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.
— 1 —

26. Turbokompresor v technologickém celku

Autor: Jiří Škorpík twitter, skorpik@fme.vutbr.cz : aktualizováno 2017-03-06

Účel turbokompresorů v technologických celcích je celkem zřejmý, komprese pracovní plynu do vyššího tlaku. Turbokompresory jsou také součástí kompaktních strojů jako jsou turbodmychadla a spalovací turbíny. Princip turbokompresoru zůstává 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.

Se zapojením turbokompresorů v technologických celcích souvisí i projektování rozvodů stlačeného plynu. Tato problematika je například popsána v [4. s. 163].

Napojení turbokompresoru na technologii

Při dimenzování výkonu a konstrukce samotného turbokompresoru je nutné se zajímat i o tlakovou ztrátu zařízení, které budou instalovány v trase komprimovaného plynu a jejich požadavků na kvalitu stlačeného plynu. Zařízení bezprostředně spojené s funkcí samotného turbokompresoru musí být uvedeny i při poptávání turbokompresoru:

Příklad zapojení turbokompresoru s mezichladičem.
1.839 Příklad zapojení turbokompresoru s mezichladičem.
1 sání1; 2 tlumiče hluku2; 3 filtry3; 4 mezichladič; 5 odvodnění chladiče a odvod kondenzátu při chlazení; 6 separátor vlhkosti4; 7 vstup plynu do dalších stupňů kompresoru po mezichlazení; 8 odběr stlačeného plynu5; 9 škrtící ventil pro regulaci výkonu odfukem; 10 dochlazovač; 11 výtlak6; 12 ucpávky hřídele; 13 olejový okruh ložisek; 14 odvodnění stupňové části kompresoru–po délce jich může být několik; 15 sledované veličiny turbokompresoru7; 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 —
1Sání
Celý sací úsek je dimenzovaný tak, aby splňoval různorodé požadavky na rychlost proudění, hluk, vibrace, kvalitu vzduchu a bezpečnost. Dimenzování sacího potrubí zavísí na délce, dovolených tlakových ztrátách a také na nebezpečí strhávání námrazy, pokud hrozí (potom jsou nutné nižší rychlosti). V případě hrozící námrazy, lze vybavit sání i ohřevem vzduchu – pomocí teplého vzduchu odebraného na výtlaku.
2Tlumič hluku
Bez tlumiče hluku může být na sání kompresoru hladina hluku 100111 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 1012 m [4, s. 153], podle rychlosti proudění [6, s. 142], jinak bývají součástí sání kompresoru.
3Filtry
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.
4Separátory vlhkosti a odvodnění
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 kompresoru 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 zamrznutí se mohou rozvody i poškodit). Odvodnění slouží především k odvodu vyzrážené vlhkosti při najížedění kompresoru, kdy části kompresoru jsou ještě studené.
5Odběr 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.
6Výtlak
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). Požadují-li to spotřebiče za vzdušníkem dává se za vzdušník další filtry [4, s. 161] či sušička vzduchu.
26.
reklama
— 3 —
7Sledované 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, je-li 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].

Jestliže je kompresor poháněn parní turbínou bez odpojitelné spojky, je nutné počítat s otáčením kompresoru během prohřívání turbíny, aby se kompresor nezahříval v důsledku ztrát ventilací rotoru. Například je kompresor vybaven cirkulační smyčkou s chlazením a škrtícím ventilem nebo v případě vzduchu se při najíždění otevře naplno odfuk apod.

Zapojení turbokompresoru a ovládání jeho ventilů musí být takové, aby při nějakém režimu nemohlo dojít k expanzi zbytku plynu v turbokompresoru. Například otevření odvodnění na sání do nízkého tlaku turbokompresoru při odstavení a tlaku na výtlaku může vést expanzi plynu, což udělí hřídeli opačné otáčky a případně může dojít k poškození pohonu kompresoru.

