšovala tepelná účinnost oběhu bez
ohledu na tlak. V případě, že komprese a expanze nebude izoentropická
(termodynamické účinnosti nižší než 1) projeví se i vliv tlakového poměru, protože
kompresní práce od jistého bodu poroste rychleji než práce expanze:
8.id850 Závislost tepelné účinnosti Braytonova
oběhu na změně teploty T3 a tlakového poměru.
τ [­] teplotní poměr; ε [­] kompresní poměr spalovací
turbíny; ηt [­] tepelná účinnost oběhu. Graf pro ηiz<1
(vnitřní účinnost turbínové části při adiabatické
expanzi) a ηiz<1 (vnitřní účinnost kompresorové části
při adiabatické kompresi). Více o problému
[1, s. 65].
U proudových motorů je zvyšování teploty T3 v podstatě jedinou možností jak
zvýšit účinnost oběhu a tedy snížit spotřebu paliva (ostatní metody vedou na významné
zvýšení hmotnosti motoru). Zvyšování teploty spalin ve spalovací komoře je podmíněno
zvyšováním teplotní odolností spalovacích komor a prvních stupňů turbínové části.
Vysokoteplotní odolnosti se dosahuje použitím jakostních materiálů lopatek a aktivním
chlazením lopatek. I přes tyto opatření se maximální dosahována teplota T3
u spalovacích turbín ustálila na hodnotě 1300 °C. Důvodem jsem problémy při ve
vzniku škodlivých emisí při těchto teplotách.
Proveďte konstrukci diagramu ηt­ε pro Braytonův oběh zadaný v Úloze 2 [6.] pro teplotní poměry 2, 3 a
5,3664. Úloha 2.id851
Zvýšení tepelné účinnosti pomocí regenerace tepla
Regenerace tepla spočívá v ohřevu stlačeného vzduchu za kompresorem horkými
spalinami na výstupu z turbíny. Tímto způsobem se zmenší potřebné množství tepla
přiváděného ve spalovací komoře (střední teplota přívodu tepla do oběhu roste) a
zároveň se sníží teplota spalin na výstupu z plynové turbíny (střední teplota odvodu
tepla z oběhu klesá):
9.id136 Braytonův oběh – zvýšení teploty TT a snížení teploty TS regenerací tepla.
a tepelný výměník pro regeneraci tepla (regenerátor). qR [J·kg­1] množství regenerovaného tepla na 1 kg
pracovního plynu; ηreg [­] stupeň regenerace (poměr skutečně regenerovaného tepla k teplu teoreticky
regenerovatelnému). Dokonalá regenerace (ηreg=1) by znamenala, že teplota 4' bude rovna teplotě 2. Ve
skutečnosti musí být teplota 4' o něco vyšší, aby byl zajištěn k přestupu tepla.
Ze znázornění v T­s diagramu je patrné, že při zvyšování tlaku na výstupu
z kompresorové části p2 bude přínos regenerace klesat a naopak (při konstantní teplotě
T3). Lze tedy velice snadno vypočítat při jakém kompresním poměru se regenerace tepla
v Braytonově oběhu už nevyplatí respektive se jedná o kompresní poměr, při kterém
nastane rovnost T2=T4:
10.id941 Trend tepelné účinnost Braytonova oběhu
pro různé stupně regenerace a teplotní poměry a
hranice přínosu regenerace dané tlakovým
poměrem.
reg oblast tlakových poměrů, pro které má
regenerace tepla smysl. Graf ukazuje případ pro
konstantní teplotní poměr τ, v případě zvýšení
teplotního poměru se zvětší i tlakový poměr, do
kterého se vyplatí regenerovat teplo.
V praktických aplikací se regenerace tepla vyplácí u malých plynových turbín s
jednostupňovým kompresorem nebo u velkých plynových turbín vybavených
mezichlazením komprimovaného vzduchu, protože se sníží teplota na výstupu
z kompresoru T2. Více o optimalizace Braytonova oběhu s regenerací tepla v [5, s. 109],
[1, s. 68].
Stanovte tepelnou účinnost oběhu plynové turbíny (uzavřený oběh) bez regenerace a s regenerací, vnitřní
práci kompresorové části a turbínové části, hmotnostní průtok a poměr příkonu kompresorové části k vnitřní
práci turbínové části. Jestliže je teplota v sání turbokompresoru t1, tlak v sání kompresoru 100 kPa, teplota
před turbínou t3, vnitřní účinnost kompresorové části 87%, vnitřní účinnost turbínové části 88%, kompresní
poměr 10 a výstupní výkon 70 MW. Pracovní látkou je plyn (c p=1 kJ∙kg­1∙K­1, κ=1,4). Zanedbejte změny
hmotnostního toku v plynovém oběhu a veškeré další ztráty. Úloha 3.id141
K realizaci regenerace tepla je nutné další zařízení a to tepelný výměník. Používají
se rekuperační výměníky tepla (spaliny a vzduch jsou od sebe odděleny teplosměnnou
plochou) a výjimečně i regenerační výměníky tepla (spaliny a vzduch střídavě smáčí
stejnou teplosměnnou plochu). V případě rekuperačních výměníku tepla se používají
deskové konstrukce [1, s. 400], protože umožňují vysokou kompaktnost případně
i speciální trubkové konstrukce [8, s. 250]. Konstrukční problémy přináší rozdíl tlaků
mezi vzduchem a spalinami, což zvyšuje nároky na těsnost a pevnost výměníku:
11.id940 Koncept malé spalovací turbíny s regenerací tepla.
vlevo zjednodušený řez malé spalovací turbíny s regenerátorem; vpravo deskový rekuperační výměník ke
spalovací turbíně Capstone (protože jednotlivé desky jsou skládány po obvodu kruhu musí mít evolventní
zakřivení, jinak by mezera mezi nimi na vnějším obvodu byla větší než vnitřním). Obrázek z [7]. 1 vstup
vzduchu; 2 deskový protiproudý rekuperační výměník ve funkci regenerátoru tepla ze spalin; 3 přívod
paliva; 4 plamence spalovací komory; 5 odvod spalin; 6 připojení el. generátoru.
U malých spalovacích turbín s malým tlakovým poměrem může být teplota spalin
na výstupu z turbínové části vysoká, aby byla zaručena teplotní odolnost regenerátoru
používají se otáčivé regenerační výměníky s keramickou matricí [1, s. 400], [8, s. 253],
[5, s. 111]. Rotační regenerační výměník tepla byl použit i na spalovací turbíně pro
osobní automobil Chrysler.
Dělení expanze a dvojí ohřátí pracovního plynu
Při rozdělení turbíny na více těles je možné v určité části expanze plyn opět ohřát
na vyšší teplotu. Takto další část expanze bude probíhat při vyšší teplotě což zvýší
účinnost Braytonova oběhu. U plynových turbín se spalovacími komorami se druhé
ohřátí provádí ve vložených spalovacích komorách před druhým tělesem turbínové
části, ve kterých se ke spalování využívá kyslík obsažený ve spalinách z předchozího
spalování. To znamená, že první spalování probíhá se značným přebytkem kyslíku:
12.id137 Zvýšení tepelné účinnosti spalovací turbíny rozdělením expanze a dvojím ohřátím pracovního
plynu.
SK spalovací komora (spalování); T turbínová část spalovací turbíny.
Teplota T3, 2 bývá obvykle stejná nebo nižší než T3, protože obě tělesa turbíny se
spalovacími komorami jsou si materiálově i konstrukčně podobné. Druhé těleso turbíny
nemusí být na společné hřídeli s hlavním tělesem a může mít i jiné otáčky nebo
fungovat jako turboexpandér se spalovacími komorami.
Nevýhodou tohoto způsobu zvyšování tepelné účinnosti spalovací turbíny je, že na
konci turbínové části je vysoká teplota spalin. I přesto se účinnost zvýší, ale daleko
vyšší úspora nastane pokud se tento způsob zvyšování účinnosti kombinuje s regenerací
tepla ve spalinách nebo se toto teplo využije jinak, například v paroplynovém oběhu či
pro ohřev teplé vody nebo regeneraci.
Výše uvedené metody zvyšování účinnosti spalovacích turbín se mohou
kombinovat, v [1, s. 425] je popsáno schéma dvoutělesové spalovací turbíny
s mezichlazením a dvojím spalováním.
