KOMPRESORY

KOMPRESORY
Jaroslav Kaminský
Kamil Kolarčík
VŠB – TU Ostrava

OBSAH
PŘEHLED POUŽITÝCH ZNAČENÍ A INDEXŮ................................................5
PŘEDMLUVA ..................................................................................................8
ÚVOD ..............................................................................................................8
1. ZÁKLADNÍ TECHNICKÉ ÚDAJE KOMPRESORŮ ...................................10
1.1 VÝKONNOST KOMPRESORŮ ...........................................................10
1.2 PŘÍKONY KOMPRESORŮ .................................................................12
1.3. ÚČINNOSTI KOMPRESORŮ.............................................................14
1.3.1 ÚČINNOSTI IZOTERMICKÉ..........................................................15
1.3.2 ÚČINNOSTI IZOENTROPICKÉ.....................................................15
2. PÍSTOVÉ KOMPRESORY........................................................................16
2.1 ZÁKLADNÍ TYPY PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ ................................16
2.1.1 LEŽATÉ KOMPRESORY...............................................................16
2.1.2 STOJATÉ KOMPRESORY ............................................................16
2.1.3 KOMPRESORY BOXEROVÉ ........................................................18
2.1.4 ÚHLOVÉ KOMPRESORY .............................................................19
2.1.5 OZNAČOVÁNÍ PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ...............................19
2.2 USPOŘÁDÁNÍ KOMPRESORŮ..........................................................20
2.3 HLAVNÍ ČÁSTI PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ ...................................21
2.3.1 CHLAZENÍ KOMPRESORŮ ..........................................................23
2.3.2 MAZÁNÍ KOMPRESORŮ ..............................................................24
2.3.3 ČIŠTĚNÍ NASÁVANÉHO VZDUCHU ............................................25
2.3.4 POJISTNÉ ZAŘÍZENÍ....................................................................25
2.4 ZVLÁŠTNÍ DRUHY PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ .............................26
2.4.1 KOMPRESORY MEMBRÁNOVÉ ..................................................26
2.4.2 CHLADIVOVÉ KOMPRESORY .....................................................26
2.4.3 SPIRÁLOVÉ KOMPRESORY........................................................27
2.4.4 KYSLÍKOVÉ KOMPRESORY ........................................................28
3. TEORETICKÉ ZÁKLADY PŘEMĚNY ENERGIE V PÍSTOVÉM
KOMPRESORU.......................................................................................28
3.1 IDEÁLNÍ KOMPRESOR ......................................................................28
3.1.1 PŘÍKON IDEÁLNÍHO PÍSTOVÉHO KOMPRESORU ....................29
3.2 SKUTEČNÝ KOMPRESOR.................................................................31
3.2.1 INDIKÁTOROVÝ DIAGRAM ..........................................................31
3.3 VÝPOČET VÝKONNOSTI PÍSTOVÉHO KOMPRESORU ..................34
3.3.1 PLNĚNÍ PRACOVNÍHO PROSTORU VÁLCE...............................34
3.3.2 EXPANZNÍ SOUČINITEL ..............................................................36
3.3.3 TLAKOVÝ SOUČINITEL................................................................37
3.3.4 TEPLOTNÍ SOUČINITEL...............................................................37
3.3.5 NETĚSNOST PRACOVNÍHO PROSTORU VÁLCE......................38
3.4 PŘÍKON PÍSTOVÉHO KOMPRESORU..............................................39
3.4.1 INDIKOVANÁ PRÁCE ...................................................................40
3.4.2 ÚČINNOSTI PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ..................................41
3.5 NĚKOLIKASTUPŇOVÉ STLAČOVÁNÍ ...............................................42
3.6 ZVLÁŠTNOSTI PÍSTOVÝCH VÝVĚV .................................................45
3.6.1 VÝPOČET HLAVNÍCH PARAMETRŮ VÝVĚV ..............................46
4. REGULACE PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ..............................................48
4.1 REGULACE ZMĚNOU OTÁČEK ........................................................48
2

4.2 REGULACE ZMĚNOU ŠKODLIVÉHO PROSTORU...........................48
4.3 REGULACE ŠKRCENÍM.....................................................................49
4.4 REGULACE PŘEPOUŠTĚNÍM ...........................................................50
4.5 REGULACE ODTLAČOVÁNÍM SACÍCH VENTILŮ ............................50
4.6 REGULACE ODTLAČOVÁNÍM VÝTLAČNÝCH VENTILŮ...............51
5. ROTAČNÍ KOMPRESORY .......................................................................51
5.1 KŘÍDLOVÉ KOMPRESORY................................................................51
5.2 VODOKRUŽNÉ KOMPRESORY ........................................................55
5.3 DVOUROTOROVÉ ROTAČNÍ KOMPRESORY..................................56
5.4 ŠROUBOVÉ KOMPRESORY .............................................................57
5.4.1 HLAVNÍ ČÁSTI ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ .........................59
5.4.2 PRACOVNÍ OBĚH ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ....................59
5.4.3 ZÁVĚRY: .......................................................................................61
5.4.4 ŠROUBOVÉ KOMPRESORY BEZMAZNÉ ...................................62
5.4.5 ŠROUBOVÉ KOMPRESORY MAZANÉ........................................62
5.4.6 PRŮTOKOVÉ SCHÉMA ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ...........63
5.4.7 VÝKONNOST ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ ...........................65
5.4.8 PŘÍKON ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ....................................65
5.5 ŠROUBOVÉ KOMPRESORY SPECIÁLNÍ..........................................67
5.5.1 ŠROUBOVÉ VÝVĚVY ...................................................................67
5.6 REGULACE ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ ...................................69
5.6.1 REGULACE UZAVŘENÍM SÁNÍ....................................................70
5.6.2 REGULACE ZMĚNOU OTÁČEK...................................................71
5.6.3 REGULACE ŠKRCENÍM V SÁNÍ ..................................................72
5.6.4 REGULACE STOP - START .........................................................72
5.6.5 REGULACE PŘEPOUŠTĚNÍM .....................................................72
5.6.6 REGULACE ZKRÁCENÍM ČINNÉ DÉLKY ROTORŮ....................72
5.6.7 REGULACE ZMĚNOU VESTAVĚNÉHO KOMPRESNÍHO
POMĚRU................................................................................................73
6. RADIÁLNÍ TURBOKOMPRESORY ..........................................................75
6.1 HLAVNÍ ČÁSTI RTK............................................................................75
6.2 PROUDĚNÍ PLYNU PRACOVNÍM PROSTOREM RTK......................76
6.3 ZÁKLADY TEORIE RADIÁLNÍCH KOMPRESORŮ ............................77
6.4 ZVÝŠENÍ MĚRNÉ ENERGIE PLYNU .................................................78
6.5 KRITÉRIA PODOBNOSTI U RTK .......................................................79
6.6 TVARY ROTOROVÝCH LOPATEK ....................................................80
6.7 SKUTEČNÝ STUPEŇ RTK .................................................................81
6.8 VÝKONNOST RTK..............................................................................81
6.9 PŘÍKON RTK ......................................................................................82
6.10 ROZVÁDĚCÍ KOLA...........................................................................83
6.11 CHLAZENÍ TURBOKOMPRESORŮ .................................................85
6.12 ENERGETICKÉ CHARAKTERISTIKY ..............................................86
6.13 PROVOZNÍ BOD...............................................................................87
6.14 REGULACE RADIÁLNÍCH TURBOKOMPRESORŮ.........................87
6.14.1 REGULACE ZMĚNOU OTÁČEK.................................................87
6.14.2 REGULACE ŠKRCENÍM V SÁNÍ ................................................88
6.14.3 REGULACE ŠKRCENÍM VE VÝTLAKU ......................................89
6.14.4 ANTIPOMPÁŽNÍ REGULACE .....................................................89
6.14.5 REGULACE ZMĚNAMI PRŮTOČNÉ ČÁSTI ...............................89
6.15 DMYCHADLO S BOČNÍM KANÁLEM...............................................89
3

7. TURBOKOMPRESORY AXIÁLNÍ .............................................................90
7.1 ZÁKLADY TEORIE ATK......................................................................91
7.2 ENERGETICKÉ CHARAKTERISTIKY ATK ........................................93
7.3 AXIÁLNÍ SÍLA......................................................................................94
8. POHON TURBOKOMPRESORŮ .............................................................95
9. PARALELNÍ A SÉRIOVÁ SPOLUPRÁCE KOMPRESORŮ......................96
10. KOMPRESOROVÉ STANICE.................................................................97
10.1 SKLADBA KOMPRESORŮ V KOMPRESOROVÉ STANICI.............97
10.2 ŘÍZENÍ PROVOZU KOMPRESOROVÉ STANICE............................98
10.3 DEGAZAČNÍ STANICE.....................................................................99
10.4 VOLBA NEJVHODNĚJŠÍHO DRUHU KOMPRESORU ..................100
11. ENERGETICKÉ BILANCE....................................................................101
11.1 ENERGETICKÉ BILANCE ZKRÁCENÉ ........................................101
11.2 EXERGETICKÉ BILANCE...............................................................103
11.3 ENERGETICKÉ BILANCE ÚPLNÉ .................................................104
11.4 KOMPRESOR JAKO TEPELNÉ ČERPADLO.................................105
11.5 ZPĚTNÉ VYUŽÍVÁNÍ ODPADNÍHO TEPLA ...................................106
12. PROUDOVÉ KOMPRESORY...............................................................108
12.1 PROUDĚNÍ PRACOVNÍM PROSTOREM.......................................108
12.2 EJEKČNÍ SOUČINITEL...................................................................109
12.3 CHARAKTERISTIKA A REGULACE...............................................110
13. KVALITA A ÚPRAVA STLAČENÉHO VZDUCHU ................................112
13.1 VLHKÝ VZDUCH.............................................................................112
13.2. VYSOUŠENÍ VZDUCHU................................................................113
13.2.1 KONDENZAČNÍ SUŠIČKY ........................................................113
13.2.2 ADSORPČNÍ SUŠIČKY.............................................................114
14. CHVĚNÍ STROJŮ .................................................................................116
14.1 KRITÉRIA K POSOUZENÍ VIBRACÍ ...............................................116
14.2 VIBRACE POTRUBÍ........................................................................118
14.3 VLIV KMITÁNÍ NA LIDSKÝ ORGANISMUS....................................118
15. HLUK ....................................................................................................120
15.1 SNIŽOVÁNÍ HLUKU U PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ....................120
LITERATURA ..............................................................................................122
4

