UNIVERZA V MARIBORU FAKULTETA ZA STROJNIŠTVO

TOPLOTNI STROJI (zapiski predavanj)

Aleš Hribernik 2007

2

Vsebina stran 1. Primarni energetski viri 1 2. Rankine-ov krožni proces 4

2.1 Idealni Rankine-ov krožni proces 4 2.2 Realni Rankine-ov krožni proces 6 2.3 Ukrepi za izboljšanje termičnega izkoristka Rankine-ovega ciklusa 7

2.3.1 Znižanje tlaka (temperature) v kondenzatorju 8 2.3.2 Vpliv temperature pare na vstopu v turbino 8 2.3.3 Vpliv tlaka pare na vstopu v turbino 9 2.3.4 Idealno regenerativno gretje napajalne vode 10 2.3.5 Praktične izvedbe regenerativnega gretja napajalne vode 12 2.3.6 Optimalni potek regenerativnega gretja s končnim številom grelnikov 19

2.4 Ponovno pregrevanje pare 20 2.5 So-proizvodnja elektrike in toplote (kogeneracija) 22

3. Braytonov ciklus – plinski krožni proces 25 3.1 Idealni Braytonov ciklus 25 3.2 Realni Braytonov ciklus 29 3.3 Primerjava Braytonovega in Rankinovega ciklusa 31 3.4 Ukrepi za izboljšanje izkoristka 33

3.4.1 Regeneracija 33 3.4.2 Vmesno hlajenje komprimiranega zraka 34 3.4.3 Ekspanzija z vmesnim gretjem 36 3.4.4 Kombiniran plinsko parni proces 37

3.5 Izvedbe PTP-jev 38 3.5.1 Izvedbe z več rotorji 38 3.5.2 Zaprti postroj 39 3.5.3 Polzaprti postroj 40 3.5.4 Postroj s kurjenjem za turbino 41

3.6 Letalski potisnik 41 3.6.1 Turboventilatorski motor 44 3.6.2 Turbopropelerski motor 46 3.6.3 Klasični potisnik 46

3.7 Zgradba gorilnika 48

4. Osnove delovanja parnih in plinskih turbin 52 4.1 Razmere v stopnji aksialne enakotlačne turbine 53

4.1.1 Hitrosti, moč, delo na obodu in izkoristek na obodu 54 4.1.2 Izgube na obodu 57

4.2 Večstopenjske enakotlačne turbine 59 4.2.1 Turbina s hitrostnimi stopnjami 59 4.2.2 Turbina s tlačnimi stopnjami (Rateaujeva turbina) 60

4.3 Razmere v stopnji aksialne nadtlačne turbine 61 4.4 Primerjava zmogljivosti enakotlačne in nadtlačne stopnje 64 4.5 Izvedbe turbin in regulacija moči 65

3

5. Aksialni kompresor 69 5.1 Razmere v stopnji aksialnega kompresorja 69

5.1.1 Trikotniki hitrosti 70 5.1.2 Delo, izkoristek in izgube kompresorske stopnje 70 5.1.3 Povišanje tlaka v stopnji 74 5.1.4 Stopnja reaktivnosti 75

6. Toplotni batni stroji 76 6.1 Idealni krožni procesi 76 6.2 Krožni procesi realnih motorjev 81 6.3 Procesi v motorju z notranjim zgorevanjem 83

6.3.1 Zgorevanje 83 6.3.2 Motor s prisilnim vžigom – Otto motor 83

6.3.2.1 Priprava delovne zmesi 84 6.3.2.2 Vžig 85 6.3.2.3 Proces zgorevanja 85 6.3.2.4 Problemi in omejitve 87

6.3.3 Dizelski motor 89 6.3.3.1 Tvorba zmesi zrak-gorivo 89 6.3.3.2 Direktno vbrizgavanje goriva 91 6.3.3.3 Indirektno vbrizgavanje goriva – deljen zgorevalni prostor 92 6.3.3.4 Potek zgorevanja 93 6.3.3.5 Problemi in omejitve 94

6.3.4 Primerjava značilnosti Otto in dizelskega motorja 95 6.3.5 Izmenjava delovne snovi 95

6.3.4.1 Izmenjava delovne snovi v 4-taktnem motorju 95 6.3.4.2 Izmenjava delovne snovi v 2-taktnem motorju 96 6.3.4.3 Parametri za oceno procesa izmenjave delovne snovi 98

4

1. Primarni energetski viri Primarni energetski viri so nosilci energije, kot se pojavljajo v naravi. Pojavljajo se v naslednjih glavnih primarnih energetskih oblikah:

- kemična energija (trda, kapljevita, plinasta fosilna ali bio goriva), - jedrska energija, - potencialna in kinetična energija (voda, veter, …), - sevalna energija (sonce), - geotermalna energija.

Energetske vire delimo na obnovljive in neobnovljive. K obnovljivim spadajo kemična energija iz biomase, potencialna energija rek in jezer, kinetična energija vetra, potencialna in kinetična energija morij, sevalna energija sonca in geotermalna energija. Korista energija (sekundarna energija) je energija pridobljena iz primarnih energetskih virov s preobrazbo ene oblike energije v drugo (slika 1.1). Zaradi nepopolnosti postrojev in narave preobrazbe same se le del primarne energije pretvori v koristno energijo, ostanek imenujemo izguba koristne energije (največkrat je toplota). Preobrazba je zvezana z določenim energetskim izkoristkom procesa. Ta je visok pri pretvorbi potencialne energije vode v koristno energijo in precej nižji pri pretvorbi kemijsko vezane energije. Najpopolnejša oblika koristne energije je elektrika, ki jo z visokim izkoristkom brez težav pretvorimo v ostale energije.

Slika 1.1: Prikaz pretvorbe primarne energije v koristno sekundarno energijo Koristno energijo se v največji meri porablja za delo in toploto, v manjši meri za svetlobo in zvok. Medsebojno razmerje delo/toplota je odvisno od industrializacije neke dežele in zemljepisne lege. Danes pridobivamo koristno energijo v glavnem iz neobnovljivih energetskih virov. Tudi v bližnji prihodnosti bo delež obnovljivih virov skromen (8 do 10 % - sliki 1.2 in 1.3). Osnovni razlog je neekonomičnost pogonov z malo gostoto proizvodnje take vrste energije.

PRIMARNI ENERGETSKI VIRI

POSREDNO IZKORIŠČANJE NEPOSREDNO IZKORIŠČANJE

TOPLOTADIREKTNA PORABA ENERGIJEINDIREKTNA PORABA ENERGIJE

100 %

1 % 99 %

< 50 %

mlini na vodo, veter, ..

termoelektrarne, hidroelektrarne

motorji z notr. zgorevanjem, PTP (letala, ladje), ladijske parne turbine

ogrevanje, industrijska raba

5

Slika 1.2: Dolgoročna ocena svetovnih potreb po primarnih energetskih virih

Slika 1.3: Struktura primarnih energetskih virov v Sloveniji v letu 2000 Možne preobrazbe primarne energije v obliki neobnovljivih virov (razen biomase) v sekundarno energijo prikazuje slika 1.4. Energija iz primarnih neobnovljivih energetskih virov se danes v veliki meri pretvarja v koristno energijo s krožnimi procesi. 70 % vse na svetu proizvedene električne energije (elektrarne na fosilna goriva in jedrske elektrarne) je iz parnih postrojenj (Rankine-ov krožni proces) in vse kaže, da bo enako tudi v prihodnosti. Postrojenja imajo dober izkoristek in primerna so za vse tudi najslabše vrste goriv .

6

Slika 1.4: Možne poti preobrazbe primarne energije v obliki neobnovljivih virov (razen biomase) v sekundarno energijo

MEHANSKO DELO ELEKTRIČNO DELO

TOPLOTA

GORIVA

elektr. generator

elektromotor

MHD generatortoplotni stroji

delo mišic gorilni člen

parni kotel, jedrski reaktor,

gorilnik

7

2. Rankine-ov krožni proces Delovanje parnih postrojev temelji na Rankinovem krožnem procesu (slika 2.1). Črpalka tlači vodo na visok tlak in jo poganja skozi parni kotel. V parnem kotlu se voda upari in nato ekspandira v turbini. Pri tem se toplotna energija pare pretvarja v mehansko delo. Le-to se porablja za pogon črpalke in ostalih prigrajenih agregatov, preostalo neto delo pa največkrat poganja električni generator. Za turbino je kondenzator, v katerem para kondenzira. Uparjalna toplota pa se pri tem odvaja v okolico. 2.1 Idealni Rankine-ov krožni proces Poteka brez vseh izgub. Od porabnikov dela, ki ga proizvede turbina, je upoštevana le napajalna črpalka.

Slika 2.1: Shematski prikaz ter p-v, T-s in h-s diagrami Rankineovega ciklusa

Posamezne preobrazbe: 1-2 - izentropna ekspanzija v turbini

delo turbine: 21 hhwT −= (2.1) 2-3 - izobarna (izotermna) kondenzacija pare v kondenzatorju

odvedena toplota: 32 hhqodv −= (2.2) 3-4 - izentropna kompresija vode v črpalki

delo črpalke: ( )∫ −⋅≅⋅=−=4

334334 ppvdpvhhwČ (2.3)

4-1 - izobaren dovod toplote

4-U – gretje napajalne vode, U-1 – izobarno (izotermno) uparjanje, 1-1* - pregrevanje pare dovedena toplota: 41 hhqdov −= (2.4)

Neto pridobljeno delo je:

ČTN www −= (2.5)

3 3

4 41

1

1* 1*

2 22* 2*

P T

V S

U UKotel

Turbina

Črpalka

Kondenzator2

34

1

4

8

Termični izkoristek procesa je:

41

32

41

21 11hhhh

qq

hhwhh

qw

dov

odvČ

dov

Nt −

−−=−=

−−−

==η (2.6)

Če delo črpalke zanemarimo, lahko pišemo

( ) 31

21

31

21

hhhh

whhwhh

Č

Čt −

−≅

+−−−

=η (2.7)

Termični izkoristek lahko ob uporabi 2. glavnega zakona termodinamike tudi zapišemo:

( )( ) dov

odv

dov

odv

dov

odvt T

TssTssT

qq

−=−⋅−⋅

−=−= 11141

32η (2.8)

Pri čemer sta dovT in odvT srednji temperaturi dovoda, oz. odvoda toplote:

41

41

41

1

4

sshh

ss

dsTTdov −

−=

−

⋅=∫

in 32

32

32

2

3

sshh

ss

dsTTodv −

−=

−

⋅=∫

(2.9)

Izkoristek je torej tem boljši čim višja je srednja temperatura dovoda toplote in čim nižja je srednja temperatura odvoda toplote. Energetski izkoristek celotnega postrojenja na sponkah generatorja je manjši od termičnega izkoristka idealnega krožnega procesa in je v splošnem zmnožek več izkoristkov:

PKGmTst ηηηηηηη ⋅⋅⋅⋅⋅= , (η=0,35-0,41) (2.10) kjer je: ηt – termični izkoristek (ηt=0,48-0,57), ηs,T – izentropski izkoristek turbine (ηs,T=0,82-0,90), ηm – mehanski izkoristek turbine (ηm=0,98-0,99), ηG – izkoristek generatorja (ηG=0,98-0,99), ηK – izkoristek kotla (ηK=0,88-0,94), ηP – zmanjšanje izkoristka zaradi lastne rabe (ηP=0,92-0,97), Ob izkoristku se v praksi pogosto uporablja izraz specifična poraba toplote, ki je recipročna vrednost izkoristka:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡=

WsJt /1

η (2.10a)

in je razmerje med dovedeno toploto (toplotnim tokom) in koristnim delom (električno močjo).

9

2.2 Realni Rankine-ov krožni proces Omejili se bomo zgolj na notranje procese na strani delovnega medija. Notranje trenje, dušenje in mešanje tekočine povzroča nepovračljivosti procesa (slika 2.2). Med njimi so najpomembnejše nepovračljivosti v turbinah in črpalkah ter tlačne izgube v toplotnih prenosnikih, cevovodih, spojih, ventilih in podobno.

Slika 2.2: T-s diagram notranje nepovračljivega Rankine-ovega krožnega procesa

V primeru turbine in črpalke še vedno velja predpostavka o adiabatnem toku, saj so pretoki tako veliki, da so izgube toplote na enoto mase zanemarljivi. Seveda pa pretok ni povračljiv, zato pride v obeh primerih do porasta entropije. To povzroči povečanje entalpije na izstopu, torej zmanjša entalpijski padec oz. delo turbine. Izgube zaradi nepovračljivosti v turbini popišemo z izentropskim izkoristkom turbine:

sTs hh

hh

,21

21, −

−=η (2.11)

ηs,T=0,82-0,90, običajno raste z velikostjo turbine in pada s povečanjem vlage v pari. Zato imajo začetne stopnje višji izentropski izkoristek od končnih. V procesu kondenzacije tlačnih izgub ni, saj je 2-3 dvofazni kondenzacijski proces, ki poteka izobarno. Tudi v črpalki pride zaradi nepovračljivosti do povečanja entropije. Zato je entalpija na izstopu h4 višja od h4s, torej porablja črpalka več dela. Ponovno izrazimo izgube s pomočjo izentropskega izkoristka:

34

34, hh

hh sČs −

−=η (2.12)

Tako je dejansko delo potrebno za pogon črpalke

( )ČČ

sČ

ppvhhw

ηη34334 −⋅

≅−

= (2.13)

10

Tlak napajalne vode za črpalko p4 je višji od tlaka pred turbino, da pokrije tlačne izgube v kotlu (p4-p5; p5 – tlak na izstopu iz kotla) in tlačne izgube med kotlom in turbino (p5-p5'). Med kotlom in turbino nastajajo tudi toplotne izgube zaradi hlajenja sveže pare (h5-h1=h5'-h1). Proces pri pretoku pare med kotlom in turbino je na sliki 2.2 poenostavljeno prikazan kot kombinacija dušenja (padec tlaka Δp=p5-p5' pri konstantni entalpiji h5=h5') in izobarnega ohlajanja pare h5'-h1. Tlačne izgube med 4 in 1 znašajo do 10 bar. 2.3 Ukrepi za izboljšanje termičnega izkoristka Rankine-ovega krožnega procesa

Izraz (2.8)

dov

odvt T

T−= 1η (2.8)

nam pokaže, da je mogoče termični izkoristek povečati z zvišanjem srednje temperature dovoda toplote in znižanjem srednje temperature odvoda toplote. Vpetost Rankine-ovega procesa v toplotno stanje dimnih plinov in toplotno stanje okolice je prikazana na sliki 2.3. Potenciali za povečanje termičnega izkoristka so kot vidimo s slike 2.3 precejšnji.

Slika 2.3: Toplotno stanje dimnih plinov, krožni parni proces in toplotno stanje okolice

11

2.3.1 Znižanje tlaka (temperature) v kondenzatorju

Slika 2.4: Znižanje tlaka (temperature) v kondenzatorju – h-s diagram

Vakuum v kondenzatorju je posledica kondenzacije vodne pare pri kateri se zmanjša specifični volumen za faktor 1000. Znižanje tlaka v kondenzatorju poveča specifično delo turbine, saj se poveča entalpijski padec na turbini (Δh1 > Δh0). S tem se povečuje tudi termični izkoristek procesa, kar lahko ugotovimo tudi z opazovanjem srednjih temperatur dovoda in odvoda toplote. Srednja temperatura odvoda toplote se niža z nižanjem tlaka v kondenzatorju (sovpadanje izobar in izoterm v področju mokre pare), pri tem pa je znižanje srednje temperature dovoda toplote le minimalno (spremeni se le v fazi gretja kondenzata; 4-u). Omejitve:

- temperatura hladilnega medija v kondenzatorju je pogojena s temperaturo okolice (okoliškega zraka, rečne vode, morja, ….) in površino ter učinkovitostjo prenosnikov toplote.

- velika specifična prostornina par pri nizkih tlakih zahteva velike dimenzije zadnjih turbinskih stopenj in kondenzatorja.

- Večja vlažnost na izstopu iz turbine povzroča poškodbe lopatic zadnjih turbinskih stopenj in tudi nižanje izentropskega izkoristka turbine. Velja priporočilo, da naj minimalna suhost pare na izstopu iz turbine ne bo nižja od 0,85.

2.3.2 Vpliv temperature pare na vstopu v turbino Povečanje temperature na vstopu v turbino (slika 2.5) povzroči:

- povečanje entalpijskega padca v turbini, - povečanje termičnega izkoristka turbine (srednja temperatura dovoda toplote se

poveča, srednja temperatura odvoda toplote pa ostane nespremenjena), - zmanjšanje vlažnosti na izstopu iz turbine in s tem:

o boljši izentropski izkoristek turbine, o manjšo erozijo lopatic turbine.

12

Slika 2.5: Vpliv temperature pare na vstopu v turbino

Omejitev: maksimalna temperatura je omejena s trdnostjo materialov iz katerih so prenosniki toplote v kotlu, parovodi, ventili, itd. in ne sme preseči 565 do 600 0C. Pri višjih temperaturah je potrebno uporabiti draga austenitna jekla, kar pa ni ekonomično. 2.3.3 Vpliv tlaka pare na vstopu v turbino

Slika 2.6: Vpliv tlaka pare na vstopu v turbino

Povečanje tlaka poveča srednjo temperaturo dovoda toplote. Pri nespremenjeni temperaturi odvoda toplote se zato poveča termični izkoristek proces. Dokaz je enostaven. Naj velja, da je v obeh primerih s slike 2.6 (ciklus I: 1-2-3-1, ciklus II: 1'-2'-3-1') dovedena toplota enaka. Tedaj bo:

3'2,

32, ss

qT

ssq

T dovIIdov

dovIdov −

=<−

=

Omejitev: pri konstantni temperaturi dovoda toplote se s povečevanjem tlaka na vstopu v turbino povečuje vlažnost pare na izstopu iz nje, kar kot smo že dejali negativno vpliva na

13

izentropski izkoristek turbine in poveča erozijo turbinskih lopatic v zadnjih stopnjah turbine. Zato je zviševanje tlaka na vstopu v turbino smiselno le ob hkratnem višanju temperature sveže pare. Kot vidimo na sliki 2.7 je mogoče povečati tlak sveže pare s 95 bar na 160 bar pri konstantni suhosti pare na izstopu, le če pri tem povečamo temperaturo sveže pare s 510 na 600 0C. Povečanje termičnega izkoristka je pri tem kar 9 procentnih točk.

Slika 2.7: Vpliv hkratnega povečanja temperature in tlaka sveže pare (temperature in tlaka na

vstopu v turbino T1=Tsp, p1=psp) na termični izkoristek Rankinovega krožnega procesa 2.3.4 Idealno regenerativno gretje napajalne vode* Eden osnovnih vzrokov za nizko srednjo temperaturo dovoda toplote je nizka temperatura kondenzata, ki prihaja iz kondenzatorja. Z regenerativnim gretjem segrejemo kondenzat s paro, ki ekspandira v turbini. Zato vstopa v kotel kondenzat pri višji temperaturi in je srednja temperatura dovoda toplote višja z njo pa tudi termični izkoristek procesa. V idealnem primeru je regenerativno gretje napajalne vode povračljiv proces, ki je le teoretično izvedljiv. V nadaljevanju si oglejmo regenerativno gretje kondenzata v Rankinovem ciklusu z zasičeno paro. Med točkama 2 in 3* teče proces po stopničasti preobrazbi. Para kondenzira pri konstantni temperaturi odda toploto kondenzatu in nato izentropno ekspandira na nižji tlak, kjer se proces ponovi. Pogoj povračljivosti je izpolnjen, če je temperaturna razlika para – kondenzat ves čas neskončno majhna, kar je mogoče le kadar je število »stopnic« v T-s diagramu tudi neskončno. Takrat je tudi krivulja 2 – 3* popolnoma gladka in vzporedna s 5 – 6, saj velja v vsakem koraku

sW sTqs δδδ −==

Zato velja tudi 474631 ssssss −=−=− (2.14)

In 7143 ssss −=− (2.15)

Toplota, ki jo je potrebno v kotlu dovesti delovnemu mediju je torej

71 hhqdov −= (2.16)

14

Slika 2.8: Teoretična izvedba postroja in T-s diagram regenerativnega gretja kondenzata v

Rankine-ovem ciklusu z zasičeno paro Odvedena toplota v kondenzatorju pa

( )4343 ssThhq kodv −⋅=−= (2.17) Zato je termični izkoristek

( )71

4371

hhssThh

qqq k

dov

odvdovt −

−⋅−−=

−=η (2.18)

TU

TK

2

1

34

5

6

7

Qodv

3*

1

2 turbina

6

5

4

kotel

7

3 gretje kondenzata

kond.

črpalka

črpalka

15

Z gretjem napajalne vode lahko zvišamo temperaturo kondenzata pred vstopom v kotel vse do temperature vrelišča pri delovnem tlaku p1. V tem primeru je dovedena toplota:

( )7171 ssThhq udov −⋅=−= (2.19) Izraz za termični izkoristek pa se izenači z z izrazom za izkoristek Carnotovega procesa

dov

odv

u

k

u

kut T

TTT

TTT

−=−=−

= 11η (2.20)

Teoretično je izvedljivo tudi idealno (povračljivo) gretje kondenzata v Rankinovem procesu s pregreto paro, ki pa zahteva ob neskončnem številu korakov gretja še uporabo hlajenih kompresorjev pare z neskončno stopnjami za regenerativno gretje v področju pregrete pare. Kar je praktično popolnoma neizvedljivo, zato razlago izpuščamo. 2.3.5 Praktične izvedbe regenerativnega gretja napajalne vode V praksi ima regenerativno gretje napajalne vode le nekaj enostavnih stopenj (4 do 8), saj porast termičnega izkoristka ne zagotavlja pokritja naložbe v večje število stopenj. Iz istega razloga so tudi izvedbe precej enostavnejše, kot opisane v poglavju o idealnem regenerativnem gretju. Uporabljajo se trije tipi grelnikov napajalne vode. a) Odprto gretje z neposrednim stikom Na sliki (2.9) je poenostavljen sistem z dvema grelnikoma. V praksi se običajno uporablja le en grelnik tega tipa, ki je nameščen v sredini sistema regenerativnega gretja. V primeru s slike (2.9) se izobarno meša parni tok mi z napajalno vodo. Pri tem se napajalna voda greje do temperature vretja pri tlaku mešanja, t.j. tlak odvzema pare iz turbine. Pravilno delovanje obeh grelnikov je pogojeno s točno določenim masnim pretokom pare, ki v grelniku odda uparjalno toploto in s segreto napajalno vodo izteka pri temperaturi vretja. Potrebna masna tokova za poenostavljeni primer s slike sledita iz energijskih enačb mešanja:

))(()( 891921 hhmmhhm −−=− &&& (2.22) in

))(()( 6721732 hhmmmhhm −−−=− &&&& (2.23) Pri tem so entalpije v izbranih točkah poznane. Potek računanja potrebnih masni tokov mi v primeru z več grelniki bi bil enak. Ostali parametri procesa so: - v kotlu dovedeni toplotni tok

mhhQdov && )( 101 −= (2.24) - moč turbine

))(())(()( 214313221 mmmhhmmhhmhhPT &&&&&& −−−+−−+−= (2.25) - poraba moči za pogon črpalk

ČsČsČsČ

ppvmppvmmppvmmmP,

9109

,

7871

,

56521

)()()()()(ηηη

−+

−−+

−−−= &&&&&& (2.26)

16

Slika 2.9: Odprto gretje z neposrednim stikom

- koristna moč

ČTN PPP −= (2.27) - termični izkoristek

dov

Nt Q

P&=η (2.28)

Odprto gretje zahteva za vsako stopnjo gretja dodatno črpalko napajalne vode. Masni pretoki skozi te črpalke so skoraj enaki m, zato so črpalke precej velikih dimenzij, njihovo obratovanje pa je hrupno in povezano z visokimi stroški servisa in obratovanja. Zato se v sodobnih postrojenjih največkrat uporablja samo en grelnik tega tipa, medtem ko so ostali zaprtega tipa.

kotel

kondenzator m1 m2

m1

m2

T

U

17

b) grelnik zaprtega tipa s kaskadnim povratnim tokom kondenzata

Slika 2.10: Regenerativno gretje zaprtega tipa s kaskadnim povratnim tokom kondenzata

Grelnik zaprtega tipa s kaskadnim povratnim tokom kondenzata je najenostavnejši in zato kljub nekoliko večjim nepovračljivostim najpogosteje uporabljen grelnik napajalne vode. Izveden je kot prenosnik toplote. Voda teče skozi cevi prenosnika, para odvzeta turbini pa skozi okrov in obteka cevi (slika 2.10). Pri tem pride do prenosa toplote s pare na vodo, para kondenzira in skozi nižje stopnje gretja odteka v kondenzator. Dejansko so grelniki tega tipa majhni kondenzatorji pare odvzete turbini. Ker teče napajalna voda v ceveh zadošča le ena črpalka takoj za kondenzatorjem, ki dvigne tlak napajalne vode do končnega tlaka napajanja kotla. Na sliki 2.10 sta kot primer podana dva karakteristična grelnika. Prvi nizkotlačni obratuje z mokro paro. Visokotlačni pa s pregreto paro. Potek temperature v nizkotlačnem prenosniku toplote prikazuje slika 2.11.

