Tento web obsahuje aplikace Google Adsense a Google analytics, které využívají data ze souborů cookie, více informací. Používání této stránky vyjadřujete souhlas s využitím těchto dat. Využívání dat ze souborů cokie lze zakázat v nastavení Vašeho prohlížeče.

24. Konstrukce tepelných turbín a turbokompresorů

Autor: Jiří Škorpík, skorpik@fme.vutbr.cz : aktualizováno 2016-03-07

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.

V tomto článku se zabývám popisem konstrukce jednotlyvých strojů a dolňujícími údaji pro návrh jejich lopatkových části, které jsou posány v článcích 19.  Návrh axiálních stupňů lopatkových strojů, 20. Návrh radiálních a diagonálních stupňů lopatkových strojů.

Parní turbíny

Parní turbíny jsou stroje pracující v oběhu, ve kterém pracovní látka mění své skupenství. Nejrozšířenější je R-C 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 Know-how 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.
reklama

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 u menších výkonů bývá hřídel i plná. Buben je po obvodu opatřen drážkami pro závěs lopatek nebo jiným systémem upevnění lopatek k rotoru:

Zjednodušený řez svařovaným bubnovým rotorem parní turbíny (slabou čarou je naznačen obrys statoru).
1.638 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 protáčení-tlak oleje 1517 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:

Parní turbína s diskovým rotorem.
2.349 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 00015 000 min-1. 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 stupni-zkrácení 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:

Příklad konstrukce axiálního stupně parní turbíny s diskovým rotorem. 3.350. 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·s-1] 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.

Malá parní turbína pro malý průtok páry o vysokých parametrech. 4.914 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:

Příklad konstrukce axiálního stupně parní turbíny s bubnovým rotorem. 5.917 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:

Příklad použití radiálního stupně u parní turbíny.
6.362 Příklad použití radiálního stupně u parní turbíny.
Jedná se o poslední díl tří-tělesové 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:

Několikastupňová radiální turbína s protiběžnými rotory (Ljungström), [16, s. 710].
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 stroje-měří 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.

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·kg-1 dosti často více jak 1000 kJ·kg-1 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.                          
8.953 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:

Tří-tělesová parní turbína.
9.802 Tří-tělesová 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:

Příklady uspořádaní více-tělesových parních turbín pro zpracování velkého entalpického spádu.
10.283 Příklady uspořádaní více-tělesových 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 30100 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:

Příklady uspořádaní více-tělesových parních turbín s paralelními proudy.
11.268 Příklady uspořádaní více-tělesových 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 12001 800 MW*).
*Poznámka
Neplatí vždy. Například v současnosti nejvýkonnější vyráběné parní turbíny typu Arabelle (výrobce Alstom) o výkonu až 1800 MW je stále jednohřídelová.

Parní turbína je velmi rozšířený stroj vyráběný a provozovaný v rozmanitých výkonech. Jedná se o stroj, který je nezbytnou součástí většiny tepelných elektráren a prakticky 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 v současné době dodat jen asi 5 společností.

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 19. Návrh axiálního přetlakového stupně turbíny. 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.

Základní konstrukce axiálního stupně kompresoru. 12.639. 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 m3·s-1 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]*.

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·s-1.
Úloha 1.726
pi     [Pa]     101325                 u1o    [m·s-1]  199,8216    
pe     [Pa]     440000                 w1o    [m·s-1]  251,0862    
Δistiz [J·kg-1] 150959,0310            Maw1o  [-]      0,7531      
n      [s-1]    900                    zRp    [J·kg-1] 3326,7708   
D1o    [m]      0,0707                 μ      [-]      0,8255      
c1a    [m·s-1]  152,0382               c3     [m·s-1]  152,0382    
D1i    [m]      0,0077                 u2     [m·s-1]  454,3773    
D1m    [m]      0,0503                 c2     [m·s-1]  410,6252    
u1m    [m·s-1]  142,1328               w2     [m·s-1]  184,9919    
w1m    [m·s-1]  208,1282               D2     [m]      0,1607      
β1m    [°]    133,0715                 zSp    [J·kg-1] 16018,2374  
ΔiRiz  [J·kg-1] 94349,3944             cr2    [m·s-1]  167,1314    
ρt     [-]      0,6250                 b2     [m]      0,0040      
t      [m]      0,0020                 ar     [J·kg-1] 42350,0932  
z      [-]      18                     lu     [J·kg-1] -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·kg-1] 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 2.946

U turbokompresorů je nutné zpracovat měrnou entalpii pracovní látky v řádech stovek kJ·kg-1. 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):

Moderní konstrukce několikastupňvého turbokompresoru.
13.805 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.