Regulace a charakteristiky spalovacích turbín
U spalovacích turbín se regulace výkonu provádí především změnou vstřikování
množství paliva tím se mění teplota T3. Například snížením množství paliva poklesne
teplota T3, tím se sníží objemový průtok turbínové části (průtočné průřezy turbíny jsou
konstantní), což znamená, že poklesne i tlak za kompresorovou částí p2. Při snižovaní
výkonu z jmenovitého se tedy pohybuje pracovní bod kompresoru dále od pumpovní
čáry.
Regulovat lze i ovlivňováním komprese je­li k tomu kompresorová část vybavena.
Navíc, například u proudových motorů, se při regulaci mění i otáčky a velký vliv má
i změna okolního tlaku a teploty nasávaného vzduchu. Charakteristika spalovací turbíny
by měla zahrnovat všechny tyto možnosti:
13.id806 Charakteristika spalovací turbíny.
vpravo kompletní charakteristika; vlevo závislost výkonu na teplotě vzduchu v sání kompresoru (a
konstantní otáčky; b případ regulace změnou otáček). Ppal [W] příkon v palivu; ts [°C] teplota vzduchu na
sání kompresoru. Vytvořeno z charakteristiky plynové turbíny ST6 společnosti Pratt & Whitney uvedené
v [9, s. 50].
Konstrukce charakteristiky spalovací turbíny je velmi náročná, protože se jedná
o soustrojí turbokompresoru a turbíny. To znamená, že je nutné sestrojit charakteristiku
kompresorové části i turbínové a ty propojit, přitom lze plně využít poznatky
z konstrukce charakteristiky parní turbíny a absolutní charakteritiky turbokompresoru.
V případě velkého vlivu změny otáček (především u plynových turbín) lze použít i
metodiku uvedenou v [1, s. 295].
V případě, že spalovací turbína tvoří soustrojí s elektrickým generátorem
přifázovaný k síti zůstávají otáčky při jakékoliv regulaci konstantní. Za takových
okolností je pokles výkonu přibližně přímo úměrný poklesu množství paliva:
14.id847 Spotřební charakteristika jednohřídelové
plynové turbíny s elektrickým generátorem
přifázovaným k síti.
Index j označuje jmenovité parametry.
Jak je z charakteristiky jednohřídelové spalovací turbíny patrné s klesajícími
otáčkami klesá velmi rychle i výkon respektive kroutící moment na hřídeli, proto pro
pohon kompresorů, přímý pohon automobilů a pod. je vhodnější dvouhřídelová
spalovací turbína, kde lze měnit otáčky a výkon nejen změnou množství paliva ale i
regulačním ventilem před druhým tělesem turbíny:
15.id848 Průběh kroutícího momentu plynové
turbíny.
a jednohřídelová spalovací turbína; b dvouhřídelová
spalovací turbína*. Mk [N·m] kroutící moment
vyvedený na hřídeli hnacího tělesa; n [s­1] otáčky
hřídele (hnacího tělesa). Podle [1, s. 423] se
pohybuje Mk=2,6 až 2,4∙Mk,j při n=0 s­1. viz také
[3, s. 40].
*Poznámka Nárůst kroutícího momentu od proudu plynu přes stupeň hnacího tělesa je způsoben
paradoxně poklesem obvodvé rychlosti, protože se výrazně zvýší rozdíl obvodových
složek absolutní rychlosti (viz Eulerova turbínová rovnice) navíc hmotnostní průtok je
přibližně konstatní díky stálým otáčkám hlavního soustrojí, které není spojeno s hnacím.
Jestliže při jmenovitých otáčkách bude cu2>0 (zde jsou jmenovité otáčky zároveň
maximální provozně přípustné proto se nekryjí s cu2=0, kdy dosahuje obvodová
účinnost svého maxima), potom při zmenšující se obvodové rychlosti může kroutící
moment narůst i více jak 100%. To znamená, že výkon hnacího tělesa se s otáčkymi
mění málo (tzv. plochá charakteristika).
U kompresorové části spalovacích turbín lze provádět regulaci způsoby popsaných
v kapitole Regulace turbokompresorů [26.]. U leteckých turbín se ještě používá vířivých
zařízení (předřazené lopatky) u prvních stupňů kompresorové části, které vytváří vír u
špic rotorových lopatek a tím snižují možnosti vzniku odtržení proudu od profilu. Tímto
opatřením se snižuje kompresní poměr, ale zlepšuje akcelerační charakteristika
[2, s. 65].
Výrobci a dodavatelé spalovacích turbín a turboexpandérů
Vývoj i výroba spalovací turbíny vyžaduje udržování komplexní průmyslové
infrastruktury spadající pod jeden podnik. Vzhledem k tomuto faktu a náročnosti vývoje
komponentů pro vysoké teploty a životnosti se výrobou spalovacích turbín zabývá na
špičkové úrovni pouze několik světových společností. U stacionárních spalovacích
turbín to jsou společnosti General electric a Siemens, u leteckých spalovacích turbín to
jsou společnosti Rolls­Royce, Pratt & Whitney a General electric:
________________________________________1_2_3_4_5_6_7_8_9_10 GENERAL ELECTRIC COMPANY 2011 x x x x x x x [http://ge­energy.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ ROLLS­ROYCE GROUP PLC 2011 x x x x x x [http://www.rolls­royce.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ Pratt & Whitney 2011 x x x x x [http://www.pw.utc.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ SIEMENS AG 2010 x x x x [http://www.energy.siemens.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ DRESSER­RAND SA 2011 x x x x [http://www.peterbrotherhood.co.uk] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ MAN DIESEL&TURBO 2011 x x x [http://www.mandieselturbo.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ M&D FLUGZEUGBAU 2012 do 500 N [http://www.md­flugzeugbau.de] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ SNECMA 2013 x x [http://www.snecma.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ WILLIAMS INTERNATIONAL 2012 x [http://www.williams­int.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ PBS VELKÁ BÍTEŠ, A.S. 2011 x x x [http://www.pbsvb.cz] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ CAPSTONE TURBINE CORPORATION 2011 x x [http://www.capstoneturbine.com] ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ GE AVIATION CZECH S.R.O. 2012 x [http://www.geaviation.cz] turbovrtulové motory ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­ G­TEAM, A.S. 2011 x x [http://www.g­team.cz] 19.id762 Výrobci a dodavatelé spalovacích turbín a turboexpandérů.
Rozdělení je provedeno podle dodávaných výkonů turbín [W], tahu dodávané letecké turbíny [kN], zda jsou
ve výrobním programu letecké motory pro vrtulníky, turboexpandéry a aeroderiváty: 1 do 100 kW
(mikroturbíny); 2 od 100 kW do 1 MW; 3 od 1 do 10 MW; 4 od 10 MW do 100 MW; 5 od 100 MW a výše; 6 do
10 kN; 7 od 10 kN do 100 kN; 8 nad 100 kN; 9 vrtulníkové motory; 10 turboexpandéry.
Odkazy
1. KOUSAL, Milan. Spalovací turbíny, 1980. 2. vydání, přepracované. Praha:
Nakladatelství technické literatury, n. p.
2. HOCKO, Marián. Transformace leteckých lopatkových motorů na spalovací turbíny,
2012. Plzeň: Západočeská univerzita v Plzni, ISBN 978­80­261­0218­2.
3. JAN, Zdeněk, ŽDÁNSKÝ, Bronislav. Automobily­Motory, 2010. 6. vydání. Brno:
Avid, spol. s.r.o., ISBN 978­80­87143­15­5.
4. VESELÝ, Stanislav. Spalovací komory­termodynamika a základy konstrukce, 2007.
Brno: Galant Brno, s.r.o. ISBN 978­80­254­0418­8.
5. BATHIE, William. Fundamentals of gas turbines, 1984. John Wiley&Sons, Inc.
ISBN 0­471­86285­1.
6. General Electric Company, 2011. Výrobce a dodavatel mnoha typů tepelných turbín
a turbokompresorů. Adresa: Fairfield, CT 06828, United States. Web:
http://www.ge.com.
7. MCDONALD, Colin. Recuperator considerations for future higher efficiency
microturbines, Applied Thermal Engineering, Volume 23, Issue 12, August 2003, Pages
1463–1487. ISSN 1359­4311.
8. FRAAS, Arthur. Heat exchanger design, 1989. Second edition. John Wiley&Sons,
Inc. ISBN 0­471­62868­9.
9. SAWYER, Tom. Sawyer's gas turbine catalog, 1970. 1970 edition. Stamford: Gas
turbine publications.