PŘEHLED POUŽITÝCH ZNAČENÍ A INDEXŮ
Symbol Jednotka Veličina
A J práce
C KWh.m -3 měrná spotřeba energie
D m průměr
E J exergie
F N síla
I J entalpie
K
reakce
M
Machovo číslo
M k N.m kroutící moment
P W výkon
Q J teplo, tepelné ztráty
S m -2 plocha
T K teplota absolutní
V m 3 objem
V & m 3 .s -1 , m 3 .h -1 objemový průtok
W J energie
Y J.kg -1 měrná energie
Z J ztráta energie
Z & W ztrátový výkon
ATK
axiální turbokompresor
RTK
radiální turbokompresor
a J.kg -1 měrná práce
a m.s -1 zychlost zvuku
c m.s -1 rychlost absolutní
c J.kg -1 .K -1 měrná tepelná kapacita
d m průměr
e J.kg -1 měrná exergie
f s -1 frekvence
g m.s -2 zrychlení tíže
i J.kg -1 měrná entalpie
k
izoentropický exponent
m kg hmotnost
m& kg.s -1 , kg.h -1 hmotnostní průtok
n s -1 otáčky
p Pa tlak
q J.kg -1 měrné teplo
r J.kg -1 .K -1 měrná, individuální plynová konstanta
r m poloměr
s J.kg -1 .K -1 měrná entropie
s m zdvih pístu
t °C teplota
u J.kg -1 měrná vnitřní energie
u
ejekční součinitel
u m.s -1 obvodová rycjlost
v m 3 .kg -1 měrný objem
w J.kg -1 měrná energie
w m.s -1 relativní rychlost
x
měřítko
z J.kg -1 měrná ztráta
z
počet stupňů, lopatek, zdvihů, otáček atd
α
β
ε
úhel sklonu absolutní rychlosti
úhel sklonu relativní rychlosti
součinitel skluzu, topný faktor
5

ε š
poměrná velikost škodlivého prostoru
ϕ
tlakové číslo RTK
λ
součinitel, výkonové číslo RTK
ν
poměrná netěsnost
π
vestavěný tlakový poměr
φ
objemové číslo
ρ kg.m -3 hustota
σ
tlakový poměr
τ s čas
τ
vliv tvaru lopatek
ω rad.s -1 kruhová rfekvence
Indexy
P
N
Z
a
a
b
c
ca
d
ef
ex
h
ch
i
ie
it
jm
k
m
o
p
pol
q
t
sp
st
stř
š
t
u
už
v
za
I,II až VII
přední
normální
zadní
absolutní
axiální
barometrický
celkový
Carnotův
dopravovaný
efektivní
exergetický
hydraulický
chladící
indikovaný
izoentropický
izotermický
jmenovitý
kompresoru
mechanický, meridiální
objemový
pístu, tlakový
polytropický
tepla
teoretický
spojkový
stroje, statický
střední
škodlivý
teplotní
ucpávky, unášivý
užitečný
ventilu, expanzní
základu
označení stupně
Poznámka k označování tlaků a teplot
p n
p d
p 1
p 2
p 3
v sacím hrdle (nasávaný plyn)
ve výtlačném hrdle (dopravovaný plyn)
ve válci na konci sání
ve válci na konci komprese
ve válci na konci vytlačování
6

p 4
ve válci na konci exepanze
Druhým indexem – římskou číslicí nebo obecně písmenem je označen stupeň. Např:
p nII
p 3z
p dIII
tlak plynu v sacím hrdle druhého stupně
tlak plynu na konci vytlačování v z-tém stupni
tlak plynu za třetím stupněm
Stejným způsobem jsou označovány teploty plynu.
7

PŘEDMLUVA
Skripta KOMPRESORY jsou určena především posluchačům oboru Energetické
stroje a zařízení strukturované formy studia na Fakultě strojní VŠB - TUO. Rovněž je budou
využívat projektanti a uživatelé kompresorových stanic.
Skripta poskytují nejdůležitější informace o strojích sloužících ke stlačování plynu,
popisují zejména jejich konstrukci, uspořádání, příslušenství, regulaci a řazení v
kompresorových stanicích.
Základní technické údaje jsou definovány s platnosti pro všechny druhy kompresorů,
ať již pracují se změnou velikosti pracovního prostoru, což jsou kompresory objemové, nebo
s jeho konstantní velikostí (kompresory rychlostní).
Nově jsou zpracovány statě věnované energetickým a exergetickým bilancím.
ÚVOD
Obor věnující se stlačování plynů je v moderním průmyslu velmi důležitý, poněvadž
kompresory zasahují do všech odvětví lidské činnosti. Na pohon kompresorů se v
celosvětovém měřítku vynakládá asi až 30 % celkové spotřeby elektrické energie, s níž je
nutno velmi úsporně hospodařit. Proto v poslední době vznikají nové typy strojů a stále je
vylepšována jejich konstrukce, což vede ke zdokonalování jejich energetických parametrů a
smysluplnému využívání přiváděné energie.
I když za první kompresor je považován ručně ovládaný měch z třetího tisíciletí před
naším letopočtem, první ležatý pístový kompresor s Hoerbigerovými ventily byl postaven v
roce 1894. Nedlouho potom již došlo i k průmyslové výrobě turbokompresorů v Anglii a
Francii a také v roce 1907 ve Škodových závodech.
První provozuschopný šroubový kompresor bezmazný byl postaven zásluhou
švédského inženýra Alfréda Lysholma v roce 1934 a vývoj mazaných kompresorů začal až v
roce 1959. V současnosti je stlačený vzduch používán k pohonu pneumatických motorů a
mechanismů i k přímému použití. V procesním inženýrství připravují kompresory plyny k
chemickým reakcím a umožňují jejich dopravu na velké vzdálenosti. Významné je využívání
kompresorů v chladicí technice.
Podle způsobu stlačování se kompresory dělí na objemové a rychlostní.
U objemových kompresorů s ventilovým rozvodem dochází ke zvýšení tlakové
energie zmenšením pracovního prostoru ve válci, v němž je plyn uzavřen. Periodické změny
objemu tohoto prostoru se dosahuje přímočarým vratným pohybem pístů u kompresorů
pístových, nebo prohýbáním pružné membrány u kompresorů membránových. Kompresory
bez klikového mechanizmu využívající rotačního pohybu pístu se nazývají kompresory
rotační. Místo ventilového rozvodu využívají zjednodušené konstrukční úpravy s pevně
nastaveným konstantním, tak zvaným "vestavěným" tlakovým poměrem. Vnitřní komprese je
pak mnohdy doprovázená kompresi vnější, probíhající až za výtlačným hrdlem kompresoru.
U rychlostních (dynamických) kompresorů, které se dělí na lopatkové a proudové je
pracovní prostor neměnný. Kinetická a z části tlaková energie plynu se zvyšuje v oběžném
kole. Ve statoru za rotorem se kinetická energie mění na tlakovou. Podle směru pohybu plynu
vůči ose stroje se rotační lopatkové stroje dělí na turbokompresory radiální, axiální a
diagonální.
Základní částí proudových kompresorů (ejektorů) je dýza, ve které dosahuje hnací
látka podkritické či nadkritické rychlosti, směšovací komora, kde dochází k míšení se
stlačovaným plynem a difuzor transformující energii kinetickou na tlakovou.
8

Kompresory bývají různého provedení a uspořádání. Rozdělují se zejména podle:
- stlačovaného média na kompresory vzduchové a plynové,
- počtu stupňů na stroje jednostupňové a vícestupňové,
- celkového tlakového poměru σ na c
dmychadla σ c < 3
nízkotlaké kompresory σ c = 3 až 25
středotlaké kompresory σ c = 25 až 100
vysokotlaké kompresory σ c = 100 až 300
hyperkompresory σ c > 300
- dosahované výkonnosti V &
d na
kompresory malé, jestliže
kompresory střední
kompresory velké
V & d < 150 m 3 .h -1
V & d = 150 až 5 000 m 3 .h -1
V & d > 5 000 m 3 .h -1
Kompresory lze dále členit na vzduchem nebo vodou chlazené, na stacionární, přenosné a
pojízdné.
Kompresory určené k odsávání plynů z uzavřených prostorů jsou vývěvy. Jednotky
s malým tlakovým poměrem a zvýšeným tlakem se nazývají dotlačovací. Jestliže pracují v
uzavřeném technologickém okruhu, jsou označovány jako kompresory oběhové. Speciální
provedení vyžadují chladicí kompresory stlačující chladiva.
KOMPRESORY OBJEMOVÉ
S VRATNÝM POHYBEM PÍSTU
S ROTAČNÍM POHYBEM PÍSTU
PÍSTOVÉ
MEMBRÁNOVÉ
OSTATNÍ
JEDNOROTOROVÉ DVOUROTOROVÉ
KŘÍDLOVÉ
KAPALINOKRUŽNÉ
SPIRÁLOVÉ
OSTATNÍ
ZUBOVÉ
ŠROUBOVÉ
OSTATNÍ
KOMPRESORY RYCHLOSTNÍ
TURBOKOMPRESORY
EJEKTORY
RADIÁLNÍ
AXIÁLNÍ
Tab. 1 Rozdělení kompresorů podle způsobu práce a provedení
9

