V lopatkových strojích může docházet ke změně entalpie, kinetické energie a potenciální energie tekutiny, podle rovnice pro První zákon termodynamiky pro otevřený systém, která platí pro všechny lopatkové stroje. V následujících kapitolách je základní popis transformace energie v různých typech lopatkových strojů, tak jak je zvykem je popisovat pro daný případ včetně vyjádření ztrát.
V kapitole Vnitřní výkon/příkon lopatkového stroje Pi je definovaná veličina měrná vnitřní práce ai. Dalším vnitřním parametrem stroje je jeho vnitřní účinnost(1) ηi, která definuje efektivitu transformace energie uvnitř stroje porovnáním skutečné vnitřní práce stroje s vnitřní prací stroje beze ztrát. Rozdíl mezi měrnou vnitřní prací stroje a porovnávací měrnou ideální prací stroje jsou měrné vnitřní ztráty systému/stroje z(2) (kinetická energie pracovní tekutiny na výstupu ze stroje se za vnitřní ztrátu stroje nepovažuje).
Vodní turbíny mohou transformovat potenciální, kinetickou popřípadě tlakovou energii vody na práci a teplo – vnitřní ztráty (zvýšení vnitřní energie vody):
1.303 Měrná vnitřní práce vodní turbíny ai [J·kg-1] měrná vnitřní práce; p [Pa] tlak pracovní kapaliny; c [m·s-1] absolutní rychlost proudění; ρ [kg·m-3] hustota pracovní kapaliny; g [m·s-2] gravitační zrychlení; h [m] výšky hladin; y [J·kg-1] měrná celková energie pracovní kapaliny; z [J·kg-1] měrné vnitřní ztráty. Odvozeno z Bernoulliho rovnice. |
Vnitřní účinnost vodní turbíny je rovna poměru mezi ai a změně měrné celkové energie vody mezi vstupní a výstupní přírubou turbíny:
Vodní turbíny patří mezi nejúčinnější lopatkové stroje s ηi až 95 %.
Vodní turbíny obvykle pohání elektrický generátor s odpovídajícím svorkovým výkonem.
Práci pracovní kapalina koná pouze v oběžném kole a změna celkové energie vody v oběžné kole je funkcí kinetických energií a tlakového spádu na oběžné kolo (při zanedbání vlivu změny potenciální energie). Z uvedeného popisu je žádoucí, aby vodní turbína byla tvořena přetlakovým stupněm p1>p2 tím budou rychlosti nižší a tudíž i ztráty, které podstatně na rychlosti proudění závisí.
Z technických a bezpečnostních důvodů se turbíny neumísťují bezprostředně nad hladinu spodní nádrže (ohrožení turbíny zatopením atd.). Proto se u přetlakových turbín vkládá mezi turbínu a spodní nádrž sací trouba:
Sací trouba sahá těsně pod hladinu spodní nádrže a je zaplněna vodou. Její délka, respektive výška je limitována tlakovým spádem mezi koncem turbíny a tlakem nad hladinou spodní nádrže. Z principu U-trubice je zřejmé, že tlak těsně za turbínou musí být menší než tlak nad hladinou spodní nádrže. Přičemž tlak za turbínou p2 nesmí být menší než tlak syté vody v daném bodě (tlak, při kterém voda o teplotě t2 začne vřít). V takovém případě hrozí přetržení vodního sloupce v důsledku vzniku páry. Protože tlak p2 je menší než tlak p4 je měrná vnitřní práce turbíny teoreticky stejná jako pro případ turbíny bez savky umístěné těsně nad hladinou.
Situace je obdobná jako v případě vodních turbín s tím rozdílem, že dochází k transformaci práce (vnitřní příkon čerpadla) na energii kapaliny (potenciální, kinetická, tlaková). Úkolem čerpadla je zvýšení měrné celkové energie pracovní kapaliny ze stavu y0 na požadovaný energetický stav y3:
Vnitřní účinnost čerpadla je poměr změny měrné celkové energie kapaliny při průtoku čerpadlem a absolutní hodnotě měrné vnitřní práci čerpadla ai:
Maximální ηi hydrodynamických čerpadel může být vyšší jak 90 %.
Při čerpání pracovní kapaliny lze často zanedbat změnu kinetické energie mezi hladinou sací a výtlačné nádrže:
7.302 Praktický výpočet zvýšení měrné celkové energie pracovní kapaliny v čerpadle Ztráty jsou počítány z charakteristiky potrubního systému, ve kterém čerpadlo pracuje. Konec potrubní trasy je na přírubách čerpadla. Rovnice je odvozena v Příloze 302. |
V tepelné turbíně probíhá transformace tepla a entalpie na práci během expanze plynu. Pracovní látka (kapalina, plyn, pára...) je ohřívána obvykle mimo turbínu, např. v případě parních turbín se pára vyrábí v parním kotli (parní oběh), v případě spalovacích turbín je horký plyn vyráběn ve spalovací komoře před turbínou (Braytonův oběh).
