Jsou kompresory tepelnými čerpadly?

Termodynamický ohřev u kompresorů

SUMMARY
Bilancování energie přiváděné do kompresoru tak, jak je uváděno v technické literatuře nevystihuje probíhající děje v levotočivém kompresorovém oběhu exaktně. Při zpracovávání energetických i exergetických bilancí se opomíjí skutečnost, že energie se do kompresoru přivádí nejen pohonem, ale také nasávaným plynem a chladící vodou. Srovnání oběhu probíhajícího v kompresoru s oběhem tepelných čerpadel, sledovatelné v entropických diagramech, je možné, neboť:
- přívod tepla např. z okolí = nasávání
- stlačování pracovní látky = komprese
- odvod tepla (topný výkon) = vytlačování
- expanze pracovní látky = expanze ze škodlivého prostoru.
Využití termodynamických oběhů ke zvyšování teploty tepelné energie tedy lze považovat za termodynamický ohřev.

1. ÚVOD
Využití termodynamických oběhů ke zvyšování teploty tepelné energie lze považovat za termodynamický ohřev. S tímto dějem se setkáváme nejen u tepelných čerpadel, ale mnohem častěji u samotných kompresorů. O dějích, které zde probíhají při transformacích energie by nás měly informovat entropické diagramy a energetické i exergetické bilance.

Bilancování energie přiváděné do kompresoru, tak jak je uváděno v technické literatuře však nevystihuje probíhající děje v levotočivém kompresorovém oběhu exaktně. Při zpracovávání energetických i exergeticklých bilancí se opomíjí skutečnost, že energie se do kompresoru přivádí nejen pohonem, ale také nasávaným plynem a chladicí vodou.

Tato skutečnost je vnímána technickou veřejností dosud jen sporadicky, poněvadž úplné transformace energie u kompresorů dosud nebyly publikovány. K vysvětlení pochodů probíhajících v kompresorech při přeměnách energie je také nezbytné členění energie na exergii a anergii, i rozlišení ohřevu přímého a termodynamického.

K porovnání obou způsobů jsou následně využity entropické diagramy. Na Obr.1 je vyjádřeno množství energie potřebné k ohřevu plynu, např. spalováním chemické energie, která je exergií, plochou pod izobarou 1 - 2. Pomocí termodynamického oběhu lze stejného ohřevu dosáhnout jen přivedením potřebné exergie e, viz šrafovaná plocha na Obr.2. Tímto způsobem se pomocí tepelných čerpadel využívá teplo okolí q_o (nebo také teplo odpadní), které je na obrázku vyjádřeno plochou pod izotermou T_o.

Obr.1 - Přímý ohřev v T-s diagramu            Obr.2 - Termodynamický ohřev v T-s diagramu

Na Obr.3 jsou obě alternativy znázorněny Sankeyovými diagramy proudů.

Obr.3 - Sankeyovy diagramy proudů energie u ohřevu přímého a termodynamického

2. TRANSFORMACE ENERGIE U KOMPRESORU
Bilancování energie při kompresi, tak jak je dosud uváděno v technické i firemní literatuře, nevystihuje její celkové využití, poněvadž je velmi zjednodušené - zkrácené.

2.1. ENERGETICKÉ BILANCE ZKRÁCENÉ
Je-li při zpracovávání energetické bilance zanedbávána energie přiváděná do kompresoru nasávaným plynem, dochází ke zkreslování probíhajícího děje, neboť je jimi naznačováno, že téměř celá energie přiváděná k pohonu stroje je odvedená do okolí chlazením.
Tuto myšlenku podporuje skutečnost, že zvýšení entalpie hmotového toku po stlačení bývá zpravidla nepatrné a pak výkon kompresoru (energie předaná stlačovanému plynu)

P_UZ = (i_d - i_n) . m_d     [W] (1)

je položka zanedbatelná.

Transformace energie přiváděné k pohonu stroje na tlakovou energii plynu tj. exergii, kterou lze dále využívat, není v takto zpracované bilanci zjevná. Jako příklad je na Obr.4 uvedena energetická bilance vzduchového, třístupňového, ležatého kompresoru 1 TLK 720, jehož schéma je na Obr.5.