Citace tohoto článku
ŠKORPÍK, Jiří. Plynová turbína v technologickém celku, Transformační
technologie, 2011­04, [last updated 2015­03]. Brno: Jiří Škorpík, [on­line] pokračující
zdroj, ISSN 1804­8293. Dostupné z http://www.transformacni­technologie.cz/plynova­
turbina­v­technologickem­celku.html.
©Jiří Škorpík, LICENCE
www.transformacni­technologie.cz
—1—
—2—
Tato Příloha 368 je součástí článku 26. Turbokompresor
v technologickém celku, http://www.transformacnitechnologie.cz/turbokompresor-v-technologickemcelku.html.
Tato Příloha 369 je součástí článku 26. Turbokompresor
v technologickém celku, http://www.transformacnitechnologie.cz/turbokompresor-v-technologickemcelku.html.
Odvození rovnic pro výpočet Machových čísle
na vstupu do turbokompresoru
Odvození rovnic pro přepočet skutečného
průtoku kompresorem
c a1
a
ṁ⋅v i
1
ṁ =A 1 c a1 ⇒ c a1 =
vi
A1
a= √κ⋅r⋅T i [39. id337] (za Ti lze dosadit celkovou teplotu Tci
Ze skutečného stavu na sání lze vypočítat skutečná
Machova čísla Maa a Mar. Při rovnosti těchto Machovým
čísel s Machovými čísly, které byly naměřeny při
referenčním stavu tj. Maaref a Marref nastaly v kompresoru
stejné podmínky a tedy i dosažený kompresní poměr  by
měl být týž:
Maa=
pouze pro malé rychlosti-což vstup do kompresoru
splňuje).
ṁ⋅v i
Maa=
A 1⋅√ κ⋅r⋅Ti
r⋅T
vi = i
pi
√ r ṁ √ Ti
Maa=
.
A 1 √ κ pi
Mar =
u
a
u=π⋅D1⋅n
π⋅D1 n
Mar =
.
√κ⋅r √ Ti
Maaref=Maa
√r M
ref [26. id368]
A1 √ κ
√ r ṁ √ Ti
Maa=
[26. id368].
A 1 √ κ pi
Maaref =
√ r ṁ √ Ti = √ r M
ref
A 1 √ κ pi
A1 √ κ
ṁ √ T i
=Mref
pi
p
ṁ= i ⋅Mref .
√ Ti
Marref=Mar
—3—
π⋅D1
N [26. id368]
√ κ⋅r ref
π⋅D1 n
Mar =
[26. id368]
√κ⋅r √ Ti
Marref =
n= √ T i⋅N ref .
—4—
Tato Příloha 1049 je součástí článku 26. Turbokompresor
v technologickém celku, http://www.transformacnitechnologie.cz/turbokompresor-v-technologickemcelku.html.
Množství odloučeného kondenzátu z
komprimovaného vlhkého vzduchu
Na začátku komprese obsahuje objem Vi vlhkého vzduchu
množství vlhkosti mpi. Po jeho ochlazení zpět na teplotu
před kompresí ti je vzhledem ke snížení objemu schopen
udržet maximální množství m''pe, množství odvedeného
kondenzátu mk je rozdíl těchto množství:
mk =mpi −m ' 'pе
V
mpi = i
v pi
V
m' 'pe= е
v ' 'pе
Ve [m3] objem komprimovaného vzduchu po vychlazení na
teplotu ti.
ρpi v ' 'pi
v''
=
→ v pi= φ pi
i
ρ' 'p vpi
V
mpi =φi i .
v ' 'pi
φi=
v ' 'pе=v ' 'pi
V
m' 'pe= е .
v ' 'pi
—5—
mk =φi
Vi
V
− е .
v ' 'pi v ' 'pi
Podle stavové rovnice ideálního plynu se objem Ve se
oproti původnímu objemu Vi zmenší po komprimaci a
vychlazení asi tolikrát jako je tlakový poměr kompresoru
ε:
p⋅V
i
i =r⋅mi T i
pe⋅V e=r⋅me Te
V i Pe
=˙
=ε
V e Pi
V
Vi
1 Vi
mk =
˙ φi i −
= φi− ε
.
v ' 'pi ε⋅v ' 'pi
v ' 'pi
(
)
Rejstřík
Index
A
A
• absolutní charakteristika kompresoru 26.
• absolutní nula (teplota) 46.
• absolutní rychlost 11.
• absorbátor 47.
• absorpce fotonu 46.
• absorpce tepelného záření 46.
• adiabatická expanze 13.
• adiabatická komprese 13.
• adiabatické hoření 3.
• adiabatický děj 43.
• aerobní 3.
• aerobní fermentace 3.
• aeroderivát 23. 27.
• aerodynamický tunel 16.
• aerodynamika osamoceného profilu 16.
• aktivační energie 1.
• aktivita 47.
• aktivní zóna 47.
• akumulační elektrárna 5.
• Al­Chwárizmí Muhamad ibn Músa 42.
• alfa záření 47.
• alkoholová fermentace 3.
• amplituda pravděpodobnosti 46.
• anaerobní 3.
• anaerobní fermentace 3.
• anihilace 47.
• antihmota 47.
• antipompážní regulace 26.
• atmosférický tlak 1.1035
• atom 47.
• ATP 1.
• antracit 7.
• axiální stupeň 19. 11.
• axiální ventilátor 22.
• absolute velocity 11.
• absolute zero (temperature) 46.
• absorptivity of photon 46.
• absorptivity of heat radiation 46.
• additional losses 13.
• additional heating 23.
• adiabatic compression 13.
• adiabatic expansion 13.
• adiabatic process 43.
• admission of steam piston engine 28. 29.
• aeroderivative 23. 27.
• Al­Khwārizm Muḥammad ibn Mūsā 42.
• alloys steel 15. 21.
• aluminum 15.
• angle of attack 15. 16.
• angle of camber of flow 15.
• angle of deviation 15.
• angle of glide 16.
• anti­stall system 26.
• atmospheric pressure 1.1035
• atom 47.
• attack velocity 15.
• axial fan 22.
• axial stage 19. 11.
B
B
• bandáž 11. 24. 17.
• barevné těleso 46.
• Bealovo číslo 36.
• back­pressure 40.
• back­pressure steam turbine 23.
• balancing valve 37.
• Bendemannova elipsa 40.
• Benz Carl 1.
• Bernoulliho rovnice 11. 13. 42.
• beta záření 47.
• bezlopatkový difuzor 12. 20. 11.
• bezlopatkový rozvaděč 12. 20. 11.
• bezrozměrové otáčky 26.
• bezrozměrový průtok 26.
• bílé těleso 46.
• bio­materiál 15.
• biomasa 3.
• bioplyn 3.
• bit43.
• Born Max 46.
• Boussinesq Joseph 38.
• Brayton Georg 1.
• Braytonův oběh 6. 27.
• bronz 15.
• bubnový rotor 24.
• buňka 1.
C – Č
• Carnotův oběh 43.
• carnotizace 6. 25. 27.
• celková energie kapaliny 11. 21. 13.
21.949
• celková entalpie 43.
• celková teplota 43.
• cirkulace rychlosti 12.
• cirkulace vektoru 42.
• clona 37.
• Colebrook Cyril 38.
• Compton Arthur 46.
• Curtisův stupeň 19. 24.
• černé těleso 46.
• base airfoil 15.
• Beal number 36.
• Bendemann ellipse 40.
• Bernoulli equation 11. 13. 42.
• bio­material 15.
• biogas 3.
• biomass 3.
• blade 11. 15.
• blade passage 15. 11.
• blade profile 15. 16.
• blade profile angle 15.
• blade row 11. 15. 16.
• blower 23.
• boiler 1. 7.
• Born Max 3.
• boundary layer 38. 17.
• Boussinesq Joseph 38.
• branches of turbomachines 15. 17. 11.
• Brayton Georg 1.
• Brayton cycle 6. 27.
• Briggs Henry 42.
• bronze 15.
• burning 1.
• burning of wood 3.
• by­pass governing 25.
• by­pass ratio 23.
C
• carbon steel 15.
• Carnot cycle 43.
• carnotization 6. 25. 27.
• cast iron 15.
• cavitation 21.
• ceramics 15.
• characteristics of axial turbine stage 24.
27.
• characteristics of compressor 24. 26.
• characteristics of combustion turbine 24.
• characteristics of fan 22. 21.