Snižování příkonu kompresoru chlazením

Chlazením pracovního plynu již během komprese lze snížit vnitřní příkon kompresoru jak je patrné z T-s diagramu polytropické komprese nebo T-s diagramu v kapitole 23. Turbokompresory. 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. Komprimovaný plyn se ochlazuje plynule a výsledkem je snížení měrné vnitřní práce kompresoru a teploty plynu na výstupu.

Povrchové chlazení je málo účinné a tak se používá u kompresorů s malým stlačením v jednom stupni. Na druhou stranu jeho nízká účinnost 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.

26.
— 4 —
Jedenáctistupňový radiální turbokompresor s povrchovým chlazením.
2.608 Jedenáctistupňový radiální turbokompresor s povrchovým chlazením.
Obrázek z [3, s. 567]; výrobce DEMAG.

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.

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 1.612

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:

26.
— 5 —
Sedmistupňový radiální turbokompresor se dvěma mezichladiči.
3.840 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 chladiče8 a zpět. Obrázek z [3, s. 74]; výrobce Escher Wyss.
8Poznámka
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].

Jedná se o mnohem účinější typ chlazení než v případě povrchového chlazení. Minimální teplota vychlazení je dána teplotou chladící kapaliny. Teplota vychlazení pracovního plynu by měla být pro co nejúčinnější chlazení rovna teplotě pracovního plynu na sání. 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:

26.
— 6 —
Průběh komprese v kompresoru se dvěma mezichladiči. 4.933 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·kg-1·K-1] 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·kg-1] 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 pořizovací 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 2.849

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. 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:

26.
— 7 —
Princip vstřikovací trysky chladící kapaliny kompresoru. 5.932 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 hmotnostní tok9 v následujících stupních. 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].

9Poznámka
Chlazení vzduchu vstřikováním vody se uplatňovalo u spalovacích motorů závodních vozů. Voda se vstřikovala za chladič turbodmychadla k dochlazení vzduchu. Tím došlo ke zmenšení objemu vzduchu, kterého se vešlo do válce více ten mohl mít větší výkon. V současné době se o tomto typu dochlazování znova uvažuje i pro běžné automobily, jednak za účelem zvýšení výkonu a jednak pro snížení škodlivých emisí [9].
reklama

Hranice efektivnosti chlazení

Chlazení nemusí vždy znamenat výrazné snížení příkonu. Jakékoliv chlazení ovlivňuje termodynamiku komprese (zvětšení teplosměnných ploch zvyšuje tlakovou ztrátu, vstříknutá kapalina znamená víření apod.), takže vždy existuje nějaká hranice, za kterou příkon kompresoru naopak roste, protože vybraný způsob chlazení pro dané podmínky je nevhodný. Zejména dodatečné tlakové ztráty při proudění ve výměnících mohou výrazně přispět k navýšení příkonu a proto se chlazení vyplácí jen od určitého kompresního poměru. Jak plyne z porovnání úspory kompresní práce při izoentropické kompresi v kompresoru s nekonečně stupni a mezichlazením za každým stupněm:

Maximální teoretická úspora kompresní práce při vnějším chlazení izoentropické komprese ve stupních. 6.637 Maximální teoretická úspora kompresní práce při vnějším chlazení izoentropické komprese ve stupních.
aiz [J·kg-1] práce izoentropické komprese; ait [J·kg-1] práce izotermické komprese; Δai [%] maximální teoretická úspora práce díky mezichlazení; Δai=(aiz·a-1it-1)100; ε [-] kompresní poměr; κ [-] Poissonova konstanta plynu (κ=1,13 například CH4, κ=1,22 například C2H4, κ=1,33 například pára H2O, κ=1,4 například vzduch, κ=1,67 například He). Odvození vzorce je uvedeno v Příloze 637.
26.
— 8 —

Z grafu respektive vzorce je například zřejmé, že pokud by navýšení práce díky tlakovým ztrátám mezi výměníky a kompresorem bylo 10%, tak by mezichlazení mělo význam až při kompresních poměrech 2, při kompresi metanu dokonce až při 2,8 apod. Při reálných kompresí je úspora práce mnohem menší, takže se vyplácí chlazení od vyšších kompresních poměrů než ukazuje graf. Více například v [7, s. 54].