T

U

kotel

kondenzator

m2 m1

18

Slika 2.11: Potek temperatur v NT prenosniku toplote (C – kondenzacija,

DC – hlajenje kondenzata) Temperaturna razlika na strani izstopa napajalne vode je definirana kot

KTR= temperatura zasičenja pare – temperatura izstopa napajalne vode V primeru nizkotlačnega prenosnika je KTR pozitivna in velikostnega reda 5 0C. Kondenzacijski sekciji lahko sledi še sekcija za ohlajanje kondenzata (primer b), ki omogoči še prenos toplote s kondenzata na napajalno vodo in nekoliko zmanjša nepovračljivosti. Te so v največji meri posledica dušenja kondenzata (izentalpa 9 – 10) na izstopu iz prenosnika do tlaka v kondenzatorju, kjer mokra para stanja 10 dokončno kondenzira. Iz nizkotlačnega grelnika teče napajalna voda v visokotlačni grelnik (slika 2.12). Ta je sestavljen iz treh sekcij: - hlajenje pregrete pare - kondenzator - hlajenje kondenzata

Slika 2.12: Potek temperatur v VT prenosniku toplote (C – kondenzacija,

DC – hlajenje kondenzata, DS – hlajenje pregrete pare) Zadnja sekcija lahko zaradi enostavnosti tudi odpade. KTR visokotlačnega grelnika je do –5 0C, kar pomeni, da se napajalna voda greje nad temperaturo zasičenja odvzete pare. Kondenzat na izstopu ponovno dušimo (izentalpa 11 – 12) na tlak nizkotlačnega prenosnika, pridušena mokra para pa vstopa v nizkotlačni grelnik, kjer se pomeša z nizkotlačno paro in greje napajalno vodo. Potrebna masna tokova pare ponovno sledita iz energijske bilance visokotlačnega:

)()( 781121 hhmhhm −=− && (2.29)

l

KTR

l

KTR

l

l l

19

in nizkotlačnega grelnika )()()( 679121932 hhmhhmhhm −=−+− &&& (2.30)

Pri tem so entalpije za izbrane tlake procesa in KTR poznane, oz. velja za dušenje

1112 hh = in 910 hh = (2.31) Ko določimo oba neznana masna pretoka m1 in m2, izračunamo še ostale parametre procesa: - v kotlu dovedeni toplotni tok

mhhQdov && )( 81 −= (2.32) - moč turbine

))(())(()( 214313221 mmmhhmmhhmhhPT &&&&&& −−−+−−+−= (2.33)

- poraba moči za pogon črpalke

ČsČ

ppvmP,

565 )(η

−= & (2.34)

- odvedeni toplotni tok v kondenzatorju:

))(())(( 215102154 mmhhmmmhhQodv &&&&&& +−+−−−= (2.35) - koristna moč

ČTN PPP −= (2.27) - termični izkoristek

dov

Nt Q

P&=η (2.28)

c) grelnik zaprtega tipa s prečrpavanjem kondenzata v napajalno vodo Odvzeti tok pare se po kondenzaciji ne duši na nižji tlak in postopoma vrača v kondenzator, ampak se s črpalko stiska na delovni tlak in meša z napajalno vodo (slika 2.13). Toplotni prenosniki so pri tem enaki kot v primeru b, za razliko pa zahteva primer c ob glavni črpalki še postavitev črpalke za vsako stopnjo gretja. Te črpalke tlačijo kondenzat na tlak napajalne vode. Po velikosti so precej manjše kot v primeru odprtega gretja, saj tlačijo le parcialne pretoke mi. Kondenzata pare v tem primeru v prenosniku ne podhladimo, saj bi ga morali kasneje pomešanega z napajalno vodo ponovno greti. Ker se s prečrpavanjem kondenzata na višji tlak izognemo dušenju je stopnja nepovračljivosti regeneracije nižja kot v primeru b. Da bi izračunali masna tokova m1 in m2 in entalpijo napajalne vode v točkah 10 in 8, moramo rešiti sistem 4 enačb, ki ga sestavljata energijski bilanci obeh grelnikov, visokotlačnega

))(()( 8911121 hhmmhhm −−=− &&& (2.36) in nizkotlačnega

))(()( 67211332 hhmmmhhm −−−=− &&&& (2.37)

ter bilanci mešanja za visokotlačno

9112110 )( hmmhmhm &&&& −+= (2.38a)

20

Slika 2.13: Regenerativno gretje zaprtega tipa s prečrpavanjem kondenzata v napajalno vodo in nizkotlačno črpalko.

72114281 )()( hmmmhmhmm &&&&&& −−+=− (2.38b)

Ostale entalpije pa določimo v odvisnosti od izbranih tlakov procesa in končnih temperaturnih razlik (KTR) grelnikov, saj velja:

NTNTs KTRtKTRptt −=−= 1337 )( (2.39a) in

VTVTs KTRtKTRptt −=−= 1129 )( (2.39b)

kotel

kondenzator m1 m2

T

21

Preostale parametre procesa pa določimo z naslednjimi izrazi: - v kotlu dovedeni toplotni tok

mhhQdov && )( 101 −= (2.40) - moč turbine

))(())(()( 214313221 mmmhhmmhhmhhPT &&&&&& −−−+−−+−= (2.33)

- poraba moči za pogon črpalke

ČNTsČVTsČsČ

ppvmppvmppvmmmP,

1314132

,

1112111

,

56521

)()()()(ηηη

−+

−+

−−−= &&&&& (2.41)

- odvedeni toplotni tok v kondenzatorju:

))(( 2154 mmmhhQodv &&&& −−−= (2.42) - koristna moč

ČTN PPP −= (2.27) - termični izkoristek

dov

Nt Q

P&=η (2.28)

Izbira postopka za regenerativno gretje je odvisna od mnogih faktorjev. Veljajo pa naslednja priporočila pri sestavi posameznih stopenj: - en grelnik odprtega tipa, ki je hkrati odplinjevalnik, se uporabi v elektrarnah na fosilna

goriva in je postavljen v sredino sistema gretja napajalne vode, kjer je temperatura najprimernejša za izločanje nekondenzatov (plinov).

- zaprti tip grelnika s povratnim kaskadnim tokom kondenzata je najpogostejši. Visokotlačni je običajno sestavljen hladilnika pregrete pare, kondenzatorja in hladilnika kondenzata, nizkotlačni pa običajno le iz kondenzatorja.

- Zaprti tip grelnika s prečrpavanjem kondenzata pa se običajno uporabi kot grelnik na spodnjem tlaku pare (kot prvi grelnik). Ta hkrati akumulira kondenzat, ki priteka iz gornjih grelnikov s povratnim tokom in ga prečrpava v napajalno vodo. Z enakim namenom je včasih postavljen tudi kot visokotlačna stopnja.

Dodatni prednosti, ki jih ima regenerativno gretje sta: - v procesu z regeneracijo masni tok skozi turbino upada. Skupni odvzem pare za

regeneracijo je do 40% pretoka na vstopu v turbino. Za to je v primerjavi s procesom brez regeneracije pri enaki moči turbine višina lopatic začetnih stopenj višja (manjši vpliv mejnega sloja), lopatice kondenzacijskih stopenj pa so precej nižje (manjši trdnostni problemi, dimenzije in cena).

- Odvzem pare pri nižjih tlakih nizkotlačne turbine deluje kot vodna drenaža in zmanjšuje problem erozije lopatic.

Pomanjkljivost pa lahko predstavlja visoka temperatura dimnih plinov, ki se v ekonomizerju (grelnik napajalne vode) ne ohladijo dovolj. Zato pade izkoristek kotla. Rešitev je predgretje zraka, ki ga dovajamo v kurišče kotla.

22

2.3.6 Optimalni potek regenerativnega gretja s končnim številom grelnikov Ugotovili smo, da z regenerativnim gretjem napajalne vode povišamo srednjo temperaturo dovoda toplote in s tem termični izkoristek procesa. Upoštevati pa moramo, da je v primeru dejanske regeneracije temperatura turbini odvzete pare višja od temperature regenerativnega gretja, kar povzroči nepovračljivosti in znižuje termični izkoristek. Pri izbranem številu grelnikov bo za višjo končno temperaturo gretja potrebna tudi višja temperaturna razlika, t.j. nepovračljivosti. Zato se postavi vprašanje katera je tista končna temperatura regenerativnega gretja kondenzata, pri kateri je termični izkoristek najvišji in koliki naj bodo deleži gretja posameznih grelnikov. Postopek optimizacije je iterativen, zato se bomo v splošnem omejili le na približno rešitev problema, ki pa je hkrati zelo dober približek.

Slika 2.14: Regenerativno gretje s končnim številom grelnikov – h-s diagram

Z obravnavanjem odprtega sistema regenerativnega gretja (slika 2.14) lahko ugotovimo, da naj bodo deleži gretja posameznih grelnikov med seboj enaki:

nhhh KONDN

i−

=Δ (2.43)

in da je optimalni delež regenerativnega gretja z n toplotnimi prenosniki enak:

1+=

−−

=n

nhhhhx

KONDU

KONDNn (2.44)

Kar pomeni, da regenerativno grejemo vodo le do neke optimalne temperature Tn (hn), ki je nižja od temperature uparjanja Tu (hu) pri napajalnem tlaku turbine. Optimalni delež regenerativnega gretja xn bo toliko večji, kolikor več stopenj bo gretje imelo in bo teoretično enak 1, ko bo število stopenj neskončno. Z večanjem xn pa se bo končna temperatura gretja bližala temperaturi vretja napajalne vode, srednja temperatura dovoda toplote in termični izkoristek pa bosta rasla. Za neskončno število stopenj bo termični izkoristek največji specifična poraba toplote:

N

dovP

Qt&

==η1 (2.10a)

Δhi

23

pa najmanjša. Relativni prihranek specifične porabe toplote zaradi povečanja števila stopenj lahko torej zapišemo:

∞−−

=tttty

0

0 , (2.45)

kjer je: t0 – specifična poraba toplote v procesu brez regeneracije t∞ - specifična poraba toplote v procesu z neskončno stopnjami regeneracije Pri tem je y odvisen tako od števila stopenj gretja kot tudi od deleža regenerativnega gretja x (glej sliko 2.15), ki je lahko optimalen (enak xn) ali tudi ne.

Slika 2.15: Relativni prihranek y v odvisnosti od deleža regenerativnega gretja x

Za izbrano število stopenj gretja n bo pri optimalnem deležu regenerativnega gretja xn relativni prihranek največji in bo veljalo

1+=

nnyn (2.46)

Siceršnji prihranek y pri ne-optimalnih vrednostih x pa načelno prikazuje slika (2.15). Ugodno je, da je upadanje prihranka v relativno široki okolici optimuma počasno, kar dopušča določene tolerance parametrov optimalnega procesa. 2.4 Ponovno pregrevanje pare Termični izkoristek Rankinovega krožnega procesa je mogoče povečati tudi s ponovnim pregrevanjem pare, s čemer dosežemo višjo srednjo temperaturo dovoda toplote. Pri tem paro po delni ekspanziji v turbini pri določenem tlaku ponovno vodimo v kotel in jo pregrejemo (glej sliko 2.16). Temperatura pregretja pare je lahko zaradi nižjega tlaka (manjše mehanske obremenitve) tudi nekoliko višja od temperature na vstopu v turbino.

število grelnikov

x

y

24

Povečanje termičnega izkoristka pri pregrevanju pare je odvisno od tlaka pregrevanja. Za enostaven primer s slike (enkratno pregrevanje brez regeneracije) lahko poiščemo optimalni tlak pregrevanja p2, tako da primerjamo termični izkoristek procesa s pregrevanjem (I+II):

2371

4556, 1

qqqq

IIIt ++

−=+η (2.47)

z izkoristkom enostavnega Rankinovega ciklusa (I):

71

56, 1

qq

It −=η (2.48)

Slika 2.16: ponovno pregrevanje pare

Če njuno razliko pomnožimo z razmerjem 23

2371q

qq + dobimo

( ) ItIItItIIIt qq

qq

qq

qq

qqq

,,71

56

23

45

23

45

71

56

23

2371,, 11 ηηηη −=⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−−−=−=

+−+

oziroma

( )1

23

71

,,,,

+

−=−+

qq

ItIItItIIIt

ηηηη (2.49)

Enačba (2.49) nam sicer ne da končnega odgovora o optimalnem tlaku ponovnega pregrevanja pare p2, ki ga lahko poiščemo le z iterativnim postopkom, omogoča pa diskusijo o njegovem vplivu. Ugotovimo lahko, da bo povečanje termičnega izkoristka pozitivno, le kadar bo termični izkoristek krožnega procesa II (2-3-4-5) višji od izkoristka enostavnega Rankinovega ciklusa I

25

ItIIIt ,, ηη ⟩+ (2.50)

Ker sta srednji temperaturi odvoda toplote v obeh krožnih procesih enaki, bo gornji pogoj izpolnjen le, ko bo srednja temperatura dovoda toplote med 2 in 3 višja od srednje temperature dovoda toplote med 7 in 1. Kar bo veljalo le pri dovolj visokih tlakih pregrevanja p2. Zato lahko izbira prenizkega tlaka p2 povzroči celo znižanje izkoristka (primer 2'-3'-4'-5). Seveda pa to ne pomeni, da je mogoče izkoristek večati enostavno višanjem tlaka p2,ker v tem primeru raste tudi vrednost imenovalca v izrazu (2.49), saj se zmanjšuje delež toplote q23 dovedene med ponovnim pregrevanjem. Optimalni tlak pri katerem bo izkoristek ηt,I+II največji je zato nekje med p1 in p4. Za primer enkratnega pregrevanja pare v idealnem povračljivem Rankinovem ciklusu brez regeneracije je optimalni tlak pregrevanja p2 enak približno ¼ tlaka na vstopu v turbino p1. Če pa upoštevamo nepovračljivosti in dejstvo, da ob pregrevanju pare raste suhost pare na izstopu iz turbine in zato ηs,T, pa je optimalni tlak p2 precej nižji; približno 1/10 p1. V procesu z regenerativnim gretjem vode pa optimalni tlak p2 ponovno višji; približno ¼ p1. V tem primeru zahteva višji termični izkoristek osnovnega procesa z regeneracijo tudi višji termični izkoristek procesa II, ki ga dosežemo le z dvigom p2. Hkrati pa dvig p2 v toliki meri ne zveča imenovalca enačbe (2.49), saj je dovedena toplota q71 zaradi regeneracije nižja. Izboljšanje izkoristka z enkratnim ponovnim pregrevanjem je do 4 procentne točke. V praksi se uporablja največ dvakratno ponovno pregrevanje pare. Tri in večkratno pregrevanje pregrevanje ne povrne investicijskih stroškov. Optimalni tlak ponovnega pregrevanja v drugi stopnji je od 1/5 do 1/4 tlaka ponovnega pregrevanja v prvi stopnji. Prednost ponovnega pregrevanja pare pa ni le zvečanje termičnega izkoristka, ampak tudi zvečanje suhosti pare, kar omogoča nadaljnje zvečanje tlaka pred turbino, ki je bilo sicer omejeno z mejno suhostjo pare (x=0,85) na izstopu iz turbine. Tako je praktično izvedljiv tudi Rankinov ciklus z nad kritičnim tlakom (pkr=221,2 bar) in dvakratnim ponovnim pregrevanje pare. 2.5 So-proizvodnja elektrike in toplote (kogeneracija) Razmerje med entalpijsko razliko, ki je na razpolago za ekspanzijo pare v turbini in kondenzacijsko toploto, ki jo odvedemo skozi kondenzator v okolico je zelo neugodno (1:2 do 1:1,5 – s ponovnim pregrevanjem in regeneracijo) Ekonomičnost procesa lahko izboljšamo tako, da para v turbini ne ekspandira do temperature okolice (tlaka zasičenja pri tej temperaturi) ampak le do neke višje temperature pri kateri turbinska para kondenzira in odda toploto, ki jo lahko koristno uporabimo za daljinsko ogrevanje stanovanjskega naselja ali v industriji. Nosilec toplote je pri tem voda (Evropa) ali para (ZDA). Tak kombiniran način proizvodnje toplote in elektrike ima naslednje velike prednosti: - v primerjavi z ločeno proizvodnjo elektrike in toplote znaša prihranek goriva 25% in več, - možna je uporaba najslabših vrst goriva (premog z veliko jalovine, odpadki, …), kar v

individualnih kuriščih ne pride upoštev, - večja čistoča zraka na račun toplarniške čistilne naprave, ki je od individualnih

potrošnikov ne moremo zahtevati, - razbremenitev prometa (transport goriva in pepela). Pomanjkljivost pa predstavljajo visoki investicijski stroški povezani z izgradnjo toplovodnega omrežja in dodatnimi posegi v sami elektrarni. Ločimo dva osnovna principa daljinskega ogrevanja.

26

a) daljinsko ogrevanje s protitlačnim pogonom

Slika 2.17: Daljinsko ogrevanje s protitlačnim pogonom

Daljinsko ogrevanje s protitlačnim pogonom (slika 2.17) je primerno predvsem tam, kjer je velika potreba po toploti ter manjša po električni energiji. Take vrste toplarn obratujejo samo v hladnejšem letnem času (okoli 2600 h/leto). Količino sveže pare in s tem moč turbine narekuje temperatura ogrevalne vode, ki je seveda odvisna od temperature okolice. Zato se tlak v protitlačnem kondenzatorju nekoliko spreminja. Pri višji temperaturi okolice je nižji in obratno. Proizvodnja toplote je povsem odvisna od potrošnikov toplote. Izkoristek kombiniranega postrojenja je

dov

TEt Q

QP&

&+=η (2.51)

kjer je: Qdov – toplotni tok, ki se ustvari v kurišču kotla QT – toplotni tok, ki se preko toplarne posreduje porabnikom PE – neto pridobljene energija (elektrika) Na sliki 2.18 je prikazana odvisnost izkoristka od Qdov, QT in PE.

odjem toplote

kond.

kotel.

grelnik kondenzata

T

27

Slika 2.18: Termični izkoristek so-proizvodnje energije v odvisnosti od Qdov, QT in PE

b) odjemno – kondenzacijski pogon

Slika 2.19: Odjemno – kondenzacijski pogon

Odjemno – kondenzacijski pogon (slika 2.19) je precej bolj prilagodljiv. Razmerje med proizvodnjo električne in toplotne energije je mogoče izbirati skoraj poljubno. Zato je elektrarna v pogonu skozi vse leto (primer: ljubljanska termoelektrarna-toplarna).

odjem toplote

kotel

kondenzator priključen na hladilni stolp

grelnik kondenzata 1

grelnik kondenzata 2

28

3. Braytonov ciklus – plinski krožni proces Najpogostejšo izvedbo plinskega krožnega procesa prikazuje slika 3.1. Kompresor sesa

zrak iz okolice in ga stiska v gorilniku. V gorilniku zgoreva gorivo z zrakom in rezultat so produkti zgorevanja visoke temperature, ki ekspandirajo v turbini. Toplotna energija produktov zgorevanja se v turbini pretvarja v mehansko delo, ki služi za pogon kompresorja in priključenih agregatov, preostalo delo - neto razlika pa se porabi za pogon generatorja, ladijskega vijaka, letalske elise ali ventilatorja letalskega potisnika. Opisani sistem imenuje plinsko turbinski postroj (PTP), v praksi pa je udomačen tudi izraz plinska turbina. 3.1 Idealni Braytonov ciklus

Zanemarjene so vsakršne izgube, plin je obravnavan kot idealen plin konstantne sestave in specifične toplote neodvisne od temperature.

Slika 3.1: Shematski prikaz in T-s ter p-v diagram Braytonovega ciklusa

Posamezne preobrazbe:

1 – 2 - izentropna kompresija v kompresorju: 1

2pp

=π

(3.1)

izentropno specifično delo kompresorja: ( )1,212, TTchhw spsK −=−=

(3.2)

temperatura za kompresorjem: κκ

π1

1,2

−

= TT s (3.3)

2 – 3 - izobarni dovod toplote – zgorevanje v gorilniku: 23 pp =

(3.4)

specifična dovedena toplota: ( )spdov TTcq ,23 −= (3.5)

3 – 4 - izentropna ekspanzija v turbini: πδ ===1

2

4

3pp

pp

(3.6)

29

izentropno specifično delo turbine: ( )spsT TTchhw ,4343, −=−=

(3.7)

temperatura za turbino: κκ

δ

1

3,41

−

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛= TT s

(3.8)

4 – 1 - izobarni odvod toplote – izpuh: 14 pp = (3.9)

specifična odvedena toplota: ( )1,4 TTcq spodv −=

(3.10)

Neto pridobljeno specifično delo:

( )⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−−=

⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛+−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛−=−=

−−−κκ

κκ

κκ

ππδ

1

,23

1

,2,2

1

33,,,1111

spsspsKsTsN TTcTTTTcwww (3.11)

Termični izkoristek procesa:

κκ

π

η 1, 11 −−==

dov

sNt q

w (3.12)

Iz izraza (3.12) torej sledi, da termični izkoristek narašča z večanjem stopnje kompresije π. Pri obravnavanju realnega ciklusa pa moramo upoštevati, da je temperatura na vstopu v turbino T3 omejena. Torej sta v praksi robna pogoja T1 (Tok) in T3 (Tmax). Med obema izotermama pa lahko sedaj poiščemo Braytonov krožni proces, ki oklepa največjo površino, t.j. največje neto specifično delo.

30

Slika 3.2: Maksimalno delo Braytonovega ciklusa

31

Izraz za neto specifično delo (3.11) lahko z uporabo (3.3) prevedemo v obliko:

⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡

⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛−−

⎟⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜⎜

⎝

⎛

−=−

−111

1

113, κκ

κκ π

π

TTcw psN (3.13)

in poiščemo ekstrem:

⎥⎥⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢⎢⎢

⎣

⎡

−−

−

==−

−

−

κ

κκ

κ

πκ

κ

π

πκ

κ

π

1

112

1

3, 1

1

0 TTcd

dwp

sN (3.14)

torej

112

3 TT=

−κκ

π

od koder sledi optimalna stopnja kompresije ( )12

1

3 −⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

κκ

πTT

opt (3.15a)

Rešitev izraza (3.14) lahko zapišemo tudi kot:

κκ

κκ π

π

1

113

−

−= TT kar je enako tudi ss TT ,2,4 = (3.15b)

in pomeni, da bo idealni Braytonov ciklus omejen med T1 in T3 opravil največje specifično delo, ko bosta temperaturi za turbino in kompresorjem enaki. Načelno odvisnost termičnega izkoristka in specifičnega dela od stopnje kompresije idealnega Braytonovega ciklusa, ki obratuje med temperaturama T1 in T3, prikazuje diagram.