• characteristics of piping system 38. 21.
• characteristics of pump 21.
• characteristics of radial turbine stage 24.
• characteristics of steam turbine 24. 25.
• characteristics of wind turbine 22.
• CHP at domestic 10.
• CHP unit 10.
• circular function 42.
• circulation compressor 23.
• circulation of velocity 12.
• circulation pump 11.
• circumference velocity 11.
• coal gas 7.
• coefficient of performance 6.
• cogeneration unit 6.
• Colebrook Cyril 38.
• combined cycle gas turbine (CCGT) 23.
25.
• combined heat and power (CHP) 6.
• combined heat and power plant 6.
• combustion chamber 27.
• combustion turbine 24. 27., 23. 11.
• composite 15.
• compressed air energy storage (CAES)
23.
• compression fan 39.
• compression ratio 13. 26. 6.
• compressor station 23.
• Compton Arthur 46.
• condensate pump 11. 23.
• condensing turbine 23. 25. 24. 41.
• configuration of Stirling engine 33.
• control valve 37.
• controlled extraction 23. 25.
• convergent passage 15.
• cooling of blade 23.
• cooling of compressor 23. 26. 13.
• cooling tower 1.
• copper 15.
• corrected flow 26.
• corrected speed 26.
• crankshaft 31.
• crankshaft mechanism 31.
• critical enthalpy 40.
• critical flow (nozzle) 40.
• critical flow (Reynolds number) 38.
• critical flow area 40.
• critical pressure ratio 40.
• curl 42.
• Curtis stage 19. 24.
• cylindrical coordinate system 42.
D
• Daimler Gottlieb 1.
• Darcy Henry 38.
• Darcy­Weisbachova rovnice 38.
• deexcitace jádra 47.
• Descartes René 42.
• deuterium 47.
• dávka záření 47.
• dávkový ekvivalent 47.
• dávkový příkon 47.
• diagonální stupeň 19. 11.
• diatermní těleso 46.
• Diesel Rudolf 1.
• Dieselův oběh 6.
• difuzní záření 2.
• difuzor 41. 38. 17.
• difuzorový kanál 15.
• diskový rotor 24. 22.
• distribuční soustava 1. 10.
• divergence vektoru 42.
• dmychadlo 23.
• domácnost10.
• druhý zákon termodynamiky 43.
• dusík 7. 3.
• dvojčinný pístový parní motor 28.
• dvojčinný Stirlingův motor 33.
• dvousedlový ventil 37.
• dvoutlakový oběh 23. 27.
E
• Edison Thomas 1.
• efektivní sálavost 46.
• efektivní účinnost stupně 14.
• Einstein Albert 46.
• ejekční poměr 41.
• ejektor 41.
• ekvivalentní dávka 47.
• ekvivalentní délka potrubí 38.
• ekvivalentní průměr 38.
• elektromagnetické záření 46.
• elektron 47.
• emise 7.
• energetická hodnota 1.
• energetická tloušťka 38.
D
• Darcy Henry 38.
• Darcy­Weisbach equation 38.
• density of blade row 15.
• Descartes René 42.
• Diesel Rudolf 1.
• Diesel cycle 6.
• diagonal stage 19. 11.
• diffuser 41. 38. 17.
• diffuser passage 15.
• disc rotor 20. 22.
• direct Air­Cooled 23. 25. 26.
• distribution point 28.
• divergence 42.
• double pressure cyle 23. 27.
• double­acting steam piston engine 28.
• double­acting Stirling engine 33.
• double seat valve 37.
• draft tube 13. 21.
• drum rotor 24.
E
• efficiency of Carnot cycle 43. 6.
• effective efficiency of stage 14.
• efficiency of heat cycle 43.
• efficiency of heat power plant 6. 7.
• efficiency of jet engine 23.
• efficiency of propeller 13.
• efficiency of steam cycle 6. 25. 9.
• efficiency of turboset 14.
• efficiency of wind turbine 13. 22.
• ejector 40.
• enthalpy 43.
• enthalpy of gases mix 3.
• entropy 43. 13.
• EP 15.
• energetický mix 1.
• entalpie 43. 13.
• entalpie směsi 3.
• entropie 43. 13.
• EP 15.
• Ericsson John 1. 33.
• éter 46.
• Euler Leonhard 1.
• Eulerova rovnice 12.
• Eulerova n­rovnice 16.
• Eulerova rovnice hydrodynamiky 19.
• Eulerova turbínová rovnice 12.
• excitace 47.
• exentricita šoupátka 30.
• expanzní vlny 39.
• exponent polytropy 40.
F
• Fannova křivka 38. 37.
• Faraday Michael 1.
• Fermi Enrico 1.
• Ferraris Galile 1.
• fosilní paliva 7. 23.
• fotoelektrický jev 46.
• fotolýza 3.
• foton 46.
• fotosyntéza 3.
• fotovoltaický systém 2.
• Francisova turbína 21. 5. 11. 20.
• Fresnel Augustin­Jean 46.
G
• Galvani Luigi 1.
• gamma záření 46. 47.
• geotermální elektrárna 8.
• geotermální energie 8.
• geotermální výtopna 8.
• Gibbs John 1.
• Glauert­Prandtlovo pravidlo 16.
• goniometrické funkce 42.
• gradient 42.
• graf 42.
• grafit 15.
• Ericsson John 1. 33.
• Euler equation 12.
• Euler Leonhard 1.
• Euler turbomachinery equation 12.
• evaporative cooling 1.
• evaporator 6.
• equation for difference of specific
enthalpy between two states 13. 40.
• equation of enthalpy for difference
between two states 13.
• equation of state of ideal gas 43.
• equation for crankshaft mechanism 31.
• equivalent length in pipe diameters 38.
• excitation 47.
• expansion fan 39.
F
• fan 11. 22.
• Fann's plot 38. 37.
• feed pump 11. 23.
• fire 1.
• first law of thermodynamics for open
system 43.
• flash point 1.
• flow coefficient 18.
• flow factor 37.
• flow rate cone of nozzle 42.
• fossil fuels 7. 23.
• Francis turbine 21. 5. 11. 20.
• friction factor of pipe 38.
G
• gas turbine 6. 23. 24. 27. 11.
• geothermal energy 8.
• geothermal power plant 8.
• Glauert­Prandtl rule 16.
• governing of fan 22.
• governing of steam turbine 25. 24.
• gradient 42.
• graphite 15.
• Grassmann Hermann 42.
• Gramme Zénobe 1.
• Grassmann Hermann 42.
• Gray Stephen 1.
• Gualard Lucien 1.
• Guericke Otto 1.
H – Ch
• Hagen Gotthilf 38.
• Hahn Otto 1.
• Herz R. Heinrich [46.
• hladina skalárního pole 42.
• hliník 15.
• hoření 1.
• hoření dřeva 3.
• hrdla lopatkových strojů 15. 17. 11.
• Hugoniotův teorém 39.
• hustota lopatkové mříže 15.
• Huygens Christian 46. 1.
• hybnost tekutiny 12.
• hydraulický lopatkový stroj 11.
• hydraulická účinnost 13. 41.
• hydrodynamické čerpadlo 21. 11.
• charakteristika čerpadla 21.
• charakteristika kompresoru s
redukovanými parametry 26.
• charakteristika parní turbíny 25.
• charakteristika potrubního systému 38.
21.
• charakteristika spalovací turbíny 27.
• charakteristika stupně lopatkového stroje
18.
• charakteristika ventilátoru 22. 21.
• charakteristika větrné turbíny 22. 4.
• chladící faktor 6.
• chladící oběh 6. 8.
• chladící věž 1.
• chlazení kompresoru 23. 26. 13.
• chlazení lopatky 23.
• chlazení odparem 1.
• chlazení vzduchem 23. 25. 26.
I
• i­s diagram 43. 13. 19. 20. 40.
• ideální tekutina 38.
H
• Hagen Gotthilf 38.
• heat 43.
• heat of combustion 1.
• heat capacity 43.
• heat machine 6. 11.
• heat pump 8. 6.
• heat turbomachine 11.
• heat cycle 43. 6.
• heater of Stirling engine 33.
• heating value 1. 44.1043
• Hugoniot condition 39.
• hydraulic efficiency 13.
• hydraulic turbomachine 11.
I
• i­s diagram 43. 13. 19. 20. 40.
• impulse stage 12. 19. 24. 22.
• ignition timing 6.