Podle zavádějící zkrácené energetické bilance se z přiváděného příkonu P_C = 326 kW do stlačovaného plynu transformuje jen část P_UZ 9,0 kW, nezbytná ke zvýšení entalpie plynu.
Zbytek tj. 317 kW je údajně odváděn do okolí:

- chlazením prvního stupně	QCH,I = 74 kW	tj. 22,7 % z Pc
- chlazením druhého stupně	QCH,II = 115 kW	tj. 35,3 % z Pc
- chlazením třetího stupně	QCH,III = 93 kW	tj. 28,5 % z Pc
- netěsnostmi	QN = 6,5 kW	tj. 2,0 % z Pc
- sáláním a chlazením mazacího oleje	QS = 28,5 kW	tj. 8,74 % z Pc

Obr.4 - Zkrácená energetická bilance kompresoru 1 TLK 720

Obr.5 - Schéma kompresoru 1 TLK 720

Tyto kontroverzní údaje vedly k tomu, že u kompresoru nebyly definovány účinnosti přímé, srovnávající výkon a příkon stroje tak, jak vyplývají ze zkrácených bilancí. Tím se zamezí tomu, aby ideální izotermická komprese byla hodnocena nulovou účinností. V námi sledovaném ději by přímá účinnost dosáhla hodnoty pouze

     [-] (2)

poněvadž u energetických bilancí, které sledují pouze entalpie stlačovaného plynu se vzájemné změny mezi energii tlakovou a objemovou neprojeví. O užitečném využití energie přiváděné k pohonu kompresoru nás lépe informují bilance exergetické, které registrují zvýšení tlakové energie komprimovaného plynu, zvýšení jeho práceschopnosti, zvýšení jeho exergie.

2.2. EXERGETICKÉ BILANCE
U transformačních procesů sledujících změny stlačitelných tekutin je nezbytné k exaktnímu popisu děje zpracovávat bilance exergetické. Tím jsou získávány podklady k hodnocení technického stavu stroje, k nalezení ekonomického optima i posouzení konstrukce jednotlivých částí stroje.

Na Obr.6 je takto hodnocen opět kompresor 1 TLK 720 u nějž je ke zvýšení exergie (převážně tlakové energie) plynu využito E_uz = 198,5 kW, takže exergetická účinnost potom je

Obr.6 - Exergetická bilance kompresoru 1 TLK 720

     [-] (3)

Zbývající proud exergie A = 127,5 kW lze členit na exergetické ztráty Z, které postupně degradují odváděním do okolí a proud exergie E_Q = 92,5 kW převáděnou do chladicí vody ( viz. Q_I, Q_II a Q_III na Obr.4 a Obr.8).

Ztráty exergie vznikají:

- třením v klikovém mechanismu	Ez,M = 18,5 kW	t.j. 5,7 % z Pc
- sáláním tepla z povrchu zařízení	Ez,S = 10,0 kW	t.j. 3,07 % z Pc
- netěsností pracovního prostoru	Ez,N = 6,5 kW	t.j. 2,0 % z Pc

Postup při zpracování exergetických bilancí i vyhodnocení přímých exergetických účinností je uveden v literatuře [L1].

Dosud jsou k vyjádření užitné hodnoty stroje zavedeny účinnosti porovnávací, jakožto poměr příkonu kompresoru ideálního, k příkonu stroje skutečného. Představa dokonalého stroje byla vytvořena pouze k posouzení míry dokonalosti skutečného kompresoru. I tímto způsobem je k hodnocení využíváno zvýšení tlakové energie plynu, ke které by došlo při neskutečné, fiktivní změně. Vzájemné srovnání obou bilancí vzbuzuje rozpaky.

Zkrácená bilance energetická nás informuje, že převážná část přiváděné energie je při probíhající transformaci odváděná do okolí. Naopak bilance exergetická dokladuje přednostní uplatnění přiváděné energie k zvyšování tlakové energie plynu. Dokonalou představu o přeměnách energie přiváděné k pohonu kompresoru nás mohou informovat pouze energetické bilance úplné.

Obr.7 - Úplná energetická bilance kompresoru 1 TLK 720

2.3. ENERGETICKÉ BILANCE ÚPLNÉ
Při zpracovávání energetických bilancí nelze pominout, že do kompresoru se energie přivádí také nasávaným plynem. Úplná energetické bilance kompresoru 1 TLK 720 na Obr.7 hodnotí jako energii přiváděnou do kompresoru součet entalpie nasávaného hmotového toku vzduchu I_n = 216 kW a příkonu mechanické energie přiváděné na spojku P_C = 326 kW.

Z kompresoru je energie odváděná stlačeným vzduchem, viz. entalpie hmotového toku po stlačení I_d = 225 kW, jako topný výkon Q_T = 282 kW a jako ztráty Z = 35 kW. Šrafováním je zvýrazněna bilance exergetická, která je částí bilance energetické. Tím jsou nyní dokonale vysvětleny děje probíhající při transformaci.

Ke zvýšení exergie stlačovaného plynu je z celkového příkonu kompresoru využita část E_UZ = 198,5 kW, do topného výkonu Q_T se transformuje proud E_Q = 92,5 kW, zbývající ztráty Z již byly rozepsány v exergetické bilanci.