Slika 3.3: Izkoristek in delo idealnega Braytonovega ciklusa v odvisnosti od stopnje

kompresije

wN

π

zrak

ηt

32

3.2 Realni Braytonov ciklus Nepovračljivosti, ki spremljajo realni ciklus, se pojavljajo v vseh štirih fazah obratovanja. Pri tem pa imajo odločilno vlogo predvsem med kompresijo v kompresorju in ekspanzijo v turbini. Prve povečujejo potrebno delo za pogon kompresorja. Zato je izentropski izkoristek kompresorja definiran kot:

12

12, hh

hhdelodejansko

deloidealno sKs −

−==η (3.16)

Nasprotno pa je izentropski izkoristek turbine:

s

Ts hhhh

deloidealnodelodejansko

43

43, −

−==η (3.17)

Slika 3.4: Braytonov ciklus z izgubami v turbini in kompresorju

Če predpostavimo, da je specifična toplota delovnega plina konstantna, lahko oba izkoristka zapišemo tudi kot:

12

12, TT

TT sKs −

−=η (3.16a)

s

Ts TTTT

43

43, −

−=η (3.17a)

Za konstantno specifično toploto je neto delo ciklusa:

( )⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡ −−−=

Ks

sTsspN

TTTTcw,

12,43 η

η (3.18)

Če uporabimo izraza (3.3) in (3.5) ter zanemarimo padec tlaka v gorilniku in v izpušnem sistemu (π=δ), lahko neto delo zapišemo:

33

⎥⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢⎢

⎣

⎡

⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛

−

⎟⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜⎜

⎝

⎛

−= −

−

κκ

κκ

πηπη 1,

1

1

3,1

11Ks

TspN TTTcw (3.19)

Pri tem je izraz v drugem okroglem oklepaju izkoristek idealnega Braytonovega ciklusa. Ker je dovedena toplota enaka:

( )⎟⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜⎜

⎝

⎛−

−−=−=

−

Ksppdov T

TTcTTcq,

1

1

3123

11η

π κκ

, (3.20)

je termični izkoristek realnega ciklusa

⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛

−

−−

−

−

== −−

−

κκ

κκ

κκ

πη

π

ηπη

η 1

,

1

1

3

,

1

1

3,

11

11

Ks

KsTs

dov

Nt

TT

TT

qw (3.21)

Medtem ko je bil termični izkoristek idealnega ciklusa neodvisen od temperatur T3 in T1, pa za realni ciklus to ne velja. Načelno odvisnost termičnega izkoristka in specifičnega dela od stopnje kompresije realnega Braytonovega ciklusa prikazuje diagram.

Slika 3.5: Specifično delo in izkoristek realnega Braytonovega ciklusa v odvisnosti od stopnje

kompresije Potek termičnega izkoristka v odvisnosti od π pri danem razmerju temperatur T3/T1 ima maksimalno vrednost pri nekem πopt, ki pa se razlikuje od stopnje kompresije pri kateri je največje specifično delo. Zato je v praksi potrebno najti kompromisno rešitev (dimenzije – izkoristek).

100

200

300

400

500

600

0 10 20 30

stopnja kompresije

spec

ifičn

o de

lo (k

J/kg

)

0,12

0,18

0,24

0,3

0,36

0,42iz

koris

tek

T3= 1400 K1300 K1200 K

1400 K

1300 K

1200 Kπopt,delo πopt,izk

34

Slika 3.6: Realni Braytonov ciklus

Preostale nepovračljivosti so povezane s padcem tlaka na sesalni strani, v gorilniku, prenosnikih toplote in v izpuhu. Posledica teh je povečanje stopnje kompresije kompresorja in zmanjšanje stopnje ekspanzije v turbini. To poveča potrebno delo kompresorja in zmanjša delo turbine in neto delo ciklusa. Dodatne izgube so še posledica trenja v ležajih, v gorilniku zaradi prenosa toplote na okolico in nepopolnega zgorevanja, odvzema zraka za hlajenje turbinskih lopatic in ne nazadnje odvzema energije za pogon pomožnih agregatov. 3.3 Primerjava Braytonovega in Rankinovega ciklusa Oba obratujeta med dvema izobarama. Njuna osnovna razlika pa izhaja iz dejstva, da v Rankinovem ciklusu delovni medij kondenzira in je kondenzat v toku procesa kompresije. Ker je delo kompresije sorazmerno ∫vdp, je potrebno delo kompresorja v Braytonovem ciklusu neprimerno večje, saj je specifična prostornina plina nekaj 100 krat večja od specifične prostornine kondenzata. Potrebno delo za pogon kompresorja ima še posebno velik vpliv, če upoštevamo tudi nepovračljivosti kompresije. Razmere najbolje prikazuje primerjalna preglednica. Braytonov ciklus t1=15 0C, t3=800 0C, π=11,3 ηs,t=ηs,k=1 ηs,t=ηs,k=0,8 ηs,t=ηs,k=0,6 wT 100 80 60 wK 53,7 67,1 89,5 wN 46,3 12,9 (-29,5) Rankinov ciklus t1=350 0C, p1=20 bar, pk=70 mbar ηs,t=ηs,k=1 ηs,t=ηs,k=0,8 ηs,t=ηs,k=0,6 wT 100 80 60 wK 0,2 0,25 0,33 wN 99,8 79,8 59,7

35

35

Vpliv izkoristka kompresorja in omejene temperature pred turbino sta bila osnovna vzroka za pozen razvoj PTP-ja.

36

36

3.4 Ukrepi za izboljšanje izkoristka Že v primeru Rankinovega ciklusa smo pokazali, da je mogoče izkoristek povečati z znižanjem srednje temperature odvoda toplote in povišanjem srednje temperature dovoda toplote:

=−=dov

odvt T

T1η

Povsem enako velja tudi v primeru Braytonovega ciklusa. O enostavnih posegih, kot sta dvig temperature in tlaka pred turbino, lahko sklepamo iz diagrama na sliki 3.5. Vidimo, da se z večanjem temperature viša termični izkoristek, medtem ko višanje tlaka pred turbino, t.j. kar višanje stopnje kompresije (saj je p1 = p4 = pok), izkoristek narašča le do neke optimalne stopnje kompresije nato pa začne upadati. V nadaljevanju si oglejmo še nekatere druge ukrepe. 3.4.1 Regeneracija Regeneracija je izmenjava toplote znotraj ciklusa. V Braytonovem ciklusu je temperatura izpušnih plinov T4 pogosto višja od temperature T2 za kompresorjem. Torej je izpušne pline mogoče uporabiti za regenerativno gretje komprimiranega zraka pred vstopom v gorilnik (slika 3.7). Pri tem ostane neto delo ciklusa nespremenjeno (tlačne izgube v prenosniku toplote so majhne) dovedena toplota (poraba goriva) pa se zaradi višje vstopne temperature v gorilnik zniža, kar poveča termični izkoristek procesa. Komprimiran zrak se lahko regenerativno segreje največ do temperature T4. Učinkovitost regeneracije pa je nižja, tako da se zrak segreje le do neke temperature T2'. Pri tem je učinkovitost regeneracije definirana kot:

24

2'2

2"2

2'2TTTT

TTTT

−−

=−−

=σ (3.22)

Slika 3.7: Regeneracija – shematski prikaz in T-s diagram

Za idealni Braytonov ciklus s 100% učinkovitostjo bi veljalo:

37

37

( ) ( )⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛

−=−=−= −κκ

π1343"23

11TcTTcTTcq pppdov , (3.23)

( ) ( )⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛−=−=−=

−

11

1121"4 κκ

πTcTTcTTcq pppodv (3.24)

Zato je izkoristek:

1

3

1

11

TTq

q

dov

odvt

κκ

πη

−

−=−= (3.25)

Slika 3.8: Odvisnost izkoristka Braytonovega ciklusa z in brez regeneracije od stopnje

kompresije in definicija negativne regeneracije Primer povečanja izkoristka z uvedbo regeneracije v odvisnosti od stopnje kompresije in vstopne temperature v turbino načelno prikazuje diagram (slika 3.8). opazimo lahko, da je regeneracija učinkovit ukrep le pri nižjih stopnjah kompresije, t.j. vse dokler velja T4>T2. Mejna stopnja kompresije πa za katero je izkoristek z regeneracijo nižji kot brez nje (t.i. negativna regeneracija), je tem višja, čim višja je temperatura na vstopu v turbino. 3.4.2 Vmesno hlajenje komprimiranega zraka Delo, ki ga porablja kompresor je podano z enačbo:

∫=2

1VdpW (3.26)

Ker za idealne pline velja: p

mRTV =

lahko izraz (3.26) tudi zapišemo

0,12

0,18

0,24

0,3

0,36

0,42

0 5 10 15 20 25 30stopnja kompresije

izko

riste

k

nastop negativne regeneracije

T3= 1400 K1300 K1200 K

T3=1400 K

1300 K1200 K

z regeneracijo

brez regeneracije

πa

38

38

∫=2

1p

dpmRTW (3.27)

Za dan dp/p je delo torej proporcionalno temperaturi plina, kar torej pomeni, da delo kompresorja med kompresijo od 1 do 2 vse bolj narašča. Ker kompresor delo porablja, je pomembno, da je čim nižje. Zato je priporočljivo ohraniti temperaturo plina čim nižjo, medtem ko ga komprimiramo na tlak p2. S kontinuiranim hlajenjem bi bilo teoretično mogoče obdržati temperaturo plina konstantno. V praksi pa se uporabi več stopenjska kompresija z vmesnim hlajenjem (slika 3.9). Za idealni primer s slike T2=T2'=T2'' in T1=T1'=T1'' je delo vsakega od treh kompresorjev enako in znaša:

( )12 TTmcW pi −= (3.28)

Slika 3.9: Kompresija z vmesnim hlajenjem in ekspanzija z vmesnim gretjem

39

39

Stopnja kompresije posameznega kompresorja je

1

1

2 −⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

κκ

πTT

i (3.29)

Medtem ko je skupna stopnja kompresije:

NiN πππππ =⋅⋅⋅= 21 (3.30)

Pri tem je N število kompresorjev; v našem primeru s slike 3.9 velja N=3. Vmesno hlajenje zraka je lahko z zrakom še pogosteje pa z vodo. Vmesno hlajenje zraka samo po sebi ne izboljša izkoristka ampak poveča le neto delo PTP-ja (hkrati se poveča tudi dovedena toplota). Izkoristek se izboljša šele v kombinaciji z regeneracijo, ki ima pozitiven učinek že pri nižjih stopnjah kompresije (primerjaj temperaturi Ty in Tx enostavnega ciklusa (1 – x – 3 – y) ter temperaturi Ty in T2'' ciklusa z vmesnim hlajenjem (1 – 2'' – 3 – y ) na sliki 3.9). 3.4.3 Ekspanzija z vmesnim gretjem Tudi za turbino velja enako kot za kompresor:

∫−=4

3p

dpmRTW (3.27a)

Sledi torej enaka ugotovitev. Višja kot je temperatura plina, ki ekspandira v turbini, večje je pri danem dp/p delo, ki ga turbina opravi. Ker želimo, da je le-to čim večje, poizkušamo obdržati temperaturo plina med ekspanzijo čim višjo. To lahko praktično izvedemo z večstopenjsko ekspanzijo in vmesnim izobarnim gretjem (zgorevanje v drugem gorilniku je mogoče zaradi obratovanja PTP-ja z visokim presežkom zraka). Za idealni primer s slike T3=T3' in T4=T4' velja, da je

TNi ππ = (3.31)

Pri tem je NT število turbin; v našem primeru s slike 3.9 velja NT=2. Povečanje dela med ekspanzijo predstavlja površina 4-3'-4'-y. Sprememba izkoristka pa je lahko tudi negativna vendar le v primeru procesa brez regeneracije, ko velja:

13'4'34 −−−−−− ⟨ yxy ππ

in je zato izkoristek krožnega procesa 4-3'-4'-y (glej enačbo (3.12)) nižji od izkoristka osnovnega Braytonovega ciklusa x-3-y-1, kar zniža skupni termični izkoristek procesa z vmesnim gretjem med ekspanzijo. V procesu z regeneracijo pa se termični izkoristek poveča, hkrati pa se meja pozitivne regeneracije ponovno pomakne k višjim stopnjam kompresije (primerjaj temperaturi Ty in Tx enostavnega ciklusa (1 – x – 3 – y ) ter temperaturi Tx in T4' ciklusa z vmesnim gretjem (1 – x – 3 – 4') na sliki 3.9). S stopnjevanjem postopne kompresije z vmesnim hlajenjem in postopne ekspanzije z vmesnim gretjem z vse več in čim krajšimi koraki in ob 100 % učinkovitosti regeneracije preide Braytonov krožni proces v Carnotovega (1 – 2* – 3 – 3*).

40

40

3.4.4 Kombiniran plinsko parni proces Ker je pozitivna regeneracija omejena le na nizke stopnje kompresije π, pri katerih je specifično delo Braytonovega ciklusa majhno, so za doseganje čim višjih moči pri čim višjem izkoristku potrebna velika in draga postrojenja. V primeru kombiniranega ciklusa pa je povečanje izkoristka združeno s povečanjem specifičnega dela. Regenerativni del Braytonovega ciklusa nadomesti kotel parnega postrojenja, tako da vroči plini, ki zapuščajo PTP grejejo paro v kotelskih prenosnikih toplote in se ohladijo na nižje temperature kot pri regeneraciji. Povprečna temperatura odvoda toplote je pri tem nižja kot pri Braytnovem ciklusa, medtem ko je povprečna temperatura dovoda toplote precej višja kot pri Rankinovem ciklusu. Zato je višji tudi termični izkoristek procesa (tudi nad 50 %) ob hkratnem povečanju specifičnega dela procesa, ki ga ne omejuje nizka stopnja kompresije π. Praviloma je neto moč parne turbine precej višja od moči PTP-ja, zato je v primeru kombiniranega procesa posebna pozornost posvečena parnemu ciklusu, ki se zato izvaja z vsemi ukrepi za izboljšanje termičnega izkoristka. Primer preprostega kombiniranega postroja z dodatnim gorilnikom prikazuje slika 3.10.

Slika 3.10: Primer preprostega kombiniranega plinsko-parnega postroja

Temperatura izpušnih plinov na vstopu v dimnik je v kombiniranem plinsko parnem

procesu višja kot pri klasičnem parnem procesu, saj izpušnih plinov ne moremo uporabiti za predgrevanje zraka pred gorilnikom, kot to počnemo pri klasičnem parnem procesu, napajalna voda pa je zaradi regenerativnega gretja visoke temperature in tudi ne more ohladiti izpušnih plinov. Da bi temperaturo izpušnih plinov znižali se parni del pogosto izvaja z dvema uparjalnikoma, ki dajeta paro pri visokem in nizkem tlaku. Prav uporaba nizkotlačnega uparjalnika je tista, ki omogoča dodatno znižanje temperature izpušnih plinov. V njem se odvija povečan prenos toplote (uparjanje) pri znatno nižjih temperaturah kot v visokotlačnem uparjalnik, kar dodatno ohladi izpušne pline pred vstopom v dimnik. Turbinski del je pri tem sestavljen iz visokotlačnega in nizkotalčnega. Para visokega tlaka ekspandira najprej v visokotlačni turbini, nato pa se združi s paro iz nizkotlačnega sistema in ekspandira še v nizkotlačni turbini. T – H (potek temperature v odvisnosti od entalpije) diagram takšnega

41

41

procesa prikazuje slika 3.11. Linija 5 – 6' – 6 prikazuje toplotno stanje izpušnih plinov. V primeru procesa samo z visokotlačnim uparjalnikom (10' – 14 – 15 – 16 – 17), se izpušni plini ohladijo le do T6'. Z dodatnim nizkotlačnim uparjalnikom (10 – 11 – 12 – 13) pa je temperatura izpušnih plinov T6; torej nižja. Pri tem se napajalna voda najprej ogreje do T11, nato je del vstopi v nizkotlačni uparjalnik, medtem ko se drugi del stisne na višji tlak in greje naprej do T15 in šele takrat vstopi v visokotlačni uparjalnik.

Slika 3.11: T – H diagram uparjanja v visoko- in nizkotlačnem uparjalniku parnega dela

kombiniranega procesa 3.5 Izvedbe PTP-jev

Obravnavani Brytonov ciklus je mogoče tehnično uresničiti na različne načine. Razpon izvedb sega od enojnih strojev do izvedb sestavljenih iz več kompresorjev, turbin, prenosnikov toplote, itd. 3.5.1 Izvedbe z več rotorji

Osnovni razlog za izvedbo z več rotorji je ločiti pogon kompresorja od pogona priključenega delovnega stroja (električni generator, ladijski vijak, letalski propeler). Prednosti si naslednje:

- če ima kompresor svojo turbino, lahko teče ta dvojica z vrtilno frekvenco, pri kateri je izkoristek najvišji,

- dvojica kompresor-turbina ima lahko zelo visoko vrtilno frekvenco, tako da se pri enaki moči zmanjša njena velikost in teža,

- zagon postroja je lažji, ker je pogonski motor razbremenjen vrtenja delovnega stroja. Primer izvedbe postroja z ločeno delovno turbino je prikazan na sliki 3.12.

H

T 5

17

16 15

14

10' 10

6 6'

11 12

13

42

42

Slika 3.12: Izvedba PTP-ja z dvema gredema

3.5.2 Zaprti postroj

Plin iz turbine ne odteka v okolico, ampak v hladilnik H, kjer se ohladi in nato ponovno vstopa v kompresor (slika 3.13). Gorilnika ni, toplota pa se dovaja prek toplotnih prenosnikov R (regeneracija) in K (plinski kotel).

Slika 3.13: Zaprti postroj

Dobre lastnosti zaprtega postroja so:

- delovno sredstvo je lahko poljuben plin (He, CO2, N2), - mogoča je uporaba poljubnega goriva (tudi trda goriva, toplota iz jedrskega reaktorja,

odpadna toplota), - možna je količinska regulacija moči s spreminjanjem pretoka delovne snovi, kar

zagotavlja boljše izkoristke.

4 1

T

2 3

G K

H

R K

4' 2'

4

M

1

generator

VT

NT

2 3

5 s

H

1

2

3

4

5 WK

WV

WN

pok

p3

p4

43

43

Slaba stran je potreba po obsežnem plinskem kotlu in hladilniku delovnega sredstva. Plinski kotel je običajno izveden s kuriščem pod tlakom (slika 3.14). Če je v kurišču visok tlak, se namreč prenos toplote intenzivira, zato so lahko površine in velikost kurišča manjše. Tak plinski kotel je tudi sam PTP. V kurišče komprimira zrak iz okolice, produkti zgorevanja pa nato, ko oddajo toploto zaprtemu postroju, ekspandirajo še v turbini. Takšna izvedba je zato mogoča le s plinastim ali kapljevitim gorivom.

Slika 3.14: Plinski kotel

3.5.3 Polzaprti postroj

Polzaprti postroj je kombinacija zaprtega in odprtega postroja (slika 3.15). Kompresor KO dovaja v gorilnik samo toliko zraka, kot ga je potrebno, da gorivo popolnoma zgori. Žene ga turbina TO. Osnovna prednost je učinkovitejša regulacija s spremembo masnega pretoka delovnega sredstva, slabost pa dodatni hladilnik.

Slika 3.15: Polzaprti postroj

T G K

H

R

TO KO

zrak v dimnik

4 1

T

2 3

G K

R

4'

2'

zrak

zračni kotel

v dimnik zaprti postroj

44

44

3.5.4 Postroj s kurjenjem za turbino

Postroj s kurjenjem za turbino (slika 3.16) omogoča uporabo plinskega kotla s trdim gorivom. Komprimiran zrak se segreje v plinskem kotlu in nato ekspandira v turbini. Iz turbine vstopa v kotel in zgoreva z gorivom, produkti zgorevanja pa odtekajo v okolico.

Slika 3.16: Postroj s kurjenjem za turbino

3.6 Letalski potisnik

Potisniki povečujejo kinetično energijo zračnega toka, ki vanje priteka. Posledica tega pospeševanja je reakcijska sila, ki deluje na potisnik v smeri nasprotni pospešku zračnega toka. To silo največkrat uporabljamo za pogon letal in od tod tudi ime »reaktivna« letala. Pospeševanje zračnega toka dosežemo v šobi, ki jo postavimo za turbino PTP-ja (slika 3.17). Turbina porablja le del razpoložljivega entalpijskega padca, ki je potreben za pogon kompresorja in nujnih agregatov (tlačilka za gorivo, mazalno olje, …). Zato je tlak pred šobo višji od tlaka okolice, plini v šobi ekspandirajo, njihova hitrost pa se poveča.

Slika 3.17: Shematski prikaz delovanja potisnika

Šobe letalskih potisnikov so praviloma konvergentne, kar pomeni, da se od vstopa proti

izstopu zožujejo. Zato hitrost v njih ne preseže lokalne hitrosti zvoka, tudi kadar je razmerje

4

1

šoba

T

5 2

3

s

h

1

2

3

4

5s ΔhK

ΔhT

Δhš pok

p3

p4

K

4

G

1

VT

2 3

5

s

T

1

2

3

4

5

pok

p3

k k

45

45

tlakov p04/pok nadkritično in bi lahko z ustrezno oblikovano (Lavalovo) šobo to dosegli. V primeru nadkritičnega tlačnega razmerja

10404

12 −

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

+=≥

κκ

κLok pp

pp , (3.32)

se v iztočnem preseku šobe vzpostavi Lavalski tlak p5 = pL tok plinov pa doseže hitrost zvoka pri lavalskih pogojih, ki je v primeru pretoka brez trenja enaka

04max,5 12 RTw+

=κκ (3.33)

Razmere v šobi prikazuje slika 3.18. V podkritičnih razmerah se v šobi poveča hitrost iz

w4 na

245 2 whw š +Δ= (3.34)

Slika 3.18: h – s diagram preobrazbe v šobi potisnika

Potisna sila je rezultat spremembe gibalne količine v šobi. Pri masnem pretoku skozi šobo m& in hitrosti letala w1, s katero zrak doteka v šobo, jo lahko zapišemo

( )15 wwmF −= & (3.35) Moč, ki jo v določenem trenutku razvija potisnik, je enaka produktu potisne sile in hitrosti letala

( ) 1151 wwwmwFP ⋅−=⋅= & (3.36)

Termični izkoristek potisnika je razmerje med močjo potisnika in z gorivom dovedenim toplotnim tokom

( )

gogogogot Hm

wwwmHmP

&

&

&115 −==η , (3.37)

s

h 04

4

5

224w

Δhš

pok

p04

p4 2

25w

46

46

kjer je Hgo kurilnost goriva. Kadar zavladajo v šobi nadkritične razmere (enačba 3.34), se v iztočnem preseku šobe vzpostavi lavalski tlak (p5 = pL), ki je višji od tlaka okolice. Takrat se potisna sila poveča za silo tlaka

( )okšdp ppAF −= 55 (3.38) Do tega pojava lahko prihaja na visokih nadmorskih višinah, ko je tlak okolice izredno nizek. Moč, ki je potrebna za pospeševanje toka plinov v šobi, lahko zapišemo z razliko kinetičnih energij toka plinov za in pred šobo in je enaka

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−=

22

21

25 ww

mPpp & (3.38)

Koristno se je izrabi le del, ki je enak moči potisnika (en. 3.36)) in izhaja iz potisne sile. Razmerje obeh moči imenujemo izkoristek pogona

1

51

2

wwP

P

ppp

+==η (3.39)

Ugotovimo lahko, da je izkoristek pogona enak 0 kadar letalo stoji in da je enak 1, ko je hitrost letala enaka iztočni hitrosti iz šobe. Ta skrajni primer je sicer ne dosegljiv, saj je v tem primeru potisna sila, ki mora premagovati silo trenja, enaka 0 (en. (3.35)), pokaže pa nam, da je za racionalno izrabo potisnika potrebno hitrost iztekanja iz šobe spustiti in približati hitrosti letala, potrebni potisk pa doseči s povečanje masnega pretoka plinov. To je tudi eden od vzrokov, da je večina šob konvergentnih. Doseganje visokih hitrosti iztekanja s konvergentno-divergentno oblikovanimi šobami je namreč neekonomično, razen če tega ne zahtevajo specifične lastnosti letala (visoke (nadzvočne) hitrosti leta). Prav zaradi tega so se razvile tri osnovne oblike motorjev: klasični potisnik, turboventilatorski in turbopropelerski motor. Optimalno območje njihovega delovanja lahko ocenimo tako, da poiščemo maksimum termičnega izkoristka motorja (en. (3.37)) v odvisnosti od hitrosti letala w1. To naredimo, tako da izenačimo prvi odvod izkoristka po w1 z 0

( ) 02 151

=−=∂∂ ww

Hmm

w gogo

t

&

&η (3.40)

in dobimo rešitev w5 = 2 w1. (3.41)

Kar pomeni, da je izkoristek potisnika najvišji kadar je hitrost iztekanja pospešenih plinov enaka dvakratni hitrosti letala. Sledi torej, da je ekonomičnost posameznega motorja odvisna od hitrosti letala. Na sliki 3.19 je prikazana primerjava izkoristkov vseh treh turbo-izvedb letalskih motorjev. Ugotovimo lahko, da v področju nizkih hitrosti turbopropelerski motor močno prekaša obe drugi izvedbi, vendar začne njegov izkoristek naglo upadati, ko narastejo hitrosti letala prek 0,75 M (mach-a), kar je posledica slabšanja izkoristka propelerja s približevanjem hitrosti natoka hitrosti zvoka (M=1). V tem področju se izkaže kot najprimernejši turboventilatorski motor, medtem ko je čisti potisnik najučinkovitejši v področju nadzvočnih hitrosti (M>1).