1. ZÁKLADNÍ TECHNICKÉ ÚDAJE KOMPRESORŮ
Technickými údaji jsou popsány vlastnosti a hlavní parametry strojů. Jedná se
zejména o:
- celkový tlakový poměr
pd
σ c =
pn,I
-
- výkonnost pístového kompresoru V & d
m 3 .s -1 , m 3 .h -1
- celkový příkon kompresoru P sp W
- účinnost kompresoru η -
- počet stupňů z -
- otáčky kompresoru n s -1 , min -1
Ve firemní literatuře se uvádí zpravidla také :
- tlak nasávaného plynu p n,I Pa
- teplota nasávaného plynu t n,I °C
- teplota ve výtlačném hrdle stroje t d
°C
- hmotnost kompresoru m k
kg
- spotřeba chladicí vody V & v
l.s -1
- spotřeba oleje m&
ol
kg.s -1
a u objemových kompresorů pak dále :
- využití pracovního prostoru λ -
- počet válců i -
- průměry válců D m
- zdvih pístu s m
S počtem stupňů úzce souvisí celkové provozní náklady, které jsou rozhodujícím
ekonomickým kritériem. Pro daný konečný tlak plynu za kompresorem je minimální počet
stupňů u objemových kompresorů omezen přípustnými teplotami plynu ve válci. Investiční
náklady takto navržených kompresorů, ale současně i porovnávací účinnosti, jsou nižší.
Protikladem je dražší stroj s ekonomicky maximálně přípustným počtem stupňů, pracující s
nejvyšší dosažitelnou účinností a menší spotřebou energie. Pro optimální počet stupňů s
nejmenšími celkovými provozními náklady jsou u velkých kompresorů s dlouhodobým
provozem rozhodující náklady na energii, u malých strojů s krátkodobým využitím náklady
investiční (viz. kap. 3. 5., obr. 46).
Vývoj kompresorů jako u všech strojů směřuje k co nejvyšším otáčkám. Zvýšením
otáček lze při stejné výkonnosti dosáhnout lehké konstrukce stroje, pohonu, základu i
strojovny, avšak životnost strojních částí klesá. S ohledem na zvyšující se tepelné zatížení
chladicích ploch se rovněž snižuje účinnost chlazení pracovního prostoru. Limitujícím
faktorem jsou mimo nadměrný hluk také u pístových kompresorů setrvačné síly vzrůstající s
druhou mocninou otáček, vyvolávající vibrace soustavy stroj - pohon - základ. Platí to
zejména pro velké stroje, pracující často v oblasti rezonančního režimu. Důsledky vysokých
otáček se korigují konstrukčním uspořádáním stroje.
1.1 VÝKONNOST KOMPRESORŮ
Výkonnost je z hlediska využitelnosti kompresoru parametrem základním. Je
definována jako objemový průtok V & d plynu sacím hrdlem kompresoru dopravovaný až do
spotřebiče.
Výkonnost V & d je jen částí z nasávaného plynu V & n , která je během průtoku strojem
ovlivňována únikem plynu netěsnostmi
V & d
=
V & n
-
V & o do okolí.
V & o
[m 3 .s -1 ] (1)
Tato veličina není ovlivňována změnou barometrického tlaku ani změnou teploty
nasávaného plynu, takže během bezporuchového provozu se nemění. Je ovšem závislá na
10

současném stavu stroje, na celkovém tlakovém poměru σ c a zejména na stupni opotřebení
částí utěsňujících pracovní prostor stroje. V provozních podmínkách nelze rovněž vyloučit vliv
netěsných pojistných ventilů chladičů spojovacího potrubí a příslušenství stroje.
Srovnáním naměřených hodnot V & d (současná výkonnost) s jmenovitou hodnotou
V & jm (jmenovitá výkonnost) udávanou výrobcem u nově instalovaných strojů, můžeme
posoudit stupeň opotřebení kompresoru.
K vyjádření dopravovaného množství plynů kompresorem slouží:
hmostnostní výkonnost m&
d (kg.s -1 ), což je hmotnostní průtok plynu výtlačným hrdlem stroje.
Stlačitelnost plynů nás nutí k samostatnému sledování a vyhodnocování proudů
hmotnostních i objemových pomocí jednoduchých schémat strojů a odpovídajících
Sankeových diagramů, viz. obr.1 a 2. Zde je také zřejmá závislost výkonnosti kompresoru V &
d
na nasávaném množství V & n i vnějších objemových ztrátách V & o .
S narůstajícími cirkulačními proudy V &
c , vnikajícími do prvního stupně vnitřními
netěsnostmi kompresoru, ovšem nasávané množství plynu do pracovního prostoru
kompresoru klesá, neboť možné plnění pracovního prostoru V & s je součtem proudů V & n + V&
c .
Vznik vnitřních netěsností je popsán u jednotlivých druhů kompresorů v následujících
kapitolách.
V &
c
V &
n
V &
d
V &
s
V & v
m& d
V &
o
Obr. 1 Objemové průtočné schéma kompresorů
m& c
m& n
m& s
Obr. 2 Hmotnostní průtočné schéma kompresorů
Vztah mezi výkonnosti hmotnostní, zjištovanou měřením ve výtlačném potrubí a
výkonností současnou popisuje vztah
m& = & ρ
[kg.s -1 ] (2)
d
Vd.
n,I
m& o
11

Hustotu plynu ρ n,I
nasávaného prvním stupněm kompresoru udává v závislosti na
jeho tlaku p n,I
a teplotě T n,I
v sacím hrdle stavová rovnice,
=
p
n,I
ρ
n.I
[kg.m -3 ] (3)
r.Tn,I
což vysvětluje, proč se během dne i roku dopravované množství (hmotnostní
výkonnost) mnohdy i výrazně mění.
I když je využívání hmotnostní výkonnosti m&
d k určení dopravovaného množství
plynu nejpřijatelnější, v technické praxi se neujalo, hmotnostní průtok je neustále
přepočítáván na průtok objemový, na tak zvaný standardní (normální) stav V & d, N pomocí
rovnice (4). Výrobci kompresorů téměř výhradně využívají „normální stav technický“ na
rozdíl od dříve zavedeného „normálního stavu fyzikálního“.
r
p N
T N
p
&
N
d
= Vd,N.
[kg.s -1 ] (4)
r.TN
m
&
V této rovnici je:
měrná, individuální plynová konstanta,
normální ( standardní) tlak 100 kPa = 1bar (dříve 101,325 kPa),
normální (standardní) teplota 293,16 K = 20°C (dříve 273,16 K).
Název „standardní“ je zaváděn mezinárodní normou ČSN ISO 8011.
Poněvadž hustota plynu v normálním stavu je konstantní, kopíruje standardní
výkonnost hmotnostní průtok a slouží tudíž výhradně k vyjádření množství dopravovaného
plynu. Z tohoto hlediska je využíváni normálních metrů krychlových k popisu hmotnostního
průtoku zavedeno duplicitně, což odpovídá zavedeným zvyklostem.
Je nutno mít na zřeteli, že v případě, kdy je v sacím hrdle tlak p n,I = 1 bar a teplota
t n,I = 20°C platí:
V & d
=
V & d, N
[m 3 .s -1 ] (5)
Vzhledem k tomu, že výrobci ve firemní literatuře této skutečnosti využívají k
současnému popisu výkonnosti i dopravovaného množství, nesmí uživatelé zapomínat na
změny, doprovázející změnu tlaku a teploty nasávaného plynu.
1.2 PŘÍKONY KOMPRESORŮ
Práce potřebná k pohonu kompresoru za čas je příkonem pohonu, který společně s
převodem a kompresorem vytváří soustrojí, dodávající do spotřebiče plyn o požadovaných
parametrech. Na obr. 3 je schéma soustrojí s kompresorem pístovým, na obr. 4 s
kompresorem dynamickým. V obou případech je naznačeno přímé spojení kompresoru s
motorem bez převodu. Příkon motoru je vzhledem k tomu, že se k tomu účelu nejčastěji
využívá elektromotorů, označen P el .
12

P vn
P pol
Obr. 3
Schéma soustrojí s objemovým kompresorem
Psp
Pel
Psp
Pel
Pvn
Obr. 4 Schéma soustrojí s dynamickým kompresorem
Tok příkonu soustrojím s vyznačením vznikajících ztrát je naznačen na obr. 5.
P el
P sp
P vn
P pol
Z &
EL
Z &
m
ΣZ &
k
Obr. 5. Rozptyl práce přiváděné k pohonu kompresorů
Výkon elektromotoru P el je příkonem kompresoru P sp
(rozptyl energie vznikající v elektromotoru) Z & el menší.
na spojce. Je proto o ztráty
Z energetické bilance
P el
= P sp
+
Z & el
lze odvodit vztah
Psp
η
el
= = 1−
z
el
[-] (6)
P
el
13

