FAKULTA ELEKTROTECHNIKY A KOMUNIKAČNÍCH …ideálního plynu. Pak je nutno zavést rovnici obsahující součinitel z p v = z r T. (30.3) Součinitel stlačitelnosti z je závislý

FAKULTA ELEKTROTECHNIKY A KOMUNIKAČNÍCH TECHNOLOGIÍ

VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ

Strojní zařízení elektráren

Autor textu:

doc. Ing. Jiří Raček, CSc.

Květen 2013

ePower – Inovace výuky elektroenergetiky a silnoproudé elektrotechniky formou e-learningu a rozšíření prakticky orientované výuky

OP VK CZ.1.07/2.2.00/15.0158

Strojní zařízení elektráren 2


3 SYSTÉMY PRO DOPRAVU PLYNŮ

Princip činnosti systémů pro dopravu plynů s přívodem energie a jejich prvky jsou obdobné jako

u systémů pro dopravu kapalin.

Dopravovaná látka je stlačitelná.

Potřebnou energii předává plynu kompresor, nejčastěji s přívodem mechanické energie na hřídeli.

Kromě energie pro dopravu se přivádí plynu energie (vyrábí se „stlačený plyn“) potřebná k tomu, aby se stal hnací látkou pro pohon pneumatických motorů a nástrojů (v hornictví, stavebnictví, strojírenství

apod.), nositelem informace nebo signálu (v regulačních obvodech) nebo pro uskutečnění fyzikálních

a chemických pochodů (hoření, syntéza, absorpce apod.), aby se zvětšila jeho hustota pro objemově

méně náročné skladování, nebo při dopravě jeho směsi s pevnými látkami (pneumatická doprava), popř. z jiných dalších důvodů. Přitom je možné a poměrně snadné energii ve stlačeném plynu

akumulovat.

3.0.1 Parametry dopravy plynu

Parametry dopravy plynu jsou hmotnostní průtok Qm (kgs-1

) a měrná energie Yd (Jkg-1

).

Měrná energie Yd se určí obdobně jako pro kapaliny.

Dopravovaný plyn je charakterizován stavovými veličinami, tj. tlakem p (Pa), hustotou (kgm-3

)

nebo měrným objemem v (m-3kg

-1), termodynamickou teplotou T (K) nebo Celsiovou teplotou t (°C),

popř. dalšími fyzikálními a chemickými vlastnostmi. Souvislost stavových veličin plynu lze obvykle vyjádřit jeho stavovou rovnicí

p v = r T, (30.1)

kde r (Jkg-1K

-1) je měrná plynová konstanta. Měrný objem se stanoví ze vztahu

v 1

. (30.2)

U některých plynů a zejména par nastává při vyšších tlacích značná odchylka od stavové rovnice

ideálního plynu. Pak je nutno zavést rovnici obsahující součinitel z

p v = z r T. (30.3)

Součinitel stlačitelnosti z je závislý na druhu plynu, na jeho tlaku p a na teplotě T. S rostoucí teplotou se hodnota součinitele z blíží hodnotě 1, pokud tlak není vyšší než pětinásobek kritického tlaku pkr.

Výpočty se značně zpřesní a urychlí, mají-li za základ entropické diagramy pro stlačené plyny.

3.0.2 Energetická bilance systému pro dopravu plynů

Měrná energie Yd se vyjadřuje u dopravy plynů měrnou energií tlakovou, prakticky přímo rozdílem tlaků (tj. zvýšením celkového tlaku, které vyvozuje přívodem energie kompresor při ustáleném

průtoku), zjednodušeně, pro vztažnou rovinu v ose kompresoru

p p p g z g zc

p pcd va sa v vg s sg vv

zs zv 2

2, (30.4)


kde psa a pva jsou tlaky na vstupu do sacího a na výstupu z výtlačného potrubí, zsg a zvg jsou geodetické

výšky vstupu a výstupu, cv je střední rychlost ve výtlačném potrubí. Hodnoty s a v jsou střední hustoty v sacím (přívodním) a výtlačném potrubí, uvažované jako konstantní, určené ze stavové

rovnice. Hodnoty pzs a pzv jsou tlakové „ztráty“ vyjadřující měrnou ztrátovou energii v sacím

a výtlačném potrubí. Jsou dány jako u kapalin součtem odporů třením pt a odporů místních pm

p p pz t mi

i

. (30.5)

Odpor vzniklý třením při izotermickém proudění (tj. při stálé teplotě proudicího plynu a stejné teplotě

stěny po celé délce příslušného úseku potrubí) lze vyjádřit vztahem

pl

d

ct

h

2

2 , (30.6)

při neizotermickém proudění vztahem

pl

d

c T

Tt

h st

2 0 583

2

,

, (30.7)

kde je součinitel tření, který se pro dané potrubí a daný plyn stanoví pomocí tabulek [34], l je délka potrubí, dh je hydraulický průměr příslušného potrubí (dh = 4A/O; A je plocha průtočného průřezu, O je

obvod průtočného průřezu), c je střední průtočná rychlost, T je střední teplota proudicího plynu a Tst je

střední teplota stěny v délce příslušného úseku potrubí.

Tlaková ztráta místními odpory při izotermickém proudění je

pc

m 2

2, (30.8)

kde je součinitel místních ztrát, který pro danou součást a daný plyn určíme z tabulek [34].

Při neizotermickém proudění se tlaková ztráta místními odpory určí ze vztahu

pc

m Tmm

m 2

2, (30.9)

kde cm a m se vztahují na místní teplotu plynu a součinitel místních ztrát Tm se určuje pro viskozitu plynu při místní teplotě stěny potrubí.

3.0.3 Charakteristika potrubní sítě (systému) pro dopravu plynů

Obr. 30.1

Charakteristika potrubní sítě („odporová“) pro dopravu plynů je obdobná jako charakteristika

potrubní sítě u systémů pro dopravu kapalin. Vyjadřuje graficky závislost pcd na průtoku Qm resp. QV


při dané hustotě (křivka S1 na obr. 30.1). Pro potrubí se zanedbatelnými ztrátami platí

charakteristika S3 a pro systémy se stejnými tlaky na vstupu a výstupu (psa = pva) charakteristika S2.

Změny charakteristiky při změnách provozního stavu systému a souvislosti charakteristik při

kombinaci potrubí jsou obdobné jako u kapalin.