• imaginární číslo 42.
• imaginární jednotka 42.
• impulsní tloušťka 38.
• indikátorový diagram 30.
• injekční poměr 41.
• injektor 41.
• intenzita vyzařování 46.
• intenzita záření 2.
• inverzní křivka 37.
• ionizující záření 47.
• ITER­International Thermonuclear
Experimental Reactor 1.
• iracionální čísla 42.
• iterační výpočet 42.
• izobar 47.
• izobara (izobarická termodynamická
změna) 43.
• izochora (izochorická termodynamická
změna) 43.
• izoentropický děj (změna) 43. 13.
• izopléta 42.
• izotermický děj 43.
• izotop 47.
J
• jaderná bezpečnost 9.
• jaderná elektrárna 9.
• jaderná energie 45.
• jaderná syntéza 47.
• jaderný izomer 47.
• jaderný reaktor 9. 1.
• jakostní faktor 47.
• jednosedlový ventil 37.
• jednostupňová parní turbína 11. 24.
• jmenovitý výkon 14.
• Joule Prescott 1.
• Joulův­Thomsonův jev 37.
• Junkers Hugo 1.
• impulse passage 15.
• injector 40.
• iteration calculation 42.
• intercooling 23. 26. 27.
• internal combustion engine 6. 23.
• internal efficiency of steam piston engine
29.
• internal efficiency of Stirling engine 35.
• internal efficiency of turbomachine 13.
• internal efficiency of turbomachine stage
14.
• internal efficiency of turbomachine stage
14.
• internal energy 43.
• internal friction 38.
• internal heat 43.
• internal losses 11. 13.
• internal power input of turbomachine 11.
13.
• internal power output of steam piston
engine 29.
• internal power output of turbomachine
11. 13.
• internal work of turbomachine 11. 13. 14.
• internal work of steam piston engine 29.
• internal work of Stirling engine 35. 34.
• irreversible process 43.
• isentropic process 43. 13.
• isopleth 42.
J
• jet engine 23. 27.
• Joule–Thomson effect 37.
K
• Kalinův oběh 25.
• kamenivo 15.
• Kaplanova turbína 21. 1. 11. 5. 19.
• kavitace 21. 20.
• keramika 15.
• kliková hřídel 31.
• klikový mechanismus 31.
• klouzací poměr 16.
• klouzavý úhel 16.
• koeficient rychloběžnosti 22.
• kogenerační jednotka 6.
• Kolben Emil 1.
• kombinovaná výroba elektřiny a tepla
(KVET) 6.
• komplexní čísla 42.
• kompozit 15.
• kompresní poměr 13. 26. 6.
• kompresní stanice 23.
• kompresní vlny 39.
• kondenzační turbína 23. 25. 24. 41.
• kondenzátní čerpadlo 11. 23.
• konfuzorový kanál 15.
• korpuskule 46.
• kosinus 42.
• kotangens 42.
• kotel 1. 7.
• kritérium podobnosti 18.
• kritická entalpie 40.
• kritická rychlost 40.
• kritické proudění (Reynoldsovo číslo)
38.
• kritické proudění 40.
• kritický průřez 40.
• kritický tlakový poměr 40.
• kroutící moment pístového parního
motoru 31.
• Křižík František 1.
• kuželový stupeň 19.
• kůň (výkon) 1.
• kvantum 46.
• KVET v domácnosti 10.
• kompresní poměr 13. 26.
K
• Kalina cycle 25.
• Kaplan turbine 21. 1. 11. 19.
• Kutta–Joukowski theorem 12.
L
• Labe 5.
• labyrintová ucpávka 37. 24.
• laminární proudění 38.
• Langen Eugenem 1.
• Laval Carl Gustav 1.
• Lavalova tryska 40.
• Lavalova turbína 11. 1.
• Lenoir Jean 1.
• Lenoirův motor 1. 6.
• Lenoirův oběh 6.
• lignit 7.
• lineární oscilátor 46.
• litina 15.
• lodní šroub 11.
• logaritmické pravítko 42.
• logaritmy 42.
• lopatka 11. 15.
• lopatková mříž 11. 15. 16.
• lopatkový kanál 15. 11., 40.
• lopatkový stroj 11.
• Lorentz A. Hendrik 46.
M
• Machovo číslo 39.
• Machův úhel 39.
• materiály lopatkových strojů 15. 23. 27.
• Maxwell James 46.
• mechanická energie 43.
• Meitner Lise 1.
• metoda charakteristik 40.
• mez stability (charakteristika čerpadel,
ventilátorů a turbokompresorů) 21.
• mezichlazení 23. 26. 27.
• mezní vrstva 38. 17.
• měď 15.
• měrný objem 43.
• Michelson A. Albert 46.
• Minkowski Hermann 46.
• mocnina 42.
• modifikace Stirlingova motoru 33.
• Moody Lewis 38.
• Moodyho diagram 38.
• Morava 5.
L
• labyrinth seal 37. 25.
• laminar flow 38.
• Laval Carl Gustav 1.
• Laval nozzle 40.
• Laval turbine 11. 1.
• leading edge of blade of blade 11.
• Lenoir cycle 6.
• Lenoir engine 1. 6.
• Lenoir Jean 1.
• logarithmic paper 42.
• logarithms 42.
• loss heat 43. 13.
• loss of stage through leaks 17.
• losses inside branches 17.
• losses through leaks of piston rings 36.
• losses through stall and outlet
recilculation 41. 17. 19. 20.
• low pressure fan 11.
M
• Mach angle 39.
• Mach number 39.
• marine screw propeller 11.
• mass flow coefficient 40.
• materials of turbomachine 15. 23. 27.
• mean aerodynamic velocity 12. 16.
• mean camber line 15.
• mean temperature of input heat of cycle
6.
• mean temperature of rejection heat to
cycle 6.
• method of characteristics 40.
• momentum of fluid 12.
• Moody chart 38.
• Moody Lewis 38.
• multi­casing steam turbine 24. 11.
• multi­stage pump 11. 21.
• multi­stage turbocompressor 11. 24. 26.
23.
• multi­stage steam tubine 11. 24. 25.
• Morley W. Edward 46.
• motor s vnitřním spalováním 6.
• multiplikační faktor 47.
• Musschenbroek Pieter 1.
N
• najížděcí diagram 25.
• náběžná hrana lopatky 11.
• náporový motor 41.
• NBR 15.
• nadzvukový difuzor 41. 39.
• napájecí čerpadlo 11. 23.
• nátoková rychlost 15.
• neregulovaný odběr 23. 25.
• Net­metering 10.
• neutron 47.
• neutronové záření 47.
• nevírové proudění 42.
• nevratná změna 43.
• Newcomen Thomas 1.
• Newton Isaac 46.
• Nikuradse Johann 38.
• nízkotlaký ventilátor 11.
• nomogram 42.
• normála proudnice 42.
• normální stupeň 19.
• NOx 7.
• nuklid 47.
• nukleon 47.
• nukleonové číslo 47.
O
• oběhové čerpadlo 11.
• oběhový kompresor 23.
• objemový stroj 11.
• oblouková míra 42.
• obohacování uranu 9.
• obtokový poměr 23.
• obvodová práce 12. 14.
• obvodová rychlost 11.
• obvodová účinnost 14. 19. 20.
• ocel slitinová 15. 21.
• ocel uhlíková 15.
• odběr páry 23.
N
• NBR 15.
• Nikuradse Johann 38.
• nominal power 14.
• nomograph 42.
• non­dimensional speed 26.
• non­dimensional flow 26.
• nozzle 40.
• nozzle governing 25.
• NOx 7.
• nuclear energy 45.
• nuclear fission of atom 47.
• nuclear power plant 9.
• nuclear reactor 9. 1.
O
• oblique shock wave 39.
• one­stage steam turbine 11. 24.
• open cycle 6.
• optimal power 14.
• orfice plate 37.
• organic Rankine cycle (ORC) 25.
• other losses of turbomachine stage 14.
17.
• Otto engine 1.
• Otto Nikolaus A. 1.
• Otto cycle (spark ignition) 6.
• Oughtred William 42.
• odpor (potrubí) 38.
• odporová síla 16. 17.
• Odra 5.
• odstavení parní turbíny 25.
• odtoková hrana lopatky 11.
• odvěsna 42.
• Ohain Hans 1.
• oheň 1.
• ohřívák Stirlingova motoru 33.
• okrajová ztráta 17. 25. 14.