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. Přibližně do příkonu 4 MW se používají asynchronní motory, pro vyšší příkony (až několik desítek MW – největší příkon zatím 64 MW [8]) synchronní motory [4, s. 195]. Elektromotory pohání turbokompresor konstantními otáčkami obvykle odpovídající počtu pólů motoru a to v rozsahu 3602950 min-1 (asynchronní) nebo 1501500 min-1 (synchronní) [4, s. 195]. Protože otáčky turbokompresorů bývají mnohem vyšší bývá pohon elektromotorem doplněn převodovkou.

Pro větší výkony s možností regulace otáček (v intervalu 25100%) 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.

V případě elektromotorů velkých výkonů a současné potřeby změny otáček turbokompresoru se vybavuje takové soustrojí hydrodynamickou převodovkou. Hydrodynamická převodovka má sice vyšší ztráty, ale pomocí ní lze regulovat plynule otáčky i při velkých výkonech:

Soustrojí s turbokompresorem a hydrodynamickou převodovkou. 7.647 Soustrojí s turbokompresorem a hydrodynamickou převodovkou.
Soustrojí o výkonu 20 MW a maximálními otáčkami 8000 min-1 [11]. Kompresorová část je spojena s elektromotorem přes hydrodynamickou převodovku řady Vorecon od společnosti Voith GmbH.
26.
— 9 —

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 výrazně znečištěn nebo ho lze jednoduše vyčistit, pak ho lze přivést zpět k turbosoustrojí a nechat expandovat v turboexpandéru. Tímto "regeneračním" využití tlakové energie se sníží potřebný příkon elektromotoru. Turboexpandér může být pro tyto případy i integrován přímo do skříně kompresoru:

Devítistupňový turbokompresor s integrovaným turboexpandérem.
8.841 Devítistupňový turbokompresor s integrovaným turboexpandérem.
Samotné kompresorové stupně jsou radiální přičemž turboexpandér je tvořen jedním rovonotlakým axiálním stupněm-umístění 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.
— 10 —
Absolutní charakteristika turbokompresoru. 9.1055 Absolutní charakteristika turbokompresoru pro dané .
(b2) změna charakteristiky pro vybrané dvě otáčky při zvýšení vstupní teploty. n [min-1] otáčky; m [kg·s-1] 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 obtížná, protože je navrhována pro jmenovitý výkon při konkrétním stavu 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 na základě teorie podobnosti viz. kapitola 18. Vztah mezi průtokovým a tlakovým součinitelem - bezrozměrové charakteristiky lopatkových strojů nebo [1, s. 239].

Univerzální charakteristika turbokompresoru

Absolutní charakteristika turbokompresoru má tu nevýhodu, že je naměřena pro konkrétní stav pracovního plynu na saní tj. teplotu a tlak. Změní-li 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 přepočívává absolutní charakteristika na bezrozměrovou unoverzální charakteristiku, která zobrazuje závislost Machových čísel absolutníhpo a relativního proudu na kompresním poměru.

Univezální charakteristika vychází ze zjednodušení, že změny teploty a tlaku nejsou tak velké aby se výrazně změnily termodynamické vlastnosti plynu kromě hustoty, která ovlivňuje rychlost proudění. Bezrozměrná veličina, která je funkcí hustoty a rychlosti proudění je právě Machovo číslo, takže izopléty Machových čísel by měla odpovídat i isoplétám otáček.