47

47

Slika 3.19: Primerjava izkoristkov različnih izvedb potisnika pri horizontalnem letu na višini

10.000 m 3.6.1 Turboventilatorski motor

Slika 3.20: Turboventilatorski potisnik

ηt

hitrost letala w1 (m/s)

turboprop.

turbovent.

turbojet

visokotlačna turbina

visokotlačna gred

visokotlačni kompresor

zgorevalna komora

nizkotlačni kompresor

nizkotlačna gred

nizkotlačna turbina

šoba

ventilator

Vm&

Šm&

48

48

Turboventilatorski motor je danes gotovo najbolj razširjen. Zagotavlja največjo ekonomičnost pri hitrostih letenja okoli 900 km/h, to je v bližini zvočnih hitrosti. Izkorišča ugotovitev, da je mogoče potisno silo učinkovito povečati s povečevanjem masnega pretoka ob relativno nizkih hitrostih plinskega toka na izstopu iz motorja. Konceptualno je turboventilatorski potisnik prikazan na sliki 3.20. Sestavlja ga dvostopenjski kompresor, zgorevalna komora, dvostopenjska turbina, šoba in ventilator. Ventilator je spojen z nizkotlačnim kompresorjem, ki ga poganja nizkotlačna turbina, preko gredi uležajene koaksialno v gredi visokotlačne dvojice kompresor-turbina. Takšna izvedba z dvema gredema omogoča optimalno obratovanje (vrtilno frekvenco) vsake od ločenih rotorskih dvojic. Ventilator pospešuje skozi zunanji okrov motorja zračni tok mv, medtem ko skozi notranji okrov potisnika teče zračni tok mš. Razmerje med pretokoma mv:mš imenujemo razmerje obtekanja (bypass ratio). V praksi je to razmerje zelo različno. Tako je v lahko v primeru civilnih letal 4 : 1 ali celo 8 : 1. To zagotavlja nizke specifične obremenitve (zadošča en sam ventilator z nizko stopnjo kompresije) in zato predvsem nizek nivo hrupa. Nasprotno so v primeru vojaških letal specifične obremenitve precej višje (uporablja se več ventilatorjev z visoko stopnjo kompresije), zato je razmerje obtekanja 2 : 1 ali tudi nižje (low bypass).

Termodinamični proces v ventilatorju turboventilatorskega motorja je prikazan na sliki 3.21. Ventilator poveča entalpijo zraka stanja 1, ki doteka s hitrostjo w1, tako da le ta zapušča ventilator s stanjem 7 in hitrostjo w7. V lopaticah ventilatorja je med stanjema 1 in 6 majhna kompresija, med 6 in 7 pa ekspanzija. Hitrost ves čas narašča od w1 do w7. Turbino obremenjuje dodatna enatlpijska razlika:

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+−+=Δ

222

21

1

27

7wh

whhV (3.42)

ki je razlika med totalnima (zajeznima) entalpijama na vstopu in izstopu iz ventilatorja. Skupna potisna sila, ki ju ustvari pospeševanje obeh zračnih tokov je

( ) ( )1517 wwmwwmF ŠV −+−= && (3.43)

Slika 3.21: Shematski prikaz delovanja turboventilatorskega potisnika s preobrazbo v

ventilatorju

4 1'

šoba

VT

5 2

3

s

h

1

6

7

ΔhV,s pok

p6 VK

1

NT NK

4' 6

1

V

šoba 7

mV mŠ

221w

227w

49

49

3.6.2 Turbopropelerski motor

Slika 3.22: Turbopropelerski motor

Stopnjevanje obtekanja je v primeru turbopropelerskega motorja še večje kot pri

turboventilatorskem. Zunanji premer propelerja je neprimerno večji od zunanjega premera ventilatorja pri motorju enake moči, število krakov (lopatic) se iz nekaj deset zmanjša na 3 do 5, vrtilna frekvenca pa do 10x, zato je potreben reduktor, ki zniža osnovno vrtilno frekvenco rotorskega sklopa (slika 3.22). Najvišji izkoristek dosega pri hitrostih leta okoli 700 km/h, z lopaticami vrtljivimi v korenu pa lahko s prilagodljivim kotom natoka poviša to območje do 850 km/h. Danes prevladuje turbopropelerski motor v transportnem prometu (civilnem in vojaškem), v razredu športnih in manjših potniških letal. 3.6.3 Klasični potisnik

Slika 3.23: Klasični potisnik

turbina

kompresija

zgorevalna komora vtok

vtok

šoba kompresor

izpuh zgorevanje

hladni del vroči del

turbina

gred

kompresor

zgorevalna komora

propeler reduktor izpuh

50

50

Klasični potisniki so najstarejši. Njihov razvoj se je začel že pred II. svetovno vojno, razcvet pa so doživeli kmalu po II. svetovni vojni. Imajo visoko specifično obremenitev, saj dosegajo visoke potiske predvsem s stopnjevanjem iztočne hitrosti. Zato imajo pogosto šobe konvergentno-divergentne oblike, ki se prilagajajo spremenljivim razmeram leta s spremenljivo geometrijo. Klasični potisnik prikazuje slika 3.23. Konstrukcija z eno gredjo je enostavnejša kot v primeru turbventilatorskega z dvema ali celo tremi gredmi ali turbopropelerskega motorja z reduktorjem. Področje ekonomične uporabe je pri nadzvočnih hitrostih letenja.

Klasični potisniki vojaških letal so pogosto opremljeni z napravo za naknadno zgorevanje. Le ta je postavljena v šobo, ki je zaradi tega nekoliko podaljšana. Napravo za naknadno zgorevanje sestavlja sistem šob s katerimi v vroče izpušne pline pred ekspanzijo v šobi vbrizgavamo gorivo. Gorivo, ki zgori poviša temperaturo plinov zato so hitrosti iztekanja tu do 100 % višje. Ker tako delovanje močno poveča termične obremenitve motorja in porabo goriva, je omejeno le na fazo vzleta, prebijanja zvočnega zidu ali nuje. Potek termodinamičnih procesov v šobi z napravo za naknadno zgorevanje prikazuje slika 3.24. Zaradi povišanja temperature pred šobe od T4 na T4*, se poveča razpoložljivi entalpijski padec v šobi od Δh4 na Δh4*. Razmerje entalpijskih padcev lahko poenostavljeno zapišemo kot

( )( ) 4

*41

44

1

4*4

54

*5*4*

1

1

TT

ppT

pp

T

TTcTTc

hh

ok

ok

sp

sp

Š

Š =

⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

=−

−=

ΔΔ

−

−

κκ

κκ

(3.44)

Slika 3.24: h – s diagram preobrazbe v šobi z naknadnim zgorevanjem

od koder sledi, da je pričakovano povečanje iztočne hitrosti proporcionalno kvadratnemu korenu razmerja temperatur z in brez naknadnega zgorevanja

4

*4

5

*5

TT

ww

s

s = (3.45)

s

h

04

4

5s

224w

Δhš pok p04

p4

04*

Δhš*

224w

4*

5s*

51

51

Ugotovimo lahko torej, da je za občutno povečanje iztočne hitrosti in potisne sile potrebno temperaturo za turbino vsaj podvojiti in da šele 4 kratno povečanje temperature podvoji potisno silo, kar pove največ o toplotnih obremenitvah pri tem načinu delovanja potisnika. 3.7 Zgradba gorilnika

Turbini in kompresorju bomo posvetili kasnejša poglavja, gorilnik, ki pa je specifična naprava PTP-ja, pa predstavljamo v nadaljevanju. Gorilnik je naprava, v kateri zgoreva gorivo z zrakom. Pri tem se močno poveča entalpija delovne snovi (govorimo o dovodu toplote), rezultat so produkti zgorevanja visoke temperature. Letalski potisniki obratujejo v širokem spektru obremenitev. Z naraščanjem vrtilne frekvence naraščata tako masni pretok kot tudi tlak zraka na vstopu v gorilnik, pri tem pa ostaja hitrost pretoka približno nespremenjena (s tlakom se povečuje tudi gostota). Masni pretok goriva prek katerega uravnavamo obremenitev se lahko spreminja v razmerju do 40 : 1 (razmerje med maksimalno in minimalno dobavo goriva) [Borman], pri tem pa se smeta največje in najmanjše razmerje med količino goriva in zraka razlikovati največ za faktor 3. Ob tem, da deluje gorilnik pri visokih tlakih in pri strogo omejeni najvišji temperaturi, mora zagotavljati hitro in zanesljivo zgorevanje zelo raznolikih zmesi goriva in zraka, brez nevarnosti, da plamen ugasne, delovati mora s čim nižjimi tlačnimi izgubami, zagotavljati izenačenost temperatur na izstopu, pri tem pa mora biti čim manjši in vzdržljiv, in zagotavljati mora nizke emisije škodljivih snovi. Tudi gorilniki v industrijskih PTP-jih morajo ustrezati podobnim le nekaj manj strogim zahtevam.

Slika 3.25: Osnovne komponente gorilnika PTP-ja

Konvencionalni gorilnik PTP-ja lahko razdelimo na več odsekov. Tako si zaporedoma

sledijo (slika 3.25) difuzor, vrtinčnik zraka, primarna cona zgorevanja, vmesna cona in cona redčenja. Značilni potek tokovnic prikazuje slika 3.26. V difuzorju se hitrost zniža in tok zraka se razdeli v primarni zrak (15 do 20 %), ki vstopa v primarno cono in sekundarni zrak (80 do 85 %), ki obteka notranji plašč in skozi odprtine v njem vteka v področje vmesne cone in cone redčenja. Zmanjšanje hitrosti v primarni coni zmanjša tlačne izgube in nevarnost ugašanja plamena (odnašanje plamena, kadar je hitrost dotoka reaktantov višja od hitrosti zgorevanja). Zgorevanje v primarni coni poteka pri stehiometrijskih pogojih, zaradi česar se lahko tvorijo večje količine NOx, ki jih znižujemo z ustreznimi ukrepi. Zrak, ki vstopa v vmesno cono in cono redčenja zagotovi dogorevnanje produktov nepopolnega zgorevanja (CO in HC) in znižanje temperature produktov zgorevanja na oz. pod mejo, ki jo dopušča material lopatic turbine.

prehodni del

plašč hladilna reža

cona redčenja zrak

vbrizg goriva

vrtinčnik

difuzor

pokrov

produkti zgorevanja

kljun okrov

vmesna cona

prim. cona

52

52

Slika 3.26: Značilni potek tokovnic v gorilniku PTP-ja

Gorivo vbrizgavamo v primarno cono skozi vbrizgalne šobe. Pri tem prihaja zaradi

razpadanja curka do atomizacije goriva. Intenziteto atomizacije lahko povečamo s povečevanjem tlaka, obliko in velikostjo izvrtin šobe ali z vbrizgavanjem v zračnem toku (slika 3.27). Pogonsko gorivo letalskih motorjev je letalski kerozin, medtem ko lahko v industrijskih PTP-jih uporabljamo tudi kurilno olje ali zemeljski plin.

Slika 3.27: Vbrizgavanje v zračnem toku

Ločimo tri osnovne oblike gorilnikov: obročasto, cevno in silosno (slika 3.28). V primeru

obročaste oblike imamo enotno zgorevalno komoro, ki je postavljena znotraj cevnega okrova. Vbrizgalne šobe za gorivo so razporejene po njenem obodu na vstopni strani. V starejših izvedbah letalskih motorjev in v industrijskih PTP-jih so v rabi cevni gorilniki razporejeni po obodu. Posamezen PTP ima lahko do 18 samostojnih cevnih gorilnikov. V nekaterih industrijskih izvedbah je v uporabi silosna oblika gorilnika. Te oblike so primerne tudi za slabša manj vnetljiva goriva. Primer izvedbe silosnega gorilnika prikazuje slika 3.29.

zrak

zrak

gorivo

cona redčenja

zrak

vbrizg goriva

vrtinčnik

produkti zgorevanja

vmesna cona

primarna cona

53

53

Slika 3.28: Oblike gorilnikov PTP-jev

Slika 3.29: Silosna oblika gorilnika PTP-ja

Procesi potekajo v vseh oblikah gorilnikov enako. Gorivo se vbrizgava v primarno cono.

Ustrezna oblika vrtinčnikov zraka zagotavlja dobro mešanje zraka in goriva, v aksialni smeri naraščajoč tlačni gradient povzroča recirkulacijo vročih produktov zgorevanja (slika 3.26), kar intenzivira fizikalne procese izhlapevanja goriva in segrevanja zmesi zraka in par goriva do temperature vžiga ter ohranja stabilen plamen. Začetni vžig goriva pa dosežemo z vžigalno svečko. Razmernik gorivo – zrak v primarni coni je v območju stehiometrijskega. Zaporedje fizikalnih in kemijskih procesov, ki potekajo v gorilniku prikazuje slika 3.30.

C – kompresor T – turbina

gorivo

dovod goriva v vsak cevni gorilnik

dovod goriva skozi vbrizgalne šobe na obodu

a) obročni

c) silosni

b) cevni

zrak

izpuh

gorivo

54

54

Slika 3.30: Zaporedje fizikalnih in kemijskih procesov v gorilniku PTP-ja

Sekundarni zrak, ki teče med zunanjim okrovom in notranjim plaščem gorilnika,

postopoma vstopa v zgorevalno komoro skozi odprtine in reže zagotavlja hlajenje notranjega plašča, dogorevanje ostankov goriva in CO ter ohlajanje produktov zgorevanja. V vmesno cono vstopa približno 30 % osnovnega zračnega toka, 50 % pa še v cono redčenja. Izbira velikosti in števila odprtin na plašču je rezultat kompromisa. Veliko število majhnih odprtin zagotovi dobro mešanje na mikro nivoju, manjše število velikih odprtin pa prodiranje v notranjost zgorevalne komore in boljše hlajenje produktov zgorevanja v njeni sredini. S prekrivanjem sekcij plašča dobimo drobne koaksialne reže, ki tvorijo tanek sloj zraka, ki hladi stene plašča. To hlajenje je še posebej pomembno pri letalskih motorjih, kjer je debelina plašča vsega 1 mm.

Velikost gorilnika je odvisna od vrste goriva, velikostne porazdelitve kapljic goriva in drugih vplivnih dejavnikov. Prečni presek lahko ocenimo na podlagi hitrosti plinov. Ta je med 25 in 40 m/s v primeru letalskih izvedb in 15 do 25 m/s v industrijskih PTP-jih. Dolžina gorilnikov je običajno enaka 3 do 6 kratnemu premeru plašča. Gorilniki, ki so konstruirani za uporabo letalskega kerozina, lahko brez adaptacije uporabljajo tudi zemeljski plin.

Omenili smo že, da je kvantitativna (količinska) regulacija moči omejena le na zaprte plinske postroje. V primeru odprtega postroja pa poteka regulacija preko dobave goriva. Pri tem ostaja pretok delovnega medija skoraj nespremenjen, spreminja pa se temperatura pred turbino. Z njo pa pri enaki stopnji ekspanzije v turbini vplivamo na neto delo postroja (slika 3.31). Takšno regulacijo imenujemo temperaturna regulacija.

Slika 3.31: Temperaturna regulacija moči PTP-ja

s

T

1

2 pok

p3

T3

T4

55

55

4. Osnove delovanja parnih in plinskih turbin Skupna značilnost Rankinovega in Brytonovega krožnega procesa je pridobivanje dela z

ekspanzijo v turbini. Pri tem se izkorišča toplotna energija plinov za opravljanje mehanskega dela. Prehod od energije do mehanskega dela ima dve fazi: - v prvi se pretvori toplotna energija kinetično, - v drugi se izkorišča kinetična energija za opravljanje dela.

Fazi lahko potekata ločeno ali hkrati, odvisno od oblike kanalov med lopaticami gonilnika turbine. Dejanske razmere določa, t.i. stopnja reaktivnosti turbine (slika 4.1)

gv

ghh

h+

=ρ (4.1)

Slika 4.1: Definicija stopnje reaktivnosti turbine

V primeru ρ=0, je hg=0 in p1=p2. Celoten entalpijski padec se pretvori v kinetično

energijo v vodilniku, v gonilniku ekspanzije ni, ampak le pretvorba kinetične energije v mehansko delo. Govorimo o enakotlačni – akcijski turbini (p1=p2). V primeru ρ>0 (hg>0) pa je turbina nadtlačna (p1>p2), lopatice rotorja pa poganjata akcijska sila (zaradi spremembe gibalne količine) in reakcijska sila (zaradi ekspanzije).

Turbine razdelimo tudi glede na smer pretoka v: - aksialne (pretok v smeri osi gonilnika turbine), - radialne (pretok v radialni smeri)

Za obravnavanje delovanja turbinskih strojev so se razvile tri metode glede na vpliv

gostote lopatja, ki je podano z razmerjem tetive profila s proti delitvi lopatja t (slika 4.2):

tslopatjagostota =

56

56

Slika 4.2: Tetiva in delitev lopatja

Pri veliki gostoti lopatja s/t>1,5 se uporablja teorija kanalov. Tok plina se po smeri ujema

s smerjo sten kanalov. Pri zelo majhni gostoti lopatja (s/t<0,7) se uporablja teorija nosilnih kril. Motnje, ki jih v tem primeru povzroča ena lopatica, nimajo nič skupnega z motnjami sosednjih lopatic. Pri srednji gostoti se uporablja teorija rešetk, ki izpolnjuje vmesno področje. Parne in plinske turbine imajo veliko gostoto lopatja, zato bomo uporabili teorijo kanalov. 4.1 Razmere v stopnji aksialne enakotlačne turbine

Aksialne turbine so sestavljene iz zaporedja vencev vodilnih-statorskih in gonilnih-rotorskih lopatic. Venec vodilnih z vencem gonilnih kanalov tvori osnovno celico turbine, t.i. turbinsko stopnjo (slika 4.3). Turbine imajo praviloma več stopenj. Turbinska stopnja izkorišča entalpijski padec od stanja p0, T0 in h0 do tlaka p2 (slika 4.3).

Slika 4.3: Aksialna enakotlačna turbinska stopnja (h-s diagram, prerez)

57

57

4.1.1 Hitrosti, moč, delo na obodu in izkoristek na obodu V vodilne kanale vstopa medij s hitrostjo c0 in entalpijo h0. Za vodilnimi kanali je tlak

p1=p2. V idealnem primeru brez trenja bo hitrost adiabatnega iztekanja:

( ) thss hchhc 22 20101 =+−= (4.2)

Dejanska hitrost pa bo manjša za delež izgub, ki jih popišemo s hitrostnim koeficientom φ=0,95-0,98:

scc 11 ⋅= ϕ (4.2a)

Medij izteka iz vodilnih kanalov pod kotom α1 proti obodni smeri. Za vodilnimi kanali so gonilni kanali, ki se gibljejo z obodno hitrostjo u. Pri vrtilni hitrosti rotorja n je obodna hitrost:

nDu ⋅⋅= π (4.3)

Pri tem smo predpostavili, da je višina kanalov zelo majhna v primerjavi s premerom, tako da se obodni hitrosti na notranjem in zunanjem premeru le minimalno razlikujeta.

S stališča rotorja prihaja medij h gonilnim kanalom s hitrostjo, ki je vektorska razlika hitrosti na izstopu iz vodilnih kanalov in obodne hitrosti (slika 4.4). Imenujemo jo relativna vstopna hitrost

ucw vvv −= 11 (4.4)

Slika 4.4: Trikotnika hitrosti

Hitrostne razmere na vstopu v gonilnik nazorno prikaže prvi trikotnik hitrosti (slika 4.4).

Kot β1 med obodno hitrostjo in relativno vstopno hitrostjo w1

u

awwarctg

1

11 =β (4.5)

58

58

ni fiksen, temveč se spremeni, če se spremeni c1 ali u. Vstopni kot gonilnega lopatja se praviloma ujema s kotom β1 pri normalnem obratovanju. Izračun relativne vstopne hitrosti je z upoštevanjem I. trikotnika hitrosti povsem enostaven, saj velja:

21

211

1111

1111cos

sin

ua

uu

aa

www

ucucwccw

+=

−=−===

αα

(4.4)

V gonilnih kanalih ni ekspanzije (ρ=0), tok se samo preusmeri s kota β1 na β2 na izstopu. Kot β2 se pri tem ujema s smerjo kanala. V idealnem primeru brez trenja bi torej veljalo:

1,2 ww id = (4.7)

Zaradi trenja pa prihaja do izgub, ki jih ponovno popišemo s hitrostnim koeficientom (tokrat ψ):

idww ,22 ⋅=ψ (4.7a)

Tok izteka iz gonilnih kanalov pod relativnim kotom β2. Absolutni kot in hitrost iztekanja, kot ju vidi zunanji opazovalec, pa sledita iz trikotnika hitrosti II (slika 4.4). Tako je:

uwc vvv += 22 (4.8) in

u

accarctg

2

22 =α (4.9)

ter nadalje

22

222

2222

2222cos

sin

ua

uu

aa

ccc

uwuwcwwc

+=

−=−===

ββ

(4.10)

Akcijsko silo, ki deluje na lopatico rotorja v smeri vrtenja rotorja, zapišemo kot razliko

gibalne količine curka v tej smeri: ( )uu ccmF 21

vv&

v−=

Če upoštevamo nasprotno usmeritev uu cc 21 in vv bo:

( ) ( ) ( )uuuuuu wwmuwuwmccmF 212121 +=−++=+= &&& (4.11)

Moč je torej enaka

( ) ( )22112211 coscoscoscos ββαα wwumccumuFP +=+== && (4.12)

Specifično delo na obodu je:

( ) ( )22112211 coscoscoscos ββαα wwuccumPhu +=+==&

(4.12a)

59

59

Izkoristek lopatice pa lahko zapišemo:

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+== 2

1

2

11

121

coscos2

2

ααηcc

cu

cu

cm

Pl

&

(4.13)

Če upoštevamo še izgube v vodilniku, dobimo izkoristek turbinske stopnje, t.i. izkoristek na obodu:

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+=== 2

1

2

11

1

221

21

21

coscos2

2

ααϕηηcc

cu

cu

cc

cm

P

sl

su

&

(4.14)

Po preureditvi dobimo

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−=

1

2

11

1

2coscos1cos2

ββψαϕη

cu

cu

u (4.15)

Izraz pokaže, da je izkoristek na obodu odvisen od razmerja obeh glavnih hitrosti c1 in u ne pa od njunih absolutnih vrednosti. Izkoristek je 0 kadar lopatica (gonilnik) miruje u=0 ali kadar je obodna hitrost

11 cosαcu =

Pri obodnih hitrostih 11 cos0 αcu⟨⟨ je izkoristek pozitiven in ima svoj maksimum pri pogoju

0

1

=

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛cud

d uη oziroma 02cos1

1 =−cuα , (4.16)

torej pri razmerju:

2cos 1

1

α=

cu , (4.17)

oziroma pri:

2cos 11 αcu = , (4.18)

kar je ravno v sredini intervala v katerem je izkoristek pozitiven. Maksimalni izkoristek na obodu aksialne enakotlačne turbinske stopnje je torej:

12

1

22

max, coscoscos1

2α

ββψϕη ⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+=u (4.19)

Vidimo, da mora biti za dober izkoristek iztočni kot iz vodilnika α1 čim manjši, iztočni kot gonilnih kanalov β2 pa manjši od vstopnega β1. Stopnjevanje slednjega pa ne da želenega učinka, ker se pričnejo pojavljati drugi problemi (prevelika divergenca kanala v radialni smeri). Zato velja priporočilo:

60

60

( ) 021 100 ≤−≤ ββ (4.20)

Prav tako moramo upoštevati, da sta tudi hitrostna koeficienta φ in ψ odvisna od kotov in hitrosti. Pri tem ima φ 4-krat večji vpliv od ψ. Načelni potek izkoristka na obodu v odvisnosti od razmerja u/c1 prikazuje diagram na sliki 4.5.