• olejový okruh 24.
• optimální výkon 14.
• organic Rankine cycle (ORC) 25.
• osamocený profil 16.
• ostatní ztráty stupně lopatkového stroje
14. 17.
• otevřený oběh 6.
• Otto Nikolaus A. 1.
• Ottův motor 1.
• Ottův oběh (zážehový) 6.
• Oughtred William 42.
P
• p­V diagram 43.
• p­V diagram pístového parního motoru
29.
• Paciontti Antonio 1.
• palivová kazeta 9.
• palivová tableta 9.
• palivový proutek 9.
• Papin Denis 1.
• parabolické zrcadlo 2.
• parciální derivace 42.
• parciální ostřik 17. 25.
• parní oběh 6. 25. 23.
• parní turbína 11. 24. 23. 25. 1.
• paroplynový oběh 23. 25.
• Parsons Charles Algernon 1.
• Parsonsova turbína 1.
• PEEK 15.
• Peltonova turbína 21. 5. 11.
• Pfleiderer Carl 17.
• pístový parní motor 28. 1.
• plamen 1.
• Planck Max 46.
• overexpansion nozzle 40.
P
• p­V diagram 43.
• p­V diagram of steam piston engine 29.
• parabolic reflector 2.
• partial admission 17. 25.
• PEEK 15.
• Pelton turbine 21. 5. 11.
• performance of combustion turbine 24.
27.
• piston machine 11.
• pitch of blade row 11. 15.
• Poiseuille Jean 38.
• polytropic compression 13. 26.
• polytropic expansion 13.
• polytropic index 40.
• polytropic process 43.
• potential flow 42.
• potential vortex 42.
• power coefficient 4. 22.
• power to heat ratio 6. 23.
• PPS 15.
• Prandtl­Meyer equation 39.
• preheat factor 13.
• Planckova konstanta 46.
• Planckův vyzařovací zákon 46.
• plnění pístové parního motoru 28. 29.
• plynová turbína 6. 23. 24. 27. , 11.
• podexpandovaná tryska 40.
• Poiseuille Jean 38.
• Poincaré Henri 46.
• pojistný ventil 37.
• polytropická expanze 13.
• polytropická komprese 13. 26.
• polytropický děj 43.
• pomalé neutrony 47.
• poměrná zářivost 46.
• popeloviny 3.
• porovnávací izobara 43.
• pošinovací tloušťka 38.
• potenciál rychlosti 42.
• potenciální energie vodního spádu 5.
• potenciální proudění 42.
• potenciální vektorové pole 42.
• potenciální vír 42.
• potlačená kondenzace/vakuum 23.
• PPS 15.
• pracovní stroj 11.
• Prandtl­Meyerova funkce 39.
• pravoúhlá soustava souřadnic 42.
• Priestley Joseph 1.
• primární energie 1.
• profil lopatky 15. 16.
• profilová mříž 11.
• profilová ztráta 17. 16. 14.
• propulzní účinnost 13. 23.
• protiběžný vír 20.
• protitlak 40.
• protitlaková parní turbína 23.
• protium 47.
• proton 47.
• protonové číslo 47.
• proudová funkce 42.
• proudová trubice rotoru 13. 11.
• proudové čerpadlo 41.
• proudové pole 42.
• proudový motor 23. 27.
• průmět (matematika) 42.
• průtočná elektrárna 5.
• průtokový kužel trysky 42.
• pressure energy 43.
• pressure drop 38. 37.
• pressure gradient 42. 19. 17.
• pressure ratio 40.
• pressure reduction 37.
• pressure reduction valve 37.
• pressure side of blade 16. 11.
• pressurized­water reactor 9. 23.
• profile losses 17. 16. 14.
• profile row 11.
• propeller 13. 22. 11.
• propulsion efficiency 13. 23.
• PVC 15.
• průtokový součinitel 18.
• průtokový součinitel armatury 37.
• průvodič (matematika) 42.
• první zákon termodynamiky pro
otevřený systém 43.
• první zákon termodynamiky pro
uzavřený systém 43.
• přečerpávací elektrárna 5.
• předstih 6.
• přeexpandovaná tryska 40.
• přeměna alfa 47.
• přeměna beta 47.
• přeměna gamma 47.
• přeměnová konstanta 47.
• přenosová soustava 1. 10.
• přeplňování 6.
• přepona 42.
• přepouštěcí ventil 37.
• přestupník 29.
• přetlakový stupeň 12. 19. 20. 22. 14.
• přetlaková strana lopatky 16. 11.
• přihřívání páry 25. 23.
• příčné proudění 17.
• přídavné ztráty 13.
• přílivová elektrárna 22.
• přímá lopatka 11. 19. 20.
• přímé záření 2.
• přírodní uran 9.
• přirozená čísla 42.
• přírůstek 42.
• přitápění 23.
• pumpovní čára 26.
• PVC 15.
• pyrolýza 3.
R
• racionální čísla 42.
• radiální čerpadlo 21.
• radiální stupeň 20. 11.
• radiální ventilátor 12. 22.
• radioaktivita 47.
• raketový motor 40.
• Rankine­Hugoniotovy rovnice 39.
• rašelina 7.
• rázová vlna 39.
R
• radial fan 12. 22.
• radial pump 21.
• radial stage 20. 11.
• Rankine­Hugoniot equations 39.
• re­usable heat 13.
• reaction 18. 20. 19.
• reaction stage 12. 19. 20. 22. 14.
• reducing pressure unit 37. 23.
• reducing­cooling unit 37.
• reálná čísla 42.
• redukce tlaku 37.
• redukčně­chladící stanice 37.
• redukční stanice 37. 23.
• redukční ventil 37.
• redukované otáčky 26.
• redukovaný průtok 26.
• referenční otáčky (kompresor) 26.
• referenční poloměr lopatky 19.
• referenční průtok 26.
• referenční výkon větrné turbíny 4. 22.
• regenerace tepla (parní oběh) 25. 23.
• regenerace tepla (spalovací turbína) 27.
23.
• regenerace tepla (Stirlingův motor) 35.
• regenerátor 33.
• regulace hydrodynamického čerpadla 21.
• regulace obtokem 25.
• regulace parní turbíny 25. 24.
• regulace škrcením 22. 25. 26.
• regulace ventilátoru 22.
• regulační stupeň 24. 25.
• regulační tyče 9.
• regulační ventil 37.
• regulovaný odběr 23. 25.
• relativní drsnost trubek 38.
• relativní rychlost 11.
• relativní vlhkost vzduchu 1. 26.
• Reteau Augustem 1.
• reverzní turbína 11. 21.
• reverzační kompresor 23.
• Reynoldsovo číslo 38. 38.1038
• ropa 7.
• rotace vektoru 42.
• rotor lopatkového stroje 11. 24.
• rovnice adiabatického proudění plynu za
přítomnosti tření 38.
• rovnice klikového mechanismu 31.
• rovnice kontinuity ve vektorovém tvaru
42.
• rovnice Kutta–Žukovského 12.
• rovnice pro rozdíl entalpií mezi dvěma
stavy 13. 40.
• rovnice radiální rovnováhy pro proudění
po válcové ploše 19.
• rovnotlaký kanál 15.
• reference power of wind turbine 4. 22.
• reference radius of blade 19.
• reffered speed (compressor) 26.
• reffered flow 26.
• refrigeration cycle 6. 8.
• regeneration of heat (combustion
turbine) 25. 23.
• regeneration of heat (steam turbine) 27. ,
23.
• regeneration of heat (Stirling engine) 35.
• regenerator 33.
• reheat factor 13.
• reheating of steam 25. 23.
• relative humidity of air 1. 26.
• relative roughness of tubes 38.
• relative velocity 11.
• relief valve 37.
• resistance coefficient 38. 37.
• reversible compressor 23.
• reversible process 43.
• reversible turbine 11. 21.
• Reynolds number 38., 38.1038
• rocket engine 40.
• root of blade 11. 15.
• rotating reduction 37.
• rotodynamic pump 21. 11.
• rotor friction loss 17. 14. 12. 19. 20. 26.
13.
• rotor of turbomachine 11. 24.
• rovnotlaký stupeň 12. 19. 24. 22.
• rozteč lopatkové mříže 11. 15.
• rozvodový okamžik 28.
• Rømer Ole 46.
• rychlost proudění v potrubí 38. 38.1039
• rychlost světla ve vakuu (fotonu) 46.
• rychlost větru 4.