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. 64-68]):

26.
— 11 —
Machova čísla před prvním stupně turbokompresoru.
10.368 Machova čísla před prvním stupně turbokompresoru.
Maa [-] 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; c1a [m·s-1] absolutní rychlost na vstupu do stupně; u [m·s-1] obvodová rychlost na prvním stupni; r [J·kg-1·K-1] individuální plynová konstanta; κ [-] Poissonova konstanta; D1 [m] průměr prvního stupně; n [s-1] otáčky; M [kg·K0,5·s-1·Pa-1] bezrozměrový průtok (non-dimensional flow); N [s-1·K-0,5] 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:

Výpočet skutečného průtoku turbokompresorem z univerzální charakteristiky. 11.369 Výpočet skutečného průtoku turbokompresorem z univerzální charakteristiky.
Mref [kg·K0,5·s-1·Pa-1] referenční průtok (reffered flow); Nref [s-1·K-0,5] 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 konstantních 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) nebo si tyto parametry zadá zákazník a takto vzniklá charakteristika se nazývá charakteristika turbokompresoru s redukovanými parametry. Tato charakteristika určuje kompresní poměr pro určitý redukovaný průtok a otáčky turbokompresoru při standardních podmínkách:

26.
— 12 —
Charakteristika turbokompresoru s redukovanými parametry.
12.838 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·s-1] redukovaný průtok10 (corrected flow); nr [min-1] redukované otáčky (corrected speed).
10Poznámka
Referenční otáčky přepočítané na standardní 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 ventilátorů11-14 s drobnými odlišnostmi související s konstrukcí. Regulační orgány jsou ovládány od tlaku na výtlaku nebo dispečinkem kompresorové stanice.

Základním požadavkem na regulaci je dodávat plyn požadovaného tlaku a množství, a přitom chod turbokompresoru udržovat na stabilní straně charakteristiky.

11Regulace škrcením na sání turbokompresoru
Používá se především v případech pohonu turbokompresoru elektromotorem. Protože u velkých příkonů je velmi omezena možnost regulace změnou otáček.
12Regulace změnou otáček turbokompresoru
Tento způsob je limitován možnosti změny otáček pohonu.
13Regulace 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.
14Regulace 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.
— 13 —
Vliv regulovaného odfuku (proveden v první třetině lopatkování) na absolutní charakteristiku turbokompresoru. 13.958 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 6,57,5 [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.

Stabilní oblast turbokompresoru lze zvýšit rozdílnými otáčkami jednotlivých stupňů. Takové řešení se používá u radiálních turbokompresorů, kdy se celý turbokompresor v podstatě skládá s požadovaného množství jednostupňových turbokompresorů, každý s vlastním pohonem nebo se společným pohonem, ale jednotlivé stupně jsou napojeny na jednotlivé stupně převodovky, tak aby každý měl optimální otáčky:

Třístupňový převodový kompresor. 14.667 Třístupňový převodový kompresor.
a hnací hřídel převodovky; b převodovka s čelním ozubením a třemi koly. Samozřejmě mezi jednotlivými stupni lze zařadit mezichladiče. Takové konfigurace turbokompresoru mohou dosahovat několika desítek MW. Mezi nevýhody patří velké množství ucpávek a malé průtoky.
26.
— 14 —
Převodový kompresor Siemens řady STC-GV. 15.630 Převodový kompresor Siemens řady STC-GV.
Tato řada kompresorů je určena pro stlačování plynů až do tlaku 20 MPa při příkonu až 60 MW [12].

Turbodmychadla spalovacích motorů

Metod a provedení přeplňování spalovacího motoru je velké množství, nejčastěji se to však provádí turbodmychadlem. Další způsoby přeplňování jsou uvedeny například v [10], [13]. Turbodmychadlo stlačuje obvykle pouze vzduch, ale u plynných paliv se stlačuje už směs paliva a vzduchu. Za turbodmychadlem bývá chladič, který ještě více sníží hustotu vzduchu.