Slika 4.5: Izkoristek na obodu v odvisnosti od razmerja u/c1

Krivulja a velja za »vzorno stopnjo« s koti 00 in brez trenja (cilindrična lopatica – neizvedljivo). Je simetrična z maksimumom 1 pri u/c1=0,5. Krivulji b in c sta dejanski stopnji. Pri tem ima stopnja b manjši kot α1 (u/c1 bližje 0,5) in boljši φ kot stopnja c. V obeh primerih sta izkoristka najvišja, ko je izpolnjen pogoj (4.17). Izkoristek na obodu z oddaljevanjem razmerja u/c1 od optimalne vrednosti sorazmerno strmo pada, kar pomeni, da je stopnja zelo občutljiva na spremembe obodne oziroma vrtilne hitrosti. Zato turbina ni primeren stroj za pogon motornih in tirnih vozil, pač pa se odlično obnese za stroje s konstantno turažo, kot so na primer turbogeneratorji. Prav tako pa je primerna tudi za pogon ladij in letal, pri katerih so potrebe po manevriranju precej manjše. 4.1.2 Izgube na obodu

Predstavljajo del razpoložljive energije, ki se v stopnji ni pretvorila v delo. Razdelimo jih po kraju nastanka: - izgube v vodilnih kanalih

22

21

21 ccz s

v −= (4.21)

- izgube v gonilnih kanalih

22

22

2,2 ww

z idg −= (4.22)

- iztočne izgube

2

22czi = (4.23)

Slednje se od predhodnjih razlikujejo, saj je to kinetična energija, ki jo je mogoče izkoristiti v naslednji stopnji. Poznavanje izgub nam omogoča določitev stanja v posameznih presekih

61

61

turbine, kar je odločilnega pomena pri dimenzioniranju pretočnih prerezov. Pri tem si pomagamo s h-s diagramom, kot to kaže slika 4.6, ali pa računsko (tabele).

Slika 4.6: Določitev termodinamičnega stanja medija v posameznih odsekih turbinske stopnje

Če vnesemo v h-s diagram od spodaj navzgor najprej zv in nato zg, dobimo na liniji spodnjega tlaka točki c in d. Točka c predstavlja stanje v iztočnem prerezu vodilnih točka d pa gonilnih kanalov. Točka a določa stanje na vstopu v vodilnik, stanje na vstopu v gonilnik pa je enako stanju na izstopu iz vodilnika (točka c). Za dimenzioniranje kanalov zadoščata stanji vstopa in izstopa, zato je politropa ekspanzije v vodilniku (a-c) črtkana, preobrazbo v gonilniku pa predstavlja izobara c-d. Vsa stanja na sliki so statična stanja. Delež kinetične energije je prikazan le pri točki a in pri točki d (e) z iztočno izgubo zi.

Celotni entalpijski padec hth, ki je stopnji na razpolago, se razdeli na delo na obodu hu in izgube na obodu:

igvuth zzzhh +++= (4.24)

Če izraz (4.24) podelimo s celotnim entalpijskim padcem dobimo:

igvu ζζζη +++=1 (4.25) Pri tem so

th

ii

th

gg

th

vv h

zhz

hz

=== ζζζ (4.26)

deleži izgub. Kot prikazuje diagram na slik4.7 je njihova odvisnost od razmerja u/c1 različna:

- izgube v vodilniku so od razmerja u/c1 neodvisne, - izgube v gonilniku se zmanjšujejo če razmerje u/c1 narašča (w1 upada), - iztočne izgube naraščajo z oddaljevanjem razmerja u/c1 od optimalne vrednosti v obeh

smereh.

62

62

Slika 4.7: Odvisnost izgub na obodu od razmerja u/c1

4.2 Večstopenjske enakotlačne turbine

Pokazali smo že, da je optimalna obodna hitrost gonilnih lopatic 1/2c1cosα1, kar je nekaj manj od polovice hitrosti na izstopu iz vodilnika. Para, ki bi ekspandirala v Lavalovi šobi od stanja v sodobnem kotlu (160 bar, 560 0C) do tlaka v kondenzatorju, bi imela iztočno hitrost okoli 1650 m/s. Torej bi bila optimalna obodna hitrost gonilnika 800 m/s, kar je visoko nad mejo varnega obratovanja (400 m/s) zaradi centrifugalnih obremenitev. Hkrati pa bi bile pri tako visokih hitrostih velike tudi pretočne izgube, ki naraščajo s kvadratom hitrosti. Potreben bi bil tudi reduktor za prenos moči na elektrogenerator. Problem uspešno rešimo z večstopenjsko turbino, ki je lahko izvedena z zaporedjem hitrostnih ali tlačnih stopenj. 4.2.1 Turbina s hitrostnimi stopnjami

Turbina s hitrostnimi stopnjami je sestavljena (v najenostavnejši izvedbi) iz venca vodilnih šob, ki mu sledita dva venca gonilnih lopatic (slika 4.8). Venca gonilnih lopatic sta ločena z vencem smernih lopatic pritrjenih na stator turbine, ki preusmeri tok pare od iztoka prvega gonilnika pravilno k lopaticam drugega gonilnika. Spremembo tlaka in hitrosti pri pretoku skozi stopnjo shematsko prikazuje slika.

V Curtisovi stopnji (slika 4.8) se ves entalpijski padec pretvori v kinetično energijo v šobi vodilnika, tako da je tlak v nadaljnjih treh vencih lopatic (G1, S, G2) konstanten. Kinetična energija pa se izkorišča postopoma. Pri tem se hitrost c1 zniža na c2 v prvem goniliku, nato se tok preusmeri v smernih kanalih in vstopa v drugi gonilnik, kjer se predela še večji del preostale kinetične energije plina, ki izstopa iz stopnje s hitrostjo c2'.

63

63

Slika 4.8: Potek tlaka in hitrosti v hitrostni stopnji (Curtisova stopnja)

4.2.2 Turbina s tlačnimi stopnjami (Rateaujeva turbina)

Je pravzaprav sestavljena iz niza enostopenjskih turbin (vodilnik-gonilnik), ki predelajo vsaka približno enak entalpijski padec. Zato so tudi vstopne hitrosti v gonilnik posamezne stopnje prav tako enake

nhcc th2'11 =⋅⋅⋅== (4.27)

in precej nižje kot je maksimalna hitrost v primeru turbine s hitrostnimi stopnjami

thhc 21 =

Tudi moči posameznih stopenj so med seboj enake ali pa njihova razmerja izbira konstrukter sam.

64

64

4.3 Razmere v stopnji aksialne nadtlačne turbine Aksialna nadtlačna stopnnja (t.i. Parsonsova stopnja) je sestavljena iz venca vodilnih in

gonilnih kanalov, ki so obojni tako oblikovani, da v njih medij ekspandira pri čemer se entalpijska razlika pretvarja v kinetično energijo. Pri tem delujejo vodilni kanali kot šoba, lopatice gonilnika pa zavrtijo rotor zaradi kombinacije akcijske sile, ki je posledica spremembe gibalne količine in reakcijske sile, ki je posledica pospeševanja pare v kanalih gonilnika. Potek tlaka in hitrosti shematsko prikazuje slika 4.9. Natok nadtlačne stopnje je po celem obodu torej poln.

Slika 4.9:Potek preobrazbe v nadtlačni stopnji; h-s diagram

Parsonsova stopnja

Je enostavna in cenena nadtlačna stopnja, ki ima: 1. stopnjo reaktivnosti ρ=0,5. Zato velja

ssgv hhhhozhh 2110. −=−= (4.28)

2. zrcalno enake profile vodilnih in gonilnih kanalov. Torej

2121 αββα == in (4.29)

Zato skoraj povsem točno velja, da sta prvi in drugi trikotnik hitrosti med seboj enaka in je

ψϕ ===

=

012

12cwc

cw (4.30)

Pri tem je

65

65

212

201 22 whwchc gv +=≡+= ψϕ (4.31)

w1 in c2 pa sledita iz trikotnikov hitrosti (slika4.10) kot v primeru enakotlačne stopnje.

Slika 4.10: Trikotnika hitrosti v Parsonsovi stopnji Celotni izentropski entalpijski padec je

212

212

12

222

02

21

21

21 wcwwcchhh gvs −=⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−+⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−=+=

ψψψ (4.32)

Dejanski entalpijski padec je

( )

21

21

212

212

12

21

212

212

22

22

2220

21

21

wcccwc

ccwwhzzhh

hhzhzhhhh

svgvg

vvggu

−=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−−−=

=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−−⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−−=−−+=

=−+−+−=−=

ψψ

ψψ (4.33)

Po kosinusnem izreku sledi iz I. trikotnika hitrosti (slika 4.10):

1122

121 cos2 αucucw −+= (4.34)

Zato lahko izraz (4.33) pišemo

( )ucuucuhu −=+−= 11112 cos2cos2 αα (4.35)

66

66

Ugotovimo lahko, da je dejanski entalpijski padec oz. delo na obodu 0, kadar je u=0 ali kadar je u=2c1cosα1. Vmesni ekstrem pa dobimo iz pogoja:

02cos20 11 =−⇒= ucdudhu α (4.36)

Delo na obodu je torej največje pri

11

11 cos.cos αα =⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

optcuozcu (4.37)

Takrat je maksimalno delo na obodu

( ) 122

12

max, cos2 αcuuuuhu ==−= (4.38)

Izkoristek na obodu Parsonsove stopnje je razmerje med delom na obodu in izentropskim entalpijskim padcem:

21

21

21

21

wc

wchh

s

uu

−⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

−==

ψ

η (4.39)

Upoštevamo kosinusni izrek in dobimo

ξα

α

αψ

αη

+⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

=

+−⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

−= 2

11

1

2

11

1

12

221

211

cos2

cos2

cos211

cos2

cu

cu

cu

cu

ucuc

uucu (4.40)

Pri čemer je

112 −=

ψξ

Tudi pri nadtlačni stopnji je izkoristek na obodu odvisen od razmerja u/c1. Potek izkoristka v dveh konkretnih primerih prikazuje slika 4.11.

67

67

Slika 4.11: Odvisnost izkoristka na obodu v Parsonsovi stopnji od razmerja u/c1

Pri primerjavi diagrama 4.11 z diagrami izkoristka enakotlačnih stopenj (slika 4.5) moramo upoštevati, da je pri nadtlačnih stopnjah hitrost c1 nekaj drugega kot pri enakotlačnih, kjer je rezultat celotnega entalpijskega padca. 4.4 Primerjava zmogljivosti enakotlačne in nadtlačne stopnje

Če primerjamo zmogljivost enakotlačne in nadtlačne stopnje ugotovimo, da predela enako tlačna stopnja pri enaki obodni hitrosti najmanj dvakrat tolikšen entalpijski padec kot nadtlačna stopnja. Zato je za predelavo enakega entalpijskega padca potrebno vsaj dvakrat toliko nadtlačnih stopenj, kot je število enakotlačnih. Prednost nadtlačne stopnje pa je, da pri enakih parametrih pare na vstopu in enakem tlaku na izstopu predela nekaj večji entalpijski padec, saj velja zaradi divergence izobar (slika 4.12):

sss hhhh 21*21 −<−

4.12: Primerjava izentropskih entalpijskih padcev v enakotlačni in nadtlačni stopnji

u/c1

68

68

In zato: ( ) ( )ssgvntlssentls hhhhhhhhhh 2110,

*20, −+−=+=<−= (4.41)

Ker so hkrati nižje tudi hitrosti medija (za približno 50% kot v enakotlačnih stopnjah – glej (u/c1)opt), obratujejo v splošnem nadtlačne stopnje z višjim izkoristkom.

V nadtlačni turbini razlika tlakov pred in za gonilnikom povzroča uhajanje pare med vrhom lopatice in okrovom turbine. Te izgube so še posebej izrazite pri visokotlačnih stopnjah. Zato se praviloma uporabljajo nadtlačne stopnje šele v srednje in nizkotlačnih turbinah kot nizkotlačne stopnje, ko je pri enakem entalpijskem padcu, tlačni padec po stopnji neprimerno manjši kot v visokotlačni turbini. Slednje so zato izvedene z enakotlačnimi stopnjami. 4.5 Izvedbe turbin in regulacija moči

Ugotovili smo že, da entalpijskega padca, kakršnega imajo današnje velike parne elektrarne (1500 kJ/kg) ni mogoče izkoriščati z zadovoljivim izkoristkom v eni sami stopnji. Potrebno je veliko število stopenj. Teh ni mogoče vedno spraviti pod en okrov, ampak odvisno od moči v dva ali več okrovov, ki jih nato obravnavamo kot samostojne turbine in v odvisnosti od tlaka pare delimo v visoko, srednje in nizko tlačne turbine. Posamezne kombinacije parnih turbin za elektrarne na fosilna goriva in jedrske elektrarne prikazuje slika 4.13.

Visokotlačne turbine so izvedene z enakotlačnimi stopnjami. Nadtlačne se zaradi prevelikih tlačnih razlik po gonilniku stopnje in s tem povezanih obtočnih izgub ne obnesejo. Dodaten razlog za uporabo enakotlačnih stopenj pa je potreba po delnem natoku v visokotlačnih stopnjah in regulacija moči. Srednje in nizko tlačne turbine pa so običajno izvedene z nadtlačnimi stopnjami, pri čemer je lahko prva v sklopu tudi enakotlačna Curtisova (dve hitrostni stopnji) za potrebe regulacije (regulacijske stopnje imajo vedno delni natok) ali zaradi prehoda iz delnega na polni natok (veliko povečanje volumskega pretoka zaradi velike ekspanzije v Curtisovi stopnji).

Plinske turbine izkoriščajo manjše entalpijske padce (500 kJ/kg) in imajo običajno tri turbine pod enim samim okrovom.

69

69

Slika 4.13: Osnovni koncepti parnih turbin za konvencionalne in jedrske elektrarne a) konvencionalne turbine (VT, ST, NT – visoko, srednje in nizko tlačni del;

1 – ponovno pregrevanje pare; 2 – električni generator) b) turbine za jedrske elektrarne (3 – zunanji separator vlage; 4 – pregrevalnik pare) c) h-s diagram (I – konvencioanalne turbine, II – turbine za jedrske elektrarne (1 – z

zunanjo separacijo pare; 2 – z zunanjo separacijo in pregrevanjem pare))

a) b)

c)

70

70

Moč turbine shmP ⋅⋅= &η

se lahko spreminja s spremembo masnega pretoka ali entalpijskega padca, pri čemer je izkoristek posredno funkcija obeh parametrov. V primeru plinske turbine smo pokazali primer, t.i. temperaturne regulacije. S spreminjanjem količine goriva spreminjamo temperaturo in tako vplivamo na entalpijski padec, medtem ko ostaja masni pretok skoraj nespremenjen. V primeru parne turbine pa izvajamo regulacijo z regulacijskimi ventili pri turbini, ali pa z regulacijskimi organi pri kotlu. V vsakem primeru skušamo zadržati konstantno temperaturo sveže in ponovno pregrete pare, kajti prevelika temperaturna nihanja lahko povzročijo nedopustne termične napetosti v posameznih delih turbine.

Regulacija s spreminjanjem entalpijskega padca je mogoča s tem, da dušimo tlak sveže pare v posebnem regulacijskem ventilu, ki je vgrajen v parovod pred vstopom v visokotlačno turbino (slika 4.14). Pri taki regulaciji doteka para k turbini sicer z nezmanjšano entalpijo, vendar z nižjim tlakom. Pri nespremenjenem tlaku v kondenzatorju se tako znižuje entalpijski padec. Tak način regulacije je enostaven, vendar zaradi nepovračljivosti dušenja negospodaren in primeren le za manjše industrijske turbine, ne pa tudi za velika postrojenja.

Slika 4.14: Regulacija moči turbine s spreminjanjem entalpijskega padca

Običajno imamo pri večini parnih turbin več regulacijskih ventilov in ne samo enega. Ti

ventili so razporejeni simetrično po obodu prve stopnje (slika 4.15). Vsak polni del oboda. Odpirajo in zapirajo se zaporedno, tako da nastopi dušenje vedno samo pri enem ventilu. Regulacija je tem bolj točna, čim več ventilov imamo. Entalpijski padec pa je mogoče spreminjati tudi s spreminjanjem tlaka v kondenzatorju (s »protitlakom«) in s spreminjanjem parametrov pare v kotlu, t.i. drsna regulacija. V primeru drsne regulacije so regulacijski ventili ves čas odprti in igrajo podrejeno vlogo. Pripirati jih začnemo šele, ko pade zahtevana moč turbine pod minimalno moč kotla. Spremembe odjemnega tlaka turbine v odvisnosti od obremenitve je raziskal Stodola in našel naslednjo zvezo (Stodolov stožec):

22

20

22

20

2

2

pppp

mm iii

−−

=&

&

71

71

Izraz velja za konstantno vrtilno hitrost turbine in podzvočne hitrosti pare in ima v koordinatnem sistemu p0, p2, m& obliko stožca. Glede na Stodolov stožec odgovarja torej vsaki pretočni količini točno določen tlačni padec. V primeru kondenzacijske turbine lahko 2

2p zanemarimo in gornji izraz preide v obliko:

0

0

pp

mm ii =&

&

Masni pretok je torej sorazmeren z začetnim tlakom. Hkratna sprememba entalpijske razlike pa je odvisna od nove razlike tlakov.

Slika 4.15: Regulacija moči turbine s spreminjanjem pretočne količine

72

72

5. Aksialni kompresor Začetek razvoja sovpada z razvojem aksialnih parnih turbin. Vendar zastane zaradi nizkih

izkoristkov in s tega stališča v tistih časih precej boljših radialnih kompresorjev. Šele podrobnejše raziskave osnov teorije kompresorskih in turbinskih lopatic so pripeljale do sodobnih aksialnih kompresorjev z izkoristki okoli 90 % in stopnjami kompresije 10 in več. Problem prvih snovalcev aksialnih kompresorjev izhajajo iz dejstva, da niso upoštevali povsem nasprotne narave toka v aksialni turbini in aksialnem kompresorju. Medtem ko tok v turbinskih kanalih v splošnem pospešuje pa v kompresorskih kanalih pojenja. Pospeševanje medija je lahko zelo hitro in brez večjih izgub, prav nasprotno pa mora biti pojemanje hitrosti medija počasno. Pri hitrem pojemanju hitrosti je namreč gradient naraščanja tlaka v smeri pretoka zelo velik, kar povzroča zastoje pretoka in s tem povezane izgube. Prav zaradi tega imajo aksialni kompresorji veliko število stopenj (slika 5.1) v katerih tlak postopoma počasi narašča, za razliko od turbine, kjer se proces ekspanzije pri enakem tlačnem razmerju zgodi v samo nekaj stopnjah.

Slika 5.1: Večstopenjski aksialni kompresor in njegov shematski prikaz

5.1 Razmere v stopnji aksialnega kompresorja

Kompresorsko stopnjo (slika 5.1) sestavlja obroč rotorskih lopatic, ki ji sledi obroč statorskih lopatic (nasprotno kot pri turbini). Več-stopenjski kompresorji imajo lahko do 20 stopenj. Vstopne vodilne lopatice kompresorja se obravnavajo ločeno in niso del kompresorske stopnje. Njihova vloga je podobna turbinskim vodilnim lopaticam, saj s preusmeritvijo toka iz aksialne proti obodni smeri tok pospešijo.

okrov statorska lopatica rotorska lopatica pogonska gred vezana na turbino

smerna lopatica

pogon priključenih naprav

ravnina opazovanja

stopnja kompresorja

73

73

Slika 5.2: Tok v kompresorski stopnji in trikotniki hitrosti

5.1.1 Trikotniki hitrosti

Za razliko od turbinskih stopenj, kjer smo kote kotirali proti obodni smeri, so v primeru kompresorskih stopenj le ti kotirani proti aksialni smeri. Praviloma velja, da sta absolutni hitrosti in kota na vstopu in izstopu iz stopnje enaka (govorimo o, t.i. normalni stopnji), torej

1313 αα == incc (5.1)

Kot sledi iz trikotnikov hitrosti (slika 5.2) delujejo rotorski in statorski kanali kot difuzorji, saj zmanjšujejo relativno hitrost w oz. aksialno hitrost c v smeri proti iztoku in s tem pretvarjajo kinetično energijo medija v potencialno.

Reševanje trikotnikov hitrosti je podobno kot v primeru aksialne turbine. Omogoča nam izračun značilnih hitrosti in kotov pretoka, pri tem pa namesto hitrostnih koeficientov za popis izgub kinetične energije v kanalih uporabljamo izgube zajeznega tlaka, kot bomo pokazali v nadaljevanju. 5.1.2 Delo, izkoristek in izgube kompresorske stopnje

Specifično delo, ki ga opravlja rotor kompresorske stopnje, lahko zapišemo podobno kot v primeru aksialne turbine. Upoštevaje nasprotni predznak dela velja

( )uu ccuhhmPl 120102 −=−==&

(5.2)

rotor

stator

β1 α1

β2 α2

α3

74

74

Ker za adiabatni tok v kanalu zaradi zakona o ohranitvi energije velja, da je seštevek entalpije in kinetične energije, t.i. zajezna entalpija, vzdolž kanala konstanten:

.21 2

0 konstwhh =+= ,

lahko pišemo za kanal rotorja:

relrel hwhwhh ,02222

211,01 2

121

=+=+= (5.3)

in enako tudi za kanal statorja:

03233

22202 2

121 hchchh =+=+= (5.4)

Proces kompresije v kompresorski stopnji je torej mogoče prikazati s h-s diagramom na sliki 5.3.