3.1 POTRUBÍ

Potrubí ovlivňuje významnou měrou účinnosti celé kompresorové stanice a obzvláštní měrou

kompresorové stanice s turbokompresory. Všechna potrubí navrhujeme tak, abychom se vyvarovali náhlých změn průřezu nebo směru. Potrubí je obvykle kruhové.

Vyjma malé vzduchové kompresory má kompresor sací potrubí. Sací potrubí pro vzduch je pro

průchod zemí účelně provedeno z kameninových, glazovaných, dobře utěsněných a uložených trub, nebo z trub z plastických hmot. U pístových kompresorů s malým počtem válců je vhodné při

dlouhém sacím potrubí vestavět těsně před kompresor tlumič v podobě zvětšeného prostoru, čímž se

sníží kmitání plynu (ovlivňující nepříznivě funkci sacích ventilů) i kolísání rychlosti v potrubí. Jen u největších vzduchových kompresorů se nahrazuje sací potrubí betonovým, dobře přikrytým kanálem

s vnitřním nátěrem nepropustným pro vodu, nebo kanálem kruhového průřezu.

Je-li ve výtlačném potrubí nějaký uzavírací orgán, musí být mezi něj a kompresor vestavěn pojistný

ventil potřebného průřezu, otevírající při stoupnutí tlaku o 10 % nad normální výtlačný tlak. U vzduchových kompresorů je účelné vestavět do výtlačného potrubí tavnou zátku, která se při

překročení přípustné teploty roztaví, takže nebezpečně zahřátý vzduch může uniknout z potrubí bez

ohrožení kompresorové stanice výbuchem olejové mlhy ve vzdušníku. Potrubí v horizontální části se klade s mírným sklonem řádu 1:100, aby olej, popř. kondenzát nestékaly zpět do kompresoru. Aby se

zabránilo přenášení chvění ze stroje na potrubí nebo naopak, vestaví se někdy mezi kompresor

a potrubí drátem obetkaný vlnovec v délce asi sedmi průměrů potrubí.

Plocha průtočného průřezu A se určí z hmotnostního průtoku Qm. Platí

Q A cA c

vm , (31.1)

kde c (ms-1

) je střední průtočná rychlost v průřezu A při hustotě , resp. měrném objemu v. Rychlost c se volí podle tlaku plynu, účelu, délky a dispozice potrubí nebo kanálu. Obvyklé rychlosti jsou: u

pístových kompresorů podle délky 12 ms-1

až 15 ms-1 pro sací potrubí, 15 ms

-1 až 20 ms

-1 pro

výtlačné potrubí; u turbokompresorů podle délky 5 ms-1

až 15 ms-1

pro sací potrubí, 10 ms-1

až 20 ms-1

pro výtlačné potrubí; u ventilátorů 5 ms-1

až 15 ms-1

pro sací potrubí, 5 ms-1

až 20 ms-1

pro výtlačné potrubí.

3.2 KOMPRESORY

Kompresory jsou stroje, které slouží k opakovanému stlačování plynů a par. Při stlačování se

mechanická práce přivedená do kompresoru částečně mění v teplo. Proto kompresory patří mezi stroje

hnané a tepelné. Podle pracovního způsobu je rozdělujeme na kompresory objemové a rychlostní (lopatkové a proudové). V objemových kompresorech se stlačuje nasátý plyn periodickým

zmenšováním jeho objemu. V rychlostních lopatkových kompresorech (turbokompresorech) se plynu

udělí vysoká rychlost a jeho kinetická energie se pak v difuzoru přemění v potenciální energii tlakovou.


Objemové kompresory jsou principem i konstrukcí obdobné čerpadlům hydrostatickým (objemovým),

rychlostní (dynamické) lopatkové čerpadlům odstředivým a axiálním a proudové čerpadlům

proudovým.

Kompresory, v nichž se při jediné operaci uskuteční stlačení plynu z tlaku sacího (vstupního, počátečního) ps na tlak výtlačný (výstupní, konečný) pv, jsou kompresory jednostupňové. Při vysokém

tlakovém (kompresním) poměru k = pv/ps není často jednostupňové stlačení možné nebo účelné. Plyn se pak stlačuje několikrát, postupně, pravidelně s jeho ochlazováním před vstupem do dalšího stupně.

Podle počtu stlačovacích stupňů rozlišujeme kompresory dvoustupňové, třístupňové atd. U turbokompresorů, zejména axiálních, může být velký počet stupňů - 20 i více.

Jiným dělítkem pro třídění kompresorů je výtlačný tlak nebo tlakový poměr. Kompresory se sacím

tlakem přibližně atmosférickým a výtlačným tlakem do 0,3 MPa (k do 3) se nazývají dmýchadla,

rychlostní lopatkové pak do maximálního pracovního přetlaku 10 kPa (k do 1,1) se nazývají

ventilátory a pro tlakový poměr k od 1,1 do 3 turbodmýchadla. Kompresory (resp. turbokompresory)

ve vlastním slova smyslu jsou pak stroje s tlakovým poměrem k větším než 3. Dělí se dále na

nízkotlakové (k od 3 do 25), středotlakové (k od 25 do 100) a vysokotlakové (k nad 100). Kompresory, které nasávají plyn při tlaku značně nižším než atmosférickém, se nazývají vývěvy, jsou-li rychlostní lopatkové, pak exhaustory, jsou-li proudové, pak ejektory.

Obr. 32.1 Obr. 32.2

Princip činnosti kompresoru jako tepelného stroje je známý z termomechaniky [36]. Změna stavu plynu při kompresi je naznačena na obr. 32.1 v diagramu p - v a na obr. 32.2 v diagramu T - s.

Počáteční stav 1 je určen tlakem p1, měrným objemem v1 nebo teplotou T1; jejich souvislost je dána

stavovou rovnicí p1 v1 = r T1. Při vratné adiabatické (izoentropické) kompresi je průběh 1 - 2ad určen

rovnicí p v = konst. Při polytropické kompresi je průběh změny určen rovnicí p v

n = konst. Změna

1 2 pol*

je u objemových kompresorů, kde se povrchem a případným chlazením pracovního prostoru

odvádí během komprese určité teplo (exponent n ); změna 1 2 pol**

je u rychlostních lopatkových

kompresorů, kde se plyn v průběhu komprese ohřívá ještě teplem ze „ztrát“ třením a vířením při

průtoku kanály (exponent náhradní polytropy n ). Při izotermické kompresi je průběh změny 1 - 2iz určen rovnicí p v = konst. Pro konečný stav platí rovnice p2 v2 = r T2, kde konečná teplota T2 je různá

podle průběhu změny, a to:

T Tp

pad2 1

2

1

1)

( /

; (32.1)

T Tp

ppol

n n

2 12

1

1)

( /

; (32.2)

T2iz = T1. (32.3)

Významné je uplatnění kompresorů v oběhu plynových turbín (odst. 5.7.1).