Obvykle lze uvnitř tepelné turbíny předpokládat adiabatickou expanzi(3) pracovního plynu, proto q=0 nebo q≈0. Ovšem existují i případy, ve kterých dochází ke sdílení tepla s okolím tzv. polytropická expanze q≠0. Případy adiabatické a polytropické expanze jsou popsány v následujících dvou kapitolách.
Plyn expanduje v turbíně z tlaku pi na tlak pe. Jestliže se jedná o izolovanou soustavu, musí být entropie plynu konstantní nebo se zvyšovat. Toto zvýšení entropie je způsobeno vznikem ztrátového tepla (lokálními teplotními diference vznikající například při víření a tření pracovního plynu, prouděním pracovního plynu netěsnostmi ve stupních a mísením apod.) Pro znázornění změny energetických toků v tepelných strojích se používá i-s diagram a T-s diagram:
Rozdíl měrných entalpií ii-ie je možné vypočítat i pomocí rovnice:
Z předchozích rovnic je patrné, že maximální ai adiabatické expanze jestliže se současně jedná o izoentropicku expanzi, proto se izoentropická expanze používá jako porovnávací pro stanovení vnitřní účinnosti tepelné turbíny:
11.604 Vnitřní účinnost tepelné turbíny vztažená k izoentropickému ději. |
Maximální ηi některých tepelných turbín přesahuje 90 % (u parních turbín 92 % – v případě vícetělesových parních turbín může být vnitřní účinnost jednotlivých tělesech rozdílná).
V některých případech expanzi v turbínách ovlivňuje sdílení tepla s okolím, například chlazení teplotně exponovaných částí turbíny apod. V takových případech je expanze podobná polytropické expanzi.
Pro případ polytropické expanze je maximální ai dosaženo při vratné polytropické expanzi, proto se vratná polytropická expanze používá jako porovnávací pro stanovení vnitřní účinnosti tepelné turbíny při polytropické expanzi:
14.908 Vnitřní účinnost tepelné turbíny vztažená k vratné polytropické expanzi ap [J·kg-1] měrná práce při porovnávací (navržené) ideální polytropické expanzi (obvykle izotermická expanze). |
Výše uvedené poznatky lze aplikovat i na popis expanze se sdílením tepla s okolím v jednom stupni tepelné turbíny.
V kompresoru probíhá transformace práce na tlakovou energii pracovního plynu.
Obvykle lze uvnitř kompresoru předpokládat adiabatickou kompresi pracovního plynu, proto q=0 nebo q≈0. Ovšem existují i případy, ve kterých dochází ke sdílení tepla s okolím tzv. polytropická komprese q≠0. Případy adiabatické a polytropické komprese jsou popsány v následujících dvou kapitolách.
Plyn je komprimován v turbokompresoru mezi tlakem na vstupu do turbokompresoru pi a tlakem na výstupu z turbokompresoru pe. Podobně jako u expanze plynu v tepelné turbíně (viz popis nad Rovnicí 9), tak i v turbokompresoru vzniká měrné ztrátové teplo qz, které způsobuje zvyšování entropie pracovního plynu:
Jestliže není znám i-s diagram pracovního plynu lze použít pro rozdíl entalpií ii-ie Rovnici 10.
Pro adiabatickou kompresi je maximální ai dosaženo při izoentropické kompresi, proto se izoentropická komprese používá jako porovnávací při stanovení vnitřní účinnosti kompresoru při adiabatické kompresi:
17.609 Vnitřní účinnost kompresoru při adiabatické kompresi |
Průměrná ηi se pohybuje kolem 80 %, ale nejlepší konstrukce dosahují 89 až 91 %.
Důležitým parametrem je i kompresní poměr turbokompresoru vycházejích ze statických nebo celkových tlaků:
18.610 Kompresní poměr kompresoru ε [-] kompresní poměr. |
Turbokompresor je poháněn nejčastěji el. motorem, spalovací turbínou nebo turboexpandérem. V průmyslových provozech, ve kterých je vysoká spotřeba stlačeného plynu bývá poháněn parní turbínou.
V některých případech kompresi v kompresorech ovlivňuje sdílení tepla s okolím. Například při chlazení kompresoru. V takových případech je komprese podobná polytropické kompresi.