Slika 5.3: Proces kompresije v kompresorski stopnji – h-s diagram

Upoštevaje enakost h02=h03 (izraz (5.4)) je specifično delo rotorja po stopnji:

0103 hhl −= (5.5)

Minimalno delo, ki bi bilo potrebno za dosego enakega zajeznega tlaka za kompresorjem (p03) po izentropni preobrazbi bi bilo:

( ) ( ) ( )ssssss hhhhhhhhl 0303030301030103min −−−−−=−= (5.6)

Δh Δhs

l

75

75

Ker je stopnja kompresije posamezne komresorske stopnje majhna, lahko predpostavimo, da so izobare vzporedne in da zato približno velja:

ssssss hhhhinhhhh 330303220303 −=−−=− (5.7)

Izentropsko delo je torej ( ) ( )ss hhhhll 3322min −−−−= (5.8)

Člena v oklepajih predstavljata entalpijske izgube v rotorju oz. statorju. Določamo jih z meritvami izgub zajeznega tlaka v rotorskih in statorskih kanalih, ki jih za izbran profil lopatic, njihovo lego in za gostoto lopatja izvedemo v vetrovniku. Če predpostavimo nestisljivost medija (dovolj dober približek, saj je stopnja kompresije nizka), lahko namreč entalpijske izgube zapišemo kot tlačne izgube, ki znižujejo zajezni tlak. Ker velja h02=h03 (izraz (5.4)) je

( )23

2223 2

1 cchh −=− (5.9)

in je po Bernullijevi enačbi zajezni tlak

.21 2

0 konstcpp =+= ρ

lahko izraz (5.9) preoblikujemo v

( ) ( )ρ

30320223

pppphh −−−=− (5.10)

vzdolž izentrope 2-3s je po II. glavnem zakonu termodinamike

dpdhvdpdhTdsρ10 =⇒−==

z integracijo od 2 do 3s dobimo

( )ρ

2323

pphh s−

=−

Dobljeni izraz odštejemo od (5.10) in dobimo izraz za izračun entalpijskih izgub v statorju v odvisnosti od padca zajeznega tlaka v njem (Δp0,stator):

ρρstator

sppphh ,00302

33Δ

=−

=− (5.11)

Podobno postopamo tudi v primeru rotorja in dobimo

ρρrotorrelrel

sppp

hh ,0,02,0122

Δ=

−=− (5.12)

76

76

Popis energijskih izgub v stopnji z izgubami zajeznega tlaka je v primeru kompresorja mogoč, ker je prirastek tlaka po stopnji majhen in lahko uporabimo predpostavko o nestisljivosti medija. V primeru turbinske stopnje si tega praviloma ne moremo privoščiti, ker je sprememba tlaka v stopnji neprimerno večja. Popis energetskih izgub z izgubami zajeznega tlaka poenostavi snovanje kompresorjev, saj lahko tokovne razmere eksperimentalno preverjamo v vetrovnikih in rezultate prenašamo v fizikalni model kompresorja z upoštevanjem izmerjenih izgub zajeznega tlaka in na ta način optimiramo obliko in natočne kote rotorskih in statorskih lopatic.

Značilni diagram odvisnosti izgub zajeznega tlaka od vpadnega kota ε (razlika med vstopnim kotom tekočine in geometrijskim vstopnim kotom profila) prikazuje slika 5.4. Opaziti je mogoče hitro povečevanje izgub zajeznega tlaka, ko vpadni kot naraste nad določeno vrednost. Tudi pri zmanjševanju vpadnega kota izgube naraščajo.

Slika 5.4: Izgube zajeznega tlaka v kompresorski rešetki v odvisnosti od vpadnega kota

Izkoristek kompresorske stopnje je razmerje med izentropskim (minimalnim) in

dejanskim delom in ga lahko z upoštevanjem izrazov (5.5), (5.8), (5.10), (5.11) in (5.12) zapišemo

( ) ( )( )0103

,0,0

0103

3322min 11hhpp

hhhhhh

ll statorrotorss

tt −Δ+Δ

−≅−

−+−−≅=

ρη (5.13)

ηtt primerja izentropsko delo z dejanskim pri zajeznih (totalnih) veličinah pred in za stopnjo, zato ga imenujemo »izkoristek totalno proti totalno«. Kadar sta hitrosti pred in za stopnjo enaki (c1=c3), je ηtt enak izkoristku stopnje ηs, ki je definiran kot razmerje izentropske in dejanske entalpijske razlike v stopnji potrebne za dosego enakega Δp (glej h-s diagram; slika 5.2):

hhs

s ΔΔ

=η (5.14)

V izrazu (5.13) so upoštevane le izgube profila kompresorskih lopatic, ki jim je potrebno

dodati še izgube trenja ob okrov kompresorja in druge sekundarne izgube, da določimo izkoristek posamezne stopnje kompresorja. Slika 5.5 prikazuje odvisnost dejanskega

maksimalno skretanje imensko skretanje

vpadni kot

77

77

izkoristka stopnje od razmerja aksialne hitrosti tekočine in obodne hitrosti rotorja (c1a/u). Ugotovimo lahko, da je izkoristek stopnje podobno kot v primeru aksialne turbine visok le v ozkem območju razmerij (c1a/u) in da nato naglo pada. Posebna značilnost kompresorja je tudi nastop neustaljenega obratovanja (za mejo črpanja), ki je posledica odlepljanja toka na sesalni strani profila zaradi pozitivnega vpadnega kota pri nizkih razmerjih c1a/u. Zato je imenska obratovalna točka kompresorja pomaknjena vstran od meje črpanja.

Slika 5.5: Primer odvisnosti izkoristka izgub v kompresorski stopnji od razmerja c1a/u

5.1.3 Povišanje tlaka v stopnji

Ugotovili smo že, da velja vzdolž izentrope

dpdhvdpdhTdsρ10 =⇒−==

zato lahko zapišemo ob predpostavki nestisljivosti medija

phs Δ=Δρ1

in je izkoristek stopnje

h

ps Δ

Δ= ρη

1

(5.15)

od koder sledi porast tlaka v stopnji

hp s Δ=Δ ρη (5.16)

Omenili smo že, da je pri c1=c3 ηs enak ηtt, Δh pa je takrat enaka l (izraz (5.1)), zato lahko porast tlaka v stopnji zapišemo kot

( ) ( ) usuus cuccuppp Δ=−=−=Δ ρηρη 1213 (5.17)

c1a/u

meja črpanja

preračunska točka

IZGUBE:

ob okrovu

sekundarneprofilne

78

78

Stopnjo kompresije več stopenjskega kompresorja izračunamo tako, da izraz (5.17) uporabimo za vsako posamezno stopnjo, pri tem pa po vsaki stopnji izračunamo spremenjeno gostoto iz povišanega tlaka in temperature za stopnjo. 5.1.4 Stopnja reaktivnosti

Stopnja reaktivnosti je definirana kot

13

12hhhhR

−−

= (5.18)

in jo lahko po preureditvi in ob predpostavki, da je aksialna hitrost skozi stopnjo konstantna tudi zapišemo:

( )u

ctgtgR a2

5,0 12 αβ −+= (5.19)

Stopnja reaktivnosti je pomemben parameter pri oblikovanju kompresorja, ki ima močan

vpliv na izkoristek posamezne stopnje kompresorja. Stopnja reaktivnosti 0,5 je najpogostejša, saj zagotavlja enako porazdelitev prirastka tlaka na rotor in stator in zmanjšuje možnost odlepljanja toka od lopatic in posledične izgube. Pri R=0,5 velja po (5.19) α1=β2 in oba trikotnika hitrosti sta enaka lopatice pa zrcalno simetrične.

79

79

6. Toplotni batni stroji 6.1 Idealni krožni procesi

Idealni krožni proces toplotnih batnih strojev sestavljajo (slika 6.1): - kompresija a-c - dovod toplote c-z - ekspanzija z-b - odvod toplote b-a

Predpostavlja se, da je delovni medij idealen plin in da sta specifični toploti cv in cp konstantni.

a) Otto ciklus b) Diesel ciklus c) Kombinirani ciklus

Slika 6.1 Idealni krožni procesi toplotnih batnih strojev

Za razliko od rotacijskih toplotnih strojev se vsi ti procesi v ponavljajočem zaporedju odvijajo v istem prostoru, t.j. valju motorja, katerega prostornina se spreminja s spreminjanjem položaja bata. Bat preko ročičnega mehanizma prenaša mehansko delo na gred motorja. Skrajni legi bata sta:

- notranja (zgornja) mrtva lega (ZML) pri kateri bat zapira najmanjšo prostornino, imenovano kompresijska prostornina Vc,

- zunanja (spodnja) mrtva lega (SML) pri kateri bat zapira največjo prostornino Va.

Razliko obeh prostornin:

sDVVV cah ⋅⋅

=−=4

2π (6.1)

imenujemo gibna prostornina, pri čemer je D premer bata in s=2r hod bata. Prostornina, ki jo bat zapira pri poljubnem kotu gredi θ (slika 6.2) pa je

( ) ( )xlrhDVV c −++⋅⋅

+=4

2πθ (6.2)

pri čemer je r dolžina ročice ročične gredi, l dolžina ojnice, h razdalja med čelom bata in sornikom in x položaj bata. Z preprost primer ročičnega mehanizma s slike 6.2 velja:

ZML SML SML SMLZML ZML

80

80

( ) hrlrx +⋅−+⋅= θθ 222 sincos (6.2a)

Slika 6.2: Ročični mehanizem

Kompresija Med kompresijo se bat pomika od SML k ZML. Pri tem se prostornina delovnega

prostora spremeni od Va=Vc+Vh na Vc, oz. za

c

h

c

hc

c

aVV

VVV

VV

+=+

== 1ε (6.3)

ε imenujemo kompresijsko razmerje in določa stanje na koncu kompresije, t.j. tlak

κε⋅= ac pp (6.4)

in temperaturo 1−⋅= κεac TT (6.5)

Dovod toplote Dovod toplote, ki sledi kompresiji, je lahko predstavljen na tri različne načine, odvisno

od realnega ciklusa, ki ga naj idealni termodinamični ciklus popisuje, t.j. odvisno od procesa zgorevanja. Če zanemarimo spremembo mase delovne snovi med zgorevanjem, lahko specifično dovedeno toploto zgorevanja zapišemo

mhm

q fgodov

⋅= (6.6)

r+l+h

h

81

81

kjer je: mgo - količina goriva, ki zgori v valju hf - spodnja kurilna vrednost goriva m – masa delovne snovi (zraka) v valju Definirajmo še ekvivalentni razmernik zrak-gorivo

0lmm

mm

gosteh ⋅==α (6.7)

kjer je: msteh – potrebna masa zraka za stehiometrijsko zgorevanje l0 – stehiometrijsko število in izraz (6.6) preide v obliko

0lh

q fdov ⋅

=α

(6.6a)

Dovod toplote pri v=konst. ali Otto ciklus (slika 6.1 a)

Ker je za bencinske motorje značilna priprava zmesi zraka in goriva zunaj delovnega prostora, je mešanica v trenutku prisilnega vžiga s svečko homogena in zelo hitro zgori (hitrost fronte plamena 10 do 40 m/s). Ker proces zgorevanja poteka v okolici ZML, ko so hitrosti bata najnižje, ga lahko v idealiziranem ciklusu predstavimo kot dovod toplote pri konstantni prostornini. Teoretično bo tedaj pri dani qdov temperatura na koncu zgorevanja

v

dovcz c

qTT += (6.9)

torej bo tlak

c

z

c

zz V

RTmv

RTp ⋅⋅=

⋅= (6.10)

porast tlaka v prostornini Vc pa

c

z

c

zTT

pp

==λ (6.11)

Dovod toplote pri p=konst. ali Diesel ciklus (slika 6.1 b)

Ker v dizelskih motorjih vbrizgamo gorivo v vroč komprimiran zrak, v valju prevladuje difuzijsko zgorevanje, ki ga dirigirajo razmere v valju in tudi sam proces vbrizgavanja. Zato so hitrosti zgorevanja nižje, časi pa precej daljši. Poenostavljeno lahko zgorevanje v idealnem Diesel ciklusu predstavimo z izobarnim dovodom toplote. Pri dani qdov je tedaj temperatura na koncu zgorevanja

p

dovcz c

qTT += , (6.12)

povečanje prostornine

c

zz p

RTmV ⋅⋅= , (6.13)

ekspanzija med zgorevanjem pa

c

z

c

zTT

VV

==ρ (6.14)

82

82

Kombiniran dovod toplote ali Sabathee ciklus (slika 6.1 c) Je med vsemi idealnimi še najbližje realnemu, saj upošteva končno hitrost zgorevanja v

Otto motorju in delež zgorevanja homogene zmesi v dizelskem motorju (pri v=const), ki nastane med zakasnitvijo vžiga. Dovedena toplota je sedaj sestavljena iz dela izohorne q'dov in izobarne q''dov toplote. Tako je

v

dovcz c

qTT '' += (6.15)

in je

c

zzz V

RTmpp ⋅⋅==

'' (6.16)

ter

p

dovzz c

qTT ''' += (6.17)

in

z

zz p

RTmV ⋅⋅= , (6.18)

Pri tem je razmerje med q'dov in q''dov tako, da je prevladujoč izohoren dovod toplote kadar je obravnavan Otto motor in izobaren dovod toplote kadar dizelski motor. Zvečanje tlaka in stopnjo ekspanzije med zgorevanjem pa določata izraza (6.11) in (6.14). Ekspanzija

Med ekspanzijo se bat vrača v SML in pri tem zaradi pozitivne razlike tlakov nad in pod batom opravlja delo, ki zmanjšano za delo kompresije predstavlja neto delo idealnega ciklusa. Stanje delovne snovi na koncu ekspanzije v idealnem ciklusu je

1−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅=

κ

b

zzb V

VTT (6.19)

κ

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅=

b

zzb V

Vpp (6.20)

pri ab VV =

Izohorni odvod toplote

Ekspanziji sledi v realnem ciklusu izmenjava delovne snovi, ki pa jo v idealnem ciklusu preprosto nadomesti odvod toplote pri položaju bata v SML. V primeru idealnega 4-taktnega motorja bi to pomenilo, da izohorni ekspanziji b-a (ob odprtju ventila del plinov uide v okolico in tlak v valju se izenači s tlakom okolice po=pa) sledi iztiskanje izpušnih plinov iz valja pri tlaku, ki je enak tlaku okolice in nato polnjenje valja ponovno pri tlaku v valju enakem tlaku okolice. Pri tem bi bilo zaradi enakih tlakov v nadbatnem in podbatnem prostoru tako delo izpuha kot polnjenja enako 0, odvedena toplota pa

( )abvodv TTcq −⋅= (6.21)

83

83

Indicirano delo, srednji indicirani tlak in termični izkoristek Specifično indicirano delo je enako razliki dovedene in odvedene toplote

odvdovt qqw −= (6.22)

Za kombiniran ciklus pri danem λ in ρ velja:

1−⋅= κεac TT 1' −⋅⋅=⋅= κελλ acz TTT

1' −⋅⋅⋅=⋅= κερλρ azz TTT

κκ

ρλερ

⋅⋅=⎟⎠⎞

⎜⎝⎛⋅=

−

azb TTT1

torej je: ( ) ( ) ( ) ( )

( ) ( )[ ]11

111

11''

−⋅⋅+−⋅⋅⋅=

=−⋅⋅⋅⋅+−⋅⋅⋅=−⋅+−⋅=

−

−−

ρλκλε

ρλελεκ

κκ

av

apavzzpczvdov

Tc

TcTcTTcTTcq

(6.23) in

( ) ( )1−⋅⋅⋅=−⋅= κρλavabvodv TcTTcq (6.24)

Specifično delo se običajno podaja kot srednji indicirani tlak motorja

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

−= 3, m

Nmvv

wpca

ti , (6.25)

ki predstavlja delo motorja na enoto delovne prostornine (Vh). Z uvrščanjem izrazov (6.23) in (6.24), upoštevanjem (6.3) in va=RTa/pa v (6.25) dobimo

( ) ( )[ ] ( ){ }11111

1, −⋅−−⋅⋅+−⋅⋅

−⋅

−= − κκ ρλρλκλε

εε

κa

tip

p (6.26)

Ker je termični izkoristek krožnega procesa

dov

odvt q

q−= 1η (6.27)

dobimo z uvrščanjem (6.23) in (6.24)

( ) ( )[ ]1111 1 −⋅⋅+−⋅

−⋅−= − ρλκλε

ρλη κ

κt (6.28)

za Otto ciklus bo zaradi ρ=1 veljalo

84

84

111 −−= κε

ηt (6.28a)

za Dieselski ciklus pa zaradi λ=1

( )111 1 −⋅⋅

−−= − ρκε

ρη κ

κt (6.28b)

V obeh primerih velja, da termični izkoristek narašča s kompresijskim razmerjem, ki pa je pri Otto motorju omejeno zaradi nastopa klenkanja na vrednosti (10 do 12,5), visoki tlaki pa ga omejujejo pri dizelskem motorju na 20 do 30. 6.2 Krožni procesi realnih motorjev

Med potekom idealnega in realnega krožnega procesa obstajajo naslednje razlike: - delovna snov ni idealen plin, - procesa kompresije in ekspanzije nista izentropna, - dovod toplote je dejansko zgorevanje, ki poteka s končno hitrostjo in izgubami, - izmenjava delovne snovi poteka z izgubami.

Slika 6.3: Primerjava idealnega in realnega ciklusa

Primerjava obeh ciklusov v p-V diagramu je prikazana na sliki 6.3. Kot sledi s slike 6.3

lahko notranje (indicirano) delo realnega ciklusa zapišemo: idsvti www −= (6.29)

kjer je: wvt - delo visokotlačnega dela ciklusa , wids – delo izmenjave delovne snovi.

V splošnem lahko notranje indicirano delo določimo z integracijo:

po

wi wvt

wids

85

85

∫= pdVwi (6.30)

Pri tem prevedemo indikatorski diagram v p-V koordinatah (slika 6.3) v p-θ koordinate (slika 6.4) pri čemer si pomagamo z izrazom (6.2).

Slika 6.4: Razviti indikatorski diagram

Izgube, ki nastajajo v toku realnega ciklusa se lahko na splošno ocenijo s stopnjo

popolnosti realnega ciklusa

t

ip w

w=η (6.31)

Torej sledi, da je indicirani izkoristek

pti ηηη ⋅= (6.32) in ga v splošnem pišemo kot:

fgo

i

dov

ii hm

wqw

⋅==η (6.33)

Podobno kot v primeru teoretičnega ciklusa tudi sedaj pišemo srednji indicirani tlak kot:

h

ii V

Wp = (6.34)

Delo motorja, ki ga pridobimo na gredi motorja pa je manjše od indiciranega dela.

Znižajo ga izgube prenosa preko ročičnega mehanizma na gred motorja (trenje) in delo, ki ga motor porablja za pogon potrebnih naprav (črpalka za gorivo, olje, hladilno vodo, alternator, …). Imenujemo ga efektivno delo in ga običajno predstavljamo s srednjim efektivnim tlakom pe. Razmerje med srednjim efektivnim in srednjim indiciranim tlakom je mehanski izkoristek motorja:

i

em p

p=η (6.35)

Efektivni izkoristek motorja pa je potemtakem:

mie ηηη ⋅= (6.36)

p

PVO PVO IVO PVZ IVZ

0 ZML

720 ZML

180 SML

540 SML

360 ZML

θ (0RG)

86

86

Moč na gredi, ki jo izmerimo z zavornim dinamometrom imenujemo efektivna moč in je enaka:

τ2⋅⋅= nWP ee (6.37)

Pri tem je: n – število vrtljajev motorne gredi τ - število taktov motorja (t=2 – dvotaktni, t=4 štiritaktni motor) Če uporabimo zvezo:

hee VpW ⋅= , je efektivno moč mogoče zapisati tudi kot:

τ2⋅⋅⋅= nVpP hee (6.38)

Pogosto namesto efektivnega izkoristka podajamo njegovo recipročno vrednost, t.i. efektivno specifično porabo goriva:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡=kWhMJb

ee η

6,3 , (6.39)

ki pove razmerje med toploto, ki jo dovedemo z zgorevanjem goriva in efektivnim delom motorja podanim v kWh. Kadar se uporabljajo kapljevita goriva, se uporablja modificiran izraz

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡⋅=kWhkg

hb

fee

6106,3η

, (6.39a)

ki pove porabo goriva na proizvedeno kWh mehanske energije. Za poznano efektivno moč motorja na gredi lahko izračunamo tudi efektivni navor motorja:

τππτ

ω ⋅⋅

=⋅⋅

⋅⋅⋅== hehe

eVp

n

nVpPM2

2

, (6.40)

ki je odvisen le od srednjega efektivnega tlaka, delovne prostornine in izvedbe (2- ali 4-takten) motorja. 6.3 Procesi v motorju z notranjim zgorevanjem 6.3.1 Zgorevanje

Že v poglavju o idealnem ciklusu smo razdelili motorje z notranjim zgorevanjem v dve skupini; motorji s prisilnim vžigom in motorji s samovžigom. 6.3.2 Motor s prisilnim vžigom – Otto motor

Motor s prisilnim vžigom je batni motor v katerem s pomočjo vžigalne svečke zgoreva homogena zmes goriva in zraka. Homogena zmes je lahko pripravljena izven delovnega prostora (uplinjač, eno-točkovno vbrizgavanje goriva v polnilno cev) ali v delovnem prostoru (več-točkovno vbrizgavanje goriva v sesalni kanal, direktno vbrizgavanje goriva v valj). V

87

87

toku kompresije se homogena zmes goriva in zraka komprimira do tlaka 15 do 25 bar (ε =7 do 12). Pri tem je končna temperatura zmesi med 300 in 500 0C, kar je pod temperaturo samovžiga. Zato je potrebna iskra s svečke, ki tik pred NML vžge homogeno zmes goriva in zraka. 6.3.2.1 Priprava delovne zmesi

Naloga naprav za pripravo delovne zmesi v motorju s prisilnim vžigom je priprava vnetljive, homogene zmesi goriva in zraka. Ker je homogena zmes sestavljena le iz plinskih oz. parnih deležev, se mora vso gorivo upariti že pred vžigom. V primerih ko to ni mogoče (hladen vžig motorja) mora naprava za pripravo delovne zmesi zagotoviti večjo količino goriva (bogatejšo zmes) in sicer do te mere, da se ustvari vnetljiva zmes goriva in zraka.

Naslednja naloga sistema za pripravo delovne zmesi je omogočanje krmiljenja obremenitve motorja. Ker homogena zmes goriva in zraka zgoreva »čisto« le v ozkem območju ekvivalentnih razmernikov zrak-gorivo (0,8 do 1,2), je potrebno izvesti krmiljenje obremenitve motorja s spreminjanjem količine zmesi gorivo-zrak, ki vstopa v valj (kvantitativno krmiljenje). To dosežemo z dušenjem zračnega toka na vstopu v motor s pomočjo dušilne lopute. Pri polni obremenitvi motorja je loputa povsem odprta, pri delnih obremenitvah pa je stopnja dušenja proporcionalna obremenitvi.

Priprava delovne zmesi mora potekati tako, da so razlike med razmerniki zrak/gorivo po posameznih valjih in zaporednih delovnih ciklih čim manjše. Stopnja neujemanja je odvisna od načina priprave zmesi in se razlikuje za motorje z uplinjačem in motorje z več-točkovnim vbrizgavanjem goriva. Razmere za motor z uplinjačem prikazuje slika 6.5. Pri najnižjih delnih obremenitvah je zaradi zaprte lopute dušenje največje tlak v polnilnem sistemu pa najnižji. Polnjenje valjev je pri teh pogojih najbolj neenakomerno. Vendar pa je stopnja neujemanja razmernika zrak/gorivo med valji najnižja. Razlog za to je nizek tlak v polnilnem sistemu pri katerem upari večji del goriva že v polnilnem sistemu. Zato so razlike med valji najmanjše. S povečevanjem obremenitve se loputa vse bolj odpira, tlak v polnilnem sistemu raste, količina uparjenega goriva pa upada. Zato se neenakomernost med valji močno poveča. Podobne ugotovitve kot za motor z uplinjačem veljajo tudi za motorja z eno točkovnim vbrizgom goriva.

Slika 6.5: Razlika med razmerniki zrak/gorivo po posameznih valjih pri motorju z vplinjačem

Razmere za motor z večtočkovnim vbrizgom goriva (vbrizg v sesalni kanal vsakega valja) prikazuje slika 6.6. Ker je v tem primeru količina goriva po posameznem valju bolj ali

88

88

manj enaka, vpliva na neujemanje razmernika zraka/gorivo predvsem neenakomerna polnitev valja. Kot smo že dejali, je ta neenakomernost večja pri delnih obremenitvah in se zmanjšuje z večanjem obremenitve motorja. Zato je neujemanje razmernika zraka/gorivo največje pri delnih obremenitvah motorja in se zmanjšuje z večanjem obremenitve.

Slika 6.6: Razlika med razmerniki zrak/gorivo po posameznih valjih pri motorju z

6.3.2.2 Vžig

Sistem za vžig mora vžgati komprimirano zmes v točno določenem času tudi pri neustaljenem (dinamičnem) režimu obratovanja, ki povzroča znatne fluktuacije v gibanju delovne snovi v zgorevalnem prostoru in fluktuacije razmernika zrak-gorivo. Zanesljivost zgorevanj revne zmesi (velik presežek zraka) pri ekstremnih delnih obremenitvah (pod 40 % pe,max) se lahko zveča, s postavitvijo vžigalne svečke v tisti del zgorevalnega prostora, ki zagotavlja dober dostop delovne zmesi in hkrati zagotavlja njeno urejeno gibanje. Takšne učinke ima tudi postavitev svečke v majhne delovnemu prostoru pripojene komore, ki jih imenujemo zgorevalne komore.