Turbodmychadlo se vybírá podle vnější charakteristiky motoru. Při určitých otáčkách a tlaku vzduch před válcem respektive kompresním poměrem turbodmychadla lze určit i konkrétní množství nasátého vzduchu do válce, které roste lineárně, protože nasávaný objem je stále stejný. Výkon motoru pak závisí na množství dodávaného paliva, toho může být určité maximální množství, při kterém ještě nedojde k poškození motoru, takovému maximálnímu výkonu odpovídá i určitá teplota spalin na výstupu z válce. Spojnice těchto bodů je vnější charakteristika motoru [10, s. 115]:

Vnější charakteristika spalovacího motoru. 16.553 Vnější charakteristika spalovacího motoru.
ns [min-1] otáčky spalovacího motoru; Ts [K] celková teplota spalin na výstupu z válců motoru; Ts,max [K] celková maximální teplota spalin na výstupu z válců motoru při daných otáčkách; s křivka vnější charakteristiky spalovacího motoru.
26.
— 15 —

Křivka vnější charakteristiky motoru musí být pod pumpovní čárou charakteristiky vybraného turbodmychadla. Při dobrém výběru turbodmychadla by tato křivka měla být od pumpovní čárou vzdálena asi 515% hmotnostního průtoku vzduchu [10, s. 117]. Pro posun pumpovní čáry se používají lze použít opatření popsaná výše pro turbokompresory např. přepouštění nadbytečného vzduchu do výfuku před turbínu a pod. Musí se také přihlížet v jakých oblastech charakteristiky má turbodmychadlo maximální účinnost. Také je potřeba sledovat jak se sníží teplota spalin za turbodmychadlem, protože případný katalyzátor potřebuje ke správné funkci taky určitou teplotu.

Regulace turbodmychadla

Opět existuje velké množství způsobů regulace turbodmychadel podle konstrukce turbodmychadla [10], [13], ale nejčastější se používají dva způsoby. Nejjednodušší způsob regulace je regulace odklonem výfukových plynů před turbínou15, a regulace natáčením statorových lopatek turbíny (pokud je má).

15Odklon proudu před turbínou
Turbodmychadlo je navrženo především pro nižší výkony respektive dosahuje potřebných otáček při nižším průtoku výfukových plynů. Nevýhodou je, že při dosažení jmenovitého výkonu turbodmychadla je už nadbytečné množství spalin bez užitku přepouštěno do výfuku, aby nedošlo k pumpáži kompresoru. Z toho důvodu se velmi často řadí dvě turbodmychadla paralelně. Při paralelním provozu se druhé turbodmychadlo zapojí až je množství spalin dostatečné pro obě turbodmychadla:
Regulace turbodmychadla odklonem spalin. 17.551 Regulace turbodmychadla odklonem spalin.
(a) regulace odklonem spalin (ventil odklonu spalin je řízena od tlaku na výtlaku turbodmychadla); (b) regulace dvou turbodmychadel řazených paralelně odklonem spalin. vz sání vzduchu přes filtr; sm sání vzduchu spalovacího motoru (obvykle je ještě před ním chladič vzduchu); SM výfuk spalovacího motoru; v výfuk.

U turbodmychadel řazených paralelně existuje velké množství variant. Některé jsou takové, že v jisté fázi provozu spalovacího motoru, kdy pro plný chod druhého turbodmychadla ještě není dostatečné množství spalin a tedy tlak na jeho výstupu by byl menší než u prvního turbodmychadla, se propojí výtlak druhého turbodmychadla s prvním apod. Lze také kombinovat různé typy turbodmychadel napojených na jeden spalovací motor a doplnit tuto sestavu i dmychadlem pohaněné mechanicky od motoru nebo dokonce i elektricky, tak aby bylo zabezpečeno přeplňování i při malých otáčkách motoru.