Energie nasávaného vzduchu z okolí I_n (nebo také plynu o tlaku a teplotě okolí) je energie, kterou již nelze k dalším přeměnám využít. Dělí se na proud B = 189,5 kW převáděný do topného výkonu a proud C = 26,5 kW přecházející do stlačovaného plynu. Pomocí takto zpracované bilance již lze probíhající procesy popsat vyčerpávajícím způsobem.

Příkon kompresoru je využíván ke zvyšování exergie (tlakové energie) komprimovaného plynu (proud E_uz), k termodynamickému ohřevu chladicí vody (proud E_Q) a zbývající část, což jsou ztráty Z, jsou odváděny přímo do okolí. K termodynamickému ohřevu se rovněž využívá anergie nasávaného plynu (proud B).

Rozdělení topného výkonu do tří stupňů je znázorněno na Obr.4 a na Obr.8.

Obr.8 - Termodynamický ohřev u kompresoru 1 TLK 720

3. KOMPRESOR JAKO TEPELNÉ ČERPADLO
Po vyjmutí proudů B a E_Q z úplné energetické bilance (viz. Obr.7) je celkový efekt termodynamického ohřevu na Obr.8 patrný velmi zřetelně.
Lze jej vyhodnotit topným faktorem

     [-] (4)

To je odpověď na otázky mnoha techniků, odkud že se "bere" teplo odnímané kompresorům chlazením. U kompresorů se k termodynamickému ohřevu využívá "jen" 28,4 % energie přiváděné k pohonu stroje. Údaje ze zkrácené energetické bilance vykazující 86,5 % jsou zavádějící.

Nyní je již shromážděno dostatek podkladů k tvrzení, že kompresor pracuje s termodynamickým ohřevem v levotočivém termodynamickém oběhu jako tepelné čerpadlo.

4. ZÁVĚR
V současné energetické situaci je již nezbytné využívání všech alternativních zdrojů energie, mezi které se řadí nejen zdroje obnovitelné, ale také zdroje druhotné a to zejména odpadní teplo. Skutečně nemalým zdrojem nízkopotenciálního tepla jsou kompresory, které produkují prakticky bez přerušení. Při tom teplo odváděné chlazením dosahuje hodnoty až 80 % energie přiváděné k pohonu stroje.

Jestliže v našem hospodářství spotřebovávají kompresory odhadem 10 % vyráběné elektrické energie, lze teplo odváděné chlazením popsat tepelným výkonem 800 MW. Poněvadž výrobci se ne vždy touto problematikou zabývají a stará soustrojí nebyla z tohoto hlediska konstruována, nabízí se provozovatelům kompresorových souprav řešení tohoto problému.

Mezistupňové chladiče i dochlazovače jsou konstruovány z hlediska velikosti výměnných ploch "úsporně". To má za následek jen malý rozdíl teplot vody na vstupu a výstupu z chladičů. Aby bylo zaručeno bezpečné chlazení, je pak množství vody a tím i čerpací práce vysoké. Jestliže teplota chladicí vody na výstupu nepřesahuje 30°C je využívání tohoto nízkopotenciálního tepla podmíněno rekonstrukcí chladicího systému.

Navrhované úpravy vyplývají ze zamyšleného využití tohoto odpadního tepla, poněvadž jsou ovlivňovány teplotou zvoleného otopného systému. Pokud ohřev teplé užitkové vody (TUV) nepřevýší teplotu 50°C, vyhoví dvoustupňové chlazení. Před původní mezichladič se předřadí "předchladič" určený k využití odváděného tepla. Z původního chladiče se pak stává dochlazovač stupně. O hodnotě možného topného výkonu rozhoduje teplota plynu na výstupu ze stroje a teplota topné vody. V předběžných úvahách můžeme počítat s topným výkonem rovným 30 % příkonu kompresoru.

PŘEHLED POUŽITÝCH OZNAČENÍ A INDEXU:

Symbol veličiny Jednotka Veličina B J anergie E J exergie EZ J exergie zmařená (exergetické ztráty) E W exergetický výkon, příkon I J celková entalpie I W entalpický příkon, výkon P W výkon, příkon Q J teplo Q W topný výkon T K absolutní teplota V m3 objem V m3 . s-1 objemový průtok W J energie Z W ztrátový výkon m kg hmotnost m kg . s-1 hmotnostní průtok ε - výkonové číslo (topný faktor) η - účinnost ρ kg . s-1 hustota

Indexy M mechanický N netěsnosti Q tepelný S sálavý T topný Z ztrátový C celkový UZ užitečný p přímý uz užitečný d dopravovaný ex exergetický n nasaváný

LITERATURA:
L 1. Kaminský, J.: Využití pracovního prostoru pístových kompresorů. Praha, SNTL 1982.
L 2. Kolarčík, K.: Příspěvek k racionalizaci provozu energetických strojů. Habilitační práce. Ostrava, VŠB 1997.123s.