3.2.1 Kompresory objemové

Objemové kompresory se podle konstrukčního provedení dělí na kompresory s vratným pohybem

pracovního elementu, na kompresory membránové a kompresory rotační.

3.2.2 Kompresory s vratným pohybem pracovního elementu

Nejvýznamnější jsou pístové kompresory s přímočarým vratným pohybem pístu. Používají se pro menší a střední průtoky od středních do největších tlakových poměrů.

3.2.2.1 Princip funkce pístového kompresoru

Ve válci se pohybuje píst poháněný klikovým mechanismem (u menších kompresorů bez křižáku,

u největších s křižákem), který střídavě zvětšuje a zmenšuje pracovní objem válce (obr. 32.3).

Obr. 32.3

Na obr. 32.4 je nakreslen tlakový (indikátorový) diagram s průběhem tlaku v jednotlivých fázích práce

kompresoru. Diagram je zjednodušený; nejsou uvažovány tlakové ztráty v sání a výtlaku (tj. tlaky

p1 a p2 jsou i tlaky v sacím a výtlačném hrdle), ani přechodná změna tlaku potřebná pro otevření

příslušného ventilu. Komprese začíná v bodě 1 při tlaku ve válci p1. Po stlačení objemu válce na tlak p2 v bodě 2 se otevře výtlačný ventil a stlačený plyn se z válce při tlaku p2 vytlačuje do výtlačného

potrubí. Po zastavení pístu v úvrati u víka válce (bod 3) se zavře výtlačný ventil. Při zpětném pohybu

pístu nejdříve expanduje zbytek plynu o tlaku p2, který zůstal po zavření výtlačného ventilu ve válci v tzv. škodlivém prostoru o velikosti Vo (u skutečného kompresoru nevyplní píst v úvrati na konci

vytlačování celý prostor válce). Po poklesu tlaku na p1 (bod 4, objem V4) se otevře sací ventil a začne

se nasávat sacím potrubím nový plyn. Z obr. 32.4 je patrné, že objem Vs nasátý za jeden zdvih, který

odpovídá dráze pístu 4 1, je menší než zdvihový objem Vz, který odpovídá plnému zdvihu pístu.


Obr. 32.4 Obr. 32.5

3.2.2.2 Objemová a dopravní účinnost

Poměr objemu škodlivého prostoru Vo k objemu zdvihovému Vz se nazývá poměrný škodlivý prostor

V

V

o

z

; (32.4)

bývá od 0,03 do 0,05 i více.

Poměr objemů

V

V

s

z

V (32.5)

se nazývá objemová účinnost a vyjadřuje vliv expanze plynu ze škodlivého prostoru. Dosazením

a úpravou obdržíme

V

n

p

p

1 12

1

1/

, (32.6)

kde n je polytropický exponent (obvykle asi 1,2 až 1,3).

Při průtoku plynu sacími kanály a ventily dochází k jeho škrcení a tím vznikají tlakové ztráty. Sací tlak se sníží z pa na p1 (obr. 32.5). Ztráty škrcením rostou se stoupající rychlostí pístu a jejich vlivem se

sníží objemová účinnost na dopravní účinnost, která udává poměr hmotnosti vytlačovaného plynu

během jedné otáčky k hmotnosti plynu, který by vyplnil zdvihový objem při tlaku a teplotě v sacím

potrubí (d = QV/QVt). Hmotnost vytlačovaného plynu bývá vlivem ohřívání plynu při sání a netěsností

kompresoru o 4 % až 10 % menší než se vypočítá ze zdvihového objemu. Dopravní účinnost lze tedy zjednodušeně vyjádřit vztahem

d = V (0,04 až 0,10). (32.7)

3.2.2.3 Několikastupňová komprese

Je-li zvyšován tlakový poměr k, snižuje se objemová účinnost. Zvýší-li se tlakový poměr při

polytropické kompresi až na hodnotu

k

n

11 , (32.8)

klesne objemová účinnost V až na nulu (expanze ze škodlivého prostoru trvá pak po celý sací zdvih).

Současně s rostoucím tlakovým poměrem roste i konečná teplota T2 (tab. 32-1), což nepříznivě působí na činnost výtlačných ventilů, zhoršuje se mazání a vzniká nebezpečí vznícení oleje. Tyto vlivy spolu


s ekonomicky přijatelnou hodnotou V omezují tlakový poměr; vhodná (maximální) hodnota

tlakového poměru je 5 až 7 podle stlačovaného plynu a velikosti a významu kompresoru.

Tab. 32-1 Výstupní teploty při různých tlakových poměrech pv/ps

pv/ps

Způsob komprese 2 3 4 5 6 8 10

tv (°C) při ps = 0,1 MPa a ts = 20 °C

adiabatická = 1,4 84 137 162 191 216 257 293

polytropická n = 1,2 56 79 96 110 122 141 157

Je-li žádaný tlakový poměr větší, dělí se komprese do dvou nebo více stupňů; probíhá postupně ve

dvou nebo několika prostorech (válcích). Při několikastupňové kompresi se plyn před vstupem do

dalšího stupně chladí v tzv. mezistupňovém chladiči pokud možno na teplotu blízkou teplotě nasávaného plynu. Sníží se konečná teplota v dalším stupni kompresoru a celkový průběh komprese se

přiblíží kompresi izotermické.

Optimální rozdělení stlačení na jednotlivé stupně u několikastupňových (vícestupňových) kompresorů

vychází z podmínky minimální práce pro celkové stlačení jako součtu práce v jednotlivých stupních. Za předpokladu, že se plyn za každým stupněm ochladí na vstupní teplotu nasávaného plynu, se kterou

pak vstupuje do dalšího stupně, bude celková práce minimální, bude-li tlakový poměr ve všech

stupních stejný. Tedy pro r stupňů (p1 je počáteční tlak, p2 je konečný tlak, pm1 až pm(r-1) jsou tlaky mezi stupni)

11

1

2

1

2

1)

p

p

p

p

p

p

m m

m m r

...(

, (32. 9)

tj. pro r stupňů je

12

1

p

pr . (32.10)

Pro dvoustupňový kompresor (r = 2) bude

1

1

2 2

1

p

p

p

p

p

p

m

m

, (32.11)

kde pm je tlak mezi stupni (tj. zde za prvním stupněm - obr. 32.6). Znázornění dvoustupňové komprese

v p - v diagramu je na obr. 32.7.