• rychlost zvuku 39.
• rychlostní pole lopatkové mříže 17.
• rychlostní poměr 18.
• rychlostní součinitel 40. 14.
• rychlostní trojúhelník 11. 19. 22.
• rychlý nutron 47.
S–Š
• sací strana lopatky 16. 11.
• sací trouba 13. 21.
• Saint­Venant Adhémar Jean Claude
Barré 1.
• Saint Vénant­Wantzelova rovnice 40.
• Savery Thomas 1.
• Segnerovo kolo 12.
• selektivní vrstva 2.
• separátor vlhkosti 23. 26.
• setrvačník 42. 31.
• Scheele Carl 1.
• Schiller Ludwig 38.
• Schmidtův oběh 34.
• Schrödinger Ervin 46.
• Siemens Werner 1.
• sinus 42.
• síra 7. 3.
• skleníkový efekt 7.
• skluz 20.
• skupinová regulace 25.
• Slunce 2.
• sluneční konstanta 2.
• solární energetika 2. 1.
• solární elektrárna 2. 1.
• solární kolektor 2.
• solární komín 2.
• součinitel odporu 16.
• součinitel průtoku (pro průtok
uzavřeným kanálem) 40.
• součinitel přebytku vzduchu 1.
S
• Saint­Venant Adhémar Jean Claude
Barré 1.
• Saint Vénant­Wantzel equation 40.
• Schiller Ludwig 38.
• Schmidt cycle 34.
• Schrödinger Ervin 46.
• Segner wheel 12.
• shaft work 12. 14.
• shaft work efficiency 14. 19. 20.
• shock wave 39.
• shroud 11. 24. 17.
• single seat valve 37.
• slide rule 42.
• slide valve of steam piston engine 30. 28.
• solar power industry 2. 1.
• solar collector 2.
• solar power plant 2. 1.
• Solar thermal collector 2.
• specific impulse 40.
• specific speed 18. 21. 22.
• specific volume 43.
• speed of sound 39.
• spiral casing 12. 15.
• stage of turbomachine 11. 19. 20.
• stator of turbomachine 11.
• stagger angle 15. 19. 22.
• stagnation enthalpy 43.
• stagnation temperature 43.
• steam cycle 6. 25. 23.
• steam extraction 23.
• součinitel relativní absorpce 46.
• součinitel skluzu 20.
• součinitel tření v potrubí 38.
• součinitel přídavných ztrát 13.
• součinitel vztlaku 16.
• součinitel zpětného využití ztrát 13.
• spaliny 1.
• spalné teplo 1.
• spalovací motor 6. 23.
• spalovací komora 24.
• spalovací turbína 24. 27. 23. 11.
• spalování 3. 6. 1. 7.
• specifické otáčky 18. 21. 22.
• specifický impuls 40.
• spirální skříň 12. 15.
• start parní turbíny 25.
• stator lopatkového stroje 11.
• stavová rovnice ideálního plynu 43.
• Stefan­Boltzmannova konstanta 46.
• Stefan­Boltzmannův zákon 46.
• stechiometrické spalování 1.
• Stirling Robert 33.
• Stirlingův motor 33.
• Stirlingův oběh 34.
• Stodola Aurel 17.
• střední aerodynamická rychlost 12. 16.
• střední čára profilu 15.
• střední kvadratický poloměr lopatky 19.
• střední poloměr lopatky 19.
• střelivina 1.
• stupeň lopatkového stroje 11. 19. 20.
• stupeň reakce 18. 20. 19.
• střední teplota odvodu tepla z oběhu 6.
• střední teplota přívodu tepla do oběhu 6.
• supratekutost 38.
• Sutherland William 38.
• světlo 46.
• svítiplyn 7.
• šedé těleso 46.
• šikmá rázová vlna 39.
• šikmo seříznutá tryska 40.
• škrcení (proudění) 37.
• šoupátko pístového parního motoru 30.
28.
• štěpení jader atomů 47.
• steam piston engine 28. 1.
• steam turbine 11. 24. 23. 25. 1.
• Stirling engine 33.
• Stirling cycle 34.
• Stirling Robert 33.
• stoneware 15.
• straight blade 11. 19. 20.
• stream­tube of rotor 13. 11.
• suction side of blade 16. 11.
• Sun 2.
• supercharging 6.
• supersonic diffuser 41. 39.
• suppressed condensation 23.
• surge line 24. 26.
• Sutherland William 38.
T
• T­s diagram 43. 13. 19. 20. 23. 27.
• tah proudového motoru 23.
• tah vrtule 13.
• tangens 42.
• teflon 15. 36.
• technická práce 43.
• tekutina 38.
• teorie relativity 46.
• tepelná akumulační elektrárna 23.
• tepelná elektrárna 6. 23.
• tepelná kapacita 43.
• tepelná odrazivost povrchu 46.
• tepelná pohltivost povrchu 46.
• tepelná průteplivost 46.
• tepelná účinnost 43.
• tepelné čerpadlo 8. 6.
• tepelný lopatkový stroj 11.
• tepelný oběh 43. 6.
• tepelný stroj 6. 11.
• teplárna 6.
• teplárenský modul 6. 23.
• teplo 43.
• teplo znovu využité 13.
• teplota hoření 1.
• teplota nechlazeného plamene 3.
• teplota pracovního plynu ve Stirlingově
motoru 34.
• teplota vznícení 1.
• teplotní ekvivalent rychlosti 43. 19.
• teplotní poměr (Stirlingův motor) 34.
• termické neutrony 47.
• termonukleární reaktor 9. 1.
• termoregulace 1.
• Tesla Nikola 1.
• Tháles z Milétu 1.
• tlaková energie 43.
• tlaková ztráta 38. 37.
• tlakový součinitel 18.
• tlakovodní reaktor 9. 23.
• tlakový gradient 16. 19. 17.
• tlakový poměr 40.
• točivá redukce 37.
• topný faktor 8.
• Torricelli Evangelista 1.
T
• T­s diagram 43. 13. 23. 27.
• teflon 15. 36.
• temperature of burning 1.
• temperature of working gas inside
Stirling engine 34.
• temperature ratio (Stirling engine) 34.
• thermal efficiency 43.
• thermal power plant 6. 23.
• thermoregulation 1.
• throttle governing 25. 26.
• throttling (flow) 37.
• thrust of jet engine 23.
• tah of propeller 13.
• tidal power plant 22.
• tip clearance loss 17. 25. 14.
• tip­speed ratio 22.
• torque of steam piston engine 31.
• total energy of liquid 11. 21. 13. 21.949
• trailing edge of blade 11.
• Turbinia 1. 23.
• turbocharger 11. 23.
• turbo­expander 23. 26. 37.
• turbocompressor 24. 26. 23. 11.
• turbomachine 11.
• turboset 11. 14.
• turbulent flow 38.
• twisted blade 19. 11.
• transparentní vrstva 2.
• tritium 47.
• tryska 40.
• třaskavá směs 1.
• Turbinia 1. 23.
• turbodmychadlo 11. 23.
• turboexpandér 23. 26. 37.
• turbokompresor 24. 26. 23. 11.
• turbosoustrojí 11. 14.
• turbostroj 11.
• turbulentní proudění 38.
U
• účinnost Carnotova oběhu 43. 6.
• účinnost difuzoru 41.
• účinnost parního oběhu 6. 25. 9.
• účinnost proudového motoru 23.
• účinnost tepelné elektrárny 6. 7.
• účinnost tepelného oběhu 43.
• účinnost trysky 40.
• účinnost turbosoustrojí 14.
• účinnost turbosoustrojí 14.
• účinnost vrtule 13.
• účinný průřez pro absorpci neutronů 47.
• uhlí 7.
• uhlík 7. 3.
• úhel deviační 15.
• úhel náběhu 15. 16.
• úhel nastavení profilu v mříži 15. 19. 22.
• úhel profilu 15.
• úhel zakřivení proudu 15.
• univerzální charakteristika kompresoru
26.
• uran 9. 47. 27.
V
• válcová soustava souřadnic 42.
• vazebná energie 45.
• ventil pístového parního motoru 28.
• ventil s difuzorem 37. 41. 25.
• ventilační ztráta 17. 14. 12. 19. 20. 26.
13.
• ventilátor 11. 22.
• vějířová ztráta 17. 19.
U
• uncontrolled extraction 23. 25.
• underexpansion nozzle 40.
• uranium 9. 47. 27.