26.
— 16 —
Opel 2.0 CTDI Biturbo. 18.482 Opel 2.0 CTDI Biturbo.
Jedná se o čtyřválcový naftový motor vybavený dvěma turbodmychadly. Turbodmychadla jsou propojena paralelními vedením spalin i vzduchu, takže mohou pracovat paralelně i sériově či každé samostatně. Sání je vybaveno dvěma chladiči. Pro ovládání tak složité soustavy turbodmychadel slouží pět ventilů. Turbodmychadla pracují společně v sérii do otáček motoru cca 3000 min-1, a velký vzduchový chladič funguje jako mezichlazení a menší chlazený vodou jako dochlazovač před vstupem vzduchu do válce. Nad 3000 min-1 se odpojuje nízko otáčkové turbodmychadlo s dochlazovačem plným otevřením obtoku b. Motor dosahuje výkonu 143 kW [14], [15].

Turbodmychadlo lze použít i jako součást motorové brzdy, pokud je stator turbíny vybaven natáčivými lopatkami. Ty při brzdění motorem téměř úplně uzavřou průchod spalin turbodmychadlem a tím se zvýší škrcení výfukových plynů [13, s. 133] respektive vzduchu, protože v kombinaci s tímto uzavřením výfuku se musí otevřít řízeně před koncem komprese výfukový ventil ve válci, aby se tak zmařila kompresní práce pístu.

Nežádoucí chování turbodmychadla ve spojení se spalovacím motorem

Nepříjemnou vlastností turbodmychadla je prodleva výkonu turbodmychadla za výkonem spalovacího motoru tzv turboefekt. Pro vyšší průtok vzduchu potřebuje turbodmychadlo vyšší otáčky, ty se zvýší až potom co se zvýší objem spalin z motoru, navíc se zpoždění zvyšuje s momentem setrvačnosti rotorové soustavy turbodmychadla. Menší turbodmychadla mají i menší moment setrvačnosti a tak reagují na zvýšený výkon motoru rychleji, proto turbodmychadla s regulací obtokem mají celkem rychlou odezvu, a také proto se požívají dvě menší turbodmychadla než jedno velké. Turbodmychadla některý motorů pro co nejrychlejší odezvu jsou zapojeny asymetricky tzn. že jsou poháněna spalinami jen z části válců motoru, ale vzduch dodávají do všech [13, s. 133], takové turbodmychadlo je velmi malé. Rychleji také reagují dmychadla mechanicky spojené přímo s motorem. Co se týká zpožděné reakce kvůli čekání na navýšení průtoku spalin, tak to lze eliminovat pouze nezávislým pohonem dmychadla například elektromotorem [16], [10, s. 83].

Turbodmychadlo je další relativně složitá součást motoru, což zvyšuje pravděpodobnost poruchy. Nejčastější poruchy turbodmychadla jsou přímo spojena s nárůstem vůle hřídele. Ta způsobuje jednak netěsnost olejového systému a jednak vibrace rotorové soustavy, což může vést až ke zničení lopatek v důsledku styku rotoru a statoru.

Netěsnost vzniká ze dvou důvodů. Při startu motoru za studeného stavu, kdy je olej tuhý a má nedostatečné mazací schopnosti, proto se nedoporučuje ihned po startu nadměrně zatěžovat motor, ale počkat až se olej dostatečně prohřeje.

26.
— 17 —

Druhým extrémem naopak souvisí s vysokou teplotou a to především na turbínové části turbodmychadla, jehož povrch má velmi vysokou teplotu. Při styku s těmito plochami olej karbonuje za vzniku tuhých částic, které následně odírají rotor. Proto se doporučuje těsně po velké zátěži motor ihned nevypínat, ale počkat až klesne teplota spalin a tedy i povrchu turbodmychadla, ve kterém po vypnutí přestane olej cirkulovat a tedy i chladit teplotně exponované části turbodmychadla.