Energija, ki je potrebna za vžig delovne zmesi je odvisna od razmernika zrak-gorivo. Za stehiometrijske zmesi je potrebna energija vžiga 0,2 mJ, za vžig bogatih in revnih zmesi pa je potrebna energija vžiga 0,3 mJ. 6.3.2.3 Proces zgorevanja

Začetne termične reakcije, ki se odvijajo v času dovoda energije vžiga ob preskoku električne iskre na svečki in z njimi povezane eksotermne reakcije v delovni zmesi imenujemo faza nastanka plamena. Čas trajanja te faze imenujemo čas zakasnitve vžiga in je bolj ali manj konstanten in odvisen le od sestave delovne zmesi. V času zakasnitve vžiga pa je sprememba prostornine zaradi premikanja bata različna in odvisna od vrtilne hitrosti motorja. Zato je različen tudi kot zakasnitve vžiga, ki meri spremembo položaja bata med zakasnitvijo vžiga. Ta kot s povečevanjem vrtilne hitrosti narašča z nižanjem pa pada. Prav tako pa se spreminja, kadar se spremeni razmernik zrak-gorivo.

Potek sproščanja toplote med zgorevanjem je odvisen predvsem od oblike zgorevalnega prostora in položaja svečke (mesta vžiga). Čas zgorevanja pa je odvisen od hitrosti potovanja fronte plamena, t.i. hitrosti zgorevanja. Hitrost zgorevanja je najvišja pri 10 % presežku zraka in znaša med 20 in 40 m/s. Na hitrost zgorevanja vplivajo difuzijski procesi v fronti plamena, stopnja (intenzivnost) turbulence in temperatura reaktantov (še nezgoreli del zmesi zrak-

89

89

gorivo). Razmere med zgorevanjem so prikazane na sliki 6.7. Slika 6.7 a prikazuje zgorevanje v mirni sredini. Fronta plamena je v tem primeru tanka cona v kateri potekajo kemične reakcije zgorevanja. Širi se sferično od točkastega izvora vžiga (svečka) in deli delovno snov na produkte zgorevanja in reaktante. Na sliki 6.7 b pa je prikazano potovanje fronte plamena v turbulentnem okolju zgorevalnega prostora motorja. Ob položaju fronte plamena je podana tudi srednja hitrost zgorevanja v odvisnosti od kota zavrtitve ročične gredi torej položaja bata.

a) mirno okolje b) turbulentno okolje zgorevalnega

prostora motorja

Slika 6.7 Širjenje plamena (1, 2 – centralna in bočna elektroda svečke, 3 – produkti zgorevanja, 4 - fronta plamena,

5 – reaktanti; zmes zraka in par goriva)

Povečano intenzivnost turbulence v zgorevalnem prostoru in v področju fronte plamena lahko dosežemo z različnimi ukrepi. Z ustrezno oblikovanimi sesalnimi kanali in turbulatorji na hrbtni strani sesalnega ventila dosežemo spiralen ali tangencialen vrtinec v valju, tudi oblika zgorevalnega prostora z ostrimi robovi povzroči povečanje turbulence, premikanje bata lahko generira t.i. »squish«, t.j. radialen tok ob čelu bata v smeri od sten valja proti sredini, ki se nato po sredini dviga proti glavi motorja, kjer se radialno obrne navzven proti stenam valja in ob njih nazaj proti batu s čemer je vrtinec sklenjen. Turbulenca v zgorevalnem prostoru se ustvarja tudi povsem spontano kot rezultat potovanja fronte plamena in spremljajočega povečevanja tlaka. V splošnem je odvisna od stopnje kompresije, temperature polnilnega zraka in vrtilne hitrosti motorja.

Na temperaturo reaktantov pred cono plamena (še ne zgorela zmes goriva in zraka – poz. 5 slika 6.7 a) zelo pomembno vpliva porast tlaka med zgorevanjem (stopnja kompresije med zgorevanjem), precej manj pa vpliva prenos toplote s konvekcijo in sevanjem.

Nižjo porabo goriva torej višji efektivni izkoristek motorja je mogoče doseči s čim krajšimi zgorevalnimi časi in z usklajenostjo procesa sprostitve toplote s položajem bata. Točka najintenzivnejše sprostitve toplote naj se nahaja 5 do 10 0 kota ročične gredi za NML (notranjo mrtvo lego). Če je sprostitev toplote prehitra, se povečajo izgube zaradi povečanega prestopa toplote na stene delovnega prostora in zaradi povečanih mehanskih izgub (visok maksimalen tlak zgorevanja). Pri zakasneli sprostitvi toplote pa se zniža stopnja ekspanzije, naraste temperatura izpušnih plinov in izkoristek se zniža. Pravilen položaj sprostitve toplote glede na položaj bata je zato potrebno zagotoviti s pravilno izbranim kotom predvžiga. Pri tem pa je potrebno upoštevati naslednje vplivne faktorje:

- razmernik zrak-gorivo, - parametre, ki vplivajo na intenzivnost turbulence (vrtilna hitrost, obremenitev, …),

90

90

- zakasnitev vžiga, ki je konstantna kadar jo merimo v času in se spreminja, kadar jo merimo s kotom zavrtitve ročične gredi,

- emisije, - ropot.

Pri sodobnih motorjih omogoča elektronska krmilna enota spreminjanje kota predvžiga glede na trenutne pogoje obratovanja motorja. Na sliki 6.8 je kot primer prikazana odvisnost kota predvžiga od obremenitve motorja in števila vrtljajev.

Slika 6.8: Optimalen kot predvžiga kot funkcija vrtilne hitrosti in obremenitve motorja

6.2.3.4 Problemi in omejitve a) razmernik zrak-gorivo

Zanesljivo zgorevanje revne zmesi v klasičnih motorjih s prisilnim vžigom je mogoče le do 30 procentnega presežka zraka (α=1,3). Zato razen v specialnih motorjih s slojevito pripravo delovne zmesi ekvivalentni razmernik zrak-gorivo ne presega mejne vrednosti α=1,3, kar pa bi bilo zaželeno predvsem iz naslednjih razlogov:

- izboljšava termodinamičnega izkoristka (enačba (6.28a)) zaradi višjega koeficienta politrope,

- izboljšanje izkoristka izmenjave delovne snovi (zmanjšanje izgub dušenja), - znižanje temperatur zgorevanja in s tem zmanjšanje izgub zaradi prestopa toplote

na stene delovnega prostora in izgub zaradi disociacije. Zaradi omejene možnosti povečevanja razmernika zrak-gorivo v motorjih s prisilnim

vžigom je mogoče izvesti krmiljenje obremenitve motorja le z regulacijo količine sveže polnitve. Ta se lahko doseže z dušenjem zračnega toka na vstopu v motor in s tem spreminjanje gostote zraka, ki vstopa v motor. Tak način je najenostavnejši a zaradi nepovračljivosti, ki spremljajo dušenje, manj ekonomičen. Bolj ekonomična a tehnično zahtevnejša alternativa je spreminjanje kotov odpiranja in zapiranja polnilnih ventilov. S to metodo spreminjamo čas polnjenja valjev in dosežemo želeno maso polnitve brez neekonomičnega dušenja.

91

91

b) kompresijsko razmerje V skladu z izrazom (6.28) je mogoče izboljšati termični izkoristek motorja s povečanjem

kompresijskega razmerja. Vendar pa je to povečanje omejeno zaradi pojavljanja klenkanja pri polnih obremenitvah motorja. Klenkanje nastopi takrat, ko se hitrost širjenja plamena približa lokalni hitrosti zvoka. To se najpogosteje zgodi ob koncu zgorevanja, ko je še nezgorela zmes reaktantov (poz. 5 na sliki 6.7) že zelo močno komprimirana in segreta. V primerjavi s pravilnim zgorevanjem, kjer je potek tlaka gladek, nastopijo med zgorevanjem s klenkanjem zelo visoki tlačni vrhovi (slika 6.9), ki se s hitrostjo zvoka širijo po delovnem prostoru in lahko povzročijo poškodbe bata, tesnil in glave motorja.

Slika 6.9: Potek tlaka med zgorevanjem s klenkanjem

Klenkanju se lahko izognemo tako, da gorivu dodajamo adidtive, ki povečajo oktansko

število goriva. Tudi uporaba bogatejše mešanice (manjši razmernik zrak-gorivo) zmanjša nevarnost klenkanja, saj poveča notranje hlajenje motorja. Najpogostejša praksa danes pa je spreminjanje kota predvžiga s pomikom vžiga vse bliže notranji mrtvi legi. Ker pa slednje, kot smo že omenili, slabo vpliva na termični izkoristek in srednji efektivni tlak motorja, imajo sodobni motorji z visokimi kompresijskimi razmerji sistem za zaznavanje klenkanja in spreminjajo kot predvžiga le po potrebi (polna obremenitev). c) izkoristek pri delnih obremenitvah

Indicirani izkoristek motorja s prisilnim vžigom močno upade v področju nizkih obremenitev (slika 6.10). To je posledica slabega izkoristka zgorevanja (prenizka turbulenca in premajhna gostota delovne snovi) in že omenjenega slabega izkoristka izmenjave delovne snovi zaradi krmiljenja obremenitve z dušenjem. Zaradi slabih mehanskih izkoristkov motorja v tem področju (pogon neobhodnih prigrajenih naprav ni pomembno nižji kot pri polni obremenitvi) pa je efektivni izkoristek motorja (izraz (6.36)) še dodatno znižan.

θ (0RG)

gnan motor

92

92

Slika 6.10: Indicirani izkoristek motorja s prisilnim vžigom v odvisnosti od obremenitve in

števila vrtljajev motorja

Ukrepi, ki jih uporabljamo za zvečanje izkoristka pri delnih obremenitvah, so uporaba spremenljivih kotov odpiranja polnilnih ventilov, povečevanje kompresijskega razmerja ob hkratni uporabi sistema za preprečevanje klenkanja in v novejšem času tudi prekinitev dobave goriva posameznim valjem motorja. Prekinitev dobave goriva posameznim valjem zmanjša potrebno stopnjo dušenja zraka na vstopu v motor, hkrati pa povzroči izboljšanje izkoristka zgorevanja v preostalih valjih, saj se zvečata turbulenca in gostota zmesi v njih. Če se hkrati z izključitvijo posameznih valjev izključi tudi pogon izpušnih in polnilnih ventilov teh valjev, se še dodatno zniža delo potrebno za izmenjavo delovne snovi. 6.3.3 Dizelski motor

Dizelski motor je toplotni batni stroj z notranjo pripravo zmesi zrak-gorivo in s samovžigom le te. Med kompresijo se nasesani zrak stisne na 30 do 55 bar. Pri tem naraste temperatura zraka na 700 do 900 0C. Ta temperatura je dovolj visoka, da povzroči vžig goriva, ki se vbrizga v zgorevalno komoro tik pred koncem kompresijskega takta, ko je bat neposredno pred notranjo mrtvo lego. Procesi mešanja zraka in goriva zato odločilno vplivajo na kvaliteto zgorevanja in izkoriščenost zraka sveže polnitve in s tem na maksimalno dosegljiv srednji efektivni tlak motorja. 6.3.3.1 Tvorba zmesi zrak-gorivo

V heterogeni zmesi značilni za dizelske motorje je razmernik zrak-gorivo med ekstremoma neskončno velik α=¥ (čisti zrak v področju izven curka goriva) in α=0 (čisto gorivo v jedru curka).

Slika 6.11: Krivulja ekvivalentnega razmernika zrak-gorivo ob mirujoči kapljici goriva

kapljica goriva revna zmes

bogata zmes meje vžiga

področje gorljivosti (cona plamena)

r

93

93

Slika 6.11 shematično prikazuje porazdelitev razmernika zrak-gorivo ob mirujoči kapljici goriva. Prikazano je tudi področje plamena. Ker je to področje plamena značilno za vsako kapljico vbrizganega goriva, je mogoče sklepati, da je zato mogoče v dizelskih motorjih krmiljenje obremenitve s spreminjanjem količine vbrizganega goriva torej s spreminjanjem sestave (kvalitete) zmesi. Zato takšno krmiljenje obremenitve imenujemo kvalitativno krmiljenje.

Kot v primeru homogene zmesi so tudi v heterogeni zmesi gorljiva le področja znotraj ozkega območja 0,3<α<1,5. Prenos snovi potreben, da se vzpostavijo območja gorljive mešanice zraka in goriva poteka v obliki difuzije in turbulence in ga ženejo različni izvori energije za tvorbo zmesi in tudi sam proces zgorevanja.

Izvori energije za formiranje zmesi so: a) Kinetična energija curka goriva Kinetična energija curka goriva je proporcionalna tlačnemu padcu na vbrizgalni šobi in skupaj z območjem curka, ki ga določata geometrija šobe in rezultirajoča hitrost curka, določa področje interakcije goriva in zraka ter velikost kapljic goriva znotraj tega področja. Energija curka goriva je neposredno odvisna od karakteristike tlačenja visokotlačne tlačilke za gorivo in pretočnega preseka vbrizgalne šobe. b) Toplotna energija Toplotna energija, ki jo gorivo prejme ob stiku s stenami zgorevalne komore in z vročim komprimiranim zrakom omogoča in pospešuje izhlapevanje goriva v obliki izhlapevanja filma goriva vbrizganega na stene zgorevalne komore in izhlapevanja kapljic goriva v vročem zraku. c) Oblika zgorevalne komore Z ustrezno obliko zgorevalne komore v batu ali glavi motorja je mogoče izkoristiti gibanje bata za formiranje dodatne turbulence v obliki t.i. »squish« efekta (glej poglavje 6.3.2.3). d) Zračni vrtinec Zračni vrtinec v zgorevalni komori je mogoče generirati z uporabo specialno oblikovanega polnilnega kanala, ki povzroči, da se zrak med polnjenjem valja spiralno ali tangencialno zavrtinči, med kompresijo pa se zaradi zmanjševanja višine delovnega prostora intenzivnost vrtinca še poveča. Zračni vrtinec se lahko generira tudi s preusmeritvijo dela sveže polnitve iz valja v posebej prigrajeno vrtinčno komoro. Vrtinčno gibanje zraka v zgorevalni komori pospeši relativno gibanje zraka nasproti vbrizganemu gorivu, pri tem odnaša s seboj zgorele pline. V primeru izhlapevanja filma goriva s sten zgorevalne komore pa zračni vrtinec povzroči separacijo izhlapele plasti goriva od sten zgorevalne komore. Mikroturbulenca, ki spremlja zračni vrtinec pa povzroči hitro mešanje zraka in parne faze goriva. e) delno zgorevanje v vrtinčni komori Delno zgorevanje goriva v vrtinčni komori povzroči povišanje tlaka v njej, kar požene delno oksidirane zgorele pline in pare goriva skozi enega ali več povezovalnih kanalov v glavni zgorevalni prostor v valju motorja, kjer se pomešajo in zgorijo s preostalim zrakom.

V dizelskem motorju je uporabljen vsaj en od zgoraj naštetih virov, največkrat pa je uporabljena kombinacija večih.

94

94

6.3.3.2 Direktno vbrizgavanje goriva Direktno vbrizgavanje goriva obsega vse zgorevalne postopke pri katerih zgorevalna

komora ni deljena. a) Vbrizgavanje goriva v mirujoč zrak

Zgorevalna komora je široka in postavljena v čelo bata motorja (slika 6.12). Gorivo se vbrizga skozi 6 do 12 luknjic vrizgalne šobe, ki je postavljena centralno na zgorevalno komoro. V primeru tega postopka se za tvorbo zmesi izkorišča predvsem kinetična energija curka goriva, zračni vrtinec valju se ne ustvari. Postopek se uporablja v velikih, počasi tekočih dizelskih motorjih, ki obratujejo z visokim presežkom zraka .

Slika 6.12: Vbrizgavanje goriva v mirujoč zrak

b) Vbrizgavanje goriva v zračni vrtinec

Zgorevalna komora je ožja in prav tako postavljena v čelo bata motorja (slika 6.13). Vbrizgalna šoba ima 3 do 6 izvrtin in je postavljena centralno na zgorevalno komoro. Ta postopek se danes uporablja v večini motorjev za gospodarska vozila in vse bolj tudi v dizelskih motorjih osebnih vozil. Boljše izkoriščanje mase sveže polnitve (nižji potrebni presežek zraka) in hitrejši procesi mešanja so doseženi z generiranjem vrtinca med polnjenjem delovnega prostora. Intenzivnost zračnega vrtinca je izbrana tako, da se vbrizgani curek goriva enakomerno porazdeli po delu zgorevalne komore, ki mu pripada. Pri premajhni intenzivnosti vrtinca ostajajo deli komore brez goriva in izkoriščenost zraka je slabša, pri preveliki intenzivnosti vrtinca pa pride do prekrivanja in lokalnega povečanja koncentracije goriva, ki povzroči naraščanje koncentracije saj in zmanjša izkoristek zgorevanja.

Slika 6.13: Vbrizgavanje goriva v zračni vrtinec

c) M-postopek

Vbrizgalna šoba ima le eno ali dve izvrtini. Gorivo se vbrizga na stene zgorevalne komore v čelu bata motorja (slika 6.14). Pri formiranju zmesi se izkorišča toplota sten zgorevalne komore, zračni vrtinec in kinetična energija curka. Gorivo oblikuje na stenah zgorevalne komore tanek film, ki izhlapeva in tvori bogato zmes z zvrtinčenim zrakom v zgorevalni

95

95

komori. Pri tem je izraba zraka zelo dobra in dopušča zgorevanje s presežkom zraka vsega 10%. Proces se prav tako odlikuje s počasnim naraščanjem tlaka na začetku zgorevanja.

Slika 6.14: M-postopek

6.3.3.3 Indirektno vbrizgavanje goriva – deljen zgorevalni prostor

Deljen zgorevalni prostor je primeren za majhne, hitro tekoče dizelske motorje, kakršni se povečini uporabljajo v osebnih vozilih. a) Vrtinčna komora

Za ta postopek je značilna komora v obliki krogle (slika 6.15), ki je postavljena na rob delovnega prostora v glavo motorja in predstavlja približno 50% kompresijske prostornine. Z glavnim delovnim prostorom jo povezuje kanal usmerjen tangencialno na stene komore. Vbrizgalna šoba in žarilna svečka (za podporo vžiga) sta obe postavljeni v vrtinčno komoro. V taktu kompresije se v komori ustvari zelo močan vrtinec zraka, ki priteka skozi tangencialno postavljen kanal. Gorivo se zaradi močnega vrtinca razporedi po stenah vrtinčne komore in vžge podobno kot pri M-postopku. Ko tlak v vrtinčni komori naraste se zmes skozi kanal prenese v glavno komoro. Postopek je primeren za visoke vrtilne hitrosti (preko 5000 min-1), omogoča dober izkoristek zraka in povzroča nizko koncentracijo saj. Zaradi velikih hitrosti delovne snovi pa je močno povečan prestop toplote na stene delovnega prostora. Zato je nižji tudi termični izkoristek motorja.

Slika 6.15: Deljen zgorevalni prostor z vrtinčno komoro

b) Predkomora

Predkomora je centralno postavljena glede na glavni zgorevalni prostor (slika 6.16) in zavzema 20 do 30 % kompresijske prostornine. V predkomoro sta prav tako vgrajeni vbrizgala šoba in žarilna svečka. Z glavnim zgorevalnim prostorom jo povezuje večje število izvrtin. Procesi v njej potekajo podobno kot v vrtinčni komori, vendar je zaradi manjše intenzivnosti zračnega vrtinca izkoriščenost zraka nekoliko slabša.

96

96

Slika 6.16: Deljen zgorevalni prostor s predkomoro

6.3.3.4 Potek zgorevanja

Začetek vbrizgavanja, ki je hkrati začetek tvorbe zmesi, in začetek eksotermnih reakcij, t.j. začetek vžiga ne sovpadata. Loči ju določen časovni interval, ki ga imenujemo zakasnitev vžiga. Dolžina tega intervala je odvisna od:

- vnetljivosti goriva (cetansko število), - kompresijskega razmerja; temperature ob koncu kompresije, - uporabljenega postopka za pripravo zmesi, - obratovalnih pogojev motorja (temperatura sten zgorevalne komore, polnilnega

zraka, goriva, …). Zgorevanje, ki se začne z vžigom zmesi, lahko razdelimo v dve osnovni fazi. V fazi

predhodno pomešanih reaktantov zgori zmes goriva in zraka, ki se je formirala v času zakasnitve vžiga. V fazi difuzijskega plamena pa zgori gorivo, ki je bilo vbrizgano po začetku zgorevanja.

Posledica zgorevanja je sproščena toplota, ki jo lahko določimo z analizo indikatorskega diagrama (poteka tlaka v zgorevalni komori). Hitrost sproščanja toplote se med zgorevanjem spreminja in je odvisna od faktorjev, ki vplivajo na tvorbo zmesi (poglavje 6.3.3.1) in že omenjenih faktorjev, ki vplivajo na zakasnitev vžiga. Hitrost sproščanja toplote predstavljeno v odvisnosti od kota zavrtitve ročične gredi imenujemo karakteristika sproščanja toplote. Prikazuje jo slika 6.17.

Slika 6.17: Karakteristika sproščanja toplote med zgorevanjem v dizelskem motorju

Zgorevanje v prvi fazi poteka izredno hitro in povzroči nagel porast tlaka ter je zato

osnovni krivec za tvorbo dušikovih oksidov in hrup. Saje in nezgoreli ogljikovodiki pa nastajajo v drugi fazi počasneje gorečega difuzijskega plamena.

97

97

Razmerje med obema fazama je odvisno od časa zakasnitve vžiga in ga lahko spreminjamo s spreminjanjem zgoraj naštetih faktorjev ter tako spreminjamo potek zgorevanja, oz. t.i. karakteristiko sproščanja toplote v zelo širokem območju. Slika 6.18 prikazuje karakteristike sproščanja toplote značilne za tri različne postopke priprave delovne zmesi. Krivulja 1 prikazuje značilen potek sproščanja toplote za postopka vbrizgavanja goriva v vroč zrak (mirujoč ali zavrtinčen). Krivulja 2 je primer karakteristike zgorevanja za M-postopek, krivulja 3 pa za deljen zgorevalni prostor. Pri tem poteka sprostitev toplote 3a v predkomori, 3b pa v glavni zgorevalni komori. Razlika med vsemi tremi procesi je predvsem v začetni fazi zgorevanja. Za vbrizgavanje v vroč zrak (krivulja 1) je značilen izrazit začetni vrh kot posledica zgorevanja v času zakasnitve vžiga pomešanih reaktantov. Z večanjem deleža goriva vbrizganega na stene zgorevalne komore postaja ta vrh vse manj izrazit in končno preide v karakteristiko sproščanja toplote značilno za M-postopek. Z uporabo deljenega zgorevalnega prostora in spreminjanjem dimenzij povezovalnega kanala ali izvrtin, lahko potek zgorevanja še dodatno umirimo. Seveda pa se posledično zniža izkoristek zgorevanja.