Celkové uspořádání několikastupňových kompresorů je různé. Základním znakem je postupné zmenšování pracovních prostorů (válců) vyšších tlakových stupňů. Obvyklé řešení je se stejným

zdvihem pístů všech stupňů. Pracovní prostory se pak zmenšují zmenšováním průměrů válců. Za

předpokladu stejných otáček, stejného zdvihu, stejné dopravní účinnosti u všech stupňů a je-li plyn za každým stupněm ochlazen na vstupní teplotu nasávaného plynu, pak pro r stupňů platí

AA

r r

1

11

, (32.12)

kde A1 je plocha pístu prvního stupně a Ar je plocha pístu r-tého stupně.


Obr. 32.6

Při návrhu kompresoru se vypočtený tlakový poměr zvětšuje se zřetelem na nutnost krytí tlakových

ztrát v mezistupňovém chladiči a v potrubí mezi stupni asi o 6 % až 10 %; skutečný tlakový poměr

1sk = (1,06 až 1,10) 1t. (32.13)

Tlaky v jednotlivých stupních (při dvoustupňové kompresi) vypočteme takto: p1s = p1, p1v = p1s 1sk,

p2s = p1s 1t, p2v = p2s 1sk, p2 = p2d = p2s 1t, kde p2 je žádaný konečný tlak za dochlazovačem. Znázornění skutečné dvoustupňové komprese v p - v diagramu je na obr. 32.8.

Obr. 32.7 Obr. 32.8

3.2.2.4 Výpočet hlavních rozměrů pístového kompresoru

Postup výpočtu hlavních rozměrů pístového kompresoru je uveden v [34].

3.2.2.5 Mezistupňové chlazení

Toto chlazení se uskutečňuje v mezistupňových chladičích, tj. povrchových výměnících tepla. Plyn se

chladí ve vzduchových nebo vodních chladičích. Teplotní režim podle vzájemného průtoku chlazené látky a látky chladicí, význam součinitelů přestupu tepla a tepelné vodivosti stěn, a s tím související

velikost teplosměnné ploch, jsou známé z termomechaniky [36].

Chlazení vzduchem se používá u malých a pojízdných kompresorů anebo tam, kde nelze vyloučit

nebezpečí zamrznutí. Nejjednodušším vzduchem chlazeným chladičem je žebrovaná trubka, zformovaná do spirálného nebo plochého hada. Uvnitř proudí chlazený plyn, vnější, žebry zvětšený

povrch se obvykle ofukuje ventilátorem. Střední a velké kompresory jsou chlazeny vodou. Podle

provedení jsou vodní chladiče dvoutrubkové (obr. 32.9), spirálové (obr. 32.10) a svazkové (obr. 32.11).


Obr. 32.9 Obr. 32.10

Obr. 32.11

Teplo qchl odvedené jednotkové hmotnosti plynu při mezistupňovém chlazení se stanoví ze vztahu

q c T c T Tchl p

T

T

ps m m

m

m

d

1

2

2 1 , (32.14)

kde cps je střední měrná tepelná kapacita plynu při stálém tlaku mezi teplotami T1m a T2m.

Množství vody pro mezistupňový chladič se určí z jeho tepelné bilance; platí zjednodušeně

Q c T T Q c T Tmvz ps m m mvo2 1 2 1 , (32.15)

kde Qmvz je hmotnostní průtok plynu, Qmvo je hmotnostní průtok chladicí vody, c je její střední měrná

tepelná kapacita, T2 je výstupní teplota a T1 je vstupní teplota chladicí vody.

3.2.2.6 Rozvod pístových kompresorů

Rozvodové ústrojí kompresoru řídí vstup a výstup plynu do válce a z něho. Hlavní požadavky na rozvody jsou: dobrá těsnost, co nejmenší průtočná plocha, malé průtokové odpory, malý zdvih, malá

hmotnost, malý škodlivý prostor, tichý a klidný chod a nízká cena.

Rozvody jsou buď samočinné nebo nucené. U dnešních pístových kompresorů se téměř výlučně používá rozvodů samočinných. Jsou to různé druhy ventilů, které jsou ovládány rozdílem tlaků ve

válci a v sacím resp. výtlačném potrubí, takže pracují správně i při jiném tlaku než jmenovitém.

V podstatě se používá čtyř druhů ventilů: ventil jazýčkový, ventil korýtkový, proužkový a destičkový.

3.2.2.7 Energetická bilance kompresoru

Příkon, který musíme přivést na hřídel kompresoru, je příkon efektivní nebo skutečný P. Můžeme jej

určit buď ze vztahů odvozených pro teoretickou práci kompresoru nebo ze vztahu pro indikovanou práci.

Indikovaná práce je úměrná ploše skutečného indikátorového diagramu, sejmutého na stroji. Je to

práce odpovídající skutečnému vnitřnímu ději ve válci kompresoru. Na obr. 32.12 je tento diagram


přeměněn na obdélník o stejné ploše a základně rovné délce diagramu. Výška obdélníku (v měřítku

tlaku) je rovna střednímu indikovanému tlaku pi.

Obr. 32.12

Z indikované práce vypočteme indikovaný (vnitřní) příkon ze vztahu

P p A L n pQ

i i iV

d

, (32.16)

kde A je plocha pístu, L je zdvih pístu, n je frekvence otáčení, QV je objemový průtok, d je dopravní účinnost. U víceválcového kompresoru je indikovaný příkon součtem příkonů jednotlivých válců,

u vícestupňového součtem příkonů jednotlivých stupňů.

Efektivní příkon (příkon kompresoru na hřídeli) je o ztráty vyvolané třením větší než příkon

indikovaný. Jejich poměr je mechanická účinnost

miP

P ; (32.17)

u velkých kompresorů bývá až 0,96, u malých 0,80 až 0,85.

Výkon poháněcího motoru určíme ze vztahu

P bP

mot

p

, (32.18)

kde p je účinnost převodu (podle druhu převodu bývá 0,90 až 0,98). Výkon elektromotoru se volí asi o 15 % vyšší než efektivní příkon kompresoru (b = 1,15), výkon spalovacího motoru asi o 25 % vyšší

(b = 1,25). Bere se tak zřetel na možné zvýšení tlakového poměru provozními vlivy i na to, že účinnost motoru je nejvyšší asi při 75 % zatížení.