Měrné ztráty z el v závislosti na odebíraném výkonu popisují průběh účinnosti (viz
obr.6), který zjišťují výrobci na zkušebnách. Pomoci účinnosti elektromotoru lze z
naměřeného příkonu elektromotoru vyhodnotit spojkový příkon. Je-li mezi motor a kompresor
zařazen převod, nutno zvážit i jeho účinnost η , takže:
P sp
= P el . η
el
. η
p
[kW] (7)
p
1
větší výkony
η mot
0 0,2 0,4 0,6 0,2 1 1,2
0,8
menší výkony
0,6
0,4
0,2
výkon
výkon
odebíraný
jmenovitý
Obr. 6 Závislost účinnosti elektromotorů na odebíraném výkonu
Účinnost převodů klínovými řemeny bývá v rozmezí 90 až 94%, ozubené řemeny
dosahují až 99%.
Uložení rotorů kompresorů lopatkových a rotačních i klikového mechanizmu strojů
pístových je doprovázeno ztrátami mechanickými z m . Ty závisí na typu, uspořádání a kvalitě
provedení, montáže i mazání kompresorů. K mechanickým ztrátám se přičítá práce potřebná
k pohonu čerpadel olejových i chladicích a také práce potřebná k pohonu ventilátoru u strojů
vzduchem chlazených.
Příkon přivedený na píst nebo na hřídel kompresorů dynamických se nazývá
příkonem vnitřním P vn , u pístových kompresorů též příkonem indikovaným P in . Poměr příkonu
vnitřního a spojkového je účinnost mechanická η
m
.
Úprava názvosloví u pístových kompresorů se odvíjí od přímé souvislosti mezi
plochou indikátorového diagramu a indikované (vnitřní) práce A in .
Příkon předávaný dopravovanému plynu P d je součtem zvýšení jeho měrné energie
tlakové a pol a kinetické a k . U objemových kompresorů není zvýšení kinetické energie
podstatné, zanedbává se.
d
d
( a a )
P = m& . +
[kW] (8)
pol
k
n
n−1
⎛ ⎞
a = .r.T . ⎜σ
n
pol n c
−1⎟
[J.kg -1 ] (9)
n −1
⎝ ⎠
a
k
1
.
2
2 2
( c − c )
= [J.kg -1 ] (10)
d
n
1.3. ÚČINNOSTI KOMPRESORŮ
Míra dokonalosti strojů se mimo jiné posuzuje stupněm využití přivedené energie, tj.
energetickými účinnostmi. U převážné většiny strojů a zařízení se definují účinnosti přímé,
14

jakožto poměr výkonu P už a příkonu stroje P. Příkon P je energie W přivedená do stroje za
jednotku času, výkon P už je užitečná část příkonu
Puž
η = [-] (11)
P
Rozdíl mezi přivedenou energií W a využitou energií W už jsou ztráty energie, tj.
množství zmařené energie W z , které se nepodařilo přeměnit na žádaný druh a je odváděno
bez užitku do okolí
W z = W – W už [J] (12)
U kompresorů se výkon stroje nedefinuje, přímé účinnosti jsou nahrazovány
účinnostmi porovnávacími (podrobněji v kapitole 11.). Jsou to energetické účinnosti nepřímé,
poněvadž porovnávají příkon kompresoru ideálního a skutečného. Pomocí ideálního stroje
(který je jen představou) zkoumá se míra dokonalosti stroje skutečného.
Podle toho, který oběh je zvolen za srovnávací, rozdělují se porovnávací
(termodynamické) účinnosti na izotermické a izoentropické.
1.3.1 ÚČINNOSTI IZOTERMICKÉ
Poměr izotermického příkonu P ideálního kompresoru a celkového příkonu P it sp
skutečného kompresoru se nazývá izotermická účinnost spojková
η
it,sp
P
P
it d it
= =
[-] (13)
sp
m&
.a
P
sp
Rozdíl mezi celkovým a izotermickým příkonem vzniká mařením části mechanické
energie přiváděné k pohonu kompresoru. K tomu dochází nežádoucí přeměnou
(transformací) mechanické energie na energii tepelnou.
Uživatele kompresorové stanice sledujícího spotřebu elektrické energie a tím také
provozní náklady kompresorové stanice více zajímá snadno vyhodnotitelná izotermická
účinnost celého soustrojí
P
it
η
it,el
= [-] (14)
Pel
Izotermické účinnosti se definují zejména u kompresorů pístových, které považujeme
za stroje chlazené.
1.3.2 ÚČINNOSTI IZOENTROPICKÉ
U rotačních kompresorů a turbokompresorů stále převažují účinnosti izoentropické,
definované pomoci izoentopického ideálního příkonu P ie analogicky jako účinnosti
izotermické.
η
ie,sp
P
P
ie d ie
= =
[-] (15)
sp
m&
.a
P
sp
P
ie
η
ie,el
= [-] (16)
Pel
Tyto hodnoty však nemůžeme srovnávat s účinnostmi izotermickými, zavedenými u
pístových kompresorů. Porovnávací účinnosti jsou svázány závislosti
15

vztah
η P
ω =
η
a
it it it
= = =
ηie
Pie
aie
η
.ω
lnσ
κ ⎛
. ⎜σ
c
κ −1
⎝
c
κ −1
κ
⎞
−1⎟
⎠
[-] (17)
it
=
ie
[-] (18)
musíme uplatnit při srovnávání kompresorů využívajících rozdílné účinnosti, nejlépe
přepočtem na účinnost izotermickou.
2. PÍSTOVÉ KOMPRESORY
Tyto stroje nacházejí stěžejní uplatnění v chemickém průmyslu, kde se využívá jejich
schopnosti dosahovat nejvyšších tlaků. Kompresní poměry hyperkompresorů již překračují
hodnotu σ
c
= 2 500. Velké pístové kompresory pracují s výkonností až 20 000 m 3 .h -1 ,
maximální příkon energie přiváděný k jejich pohonu bývá 5 MW.
Malé dotlačovací kompresory se používají v těch místech, kde tlak vzduchu v
rozvodné síti klesá pod přípustnou mez.
2.1 ZÁKLADNÍ TYPY PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ
2.1.1 LEŽATÉ KOMPRESORY
jsou nejstarším druhem pístových kompresorů, při jejichž konstrukci byly aplikovány
zkušenosti ze stavby parních strojů. Nízké otáčky, omezené nedokonalým vyvážením
setrvačních sil a momentů, vyžadují rozměrnou, robustní konstrukci i půdorysně rozlehlé
strojovny. Stavební výšky jsou však i u několikastupňových strojů malé. Krátkým spojovacím
potrubím lze odlučovače i chladiče umístit do sklepních prostorů pod úroveň stroje, čímž se
vytvoří předpoklady pro snadnou obsluhu a údržbu. Tyto stroje mají dlouhou životnost. Dnes
se ležaté kompresory vyrábějí jen jako laboratorní stroje pro velmi vysoké tlaky a malé
výkonnosti.
2.1.2 STOJATÉ KOMPRESORY
Snaha zlevnit výrobu zvyšováním otáček vedla ke konstrukci stojatých kompresorů
podle vzoru spalovacích motorů. Víceválcové uspořádání umožňuje lepší vyvážení
setrvačních sil i momentů.
U vícestupňových kompresorů však značně narůstá výška strojovny, která musí umožnit
vertikální demontáž pístů včetně dlouhých pístnic. Poněvadž příslušenství stroje bývá
umísťováno na jednotlivé části stroje, přístup k ventilům
a ucpávkám je obtížnější než u strojů ležatých. Proto se
stavějí zpravidla jen jako nízkotlaké, jedno až
třístupňové stroje stacionární (na obr.7 je dvoustupňový,
vzduchem chlazený stojatý kompresor 2 DVK 65-V,
stlačující 18 m 3 plynu za hodinu na 3,5 MPa), nebo
pojízdné. Často se používají pro speciální účely jako
kompresory bezmazné, plnicí, kyslíkové, membránové
atd.
Obr. 7 Dvoustupňový kompresor 2 DVK 65
16

V tlakovzdušných kompresorových stanicích se uplatňují dvoustupňové kompresory DSK,
které se vyráběly v ČKD jako dvou až čtyřválcové stroje s výkonnosti 1 000 až 3 600 m 3 .h -1 .
Tyto stroje (viz. obr. 8) dosahují účinnosti
η = 0,6 při celkovém tlakovém poměru σ c = 9.
it, el
Novodobé bezmazné typy stojatých kompresorů pracují s malou spotřebou oleje, přičemž
zcela odpadá mazání válců i zařízení k odlučování oleje. Dodávaný vzduch je naprosto čistý,
bez jakýchkoliv stop oleje z mazaných částí stroje, takže exploze oleje je vyloučena.
Obr. 8 Dvoustupňový kompresor
Obr. 9 Bezmazný kompresor
4 DSK 350 2 DSK 240 B
Konstrukce klikové skříně pomocí mezistěny se
speciálními stíracími ucpávkami pístnic brání vnikání oleje
z klikového mechanismu k válcům. Pístnice, pouzdra
válců a samočinné destičkové ventily jsou z nerezavějící
oceli. Hliníkové písty jsou utěsněny pístními kroužky ze
samomazných materiálů. V ČKD se tyto typy stavěly pro
výkonnosti až 1 600 m 3 .h -1 a tlakové poměry σ c
= 10 až
20.
Na obr. 9 je bezmazný stojatý dvoustupňový
kompresor 2 DSK 240 B.
Malý vysokotlaký třístupňový stojatý kompresor 1
TSK 115 se zkráceným klikovým mechanismem a
diferenciálním pístem je na obr. 10. Tento typ stroje
stlačuje 24 m 3 vzduchu za hodinu na tlak 20 MPa do
akumulátorů důlních lokomotiv.
Obr. 10. Třístupňový kompresor 1 TSK 115
17

Stojaté pojízdné kompresory poháněné spalovacími motory se dodávají pro stavební
i montážní práce na povrchu a také ve speciální úpravě pro podmínky hlubinného dobývání.
2.1.3 KOMPRESORY BOXEROVÉ
spojují přednosti obou předchozích typů. Osy válců jsou horizontální a ke každému
zalomení hřídele je přiřazena dvojice pístů pohybujících se proti sobě (obr. 11). Takto jsou
vytvořeny předpoklady pro úplné vyvážení setrvačních sil a při vhodném uspořádání i
setrvačních momentů. Vyvážení setrvačních sil a momentů umožní až trojnásobné zvýšení
otáček proti pomaluběžným ležatým strojům starší konstrukce.
Obr. 11 Schéma boxerového kompresoru
Řez osou válců boxerového kompresoru 4 TBK 800 je na obr.12. Jeho výkonnost je
10 000 m 3 .h -1 , dosažitelný tlak ve výtlačném hrdle p d
= 1,275 MPa, otáčky n = 300 min -1 a
celkový příkon P el = 1 250 kW.
Obr. 12 Boxerový kompresor 4 TBK 800
18