Slika 6.18: Karakteristike sproščanja toplote v dizelskem motorju

1 – postopek vbrizgavanja goriva v vroč zrak 2 – M-postopek 3 – deljen zgorevalni prostor (3a – predkomora, 3b – glavna zgorevalna komora) 6.3.3.5 Problemi in omejitve a) samovžig

Ker se gorivo vbrizgano v zgorevalno komoro vžge spontano, morajo biti goriva lahko vnetljiva (cetansko število 45 do 50). Klub visokim kompresijskim razmerjem pa tudi ob uporabi ustreznega goriva nastopajo problemi z vžigom hladnega motorja, ko so temperature na koncu kompresije zaradi povečanega prestopa toplote na stene delovnega prostora prenizke. Še posebej je ta problem značilen za majhne motorje. Zato je uporaba žarilnih svečk, ki zvišajo temperaturo komprimiranega zraka, zelo pogosta. b) razmernik zrak-gorivo

V dizelskem motorju prevladuje heterogena sestava zmesi in v toku zgorevanja z difuzijskim plamenom se pojavljajo lokalna z gorivom zelo bogata območja, kar povzroča nastanek in povečano emisijo saj tudi pri zgorevanju z relativno visokim presežkom zraka. Zato je prav presežek zraka, pri katerem je emisija saj še dopustna, merilo učinkovitosti izrabe zraka sveže polnitve. Za motorje z deljenim zgorevalnim prostorom je ta presežek zraka med 10 in 25 %, v motorjih z direktnim vbrizgom v vroč zrak pa 40 do 50 %. V primeru velikih dizelskih motorjev pa je visok presežek zraka potreben tudi zaradi zmanjšanja termičnih obremenitev komponent motorja.

θ (0RG)

98

98

c) hrup

Zaradi samovžiga zmesi pri katerem zgorijo pare goriva pomešanega z zrakom izredno naglo, je hrup zgorevanja zelo velik. Hrup je mogoče znižati z ukrepi, ki skrajšajo čas zakasnitve vžiga. Mednje spada segrevanje polnilnega zraka, povečanje kompresijskega razmerja, dvostopenjski vbrizg goriva, oz. takšna karakteristika vbrizgavanja, ki zagotavlja čim manjšo količino vbrizganega goriva med zakasnitvijo vžiga. 6.3.4 Primerjava značilnosti Otto in dizelskega motorja

OTTO motor Dizelski motor PREDNOSTI - enostavna konstrukcija, - visoka gostota moči kW/kg, - idealna karakteristika sprostitve toplote in

dober izkoristek pri polni obremenitvi, - visoke hitrosti zgorevanja omogočajo

visokevrtilne hitrosti motorja, - možnost enostavnega zniževanja emisij

zuporabo 3-steznega katalizatorja.

- nizka poraba goriva, - dolga življenjska doba, - nizka koncentracij škodljivih plinov v

produktih zgorevanja, - prikladen za uporabo tlačnega polnjenja.

POMANJKLIVOSTI - slab izkoristek pri delnih obremenitvah

zaradi kvantitativnega krmiljenja obreme-nitve

- visoka vsebnost škodljivih plinov (NOx, HC, CO) v produktih zgorevanja

- robusten in težek, - draga izdelava - hrupen - grob – negladek tek motorja

6.3.5 Izmenjava delovne snovi

Proces izmenjave delovne snovi opravlja dve pomembni nalogi: - odstrani produkte zgorevanja iz delovnega prostora (izpuh), - zagotovi kisik (svež zrak) potreben za zgorevanje goriva (polnjenje).

Oba procesa sta medsebojno odvisna. V 4-taktnem motorju potekata ločeno, v 2-taktnem motorju pa večji del sočasno. Končni rezultat izmenjave delovne snovi je valj napolnjen z delovno snovjo z začetnimi parametri krožnega procesa. Masa delovne snovi m1 je pri tem sestavljena iz mase sveže polnitve mk in mase zaostalih plinov mr:

rk mmm +=1 (6.41)

6.3.4.1 Izmenjava delovne snovi v 4-taktnem motorju

Izpuh in polnitev si v tem primeru sledita ločeno in se le deloma prekrivata. Za vsakega od njiju opravi ročična gred motorja približno ½ obrata. Izpuh in polnitev potekata s pomočjo odpiranja in zapiranja izpušnega in polnilnega ventila, ki se nahajata v glavi motorja (slika 6.19). Na ventila deluje sila vzmeti, ki ju drži v zaprtem položaju. Odmikalo odmične gredi premaga silo vzmeti in odpre ventila v točno določenem trenutku ter ju nato po točno določenem času (kotu zavrtitve ročične gredi) ponovno zapre. Izpušni ventil se odpre na koncu ekspanzije tik pred (40 do 60 0RG) zunanjo mrtvo lego (ZML). Nadtlak v valju potisne produkte zgorevanja v izpušno cev. Približno 50 % mase plinov zapusti valj pri pogojih nadkritičnega tlačnega razmerja (dušen pretok), preostanek plinov pa iz valja iztisne bat pri

99

99

svoji poti proti notranji mrtvi legi (NML). Tik pred NML (10 do 15 0RG) se odpre polnilni ventil. Pri tem je izpušni ventil še vedno odprt. Pravimo, da prihaja do prekrivanja ventilov, ki traja do trenutka, ko se zapre izpušni ventil, t.j. 5 do 20 0RG za NML. Bat, ki sedaj ponovno potuje proti ZML polni valj s svežim zrakom dokler se 40 do 60 0RG za ZML ne zapre polnilni ventil.

Slika 6.19: p-V diagram med izmenjavo delovne snovi v 4-taktnem motorju

Sledita takt kompresije in takt zgorevanja z ekspanzijo in krožni proces v 4-taktnem

motorju je sklenjen (slika 6.20).

Slika 6.20: Potek procesov v 4-taktnem motorju

Izbira krmilnih časov je odvisna od izvedbe motorja (sesalni ali tlačno polnjen, Otto ali

dizel motor, počasi ali hitro tekoč …). Zagotoviti mora stabilno obratovanje motorja v prostem teku (motorji z zunanjo pripravo zmesi) in čim nižjo porabo dela za izmenjavo delovne snovi. 6.3.4.2 Izmenjava delovne snovi v 2-taktnem motorju

Izpuh in polnjenje potekata sočasno in obsegata zaključni del ekspanzije in začetni del kompresije. Krmilni časi so pri tem običajno dirigirani s položajem bata (slika 6.21), ki odpira in zapira izpušne in polnilne kanale v valju motorja. Posledica takšne konstrukcije so simetrični časi odpiranja in zapiranja ter problemi zaradi uhajanja sveže polnitve. Pomembno pa je skrajšan tudi delovni takt motorja (za 15 do 25%), saj se le prostornina polnjenja Vf in ne celotna gibna prostornina motorja Vh uporabi za pridobivanje dela.

ZML

SML

100

100

Slika 6.21: p-V diagram med izmenjavo delovne snovi v 2-taktnem motorju

Slika 6.22: Delovanje 2-taktnega motorja s sistemom karterske črpalke

101

101

Ker v 2-taktnem motorju izmenjava delovne snovi ne poteka v dveh ločenih taktih, morata tako izpuh kot polnjenje potekati pri nadtlaku. Zato lahko 2-takten motor obratuje le ob podpori puhala, ki zagotavlja dovolj visok tlak v polnilnem kolektorju, za kar pa porablja del dela, ki ga proizvaja motor. Najenostavnejše izvedbe motorjev uporabljajo t.i. sistem karterske črpalke (slika 6. 22). V drugi polovici kompresije bat odpre sesalni kanal in začne med svojo potjo proti NML sesati svežo zmes zraka in goriva v karter motorja. Zaradi potreb mazanja se zmesi primeša še mazalno olje. Med ekspanzijo nato bat stisne zmes v karterju in jo v zadnjem delu ekspanzije potisne v valj skozi polnilni kanal. Pri tem sveža zmes izpodriva produkte zgorevanja skozi izpušni kanal v izpušno cev. Da bi pri tem izpodrivanju čim manj sveže polnitve ušlo skozi izpušni kanal, je čelo bata oblikovano tako, da preusmeri tok plinov vstran od izpušnega kanala.

Tak način izplakovanja imenujemo prečno izplakovanje, ki pa ne zagotavlja visokih stopenj izplakovnja. Zato so se razvili drugi postopki, ki zagotavljajo boljše stopnje izplakovanja. Prikazuje jih slika 6.23.

Slika 6.23: Osnovni sistemi izplakovanja 2-taktnih motorjev

1 – prečno izplakovanje 2 – vzvratno izplakovanje 3 in 4 – vzdolžno izplakovanje 6.3.4.3 Parametri za oceno procesa izmenjave delovne snovi a) stopnja polnitve

Stopnja polnitve je razmerje med maso sveže polnitve v valju na koncu polnjenja in maso, ki bi napolnila gibno prostornino pri pogojih, ki vladajo na vstopu v valj (pk, Tk):

kh

kv V

mρ

η⋅

= (6.42)

Kadar namesto razmerja mas zapišemo razmerje prostornin govorimo o volumetričnem izkoristku

h

fv V

V=′η (6.43)

Pri tem je Vf prostornina, ki jo napolni sveža polnitev pri pogojih, ki vladajo v valju ob začetku kompresije v SML.

102

102

b) stopnja presežka Stopnja presežka je definirana kot razmerje med celotno maso sveže polnitve, ki vstopi

skozi polnilni kanal in maso sveže polnitve ob koncu procesa izmenjave delovne snovi:

kp m

mΣ=Φ (6.44)

Stopnja presežka je večja od 1. Še posebej visoke vrednosti lahko doseže pri tlačno polnjenih 4-taktnih motorjih z velikim prekrivanjem ventilov in pri 2-taktnih motorji. c) koeficient zaostalih plinov

Koeficient zaostalih plinov je razmerje med količino zaostalih plinov in količino sveže zmesi na koncu izmenjave delovne snovi:

k

r

k

rmm

nn

≈=γ (6.45)

d) stopnja izplakovanja Stopnja izplakovanja je razmerje med maso sveže delovne snovi v valju in celotno maso

delovne snovi:

1mmk

s =η (6.46)

upoštevaje (6.45) lahko tudi zapišemo:

γη

+=

11

s (6.47)

6.3.4.4 Tlačno polnjenje motorjev z notranjim zgorevanjem

Začetki tlačnega polnjenja so povezani s težnjo po povečanju specifične moči motorja na enoto delovne prostornine in povečanju efektivnega izkoristka. V novejšem času pa se je tem težnjam pridružila zahteva po zmanjšanju emisije škodljivih produktov zgorevanja, kar je povezano tudi z ukrepi, ki so v nasprotju s povečevanjem specifičnih moči in efektivnih izkoristkov motorjev. Pri tem pa je mogoče z uporabo tlačnega polnjenja doseči optimalen kompromis.

Da bi pojasnili pojem tlačno polnjenje, izhajamo iz enačbe za efektivno moč motorja:

efge hmP η⋅⋅= & (6.48)

Pri čemer je: gm& - masni pretok goriva, hf – kurilna vrednost goriva, ηe – efektivni izkoristek.

Za zgorevanje goriva je potrebna določena količina zraka. Z izrazom (6.7) smo definirali ekvivalentni razmernik zrak-gorivo kot razmerje med dejansko in stehiometrijsko potrebno maso zraka. S preureditvijo te enačbe lahko masni pretok goriva zapišemo v odvisnosti od masnega pretoka zraka:

α⋅=

0lmm k

g&

& (6.49)

103

103

Masa zraka, ki v toku izmenjave delovne snovi napolni delovni prostor motorja je (sledi iz enačbe (6.42)):

vkhk Vm ηρ ⋅⋅= (6.50)

Odvisna je torej od velikosti delovne prostornine, gostote zraka tik pred motorjem in stopnje polnitve. Zaradi cikličnosti delovanja motorja z notranjim zgorevanjem je masni pretok zraka neposredno odvisen od števila vrtljajev motorja in je:

inmm kk ⋅=& (6.51)

Pri tem je i=1 za dvotaktni motor in i=2 za štiritaktni motor. Če sedaj združimo izraze (6.48) do (6.51), lahko izraz za efektivno moč motorja preuredimo v:

αηρη ekvhf

en

iV

lh

P ⋅⋅⋅⋅⋅=

0 (6.52)

Pri tem je prvi člen konstanta odvisna od goriva. Tudi drugi člen je za dani motor konstanten. Zato je za izbran motor mogoče povečevanje moči le s spremembo parametrov, ki nastopajo v zadnjem členu enačbe (6.52):

αηρη ekv

enP ⋅⋅⋅

∝

Spreminjanje ekvivalentnega razmernika zrak-gorivo je za Otto motor omejeno na ozko

območje, ki ga pogojuje pravilno delovanje tri-steznega katalizatorja (α ≈ 1), v primeru dizelskega motorja pa smo ugotovili, da ga zaradi pojava saj v izpuhu ne moremo spustiti pod α =1,15.

Stopnja polnitve je odvisna od tokovnih razmer v polnilnem sistemu, njeno povečevanje je omejeno na optimiranje teh razmer, ki pa je v sodobnih motorjih s 4 ventilsko tehniko že izvršeno.

Pri povečevanju moči motorja z večanjem števila vrtljajev pa je potrebno upoštevati, da naraščajo vztrajnostne sile in zato obremenitev motorja s kvadratom števila vrtljajev.

Tudi efektivni izkoristek motorja ne more veliko prispevati k povečanju moči motorja, gotovo pa ne omogoča podvojitve moči, kar je mogoče doseči s podvojitvijo gostote polnilnega zraka rk tik pred motorjem. Postopek, ki ga pri tem uporabimo, t.j. komprimiranje okoliškega zraka, pa imenujemo tlačno polnjenje. V osnovi razlikujeno:

- mehansko tlačno polnjenje (slika 6.24) in - turbokompresorsko tlačno polnjenje (slika 6.25).

V prvem primeru je kompresor gnan preko motorske gredi, medtem ko turbokompresor s pomočjo turbine izrablja preostalo moč izpušnih plinov in žene kompresor.

104

104

Slika 6.24: Mehansko tlačno polnjenje (idealni krožni proces)

Slika 6.25: Turbokompresorsko tlačno polnjenje (idealni krožni proces)

Vpliv tlačnega polnjenja na potek idealnega ciklusa 4-taktnega motorja z notranjim

zgorevanjem je očiten v fazi izmenjave delovne snovi. V primeru idealnega ciklusa sesalnega motorja potekata proces izpuh in polnitve brez izgub torej po isti izobari, t.j. pri tlaku okolice (slika 6.3). V primeru realnega ciklusa (slika 6.3) pa kot posledica izgub nastopajo tlačne razlike in za izmenjavo delovne snovi je potrebno določeno delo wids, ki zmanjšuje indicirano delo realnega ciklusa (izraz (6.29)).

V primeru mehanskega tlačnega polnjenja (slika 6.24) je pred motor nameščen kompresor, ki komprimira zrak od tlaka okolice do tlaka polnitve. V primeru idealnega ciklusa brez izgub je zato med polnjenjem valja tlak v valju enak kar tlaku za kompresorjem med praznjenjem valja pa tlaku okolice. Posledica tega je pozitivno delo izmenjave delovne snovi:

wids

wK

V

wT

VhVc

p

wids

wK>wids

V

105

105

( ) ( )

( )ikaids

cakaci

a

III

III

II

II

I

I

aids

ppvw

vvpvvpdvpdvpdvpdvpdvpw

−⋅−

⋅=

−⋅+−⋅=⋅+⋅+⋅+⋅=⋅= ∫∫∫∫ ∫

εε 1

(6.53)

Upoštevati pa je potrebno tudi delo, ki ga kompresor porablja

∫ ⋅=2

1dpvwk

in ga preko motorske gredi prejema od motorja. Tako da je neto delo izmenjave delovne snovi dejansko negativno.

V primeru turbokompresorskega tlačnega polnjenja (slika 6.25) ostane potek polnjenja nespremenjen, med praznjenjem valja pa se zaradi turbine, ki je nameščena za motorjem tlak izpuha dvigne nad tlak okolice, tako da je med praznjenjem valja tlak v valju višji od tlaka okolice. Vendar je nižji od tlaka polnitve. Zato je delo izmenjave delovne snovi pozitivno. Pri idealnem turbokompresorskem tlačnem polnjenju se delo visokotlačnega dela ciklusa poveča še za delo izmenjave delovno snovi, s tem pa tudi termični izkoristek. To pa je tudi osnovna prednost turbokompresorskega tlačnega polnjenja pred mehanskim tlačnim polnjenjem. Kako velika je ta prednost v primeru realnega ciklusa, pa je predvsem odvisno od termodinamičnih izkoristkov kompresorja in turbine. Razmere za idealiziran stacionarni režim delovanja lahko popišemo z naslednjim modelom. Pri stacionarnem delovanju velja enakost moči kompresorja in turbine:

TK PP = (6.55) Moč kompresorja je

mKsK

sKKK

hmPηη .

Δ⋅= & (6.55)

Pri tem je: Km& - masni pretok skozi kompresor, DhsK – izentropska entalpijska razlika kompresorja, hsK – izentropski izkoristek kompresorja, hmK – mehanski izkoristek kompresorja. Podobno zapišemo tudi moč turbine

mTsTsTTT hmP ηη .⋅Δ⋅= & (6.56)

Enakost moči lahko torej zapišemo kot

TKK

TsTsK m

mhh η⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅Δ=Δ

&

& (6.57)

pri čemer je: mTsTmKsKT ηηηηη .⋅⋅= (6.58)

Za idealen plin lahko entalpijski razliki izrazimo s tlačnimi razmerji in pišemo:

106

106

⎥⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢⎢

⎣

⎡

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−⋅⋅⋅⋅=

⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡

−⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅⋅

−−

ipl

ipl

zr

zr

pp

mmTc

ppTc TK

K

Tiplpzrp

κκ

κκ

η

1

3

43,

1

1

21, 11

&

& (6.59)

Vpeljimo karakteristično število:

TKK

Tmm

TT ηζ ⋅⋅=

&

&

1

3 (6.60)

in izrazimo tlačno razmerje p2/p1

11

3

4

,

,

1

2 11

−−

⎟⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜⎜

⎝

⎛

⎥⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢⎢

⎣

⎡

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−⋅⋅+=

zr

zr

ipl

ipl

pp

cc

pp

zrp

iplpκκ

κκ

ζ (6.61)

Ta izraz lahko prikažemo v diagramu za različne vrednosti karakterističnega števila z (slika 6.26). Ugotovimo lahko, da je za izmenjavo delovne snovi brez tlačnih izgub tlak za kompresorjem višji od tlaka pred turbino že za ζ≥1,2. V primeru realnega ciklusa in 15 procentnih tlačnih izgub pa je potrebna vrednost faktorja ζ že višja od 1,5.

Slika 6.26: Stopnja kompresije kompresorja v odvisnosti od stopnje ekspanzije v turbini

za različne vrednosti parametra z

Značilne vrednosti parametra ζ za različne tipe motorjev in osnovne faktorje, ki vplivajo na velikost ζ najdemo v preglednici 6.1. Kot sledi iz preglednice 6.1 in pogoja ζ>1,5 dosegamo pozitivno delo izmenjave delovne snovi le pri nekaterih izvedbah dizelskih motorjev in še to le v določenem območju obratovanja (zunanja karakteristika). Kot sledi iz preglednice je faktor ζ za bencinske motorje prenizek za doseganje pozitivnega dela med izmenjavo delovne snovi. Vzrok je nizek izkoristek turbokompresorja (majhne dimenzije) in

p2>p3

p2<p3

107

107

delovanje z »Waste gate« sistemom, t.j. ventilom, ki prične pri višjih tlakih polnjenja (p2>1,5 bar) izpuščati del izpušnih plinov v izpuh mimo turbine. S tem zaustavi naraščanje števila vrtljajev turbokompresorja in tako prepreči klenkanje zaradi visokih tlakov in temperatur polnilnega zraka. Preglednica 6.1: Značilne vrednosti parametra z za različne tipe motorjev pri nazivni moči motorja t3 0C KT mm && / hTK ζ Dizelski motor - počasi tekoč 2-taktni 400 1 0,68 1,5 - srednje hitro tekoč 4-taktni 500 1 0,65 1,7 - hitro tekoč 4-taktni 600 1 0,55 1,6 Benciski motor - z »Waste gate« sistemom 900 0,75 0,45 1,3

Posledica komprimiranja zraka v kompresorju je porast temperature komprimiranega zraka. Zato porast gostote za kompresorjem zaostaja za porastom tlaka. To zaostajanje lahko omilimo s hlajenjem komprimiranega zraka v prenosniku toplote. Pri tem je lahko hladilni medij kar hladilna voda motorja ali okoliški zrak. V prvem primeru komprimiranega zraka ne moremo ohladiti pod 95 0C. Prednost pa je kompaktnost sistema. Hladilniki polnilnega zraka tipa zrak-zrak, pa so precej večjih dimenzij, temperaturo polnilnega zraka pa lahko ohladijo na nivo le nekaj višji od temperature okolice. Prednosti hlajenja polnilnega zraka so naslednje:

- večanje gostote polnilnega zraka in s tem možnost dodatnega povečanja moči, - znižanje termičnih obremenitev, - nižanje emisije NOx, - zmanjšana nevarnost klenkanja bencinskih motorjev.

Izvedbe kompresorjev

Različne izvedbe kompresorjev lahko razdelimo v dve osnovni skupini: - kompresorji, ki delujejo na podlagi izpodrivanja medija, - kompresorji, ki delujejo po principu turbo strojev.

V prvo skupino spadajo batni kompresorji, vijačni kompresorji, Root kompresorji in drugi. Njihova skupna značilnost je, da je pri izbranem številu vrtljajev kompresorja prostorninski pretok skoraj konstanten, pri tem pa dosegajo poljubno stopnjo kompresije (slika 6.27). Pomembna lastnost je tudi stabilnost delovanja v celotnem obratovalnem območju. Uporabljajo se za izvedbe tlačnega polnjenja z mehansko gnanim kompresorjem, saj v povezavi z motorjem dosegajo izredno ugodne obratovalne karakteristike, še posebej za vozilske aplikacije.

Slika 6.27: Root-sov kompresor in karakteristike obratovanja (1 – ohišje, 2 – vrteči oval)

108

108

V drugo skupino, t.j. v skupino turbo strojev pa spadajo aksialni in radialni kompresorji. V njih se preko mehanskega dela, ki ga opravlja gonilnik prenaša na medij kinetična energija, ki se nato v difuzorsko oblikovanih kanalih gonilnika in vodilnika pretvarja v potencialno energijo tlaka. Zato je dosežena stopnja kompresije neposredno odvisna od števila vrtljajev kompresorja (slika 6.28), pretok pa se veča s kvadratom števila vrtljajev pri čemer ga z desne strani omejuje nastop dušenega pretoka (zvočna hitrost). Za karakteristike tega tipa kompresorjev je značilno, da se pri nekem konstantnem številu vrtljajev kompresorja z manjšanjem pretoka stopnja kompresije le počasi povečuje in to le do meje črpanja, ki označuje nastop nestabilnega obratovanja kompresorja. So izredno kompaktni in dosegajo precej višje izkoristke od kompresorjev, ki delujejo na podlagi izpodrivanja medija. Uporabljajo se predvsem v sistemih s tubokompresorskim tlačnim polnjenjem, saj se zaradi visokega števila vrtljajev zelo dobro ujamejo s plinsko turbino, medtem ko je pogon z motorsko gredjo mogoč le ob zelo visokem prestavnem razmerju.

Slika 6.28: Radialni kompresor in karakteristike obratovanja

(1 – gonilnik, 2 – obroč vodilnih lopatic, 3 – spiralni vodilnik) Izvedbe turbin

Uporabljajo se aksialne in radialne centripetalne plinske turbine. Izvedba turbine je odvisna predvsem od velikosti motorja, torej velikosti masnega pretoka. Zato uporabljajo hitrotekoči dizelski in bencinski motorji (osebna in tovorna vozila) radialne izvedbe turbin, medtem ko so aksialne izvedbe značilne za velike počasi tekoče dizelske motorje. Na sliki 6.29 je prikazan klasičen turbokompresor, ki ga sestavljata radialna turbina in radialni kompresor. Gonilnik turbine in kolo kompresorja sta na isti gredi, ki je vležajena z dvema drsnima ležajema. Mazanje ležajev je izvedeno s povezavo z oljnim sistemom motorja.

109

109

Slika 2.29: Turbokompresor

(1 – ohišje kompresorja; 2 – kolo kompresorja; 3 – ohišje turbine; 4 – gonilnik turbine, 5 – ohišje ležajev; 6 – vstop izpušnih plinov; 7 – izpuh; 8 – vstop svežega zraka;

9 – komprimiran zrak, 10 – vstop olja; 11 – izstop olja)