3.2.2.8 Provoz pístových kompresorů

Charakteristika pístového kompresoru je obdobou charakteristiky hydrostatického čerpadla

s výrazným vlivem objemové (dopravní) účinnosti. Na obr. 32.13 je čárkovaně vyznačen teoretický

průběh (V = 1), plně, čarou K, skutečný průběh (V = f(p2)). Charakteristika potrubní sítě je označena S, pracovní bod je 1.

3.2.2.9 Regulace pístových kompresorů

Úkolem regulace je odstraňovat odchylky mezi objemovým průtokem dodávaným kompresorem

a objemovým průtokem odebíraným spotřebičem. Tyto odchylky vyvolávají změnu tlaku, která se

používá jako signál pro regulaci. Výtlačný tlak se nereguluje. U několikastupňové komprese se musí regulovat současně objemový průtok ve všech stupních. Menší rozdíly objemového průtoku vyrovnává

vzdušník s dostatečně velkým objemem, který se zařazuje do výtlačného potrubí obvykle těsně u

kompresoru. Při nárazovém, nerovnoměrném odběru je i zásobníkem stlačeného plynu.


Regulace kompresoru může být provedena buď změnou otáček nebo při stálých otáčkách. Podle

přizpůsobivosti regulace změněnému odběru plynu rozeznáváme tři druhy regulací:

- regulace dvoupolohové (přerušované), při nichž kompresor buď pracuje naplno, nebo je úplně

vyřazen z činnosti; - regulace stupňovité, u nichž lze měnit množství stlačeného plynu v několika stupních,

- regulace plynulé (spojité), umožňující přizpůsobit výkon kompresoru jakékoli spotřebě plynu.

Regulace změnou otáček je nejjednodušší, bez doplňků a opatření na kompresoru, a energeticky nejvýhodnější. Může být plynulá nebo stupňovitá. Dělá se tam, kde lze měnit otáčky hnacího stroje.

Průběh regulace je na obr. 32.14 (K1, K2, K3, ... jsou charakteristiky kompresoru při snižování otáček,

1, 2, 3, ... jsou pracovní body).

Obr. 32.13 Obr. 32.14

Další regulace se provádějí při stálých otáčkách.

Regulace zastavováním a spouštěním se používá tam, kde se střídá dlouhá doba spotřeby s dlouhou

dobou malého nebo nulového odběru.

Regulace trvalým odtlačením sacích ventilů patří k dvoupolohové regulaci. Při překročení žádaného výtlačného tlaku, když dodávané množství stlačeného plynu je větší než jeho odběr, vpustí tlakový

regulátor stlačený plyn do odtlačovacího mechanismu, který otevře sací ventily na tak dlouho, dokud

tlak nepoklesne. Spotřeba energie při chodu naprázdno odpovídá podle obr. 32.15 šrafovanému proužku, který představuje hlavně ventilové odpory při sání a zpětném vytlačování.

Obr. 32.15 Obr. 32.16

Regulace škrcením v sání kompresoru vede ke snížení tlaku plynu ve válci na konci sání, a tím i ke

snížení hmotnosti nasátého plynu (obr. 32.16). Protože s klesajícím sacím tlakem roste tlakový poměr,

stoupá konečná teplota. Výhodou je plynulá změna objemového toku. Po stránce energetické je to

špatná regulace.


Extrémní případ předchozí regulace je regulace uzavíráním sání (obr. 32.17).

Obr. 32.17 Obr. 32.18

Regulace zvětšením škodlivého prostoru (obr. 32.18). Objemový průtok u pístového kompresoru lze

měnit změnou objemové účinnosti a ta je úměrná velikosti škodlivého prostoru. Po stránce energetické

je to výhodná regulace.

U pístových kompresorů se dále používá regulace přepouštěním plynu z výtlaku do sání.

Další možné regulace jsou méně významné.

3.2.3 Rotační objemové kompresory

Rotační objemové kompresory jsou vhodné pro malé tlakové poměry (při dvoustupňovém provedení

do k = 9) a pro malé a střední průtoky. Stlačovaný plyn se při pohybu jednoho nebo dvou rotujících pístů (rotorů) oddělí nejprve od sacího prostoru, a pak ihned nebo až po spojení s výtlačným prostorem se jeho objem působením rotorů na plyn zmenšuje a stoupá jeho tlak.

Rotační kompresory členíme podle konstrukčního uspořádání na křídlové (lamelové - obr. 32.19),

vodokružné (obr. 32.20), s valivým pístem (obr. 32.21), dvourotorové (zubové - obr. 32.22) a šroubové (obr. 32.23).

Obr. 32.19 Obr. 32.20

Kromě rotačního pohybu je všem těmto kompresorům společné to, že obvodová rychlost jejich rotorů

je značně vyšší než pístová rychlost u kompresorů s vratným pohybem pístu. Proto vycházejí rozměry rotačních kompresorů malé. Velká většina rotačních kompresorů je spojena přímo, bez převodu,

s rychloběžným motorem. Malá hmotnost a většinou nevelká pracnost vedou k nízké výrobní ceně.

V porovnání s kompresory s vratným pohybem pístu se až na výjimky vyznačují nižšími energetickými účinnostmi. Největší ztrátu představuje ztráta netěsností.


Obr. 32.21 Obr. 32.22

Protože u rotačních kompresorů je nejvýznamnější ztráta netěsností, není regulace změnou otáček tak výhodná jako u pístových kompresorů, neboť s klesajícími otáčkami ztráta netěsností relativně roste.

Mimoto u křídlových a vodokružných kompresorů nesmějí otáčky klesnout pod určitou mez, aby

odstředivá síla lamel popř. vodního prstence je stačila přitlačovat na stěnu válce. Při použití regulace

zastavováním a spouštěním může u křídlových kompresorů bez vnitřního chlazení dojít někdy i ke zvýšené spotřebě energie. U šroubových kompresorů se volí velmi často plynulá regulace obtokem.

Uzavírání sání u křídlových a šroubových kompresorů je obvykle nežádoucí se zřetelem na nebezpečí

vniknutí atmosférického vzduchu netěsnostmi do kompresoru a používá se jen spojení výtlaku se sáním obtokem.

Základní výpočty rotačních objemových kompresorů jsou uvedeny v [34].