V případě netěsnosti hřídele může olej ve větším než návrhovém množství unikat do spalinového traktu či hůře do vzduchového traktu motoru. Ze spalinového traktu následně odtéká do katalyzátoru a do výfuku. Pokud olej uniká do vzduchového traktu, tak se dostane až do válce motoru, kde se zúčastňuje hoření. Olej působí jako dodatečné palivo, jehož množství ovšem nelze regulovat, a tak při větším úniku oleje způsobuje atypické chování motoru. V extrémním případě může být množství oleje takové, že způsobí přetočení motoru a tedy jeho poškození – například, když se náhle uvolní olej usazený na vnitřních částech chladiče vzduchu (při zvýšení tlakové ztráty se může z těchto povrchů olej náhle uvolnit). Situace může u motorů s velkým kompresním poměrem dospět tak daleko, že ani při vypnutí zapalování se chod motoru nezastaví v důsledku spalování oleje.

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 využívá i chlazení komprese vzduchu vstřikováním vody:

T-s diagram komprese páry ve vzduchu. 19.1050 T-s 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.

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:

26.
— 18 —
Množství vyloučeného kondenzátu z komprimovaného a ochlazeného vlhkého vzduchu.
20.1049 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·kg-1] 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.

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 80-214-0275-X.
  3. MILLER, Rudolf, HOCHRAINER, A., LÖHNER, K., PETERMANN, H. Energietechnik und Kraftmaschinen, 1972. Hamburg: Rowohlt taschenbuch verlag GmbH, ISBN 3-499-19042-7.
  4. LIŠKA, Antonín, NOVÁK, Pavel. Technika stlačeného vzduchu, 1999. 1. vydání. Praha: Vydavatelství ČVUT, ISBN 80-01-01947-0, 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.
  8. Tisková zpráva. Mega air compressor driven by 64 MW motor, Tubomachinery international. On-line článek na adrese: https://www.turbomachinerymag.com/air-separation-man-diesel-turbo-sets-new-standard-with-largest-single-turbomachinery-unit/?utm_source=Turbo+Ne%E2%80%A6 [2016-08-11].
  9. Autor neuveden. Voda vylepšuje spalování, Technický týdeník, č. 18, 2016. Praha: Business Media CZ, ISSN 0040-1064.
26.
— 19 —
  1. KOŽOUŠEK, Josef. Výpočet a konstrukce spalovacích motorů I, 1978. Vydání první. Praha: SNTL, 368 stran, 333 obrázků, 12 tabulek.
  2. Tisková zpráva. Petroleum Development Oman (PDO) secures long-term gas supply in the desert with four Vorecons from Voith. On-line článek na adrese: http://www.voith.com/en/press/press-releases-99_57298.html [2017-02-13].
  3. Siemens AG, 2011. Výrobce a dodavatel mnoha týpů tepelných turbín a turbokompresorů. Web: http://www.siemens.com.
  4. JAN, Zdeněk. ŽDÁNSKÝ, Bronislav. Automobily - motory, 2010. 6. vydání. Brno: Avid, spol. s. r. o. ISBN 978-80-87143-15-5.
  5. Autor neuveden. Náš test: Opel Insignia vybavený dvoulitrem biturbo CDTI, Technický týdeník, č. 12, 2014. Praha: Business Media CZ, ISSN 0040-1064.
  6. Adam Opel AG, Německý výrobce automobilů Opel. Web: http://www.opel.com, On-line [2017-02-14].
  7. Autor neuveden. Diesel z kategorie Super, Technický týdeník, č. 15, 2016. Praha: Business Media CZ, ISSN 0040-1064.

Bibliografická citace článku

ŠKORPÍK, Jiří. Turbokompresor v technologickém celku, Transformační technologie, 2011-12, [last updated 2017-03-06]. Brno: Jiří Škorpík, [on-line] pokračující zdroj, ISSN 1804-8293. Dostupné z http://www.transformacni-technologie.cz/26.html.

©Jiří Škorpík, LICENCE
26.
reklama