2.1.4 ÚHLOVÉ KOMPRESORY
mají válce s vodorovnými i svislými osami. Zalomení klikového hřídele přesazené o
90° umožní dobré vyvážení setrvačních sil a úsporu půdorysné plochy. Podobně jako
boxerové kompresory i tyto typy se vyznačují klidným chodem. Stavějí se také v bezmazném
provedení. Schéma kompresoru tohoto typu je na obr.13.
Obr.13 Schéma úhlového dvoustupňového kompresoru
V tab. 2 jsou srovnány otáčky n půdorysné plochy základu S, hmotnosti stroje m st ,
hmotnost základu m za nevyvážené setrvačné síly prvého řádu F I i druhého řádu F II,
nevyvážené momenty setrvačných sil prvého řádu M I i druhého řádu M II kompresorů
uvedených typů. Všechny mají stejnou výkonnost i počet stupňů. Parametry ležatého stroje
jsou považovány za základní (100 %). Z nevyvážených momentů setrvačných a odstředivých
sil jsou uvedeny jen horizontální složky, které se přenášejí i na okolí stroje a stavby.
Kompresor
ležatý stojatý úhlový boxerový
Otáčky n 100 200 200 200
Hmotnost stroje m st 100 70 68 70
Hmotnost základu m za 100 49 40 53
Půdorysná plocha S 100 45 50 62
Setrvačné síly:
prvého řádu F I 100 - - -
Momenty setrvačných sil:
prvého řádu M I 100 - 1 8
druhého řádu M II 100 - 12 2
Tab. 2 Srovnání základních typů pístových kompresorů
2.1.5 OZNAČOVÁNÍ PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ
K označování pístových kompresorů se využívá písmen i číslic, vyjadřujících
technické údaje stroje.
První znak - jednomístné číslo podle počtu válců
Druhý znak - písmeno vyjadřující počet stupňů
19

Třetí znak - písmeno označující provedení stroje
B - boxerové
S - stojaté
H - válce do hvězdy
V - válce do V
L - ležaté
W - válce do W
Čtvrtý znak - písmeno označující druh stroje
K - kompresor
V - vývěva
E - expanzní stroj
Pátý znak - dvou až čtyřmístné číslo označuje průměr pístu prvního stupně v mm
Šestý znak - písmeno pro speciální provedení stroje
B - bezmazné
O - oběhové
N - v nerezovém provedení
Sedmý znak - písmeno označující druh použité vzdušiny, přičemž vzduch se neoznačuje.
Například:
jednoválcový třístupňový stojatý kompresor (obr.10), jehož průměr válce prvního
stupně D I =115 mm, je označen symbolem 1 TSK 115.
Poněvadž šestý znak a další údaje chybí, jde o vzduchový kompresor v běžném
provedení.
2.2 USPOŘÁDÁNÍ KOMPRESORŮ
Provedení pístových kompresorů je závislé na potřebném počtu stupňů k dosažení
žádaného tlaku plynu.
Jednostupňové vzduchové kompresory se staví převážně jako jednoválcové
(obr.18) i několikaválcové stojaté jednočinné stroje bez křižáku. Víceválcové konstrukce
umožní lépe vyvážit setrvačné síly, vysoké otáčky a přímé spojení kompresoru s motorem. K
zamezení objemových ztrát u plynových kompresorů je nutná konstrukce s dvojčinným
pístem, křižákem (obr.15) a ucpávkou pístní tyče. Pro toto uspořádání jsou typické menší
třecí ztráty a dobře utěsněný pracovní prostor. Rovněž se tím dosáhne lepšího vyvážení síly
působící na píst od tlaku plynu ve válci, menšího průměru pístu a oddělení mazání válců od
mazání klikového mechanismu. Na mazání obou systémů se používají rozdílné oleje
vhodných vlastností.
Dvoustupňové kompresory bývají stojaté, s diferenciálními odstupňovanými písty
(obr.14). Často se stavějí jako kompresory úhlové (obr.7) nebo boxerové.
Obr. 14 Schéma dvoustupňových kompresorů s diferenciálními písty
Třístupňové kompresory používají odstupňované písty (obr.10), přičemž první
stupeň je jednočinný nebo dvoučinný. Stojaté konstrukce jsou i víceválcové. Diferenciální
20

písty jsou ovládány jednoduchým klikovým mechanismem. Mají však velkou hmotnost a větší
netěsnost pracovních prostorů jednotlivých stupňů.
Vysokotlaké až sedmistupňové stroje se staví převážně jako boxerové. Jejich
stavebnicové uspořádání umožní využít dvojčinné písty na nižších stupních.
Z hlediska konstrukce a využití jsou pístové kompresory rozdělovány do pěti
základních skupin.
Skupina A
- nejmenší pístové kompresory v krátkodobém provozu, zpravidla jednostupňové,
stojaté, dodávající až 35 m 3 .h -1 tlakového vzduchu pro huštění pneumatik, stříkání barev,
tlakové brzdy automobilů atd.
Skupina B
- malé a střední, jedno i vícestupňové stojaté kompresory lehké konstrukce s
výkonností 35 až 550 m 3 .h -1 .
Skupina C
- malé a střední vícestupňové kompresory stojaté s výkonnosti 100 až 3500 m 3 .h -1 ,
určené pro trvalý provoz.
Skupina D
- plynové vysokotlaké kompresory pro zvláštní účely (stojaté, úhlové, boxerové) s
výkonností 200 až 40 000 m 3 .h -1 .
Skupina E
- pomaluběžné, vysokotlaké, ležaté kompresory s výkonností 200 až 20 000 m 3 .h -1 ,
které ještě existují v mnoha provozech, ale nové se již téměř nestaví.
Skupina
Toto členění umožňuje sladění základních technických parametrů
Otáčky
Střední pístová Poměr Součinitel využití
rychlost s / D pracovního prostoru λ
Účinnost
- min -1 m.s -1 - - -
A 700 - 2000 2,0 – 4,0 0,50 – 1,00 0,50 – 0,80 0,25 – 0,40
B 960 - 1500 4,0 – 5,5 0,45 – 0,85 0,60 – 0,85 0,35 – 0,55
C 500 - 1500 3,5 – 4,0 0,40 – 0,90 0,60 – 0,80 0,40 – 0,70
D 200 - 700 2,5 – 4,0 0,40 – 1,00 0,70 – 0,85 0,55 – 0,70
E 120 - 180 2,5 – 4,0 0,60 – 1,00 0,75 – 0,85 0,55 – 0,65
Tab. 3 Základní parametry pístových kompresorů
η
it, sp
2.3 HLAVNÍ ČÁSTI PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ
Konstrukce pístových kompresorů není jednoduchá, poněvadž musí respektovat
pracovní princip těchto strojů, tj. periodickou změnu objemu pracovního prostoru.
Pracovní prostor
pístových kompresorů (obr.15) je
ohraničen vnitřním povrchem válce, hlavou válce
(víkem), pohybujícím se pístem a ventily.
Obr. 15 Schéma dvoučinného stojatého
kompresoru
Rozvody kompresorů
(ventily) jsou téměř výhradně samočinné,
ovládané tlakem plynu a silou ventilové pružiny.
Jen u dvoučinných vývěv se někdy používá
šoupátkový rozvod, svázaný s pohybem pístu.
Nejrozšířenější jsou ventily kroužkové a deskové.
Základní částí ventilů (obr.16) je sedlo s
jedním nebo několika průtočnými kruhovými
kanály, na něž dosedá ventilová deska, skládající
se z jednotlivých kroužků spojených žebry.
Deska je k sedlu přitlačována spirálovými nebo
deskovými pružinami. Zdvih ventilové desky je
omezen nárazníkem.
21

U kroužkových ventilů jsou průtočné kanály uzavírány samostatně se pohybujícími kroužky.
Obr. 16 Samočinný ventil kroužkový
Ventily jsou uloženy ve ventilových komorách, umístěných na obvodu válce nebo v
jeho hlavě. Na obr.17 je řez hlavou válce s ventilovými komorami, v nichž je umístěn sací i
výtlačný ventil. Konstrukce obou dvoukanálových destičkových ventilů je shodná. Do sedla
ventilové komory jsou přitlačovány centrálními šrouby buď přímo na zabroušené plochy, nebo
na měkké hliníkové těsnící kroužky.
Klikový mechanismus
Obr. 17 Řez hlavou válce s ventilovými komorami
mění točivý pohyb pohonu na pohyb přímočarý, vratný. Je složen z klikové hřídele,
ojnice, křižáku, křižákového čepu, pístnice, pístů a pístních kroužků. Pístnice je utěsněna
ucpávkou. Jednodušší uspořádání (obr.18) využívá zkráceného klikového mechanismu s
trubkovým pístem bez křižáku. Kliková hřídel je uložena v klikové skříni (rámu) na jednom
nebo více ložiskách.
22