V
• valve of steam piston engine 28.
• valve with diffuser 37. 41. 25.
• velocity of flow inside pipe 38. 38.1039
• velocity triangle 11. 19. 22.
• Velocity field of blade row 17.
• velocity coeffcient 40. 14.
• vaneless confuser 12. 20. 11.
• vaneless diffuser 12. 20. 11.
• větrná elektrárna 4. 22. 1.
• viscosity 38. 21.
• větrná turbína 22. 13. 12. 11.
• virtuální elektrárna10.
• vlnově­částicový dualismus 46.
• vnitřní tepelná energie 43.
• vnitřní práce lopatkového stroje 11. 13.
14.
• vnitřní práce pístového parního motoru
29.
• vnitřní práce Stirlingova motoru 35. 34.
• vnitřní tepelná energie 43.
• vnitřní tření 38.
• vnitřní účinnost lopatkového stroje 13.
• vnitřní účinnost pístového parního
motoru 29.
• vnitřní účinnost Stirlingova motoru 35.
• vnitřní účinnost stupně lopatkového
stroje 14.
• vnitřní ztráty 11. 13.
• vícestupňové čerpadlo 11. 21.
• vícestupňová parní turbína 11. 24. 25.
• vícestupňový turbokompresor 11. 24. 26.
23.
• vícetělesová parní turbína 24. 11.
• vírové vektorové pole 42.
• vírový pohyb 42.
• viskozita 38. 21.
• vnitřní příkon lopatkového stroje 11. 13.
• vnitřní výkon lopatkového stroje 11. 13.
• vnitřní výkon pístového parního motoru
29.
• vodní elektrárna 5.
• vodní kolo 1. 11. 12.
• vodní spád 5.
• vodní turbína 21. 1. 5. 11.
• Volta Alssendro 1.
• vratná změna 43.
• vrtule 13. 22. 11.
• vrtulová turbína 5. 21.
• výhřevnost 1. 44.1043
• výkonový koeficient 4. 22.
• výkonový součinitel 18.
• výparník 6.
• vyrovnávací buben 24.
• vyvažovací armatura 37.
• výživová hodnota 1.
• vztlak 12.
W
• Wantzel Pierre 1. 40.
• Watt James 1.
• Weisbach Julius 38.
• Whittl Frank 1.
W
• Wantzel Pierre 1. 40.
• water power plant 5.
• water trap 23. 26.
• water turbine 21. 1. 5. 11.
• water wheel 1. 11. 12.
• Weisbach Julius 38.
• wind power plant 4. 22. 1.
• wind tunel 16.
• wind turbine 22. 13. 12. 11.
• water potential gradient 5.
Z­Ž
• základní profil 15.
• zápalná teplota 1.
• závěs lopatky 11. 15.
• Země 2.
• zemní plyn 7.
• zkroucená lopatka 19. 11.
• zplyňování 3.
• zpožděné neutrony 47.
• ztráta nesprávným úhlem náběhu 17.
• ztráta netěsností pístních kroužků 36.
• ztráta rázem při obtékaní profilu 17.
• ztráta třením v mezní vrstvě 17. 14.
• ztráta v hrdlech strojů 17.
• ztráty v lopatkových strojích 17.
• ztráta vířením za odtokovou hranou 17.
• ztráta vířením při odtržení mezní vrstvy
41. 17. 19. 20.
• ztráta vnitřní netěsností stupně 17.
• ztrátové teplo 43. 13.
• ztrátový součnitel 38. 37.
©Jiří Škorpík, LICENCE
www.transformacni­technologie.cz
Články
Articles
Zdroje a přeměna energie
Sources and transformation
of energy
1. Historie transformačních technologií
1. History of transformation technologies
2. Sluneční záření jako zdroj energie
2. Sun radiation as source of energy
3. Biomasa jako zdroj energie
3. Biomass as source of energy
4. Využití energie větru
4. Use of wind energy
5. Využití energie vodního spádu
5. Use of water gradient
6. Tepelné oběhy a jejich realizace
6. Heat cycles and their realizations
7. Fosilní paliva, jejich využití
v energetice a ekologické dopady
7. Fossil fuels, their use in energy industry
and environmental impact
8. Využití tepla Země
8. Use of heat of Earth
9. Jaderná energetika
9. Nuclear energy industry
10. Principy výroby elektřiny a tepla
v domácnostech
10. Principles of production of electricity
and heat in household
Teorie lopatkových strojů
Introduction to turbomachinery
11. Lopatkový stroj
11. Turbomachine
12. Základní rovnice lopatkových strojů
12. Essential equations of turbomachines
13. Energetické bilance lopatkových strojů 13. Energy balances of turbomachines
14. Vztah mezi obvodovou a vnitřní prací
stupně lopatkového stroje
14. Relation between shaft work and
internal work of turbomachine stage
15. Geometrie a materiály lopatkových
strojů
15. Shapes of parts and materials of
turbomachines
16. Základy aerodynamiky profilů lopatek
a lopatkových mříží
16. Fundamentals of aerodynamic of blade
profiles and blade rows
17. Ztráty v lopatkových strojích
17. Losses in turbomachines
18. Podobnosti lopatkových strojů
18. Similarities of turbomachines
19. Návrh axiálních a diagonálních stupňů
lopatkových strojů
19. Design of axials and diagonals
turbomachine stages
20. Návrh radiálních stupňů lopatkových
strojů
20. Design of radials turbomachine stages
21. Vodní turbíny a hydrodynamická
čerpadla
21. Water turbines and rotodynamic pumps
22. Větrné turbíny a ventilátory
22. Wind turbines and fans
Tepelné turbíny a turbokompresory
Heat turbines and turbocompressors
23. Tepelné turbíny a turbokompresory
23. Heat turbines and turbocompressors
24. Návrh a konstrukce tepelných turbín a
turbokompresorů
24. Design and construction of heat
turbines and turbocompressors
25. Parní turbína v technologickém celku
25. Steam turbine in technological unit
26. Turbokompresor v technologickém
celku
26. Turbocompressor in technological unit
27. Plynová turbína v technologickém
celku
27. Gas turbine in technological unit
Pístový parní motor
Steam piston engine
28. Pístový parní motor (Parní stroj)
28. Steam piston engine
29. Termodynamický návrh pístového
parního motoru
29. Thermodynamic design of steam
piston engine
30. Vyšetření pohybu a rozměrů šoupátka
30. Calculation of move and dimensions of
slide valve
31. Základní rovnice klikového
mechanismu parního motoru
31. Essential equations of crank
mechanism of steam engine
32. Pístový parní motor v technologickém
celku
32. Piston steam engine in technological
unit
Článek je zatím neveřejný.
The article is not public yet.
Stirlingův motor
Stirling engine
33. Stirlingův motor
34. Stirling engine
34. Oběh Stirlingova motoru
34. Stirling Engine Cycle
35. Energetická bilance oběhu Stirlingova
motoru
35. Energy balance of Stirling engine
cycle
36. Ztráty ve Stirlingových motorech
36. Losses in Stirling engines
Proudění
Flow
37. Škrcení plynů a par
37. Throttling of gases and steam
38. Vznik tlakové ztráty při proudění
tekutiny
38. Formation of pressure drop during
fluid flow
39. Efekty při proudění vysokými
rychlostmi
39. Effects at high velocity flow
40. Proudění plynů a par tryskami
40. Flow of gases and steam through
nozzles
41. Proudění plynů a par difuzory
41. Flow of gases and steam through
diffusers
Vybrané statě z technických nauk
Some chapters of technical sciences
42. Technická matematika
42. Engineering mathematics
43. Technická termomechanika
43. Engineering thermomechanics
44. Technická chemie
44. Engineering chemistry
Článek je zatím neveřejný.
The article is not public yet.
45. Elektrotechnika
45. Electrical engineering
Článek je zatím neveřejný.
The article is not public yet.
46. Přenos energie elektromagnetickým
zářením
46. Transmission of energy by
electromagnetic radiation
47. Jaderná energie a ionizující záření
47. Nuclear energy and ionizing radiation
48. Deformace těles
48. Deformation of bodies
Článek je zatím neveřejný.
The article is not public yet.
49. Kmitání
49. Vibration
Článek je zatím neveřejný.
The article is not public yet.
50. Části strojů
50. Mechanical engineering
Článek je zatím neveřejný.
The article is not public yet.
©Jiří Škorpík, LICENCE
www.transformacni­technologie.cz