Pro polytropickou kompresi je maximální ai dosaženo při vratné polytropické kompresi, proto se vratná polytropická komprese používá jako porovnávací při stanovení vnitřní účinnosti kompresoru při polytropické kompresi:
21.1003 Vnitřní účinnost kompresoru vztažená k vratné polytropické kompresi ap [J·kg-1] měrná práce při porovnávací (navržené) ideální polytropické kompresi (ap≠apol, protože velikost apol ovlivňují ztráty při reálné kompresi viz úloha [26.612]). |
Výše uvedené poznatky lze aplikovat i na popis komprese se sdílením tepla s okolím v jednom stupni lopatkového stroje.
Ventilátory jsou stroje, které zajišťují nucené proudění plynů (překonání tlakových ztrát) s malým zvýšením tlaku. Při výpočtu ventilátorů se často zavádí předpoklad nestlačitelného proudění ρ≈konst., t≈konst. Práce dodávaná proudícímu plynu se transformuje na tlakovou a kinetickou energii, změna potenciální energie ve ventilátoru je zanedbatelná. Protože kompresní poměr εc ventilátoru je velmi malý je lepší transformaci energie popisovat na základě zvýšením celkového tlaku plynu Δpc, takže z Bernoulliho rovnice lze odvodit:
22.309 Měrná vnitřní práce ventilátoru Δpc [Pa] zvýšení celkového tlaku ve ventilátoru. Předpoklad: zanedbání změny potenciální energie. Rovnice je odvozena v Příloze 309. |
Vnitřní účinnost ventilátoru se definuje jako poměr měrné vnitřní práce ventilátoru beze ztrát a měrné vnitřní práci ventilátoru:
23.581 Vnitřní účinnost a příkon ventilátoru V• [m3·s-1] objemový průtok; m˙ [kg·s-1] hmotnostní průtok ventilátorem. |
Ve větrné turbíně se transformuje část kinetické energie větru, který proudí přes turbínu, na práci (je zanedbáván vliv změn potenciální, vnitřní tepelné a tlakové energie). Vlivem snížení kinetické energie větru je za turbínou proud pomalejší a z rovnice kontinuity dojde ke zvětšení průřezu proudové trubice. Proud vzduchu za turbínou se stává překážkou pro okolní proudění (proudění mimo proudovou trubici), které ji pozvolně obtéká. Z těchto příčin vzniká proudová trubice (oddělení proudu vzduchu proudící přes rotor od ostatního proudění) daleko před turbínou. Měrnou práci větrné turbíny je měrná práce vzduchu uvnitř proudové trubice rotoru:
Axiální stupeň větrné turbíny je přetlakový. Rozšiřující se proud vzduchu před turbínou funguje jako difuzor, kde se kinetická energie přeměňuje na tlakovou energii. Rozšiřující se proud vzduchu za turbínou funguje podobně jako sací trouba u vodní turbíny (těsně za turbínou vzniká podtlak):
Účinnost větrné turbíny ηi se vypočítá jako poměr měrné práce ai ku měrné optimální práci větrné turbíny. Měrné optimální práce větrné turbíny je dosaženo při snížení absolutní rychlosti větru o dvě třetiny po průchodu proudovou trubicí:
Vrtule, lodní šrouby a pod. jsou lopatkové stroje bez skříně a transformace energie probíhá podobně jako u větrných turbín. Proud pracovní tekutiny získává při průchodu rotorem kinetickou energii, což zvyšuje její rychlost:
Vrtule slouží k vytvoření tahu – síla, která se využívá k uvedení letounu do pohybu, nebo při rovnoměrném pohybu k překonání aerodynamického odporu a tíhových sil. Hlavní funkcí vrtule je tedy vytvářet tah:
Rozhodující veličinou vrtulového pohonu je tah T, který umožňuje letounu let rychlostí v, proto je účinnost vrtule vztažena k těmto dvěma veličinám. Účinnost vrtule vyjadřuje efektivitu transformace práce (příkonu) na tah, účinnost využití změny kinetické energie relativních rychlostí proudu vzduchu na vytvoření tahu se nazývá propulzní účinnost:
Při optimálních podmínkách letu dosahuje účinnost vrtule ηi více jak 90 % a účinnost ηp cca 85 % [2, s. 613].
ŠKORPÍK, Jiří. Energetické bilance lopatkových strojů, Transformační technologie, 2009-10, [last updated 2018-11-16]. Brno: Jiří Škorpík, [on-line] pokračující zdroj, ISSN 1804-8293. Dostupné z https://www.transformacni-technologie.cz/13.html. English version: Energy balances of turbomachines. Web: https://www.transformacni-technologie.cz\en_13.html.