Obr. 18 Jednostupňový stojatý kompresor se zkráceným klikovým mechanismem
Kliková skříň je základní částí kompresoru. Její součástí jsou křižáková vedení a
příruby na uchycení válců. V tomto uspořádání přenáší kliková skříň síly vznikající ve válci i v
klikovém mechanismu do základového bloku, na nějž je ukotvena základovými šrouby.
Kliková skříň mnohdy slouží i jako zásobník mazacího oleje.
K příslušenství pístových kompresorů náleží dále zařízení pro:
- regulaci výkonnosti
- chlazení pracovního prostoru,
- mezistupňové chlazení plynu,
- mazání pracovního prostoru,
- mazání klikového mechanismu,
- odlučování oleje a vlhkosti plynu,
- čistění plynu před vstupem do kompresoru,
- jištění proti překročení provozního tlaku,
- měření teplot a tlaků,
- střežení stroje.
2.3.1 CHLAZENÍ KOMPRESORŮ
U malých dvoustupňových, rychloběžných a pojízdných kompresorů se používá
vzduchové chlazení. Stroje jsou jednoduché konstrukce (obr.18), s bohatým žebrováním
válců. Mezistupňové chladiče z hladkých nebo žebrovaných trubek jsou obtékány společně s
válci vzduchem dopravovaným axiálním ventilátorem vytvořeným rameny setrvačníku.
Vzduchem chlazené stroje mají větší spotřebu energie než kompresory chlazené vodou,
poněvadž energie k pohonu ventilátoru se připočítává k pohonu stroje. U větších kompresorů
se zásadně používá účinnější vodní chlazení. Válce jsou plášťovány a voda se zavádí do
meziprostoru. Plášť je zpravidla odlit z jednoho kusu s válcem. Vnitřní chlazení vstřikováním
kondenzátu do válce se již běžně nepoužívá. Mezistupňové chladiče jsou rovněž vodní,
různé, avšak jednoduché konstrukce, s malými nároky na zastavěný prostor.
23

Obr. 19 Svazkový chladič
Pro nižší tlaky se nejčastěji používají svazkové chladiče (obr.19), kde stlačený plyn
proudí mezerami mezi trubkami. U malých kompresorů a pro chlazení plynu na vyšších
stupních se instalují hadové chladiče (obr.20).
Obr. 20 Hadový chladič
Obr. 21 Zubové olejové čerpadlo
2.3.2 MAZÁNÍ KOMPRESORŮ
U nízkotlakých kompresorů bez křižáků jsou válce i klikový mechanismus mazány
současně. Kliková skříň zastává také funkci zásobníku oleje, který se ojnicemi rozstřikuje na
mazací místa. U kvalitnějších konstrukcí bývá mazání cirkulační. Na mazací místa je olej
dopravován čerpadlem (obr.21 ) provrtanými ložisky, klikovým hřídelem, i ojnicí až k pístním
kroužkům.
U křižákových konstrukcí obstarávají mazání válců mazací přístroje, zaručující
regulovatelnou dodávku oleje i do vysokotlakých stupňů. Olej se přivádí do sacího potrubí
stupně nebo přímo do válce.
Poněvadž olej ve formě mlhy ve stlačeném vzduchu vytváří nebezpečné podmínky,
je odlučován za každým stupněm a zejména za kompresorem společně se zkondenzovanou
vlhkostí. Mezi jednotlivými stupni se používají jednoduché odlučovače, pracují na principu
gravitačním (obr.22) nebo odstředivém. Za kompresorem bývá v případě potřeby instalován
vysoce účinný odlučovač s vláknitým filtrem.
24

1
2
Obr. 22 Odlučovač vlhkosti a oleje
Obr. 23 Odlučovač s vláknitým filtrem
Na obr.23 je schéma jednostupňového separátoru, využívajícího k filtraci aerosolu
fibrilního filtru 1, doplněného omezovačem sekundárního úletu 2. Filtrační vrstva je tvořena
náplní velmi jemných skelných vláken průměru 2 až 4 μ m. zachycujících i ty nejmenší
částice oleje a vody. Omezovačem úletu je zajištěno dokonalé oddělení kapaliny od
vyčištěného plynu.
2.3.3 ČIŠTĚNÍ NASÁVANÉHO VZDUCHU
V místech s velkou prašností je nutné čištění nasávaného vzduchu sacími filtry pro
dosažení přijatelné životnosti válců, pístů a pístních kroužků.
Požaduje se zachycení všech částic větších než 1 μ m.
Filtry pro kompresory rozdělujeme na suché, viskózní a olejové. Suché filtry zachycují
nečistoty na papírových, látkových nebo plstěných vložkách. Vložky viskózních filtrů jsou
smáčeny nejčastěji nevysychajícím, netuhnoucím olejem s vysokou viskozitou. Nevýhodou
těchto filtrů je jejich rychlé zanášení. Proto se používají raději filtry olejové, promývací.
Nasávaný vzduch se stýká s olejem, který se i s unášeným prachem zachycuje na filtrační
vložce, po níž stéká do záchytné jímky.
2.3.4 POJISTNÉ ZAŘÍZENÍ
je nezbytným příslušenstvím kompresoru pro jeho
bezpečný provoz. Pojistné ventily instalované ve výtlačném
potrubí všech stupňů se otevírají při překročení maximálního
provozního tlaku nejvýše o 10%. Podle konstrukce
rozeznáváme pojistné ventily se závažím nebo pružinové
(obr.24).
Obr. 24 Pojistný ventil pružinový
25

2.4 ZVLÁŠTNÍ DRUHY PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ
2.4.1 KOMPRESORY MEMBRÁNOVÉ
patří mezi speciální druhy kompresorů, neboť změny objemu pracovního prostoru se
dosahuje prohýbáním pružné kruhové membrány. U jednodušších konstrukcí (obr. 25) se
používá měkká, nejčastěji pryžová membrána, která je ovládána mechanicky. Stroje s
kovovou, hydraulicky ovládanou membránou 1 (obr.26) jsou spřaženy s pístovým olejovým
čerpadlem 4, uloženým v ose stroje pod děrovanou deskou 3, omezující průhyb membrány.
Staví se jako jednostupňové (až σ
c
= 12), nebo dvoustupňové (až σ
c
=22), s výkonnosti od
0,1 do 20 m 3 .h -1 . Používají se také jako vývěvy k dosažení hlubokého vakua 0,3 kPa.
Přednosti těchto kompresorů jsou :
- bezucpávková konstrukce,
- čistota pracovního prostoru, který není znečišťován olejem,
- malý škodlivý prostor, umožňující vysoký kompresní poměr
Nevýhodou je velká hmotnost. Membránové kompresory se používají zejména na
stlačování malých množství vzácných plynů a také v případech, kdy je únik stlačovaného
plynu do okolí nežádoucí. Kyslíkové kompresory tohoto typu používají jako pracovní kapalinu
vodu, k zamezení požáru, poněvadž poruchu s prasklou membránou vyloučit nelze. S
ohledem na odvod tepla kovovou membránou je dosahována téměř izotermické komprese.
Obr. 25 Schéma membránového kompresoru
Obr. 26 Schéma s hydraulicky
ovládanou membránou
2.4.2 CHLADIVOVÉ KOMPRESORY
Součástí chladicích zařízení jsou chladivové kompresory. U nich se vyžaduje
naprostá těsnost pracovního prostoru, aby stlačované chladivo neunikalo do okolí. Tím je
také zamezeno vnikání vzduchu a vlhkosti do kompresoru, je-li vypařovací tlak nižší než tlak
okolí. Stavějí se zpravidla jako:
Pístové kompresory stojaté, ucpávkové tzv. „otevřené“, kdy hřídel je vyveden z
klikové skříně přes ucpávku ke spojení s motorem.
Bezucpávkové kompresory polohermetické jsou společně s motorem uzavřeny v
neprodyšném plášti. Ventily jsou však přes neprodyšná, ale demontovatelná víka přístupné.
Zcela hermetické kompresory jsou společně s elektromotorem uzavřeny v tlakové
nádobě. Příkladem je na obr. 27 uvedený hermetický chladivový kompresor pro stlačování
freonu R12, pracující s chladicím výkonem 400 W.
26

Obr. 27 Chladivový kompresor
2.4.3 SPIRÁLOVÉ KOMPRESORY
Zcela nový princip komprese je uplatňován u novodobých kompresorů "Scroll" s
kývavým pohybem pístu. Ačkoliv byl patentován v USA již v roce 1905, setkáváme se s
těmito kompresory až v období rozmachu tepelných čerpadel, neboť v hermetickém
provedení dosahují chladicích výkonu od 1 kW do 15 kW. Používají se i jako kompresory
vzduchové pro výkonnosti do 30 m 3 .h -1 , s celkovým tlakovým poměrem až 10.
Princip práce je znázorněn na obr.28. Pracovní prostor kompresoru (viz. obr.29) tvoří
dvě kruhové desky s tvarově shodnými spirálovými lopatkami, které jsou v pracovní poloze
vzájemně pootočeny o 180°. Změnu objemu pracovního prostoru zajišťuje excentrem
poháněná pohyblivá deska s kývavým pohybem. Pohybující se spirála (na obr.28 je světlá) se
po tmavé statorové odvaluje tak, že obíhá po kruhové dráze kolem jejího středu, kde je také
umístěn výtlak. Plyn se mezi obě spirály nasává na obvodu pevné desky. Pracovní prostor se
odvalováním zmenšuje a současně je plyn dopravován k výtlaku.
K zamezení rotací pohyblivé desky slouží jištění na principu Oldhamovy spojky.
Oldhamův kroužek je umístěn pod zadní stěnou rotující části.
Obr. 28 Princip práce spirálového
kompresoru
Obr. 29 Řez válcem spirálového
kompresoru
27