Obr. 32.23 Obr. 32.24

3.2.4 Kompresory membránové

Kompresory, u nichž se dosahuje změny objemu prohýbáním kruhové membrány upnuté na obvodu,

jsou kompresory membránové. Protože rozměry membrány (z důvodů pevnostních) a především její průhyb jsou malé, hodí se ke stlačování pouze malých množství plynu. Mají však některé cenné

vlastnosti: nepotřebují žádné mazání, neznečišťují stlačovaný plyn, mohou být provedeny zcela těsné.

Podle způsobu vyvolání pohybu membrány rozeznáváme membránové kompresory s měkkou, nejčastěji pryžovou membránou (obr. 32.24), a s kovovou, nejčastěji ocelovou membránou.


3.2.5 Kompresory rychlostní (dynamické)

Mezi rychlostní kompresory patří turbokompresory (kompresory lopatkové) a proudové kompresory.

3.2.6 Turbokompresory

Turbokompresory dělíme podle průtoku plynu v oběžném kole na odstředivé (radiální) a na axiální

(osové). Uplatňují se pro velké průtoky a pro střední tlaky.

3.2.6.1 Odstředivý turbokompresor

Obr. 32.25

U odstředivého oběžného kola turbokompresoru (obr. 32.25; 1 - oběžné kolo, 2 - difuzor, 3 - vratný

kanál) platí jako pro odstředivé čerpadlo pro teoretickou měrnou energii při nekonečném počtu lopatek

Yc c u u w w

t

2

212

22

12

22

12

2 2 2, (32.19)

kde c c22

12 2 / je vzrůst měrné kinetické energie a u u w w2

212

22

122 2 / / je vzrůst měrné

tlakové energie. Souvislost rychlostí udávají rychlostní trojúhelníky vstupní a výstupní (obr. 32.26). Po dosazení za

c c w u cu u2 2 2 2 , (32.20)

kde cu je obvodová složka absolutní rychlosti, obdržíme

Y u c u ct u u 2 2 1 1 . (32.21)

Pro čistě radiální vstup do oběžného kola je složka cu1 = 0 a rovnice (32.21) bude mít zjednodušený tvar

Y u ct u 2 2 . (32.22)


Obr. 32.26

Teoretické stlačení v jednom stupni turbokompresoru při nekonečném počtu lopatek lze vyjádřit jako

součin teoretické měrné energie Yt a střední hustoty stř

p Yc c u u w w

t stř t stř

2

212

22

12

22

12

2 2 2, (32.23)

kde stř dc c p22

12 2 / je dynamický tlak a stř stu u w w p2

212

22

12 2 / je statický tlak.

Obr. 32.27

Jak bylo odvozeno u odstředivých čerpadel, bude velikost měrné energie i její rozložení na kinetickou

a tlakovou dáno úhlem lopatky 2 na výstupu (při stejném vstupním trojúhelníku, stejných u2 a cm2).

Souvislost s tvarem lopatek kola je na obr. 32.27. Podle úhlu 2 mohou být lopatky zakřiveny dozadu

(2 90°), přitom mohou být vypuklé (a) nebo vyduté (b). Radiální lopatky (c) mají 2 = 90° a lopatky

zahnuté dopředu (d) mají úhel 2 90°. S rostoucím úhlem 2 roste i absolutní rychlost c2 a s ní

i dynamický tlak pd na úkor statického tlaku pst. Poměr statického tlaku pst a celkového tlaku pt

rp

p

st

t

(32.24)

se nazývá stupeň přetlakovosti (stupeň reakce). Pro lopatky zahnuté dopředu je pst pd a r 0,5. U

lopatek radiálních je pst = pd a r = 0,5. Pro lopatky zahnuté dozadu je pst pd a r 0,5. Vzájemný vztah statické a dynamické složky pro všechny základní typy lopatek je na obr. 32.27.


Kinetickou energii je možno měnit v tlakovou v difuzoru, což je spojeno se značnými ztrátami.

Z tohoto hlediska je proto výhodnější pro větší poměr stlačení volit lopatky zahnuté dozadu; tlaková

energie se převážně získá již v oběžném kole. Úhel 2 se volí v mezích 20° až 90°, často 42° až 48°.

Vlivem podružného proudění s lokálním vírem v prostorných kanálech při konečném počtu lopatek se

zmenší měrná energie (pro kolmý vstup obdobně jako u odstředivých čerpadel) na

Ym

u ct u1

2 2 , (32.25)

kde součinitel m = f(D2/D1, 2, z); m 1, D2 a D1 jsou výstupní a vstupní průměry oběžných lopatek, z je počet lopatek.

Z hlediska tepelného stroje odpovídá Yt izoentropickému přívodu energie (kompresi bez přívodu tepla

a rozptylu energie), a platí tedy

Yp

i i wtt

stř

s s

2 1 , (32.26)

kde i2s je celková konečná měrná entalpie po izoentropické kompresi, i1 je celková měrná entalpie

počáteční, ws je měrná izoentropická práce. Vlivem ohřátí stlačované látky při průtoku kompresorem teplem z hydraulických a třecích ztrát bude skutečná celková výstupní měrná entalpie i2 větší než

entalpie i2s. Porovnání izoentropické komprese se skutečnou je na obr. 32.28.

Obr. 32.28

Poměr

i i

i i

w

w

s s

i

si2 1

2 1

, (32.27)

kde wi je měrná vnitřní práce na hřídeli (bez uvažování vlivu ztrátového průtoku mezerou), definuje

tzv. izoentropickou účinnost na hřídeli (též vnitřní nebo indikovaná se zanedbáním vlivu ztrát mezerou

a netěsnostmi).

3.2.6.2 Axiální turbokompresor

U axiálních turbokompresorů (obr. 32.29) hlavní směr proudění plynu je axiální; tj. trajektorie jednotlivých částic plynu leží na válcových plochách, jejichž osy se shodují s osou oběžného kola. To

značí, že obvodové rychlosti plynu na vstupu i výstupu mají stejnou hodnotu (u1 = u2 = u).

Pro stejné poměrné stlačení vyžaduje axiální turbokompresor větší počet stupňů než radiální, neboť

poměrné stlačení v jednom stupni je nejvýše 1 = 1,3 (chybí u nich působení odstředivé síly).