Výroba turbokompresoru (především jednostupňového) není v dnešní době technologicky složitá a proto existuje mnoho výrobců především malých jednostupňových 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).

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:

Základní části spalovací turbíny.
14.1056 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·s-1] hmotnostní průtok nasávaného vzduchu; m·pal [kg·s-1] hmotnostní průtok paliva; mu [kg·s-1] odváděné množství vzduchu v odběru pro zahlcení ucpávek turbínové části-aby nedošlo k úniku spalin do strojovny a okolí (lze zde aplikovat principy zapojení ucpávek parních turbín); mch [kg·s-1] 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.

Malá spalovací turbína.Rotor výše zobrazené plynové turbíny.
15.807 Malá spalovací turbína.
Vpravo je fotografie rotoru obsahující oběžné kolo turbíny i turbokompresoru. Plynová turbína Kongsberg KG2-3; maximální otáčky 1800 min-1; 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.

Základní části a rozdělení spalovací komory.
16.843 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 a k vyrovnání tlaku v komorách); 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 13001450 °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 spalování-co 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.                                                 
17.649 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:

Typy trubkových spalovacích komor.
18.844 Typy trubkových spalovacích komor.
(a) čistě trubková (8 spalovacích komor např. komory spalovací turbíny Siemens SGT–750 [23.])-can type; (b) se společným pláštěm-can-annular 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 výkonu-jsou 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:
Příklad samostatné spalovací komory umístěné mimo soustrojí.
19.846 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].

Prstencová spalovací komora-annular type.
20.845 Prstencová spalovací komora-annular 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].

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.

Konstrukce turbodmychadel

Konstrukce turbodmychadla je podobná malé spalovací turbíně s tím rozdílem, že neobsahuje spalovací komory, a i ostatní části jsou značně zjednodušeny a přizpůsobeny pro součinnou práci se spalovacím motorem, čemuž odpovídají i zástavbové požadavky. Pro práci turbodmychadlo využívá horkých spalin na výfuku z válců spalovacího motoru a naopak komprimovaný vzduch dodává do sání válců. Teplota spalin spalovacích motorů záleží na typu spalovacího motoru a dosahuje maximálně 800 °C, odtud se také řídí výběr materiálu pro stavbu.

Expanzní části turbodmychadel jsou obvykle tvořeny pouze jedním radiálním stupněm. Axiální stupně u turbodmychadel se používají u velkých stacionárních motorů s malou změnou průtoku velkého objemu spalin. Kompresorové oběžné kolo turbodmychadla bývá radiální. Celkový tlak spalin před expanzní části turbodmychadel je menší než tlak vzduchu na výstupu z turbodmychadla, přičemž kompresní poměr bývá od 1,5 (motory pro osobní automobily) až po 4,5. Kompresní poměr je dán požadavky spalovacího motoru a nebývá vyšší kvůli možnosti samovznícení směsi ve válci, což je problém především u zážehových (benzínových) motorů. Při vyšších kompresních poměrech se používá i dvoustupňová komprese vzduchu nejčastěji ve dvou turbodmychadlech řazených za sebou nebo ve dvojstupňové kompresní části jednoho turbodmychadla. Difuzor za oběžným kolem kompresoru bývá obvykle bezlopatkový, pokud je nutná vyšší účinnost na úkor regulovatelnosti lze použít i lopatkové difuzory.