Přednosti těchto strojů se uplatňují ve stále větší míře. Kompresory "Scroll" nemají
klikový mechanizmus a tudíž jen nepatrné vibrace, jsou bezmazné, bez převodu mezi
motorem a pohyblivou deskou. Mají tichý chod a nejsou citlivé ke kapalinovému rázu u
chladivových kompresorů. Vyznačují se vysokou spolehlivosti, úspornosti a účinnosti, což
všechno vytváří příznivé podmínky k dosažení efektivního provozu.
2.4.4 KYSLÍKOVÉ KOMPRESORY
Pro stlačování kyslíku se využívají kompresory membránové, pístové, šroubové i
dynamické ve speciálních úpravách zabraňujících vzniku požáru. To znamená nejen
bezmazný provoz, ale také např. úzkostlivou čistotu rukou montérů, nerezové vložky válců a
destičky ventilů s bronzovými sedly zamezující jiskření, čistotu sacího a výtlačného potrubí
bez okují. Prudká exotermická reakce kyslíku s mastnými nečistotami byla mnohdy příčinou
vážných havárií. Zvláštní pozornost vyžadují také plynové kompresory stlačující vodík,
uhlovodíky, acetylén, chlor.
Další konstrukce, které lze zařadit mezi speciální druhy, již nejsou v našich provozech tak
četné.
Jedná se o :
- kompresory s volnými písty,
- kompresory s plným vyvážením posuvných hmot,
- kompresory s ojnici v pístu,
- kompresory s pohyblivým čtvercovým válcem.
3. TEORETICKÉ ZÁKLADY PŘEMĚNY ENERGIE V PÍSTOVÉM
KOMPRESORU
3.1 IDEÁLNÍ KOMPRESOR
Transformace energie probíhající u pístových kompresorů je vysvětlována popisem
rozdílů mezi strojem skutečným a ideálním. Ideální pístový kompresor, jehož schéma a p-V
diagram je na obr.30, je jednostupňový, dokonale těsný a přeměna energie v něm probíhá
beze ztrát. Poněvadž nemá škodlivý prostor (V 3 = 0), je objem pracovního prostoru V 1, v
němž probíhá pracovní proces, totožný se zdvihovým objemem válce. Ten je určen součinem
činné plochy S 1 (m2 ) všech pístů na prvém stupni stroje a zdvihu s (m).
V 1 = V Z = S I . s [m 3 ] (19)
3
2
V
dV
dp
4
p
1
4 v 2 v
V 1
V
p 1
1 v
Obr.30 Oběh ideálního kompresoru
s
28

Komprese plynu 1-2 je buď izotermická, nebo izoentropická. Jelikož nasávání (změna
4-1 v p-V diagramu) i vytlačování 2-3 plynu probíhá bez hydraulických ztrát, ztotožní se tlak
p ve válci na konci sacího zdvihu s tlakem p 1 n,I v sacím hrdle prvního stupně a tlak p 3 s
tlakem p d ve výtlačném hrdle skutečného stroje. To znamená, že vnitřní tlakový poměr
ideálního kompresoru
p p
σ =
2 3
= [-] (20)
p1
p1
a celkový tlakový poměr skutečného stroje
p
d
σ
c
= [-] (21)
pn,I
jsou shodné.
Současně platí rovnosti
p n,I = p 4 = p 1 T n,I =T 4 = T 1
p = p d 2 = p 3 T =T d 2 = T 3
Pracovní oběh ideálního kompresoru není uzavřen. Začíná v bodě 4 otevřením
sacího ventilu. Píst je v zadní (u stojatých kompresorů v horní) úvrati. Při pohybu pístu k
přední (dolní) úvrati, tj. při sacím zdvihu 4-1, se zvětšuje pracovní prostor. Přes otevřený sací
ventil vniká plyn za konstantního tlaku a teploty do válce. Na konci sacího zdvihu se sací
ventil uzavře a při zpětném pohybu pístu se v důsledku zmenšování pracovního prostoru plyn
stlačuje. Výtlačný ventil je stále uzavřen.
Při stoupnutí tlaku ve válci na tlak p 2 (bod 2) se otevře výtlačný ventil a během další
části zdvihu píst vytlačí plyn z válce. Oběh je ukončen v bodě 3, kdy píst je opět v zadní úvrati
a výtlačný ventil se uzavře. Následuje otevření sacího ventilu a celý děj se opakuje.
3.1.1 PŘÍKON IDEÁLNÍHO PÍSTOVÉHO KOMPRESORU
Příkon P (W) je množství energie přivedené za sekundu na hřídel k pohonu
kompresoru. Je-li toto množství energie vyjádřeno technickou prací A (J) potřebnou k
vykonání jednoho oběhu a je-li n (s -1 ) počet cyklů tj. otáček za sekundu, platí pro příkon vztah
P = A . n [W] (22)
Technická práce A je součtem práce získané při sání (- A 4-1 ) a práce vynaložené na
kompresi (absolutní práce A 1-2 ) a vytlačování (A 2-3 ):
je
Jestliže:
A = - A 4-1 + A 1-2 + A 2-3 [J] (23)
Vynaložená práce je označována kladně, získaná záporně.
- A 4-1 = -p 1 . V 1 ( plocha 1 v - 1 - 4 – 4 v – 1 v )
∫
1 2
= p.dV
−
2
A ( plocha 1 v - 1 - 2 – 2 v – 1 v )
1
A 2-3 = p 2 . V 2 ( plocha 2 v - 2 - 3 – 4 v – 2 v )
29

2
∫p.dV
= ∫d(p.V)
− ∫
A = p2.V2
− p1.V1
−
p.dV
2
∫
1
2
1
A = V.dp
[J] (24)
1
V p-V diagramu je technická práce vyjádřena plochou 1-2-3-4-1. Tato práce se u
ideálního kompresoru využije zcela ke zvýšení tlakové energie plynu.
Měrná technická práce vztažená na hmotnost 1 kg plynu
2
1
t
=
A
m
=
2
∫
a [J.kg -1 ] (25)
1
v.dp
V této rovnici je m hmotnost plynu ve válci kompresoru.
Měrná práce absolutní popisuje změnu energie objemové
a
2
= −∫
1
a p.dV
[J.kg -1 ] (26)
Záporné znaménko značí, že při stlačování se objem i objemová energie zmenšuje.
Podle prvního zákona termodynamiky platí:
dq = du + p.dv [J.kg -1 ]
nebo
dq = di – v.dp [J.kg -1 ]
odtud
v.dp = di - dq [J.kg -1 ] (27)
Z tohoto vztahu vyplývá, že zvýšení tlakové energie v.dp je závislé na změně celkové
energie (entalpie) di plynu při kompresi a odvedeném (-dq) nebo přivedeném (+dq) teple
během této termodynamické změny.
Pomocí měrné technické práce a a hmotnostního průtoku m&
d
dopravovaného plynu lze
příkon ideálního kompresoru vyjádřit součinem
P
= &
[W] (28)
i
md.a
t
Poněvadž technická práce je závislá na způsobu stlačování, rozlišujeme :
a) příkon ideálního kompresoru s izotermickou kompresí
kde
P
a
= &
[W] (29)
it
md.ait
r.T .lnσ
it
=
n
[J.kg -1 ] (30)
b) příkon ideálního kompresoru s izoentropickou kompresí
kde je:
P
= &
[W] (31)
ie
md.aie
30

κ −1
κ ⎛ ⎞
⎜ κ
a =
⎟
ie
. r.T n
.
σ −1
[J.kg
κ −1
-1 ] (32)
⎝ ⎠
Oběh s polytropickou kompresí je již prvním přiblížením k oběhu skutečného stroje.
Je-li polytropický exponent n=konst., platí, že zvýšení tlakové energie plynu
2
∫
1
v.dp = a
n
=
n −1
pol
.r.T n
n−1
⎛
⎟ ⎞
⎜ n
. σ −1
[J.kg -1 ] (33)
⎝ ⎠
Polytropické stlačování může probíhat s odvodem tepla, kdy 1 < n < κ , nebo s
přívodem tepla, kdy n >κ .
Všechny tyto změny jsou podrobněji popsány v technické literatuře [L15; L17].
3.2 SKUTEČNÝ KOMPRESOR
U skutečných kompresorů idealizující podmínky neplatí. Transformační děje
probíhající v pracovním prostoru můžeme sledovat na záznamu změny tlaku plynu během
zdvihu pístu.
3.2.1 INDIKÁTOROVÝ DIAGRAM
Z indikátorového diagramu (obr.31)
můžeme postupně vyhodnotit:
• užitečný objem pracovního prostoru,
• průběh změny teploty plynu během
jednoho oběhu převedením
indikátorového diagramu do T-s
diagramu (obr.32)
• indikovaný příkon sledovaného stupně,
• nežádoucí změny narušující
bezporuchový provoz (obr.33 a 34)
Poněvadž na konci výtlačného zdvihu
zůstává u skutečného kompresoru malá
část plynu o objemu V 3 v mezeře mezi
pístem a hlavou válce i ve ventilových
komorách pod ventilovými deskami, je
celkový objem pracovního prostoru V ve 1
válci:
p
V 3
3
p4
HÚ
4
pd
2
pn
p3
V z
V 1
s
p2
1
DÚ
Obr.31 Indikátorový diagram skutečného
kompresoru
p1
V
⎛ V ⎞
= + =
⎜ +
3
V ⎟
1
Vz
V3
Vz.
1
[m 3 ] (34)
⎝ Vz
⎠
Poměr objemu škodlivého prostoru V a zdvihového objemu V 3 z se nazývá poměrný
škodlivý prostor
V
3
ε
š
= [-] (35)
Vz
a udává se v procentech.
31