Teoretická měrná energie při nekonečném počtu lopatek (resp. teoretické stlačení v jednom stupni) axiálního turbokompresoru je dána vztahem

Yp c c w w

tt

stř

22

12

22

12

2 2. (32.28)


Člen c c22

12 2 / udává zvýšení měrné kinetické energie v oběžném kole. Teprve v difuzorových

kanálech je možno toto zvýšení přeměnit snížením absolutní rychlosti na energii tlakovou.

Obr. 32.29

3.2.6.3 Podobnost u turbokompresorů

U turbokompresorů platí mezi parametry, otáčkami a rozměry zákony podobnosti obdobně jako u hydrodynamických čerpadel. K jejich vystižení se zavádí průtokový (objemový) součinitel

42

23

Q

D n

V , (32.29)

tlakový součinitel

2

22

p

u

k

stř

(32.30)

a součinitel rychloběžnosti

n nQ

pb

V

k

stř

1 2

3 4

/

/

. (32.31)

V těchto rovnicích QV je objemový průtok při určitém dohodnutém stavu plynu (obvykle počáteční),

D2 je vnější průměr kola, n jsou otáčky oběžného kola, pk je zvětšení celkového tlaku v kompresoru,

stř je střední hustota plynu mezi počátečním a konečným tlakem a počáteční a konečnou teplotou při kompresi, u2 je velikost obvodové rychlosti na průměru D2.


3.2.6.4 Několikastupňové kompresory

Tlakový přírůstek pk závisí na velikosti obvodové rychlosti u2 oběžného kola, která je omezena pevností materiálu i konstrukcí a způsobem výroby kola. Pro běžné případy bývá maximální obvodová

rychlost 250 ms-1

až 300 ms-1

. Žádá-li se větší stlačení, než je možné dosáhnout v jednom stupni, je nutný kompresor několikastupňový (obdoba několikastupňového čerpadla). V případech, kdy není

oteplení plynu stlačením technologicky nebo energeticky využito, a pro úsporu práce, se plyn

v průběhu stlačování ochlazuje. Předchlazení plynu má význam nejen pro snížení spotřeby energie jako u jiných druhů kompresorů tím, že se úměrně absolutní teplotě sníží objemový tok plynu, ale

zároveň se zvýšením střední hustoty vzroste stlačení v jednom stupni.

U turbokompresorů rozlišujeme vnitřní chlazení, které je provedeno tak, že ve skříni stroje je soustava kanálů, jimiž protéká chladicí voda (plášťové chlazení) a vnější chlazení, kdy se připojují

mezistupňové chladiče (mezichladiče) vně stroje.

Plášťové chlazení se v novější době většinou nedělá, neboť chladicí účinek poměrně malé přestupní plochy na velké protékající množství je nevýrazný, zejména po zanesení chladicích kanálů v tělese

turbokompresoru usazeninami a nečistotami, při komplikovaných tvarech těžko odstranitelnými.

Kromě toho provedení tělesa kompresoru s vodními kanály vede ke zvýšení hmotnosti a výrobní ceny

stroje.

Aby se stlačení alespoň částečně přiblížilo k ději izotermickému, volí se u několikastupňových

turbokompresorů, podobně jako u pístových kompresorů, mezistupňové chlazení. Vzhledem k malému

poměrnému stlačení v jednom stupni turbokompresoru nechladí se většinou (na rozdíl od pístových kompresorů) za každým stupněm, ale po dvou nebo třech stupních. Vyvarujeme se tím přílišné

složitosti stroje spojené s neúměrnými náklady na chladiče a s přílišnými tlakovými ztrátami při

průchodu chladiči. Zařazením mezichladiče se také zlepší podmínky pro mazání stroje.

Teoretický průběh komprese u čtyřstupňového turbokompresoru s mezichladičem mezi druhým

a třetím stupněm je na obr. 32.30 (T5 je teplota vystupujícího plynu v případě, že by stroj neměl

zařazený mezichladič, T4 je teplota vystupujícího plynu u stroje s mezichladičem).

Obr. 32.30

3.2.6.5 Energetická bilance

Pro malé kompresní poměry (malé zvýšení tlaku, asi do 5 kPa při sacím tlaku 0,1 MPa) lze určit s dostatečnou přesností zjednodušeně užitečný výkon Pu (za předpokladu konstantního měrného

objemu)

P Q pQ

pu V km

k 1

(32.32)

a spojkový příkon


P Q pQ

psp V km

k 1 1

1 , (32.33)

kde QV je objemový průtok, Qm je hmotnostní průtok, 1 je hustota na vstupu (tj. při tlaku p1

a teplotě T1) a je celková účinnost. Tato účinnost jako u hydrodynamických čerpadel je daná

součinem = h V m, kde h je hydraulická, V je objemová a m je mechanická účinnost. Celková účinnost je asi 0,6 až 0,7 pro stroje odstředivé a až 0,82 i více pro axiální.

Při zvýšení tlaku pk asi do 10 kPa (při sacím tlaku 0,1 MPa) je vhodnější určení spojkového příkonu z měrné energie

P Qp

Q psp mk

stř

V

stř

k

1 11 , (32.34)

kde stř je střední hustota definovaná dříve.

Pro větší zvýšení tlaku se určí izoentropický příkon z měrné izoentropické práce (32.26)

Ps = Qm ws = Qm (i2s i1). (32.35)

Potom vnitřní příkon

P Q w Q w Q i ii m i m s

si

m s

si

1 1

2 1

(32.36)

a spojkový příkon

P Q w Q i isp m i

m

m s

si m

1 1 1

2 1

, (32.37)

kde Qm je hmotnostní průtok, si je vnitřní izoentropická účinnost zahrnující zde i objemové ztráty (v mezeře); podle velikosti a dokonalosti je 0,6 až 0,82 pro radiální kompresor (stupeň) a 0,7 až 0,92

pro axiální; m je mechanická účinnost vyjadřující mechanické ztráty v ložiskách; podle velikosti stroje a typu ložisek je 0,95 až 0,99.

3.2.6.6 Charakteristika turbokompresoru

Charakteristikou turbokompresoru se obvykle rozumí křivka závislosti dosahovaného stlačení pk na objemovém průtoku QV nebo na hmotnostním průtoku Qm plynu určitého (udaného) stavu, změřená na

stroji při konstantních otáčkách. Tvar charakteristiky je různý podle typu kompresoru. Charakteristika odstředivého turbokompresoru K je na obr. 32.31, axiálního na obr. 32.32. Charakteristika axiálního

turbokompresoru je strmější než u odstředivého turbokompresoru. Charakteristiky jsou doplněny

křivkami celkové účinnosti. Je možné do nich nakreslit i křivky výkonu a momentu.