Tvar skříně turbínové části ovlivňuje způsob transformace celkové entalpie spalin na výfuku z válců motoru. Záleží jestli se jedná o pulzační turbodmychadlo nebo rovnotlaké. Rozdíl je v tom, že při pulzačním je průtok a rychlost spalin v pulzech, tak jak vystupují ze spalovacího motoru. To znamená, že spaliny vstupjí do spirální skříně o vysoké rychlosti (vstupní průtočný průřez je o něco menší než jsou průřezy ventilů válců při jejich plném otevření pro výfuk [25, s. 85]) přímo na oběžné kolo. U rovnotlakého je před turbodmychadlem směšovač spalin, kde dochází ke zvýšení tlaku na úkor rychlosti spalin, což stabilizuje průtok spalin turbodmychadlem. V takovém případě za spirální skříni je bezlopatkový nebo lopatkový rozvaděč s natáčivými lopatkami. Pulzační má obvykle vyšší ztráty při proudění i v turbodmychadle, i když nabízí o něco větší využitelný spád ve spalinách. U velkých turbodmychadel se uplatňuje i tepelná izolace mechanických částí nebo naopak i chlazení skříně turbíny – na horkých částech může lehce degradovat mazací olej, takže chlazení tomu zabraňuje.

Rotorová soustava je konstruována na jmenovité otáčky nad 10 000 min-1120 000 min-1, ale výjimkou mezi turbodmychadly nejsou otáčky i 200 000 min-1. 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, pokud se tím výrazně nezvýší poruchovost a je provozováno při nižších otáčkách. Obvodová rychlost oběžného kola kompresoru se pohybuje v rozmezí 460480 m·s-1. Rychlost vzduchu na sání se pohybuje od 100..150 m·s-1, pro snížení Machova čísla se před oběžné kolo kompresoru dávají předřazené lopatky*, které dodají vzduchu obvodovou složku rychlosti cca 40..50 m·s-1 [25, s. 93].

*Poznámka
Předřazené lopatky také zlepšují absolutní charakteristiku kompresoru podle, což dává širší možnosti při výběru turbodmychadla podle vnější charakteristika spalovacího motoru.

Turbodmychadlo je spojeno se spalovacím motorem nejen pneumaticky, ale i pomocí regulačních prvků. Pro případné ovládaní lopatek se používají elektromagnetické nebo elektropneumatické prvky propojené s měřením tlaku na výtlaku turbodmychadla. Podobně jsou ovládány i obtokové ventily v případě regulace turbodmychadla obtokem.

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. Katalog společnosti 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 turbíny-Návrh a výpočet, 2004. Vydání první. Brno: Akademické nakladatelství CERM, s.r.o., ISBN 80-214-2777-9.
  8. KRBEK, Jaroslav. Tepelné turbíny a turbokompresory, 1990. 3. vydání. Brno: Vysoké učení technické v Brně, ISBN 80-214-0236-9.
  9. ŠKOPEK, Jan. Parní turbína-tepelný a pevnostní výpočet, 2007. 1. vydání. Plzeň: Západočeská univerzita v Plzni, ISBN 978-80-7043-256-3.
  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 80-01-01947-0, 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 fossil-fuel power plants, 2008. Lilburn: The Fairmont Press, Inc., ISBN 0-88173-548-5.
  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 3-499-19042-7.
  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 – 933283-10-5.
  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 1802-8535.
  23. VESELÝ, Stanislav. Spalovací komory-termodynamika a základy konstrukce, 2007. Brno: Galant Brno, s.r.o. ISBN 978-80-254-0418-8.
  24. BATHIE, William. Fundamentals of gas turbines, 1984. John Wiley&Sons, Inc. ISBN 0-471-86285-1.
  25. KOŽOUŠEK, Josef. Výpočet a konstrukce spalovacích motorů I, 1978. Vydání první. Praha: SNTL, 368 stran, 333 obrázků, 12 tabulek.

Bibliografická citace článku

ŠKORPÍK, Jiří. Konstrukce tepelných turbín a turbokompresorů, Transformační technologie, 2011-06, [last updated 2016-03-07]. Brno: Jiří Škorpík, [on-line] pokračující zdroj, ISSN 1804-8293. Dostupné z http://www.transformacni-technologie.cz/24.html.

©Jiří Škorpík, LICENCE
reklama
www.transformacni-technologie.cz