Obr. 32.31 Obr. 32.32 Obr. 32.33


3.2.6.7 Provoz turbokompresorů

Tvar charakteristiky turbokompresoru je důležitý pro posouzení stability provozu. Kromě okolností

uvedených u hydrodynamických čerpadel zde přistupuje vliv spotřebiče (odběru) a stlačitelnost plynu.

U charakteristiky s labilní větví (obr. 32.33) může dojít k nestabilnímu provozu turbokompresoru.

Klesne-li odběr např. z QV1 (Qm1) na QV2 (Qm2), roste tlak ve výtlačném hrdle až na pmax = pP

(odpovídá vrcholu charakteristiky). Při pP přestává turbokompresor dodávat, jeho průtok klesne na

nulu, tj. do bodu O při tlaku p0 (závěrný bod stroje). Ve výtlačném potrubí je však akumulovaný plyn

o tlaku pP, kterým je vytlačován jednak do spotřebiče a hradí nový odběr QV2 (Qm2), jednak proti

tlaku p0 zpět do sání kompresoru (není zpětný uzávěr). Po poklesu tlaku ve výtlaku těsně pod p0 se

obnoví průtok kompresoru v bodě Z s průtokem QVZ (QmZ); výtlak se znovu plní, tlak stoupá na pP a trvá-li odběr QV2 (Qm2), děj se opakuje. Tento děj se nazývá „pumpování“ kompresorů. Vznikají při

něm nežádoucí změny tlaku ve výtlaku, zpětné proudění v sání a náhlé změny příkonu při poklesu

průtoku kompresorem, které ohrožují bezpečnost provozu. Složitější mohou být poměry při paralelním řazení kompresorů do společného výtlaku; kompresory se navzájem ovlivňují a může dojít

k opačnému průtoku některým z nich.

Tyto nežádoucí provozní jevy, které omezují rozsah činnosti turbokompresoru, se vylučují zajištěním provozu ve stabilní větvi charakteristiky, tj. v oblasti objemového průtoku, který je větší než objemový

průtok „pumpovního“ bodu P, vhodným uspořádáním regulace.

3.2.6.8 Regulace turbokompresorů

Kde je možné, aby se při změně průtoku změnil i tlak, regulují se turbokompresory stejně jako

hydrodynamická čerpadla. V různých technologiích vyžadují však spotřebiče tlakového plynu při

proměnlivém odběru stálý tlak nebo naopak stálou dodávku při proměnlivém tlaku.

Při regulaci škrcením na stálý tlak ve spotřebiči se nemění charakteristika turbokompresoru K, mění se

tlak na výtlaku turbokompresoru připojením tlakové ztráty škrticího orgánu (obr. 32.34; S+R jsou

součtové charakteristiky spotřebiče a škrticího orgánu). Regulační rozmezí průtoku je dáno hodnotami QVmax a QVmin a je omezené nutností dostatečné vzdálenosti minimálního průtoku od pumpovní meze.

Je zřejmé, že tento způsob je nehospodárný; používá se zřídka.

Obr. 32.34 Obr. 32.35

Při regulaci na stálou dodávku do spotřebiče odpouštěním z výtlaku se rovněž nemění charakteristika

turbokompresoru K (obr. 32.35). Při proměnlivém odporu spotřebiče S mezi Smin a Smax se přebytečné

množství QVpř vypouští z výtlaku ventilem řízeným regulátorem průtoku. Tento způsob je rovněž

nehospodárný a zřídka užívaný. Odpouštěním z výtlaku se však zabezpečují turbokompresory proti „pumpování“ při malé dodávce do spotřebiče.


Hospodárná je regulace změnou charakteristiky, prováděná buď změnou otáček, nebo škrcením v sání,

nebo natáčením vodicích lopatek v sání nebo v difuzoru, popř. natáčením lopatek oběžného kola.

Regulace změnou otáček vyžaduje pohon s proměnlivými otáčkami. Při regulaci na stálou dodávku

podle obr. 32.36 se při změně charakteristiky spotřebiče s výtlačným potrubím S mezi Smin a Smax musí změnit otáčky turbokompresoru tak, aby jeho charakteristika K (mezi Knmin a Knmax) procházela

příslušným pracovním bodem (1, 2, 3, 4). Čerchovaná čára označuje pumpovní mez charakteristik při

změně otáček. Při regulaci na stálý tlak na výtlaku turbokompresoru (obr. 32.37) se při proměnlivém odporu spotřebiče S mezi Smin a Smax musí otáčky měnit tak, aby charakteristika turbokompresoru K

(mezi Knmin a Knmax) procházela příslušnými pracovními body (1, 2, 3, 4) při stálém tlaku. Průtok se

přitom mění mezi QVmax a QVmin.

Obr. 32.36 Obr. 32.37

Při regulaci škrcením v sání turbokompresoru se vytváří svazek charakteristik podle obr. 32.38. Podobně vznikají nové charakteristiky při natáčení lopatek (vodicích, difuzorových nebo oběžných).

Průběh regulace je obdobný jako při změně charakteristiky změnou otáček.

Obr. 32.38

3.2.6.9 Pohon turbokompresorů

Běžné turbokompresory pracují obvykle při otáčkách 2 500 min-1

až 8 000 min-1. Pro pohon se užívá

parní turbíny, spalovací turbíny nebo elektromotoru.

3.2.7 Proudové kompresory

Proudové kompresory jsou obdobou proudových čerpadel. Hnací látkou může být kapalina, pára nebo

plyn (vzduch). Podle účelu se dělí na injektory (účelem je výtlak) a ejektory (účelem je odsávání).

U proudových kompresorů s hnací parou (tzv. paroproudové) je hnací tryska provedena jako Lavalova

tryska (obr. 32.39), aby se dosáhlo velké (nadkritické) rychlosti. Nejběžnější jsou paroproudové


kompresory ve vícestupňových odpařovacích systémech (odparky) a paroproudové a vodoproudové

vývěvy (ejektory) v kondenzaci parních elektráren pro odsávání vzduchu z kondenzátoru.

Obr. 32.39

Documents

FAKULTA ELEKTROTECHNIKY A KOMUNIKAČNÍCH …ideálního plynu. Pak je nutno zavést rovnici obsahující součinitel z p v = z r T. (30.3) Součinitel stlačitelnosti z je závislý