Plyn nasávaný kompresorem vstupuje do děje během sacího zdvihu mezi body 4-1 a
opouští jej při vytlačování 2-3. Celého uzavřeného oběhu se (u těsného stroje) zúčastní jen
ta část plynu, která je stlačována do škodlivého prostoru V 3 .
T
2
p 2
3
p 4
p 3
E
F
-q ex
+q ko
p 1
s
1
+q ex
4
Obr. 32
T-s diagram skutečného kompresoru
Vlivem rozdílných teplot plynu a stěn pracovního prostoru dochází neustále k
vzájemnému sdílení tepla, jehož smysl se mění během expanze 3-4 a komprese 1-2 v
okamžiku, kdy se obě teploty ztotožní. Poněvadž v tomto bodě dq=0 a ds=0, poslouží k
jejich určení T-s diagram (viz body E a F na obr.32).
Polytropická expanze probíhá z bodu 3 nejprve s odvodem tepla (-q ex ), exponent
polytropy v tomto úseku křivky 3-E je větší nežκ , n 3-E > κ . Od vyrovnání teploty plynu s
teplotou stěn pracovního prostoru válce (v bodě E) probíhá expanze s přívodem tepla (+q ex ),
exponent v tomto úseku je n E-4 < κ .
Současně tlak plynu klesá pod hodnotu tlaku p n v sacím hrdle kompresoru. Tlakového
rozdílu p – p n 4 je v bodě 4 využito k otevření sacího ventilu, k urychlení sloupce nasávaného
plynu a k překonání hydraulických ztrát.
Během sání 4-1 se stav plynu mění. Tlak je ovlivněn kmitáním ventilové desky, pružinami
ventilu a měnící se rychlosti pístu, teplota se zvyšuje jednak směšováním plynu
expandujícího ze škodlivého prostoru s plynem čerstvě nasávaným, jednak ohříváním od stěn
pracovního prostoru.
Polytropická komprese 1-2 probíhá nejprve s přívodem tepla (+q ko ) n 1-F >κ , pak s
odvodem tepla (-q ko ) n F-2 < κ .
Otevření výtlačných ventilů se projeví opět charakteristickou pulzací tlaku. Při vytlačování
2-3 z válce se plyn ochlazuje a tlak po počáteční pulzaci většinou klesá.
H
R
Obr. 33 Indikátorový diagram s pozdním
uzavíráním výtlačného ventilu
Obr. 34 Indikátorový diagram s opožděným
uzavíráním sacích ventilů
32

V okamžiku, kdy píst dosáhne horní úvratě, výtlačný ventil má uzavřít pracovní
prostor ve válci. Ventily s nevhodně navrženými ventilovými pružinami však uzavírají před
nebo za úvrati. Následky pozdního uzavírání výtlačného ventilu jsou zřejmé z indikátorového
diagramu na obr.33, kde expanze začíná v bodě H. Analogicky při uzavření sacích ventilů až
za přední úvrati (obr. 34), začíná komprese v bodě R. Tyto jevy podstatně zvyšují velikost
netěsností pracovního prostoru válce. Netěsnosti pracovního prostoru pak způsobují
nežádoucí proudění plynu, které je také příčinou nedokonalého využití tohoto prostoru.
Velikost a rozdělení netěsností na jednotlivých stupních závisí na uspořádání
kompresoru. Zjednodušeně je proudění plynu pracovním prostorem vysvětlováno v kap. 2,
nyní detailněji na obr. 35 a také pomocí diagramu proudů na obr.36.
I když k popisu jednotlivých toků je vhodnější sledovat hmotnostní průtok, jehož
velikost se stlačováním nemění, je s ohledem na dosavadní zvyklosti popisován průtok
objemový po přepočtu na stav v sání. Pro všechny dále znázorňované objemové průtoky
platí:
m&
V& = [m 3 .s -1 ] (36)
ρ nI
Tím je pro názornost eliminován vliv stavových změn na objem plynu v kompresoru,
vliv komprese na změnu velikosti objemového proudu.
Během sání je pracovní prostor plněn dvěma proudy. Sacím hrdlem píst nasává
objemový průtok V &
n . V důsledku vnitřních netěsností (například netěsností výtlačného
ventilu) se do pracovního prostoru současně vrací již jednou vytlačené množství V &
c . Tento
neustále cirkulující tok je označován jako vnitřní netěsnost stroje, poněvadž neopustí
pracovní prostor kompresoru. Součet proudů V & n a V & c se nazývá plnění pracovního prostoru
V & s .
Podrobněji je diagram proudů zpracován u kompresoru TLK 720 (obr. 132). Takto je
vysvětleno, že výkonnost kompresoru ovlivňují jen vnitřní netěsnosti vnikající do pracovního
prostoru prvního stupně.
V & n
SÁNÍ
V & c
VYTLAČOVÁNÍ
V & c
V & d
V &
t
V & S
V & S
n
V & d
V & c
V & s
SÁNÍ
V & o
V &
VYTLAČOVÁNÍ
Obr. 35 Proudění plynu během sacího a
výtlačného zdvihu v pracovním prostoru
Obr. 36 Sankeyův diagram proudů
v pracovním prostoru
Při kompresi a vytlačování je v důsledku vnějších netěsností (na obr.35 je to
netěsnost pístů) část nasávaného plynu vytlačována do okolí. Tyto vnější netěsnosti V &
o
pracovního prostoru se mnohdy označují jako objemové ztráty kompresoru. Do výtlačného
hrdla je dopravován jen proud V & d - výkonnost kompresoru.
33

V indikátorovém diagramu se vnitřní ztráty
expanzí, zvýšení vnějších ztrát
V & c projeví strmější kompresí a delší
V & o je naopak zobrazeno povlovnější kompresí a strmější
expanzí.
Část energie přiváděné k pohonu skutečného stroje se třením v klikovém
mechanismu mění na teplo, které přechází do mazacího oleje a do okolí. Teplo vznikající
třením ve válci však přejímá převážně plyn.
3.3 VÝPOČET VÝKONNOSTI PÍSTOVÉHO KOMPRESORU
Při výpočtu výkonnosti se vychází z teoretické výkonnosti
naplnění všech zdvihových objemů V z na prvním stupni
V & t , předpokládající úplné
V& S .s.n
[m 3 .s -1 ] (37)
t
=
I
Výkonnost
objemu
V & d skutečného kompresoru je menší, závisí na stupni využití zdvihového
V& = V & .λ
[-] (38)
d
Do součinitele využití
λ
V&
t
d
= [-] (39)
V&
t
jsou zahrnuty ztráty vznikající nedokonalým naplněním pracovního prostoru válců prvního
stupně i ztráty netěsností pracovních prostorů. Proto je výraz (39) upravován jako součin
dvou činitelů
λ = λ s
.λ N
[-] (40)
Součinitel plnění
s teoretickou výkonností
λ
s, I
porovnává plnění V & s pracovního prostoru válce prvního stupně
V &
t
λ
s
V&
V&
s
= [-] (41)
t
V & s .
Součinitel netěsnosti
λ
N
je poměr výkonnosti skutečného stroje
V & d a jeho plnění
λ
N
V&
V&
d
= [-] (42)
s
3.3.1 PLNĚNÍ PRACOVNÍHO PROSTORU VÁLCE
Plněním V & s válce libovolného stupně se rozumí celkový proud plynu do jeho
pracovního prostoru během sání, přepočtený na tlak a teplotu plynu v sacím hrdle. Je to
součet proudu V & n nasávaného přes sací ventily a cirkulujícího proudu V & c vnikajícího do
stroje vnitřními netěstnostmi, na příklad netěsnými výtlačnými ventily (viz. obr.35).
34

Také podle Sankeyova diagramu na obr. 36 platí
V & = V&
+ V&
[-] (43)
s
n
c
Množství plynu m
s
nasávaného za jednu otáčku do válce kompresoru závisí na
velikosti užitečného objemu válce V už a stavu plynu na konci sacího zdvihu, vyjádřeného jeho
hustotou ρ
1
m
s
=
V
už
.ρ 1
Poněvadž pro přepočet na stav v sání platí
m
V =
s
je plnění
s
ρ n
V& = V . .n
[-] (44)
s
už
ρ 1
ρ n
Užitečný objem válce je ta část zdvihového objemu, která je ve válci k dispozici k jeho
naplňování po expanzí plynu 3-B ze škodlivého prostoru V 3 z tlaku p 3 na tlak p 1 = p B. Jelikož
na obr. 37 je tato část zřetelně vymezená úsečkou B-1, lze užitečný objem stanovit nejen
následujícím výpočtem, ale též přímo z indikátorového diagramu.
p
V 3
V z
3
V B
V už
B
4
pn
p1
1
V
Obr. 37 Indikátorový diagram - užitečná část pracovního prostoru
V
už
= V − V = V + V − V
[m 3 ] (45)
1
B
z
3
B
35

Je-li n střední exponent polytropické expanze 3-B, platí pro tuto stavovou změnu rovnice
V
V
B
3
⎛ p
⎜
⎝ p
1
⎞
⎟
⎠
1
n
= σ
1
n
3
= [-] (46)
Dosazením do vztahu (45) bude:
Pak
⎛
. ⎜
1+
ε − ε.σ
⎝
1
n
už
= Vz
⎞
⎟
⎠
V [m 3 ] (47)
λ
s
V&
=
V &
s
t
⎛
= ⎜
1+
ε − ε.σ
⎝
1
n
⎞ p
⎟
.
⎠ p
1
n
T
.
T
n
1
[-] (48)
Takto součinitel plnění vyjadřuje :
- vliv expanze plynu ze škodlivého prostoru expanzním součinitelem
λ
v
1
n
= 1+
ε − ε.σ
[-] (49)
- vliv tlakových změn během sání tlakovým součinitelem
p
1
λ
p
= [-] (50)
pn
- důsledek ohřívání plynu z teploty T na teplotu T n 1 teplotním součinitelem
T
n
λ
T
= [-] (51)
T1
3.3.2 EXPANZNÍ SOUČINITEL
Podle odvozeného vztahu (49) je tento činitel ovlivňován velikostí škodlivého
prostoru, hodnotou exponentu expanze a tlakovým poměrem ve válci.
Velikost škodlivého prostoru závisí na konstrukci ventilů a umístění ventilových
komor. Poněvadž přílišné zmenšování ventilů není vzhledem na zvyšující se hydraulické
ztráty vhodné, bývá u dobře navržených kompresorů s ventily uloženými v hlavě válce ε š
=5%. Při uložení ventilů na obvodu válce a při vyšších rychlostech pístů bývá ε š
> 8%. U
strojů se skupinovými ventily se ε
š
zvyšuje na 12 až 15%. Tyto vysoké hodnoty platí také pro
vysokotlaké stupně, kde jen použitím speciálních souosých ventilů lze dosáhnout ε š
=5 až
7%.
Hodnota středního polytropického exponentu n 3-4 souvisí s množstvím odvedeného
tepla a přivedeného tepla při této změně. Zpravidla bývá n 3-4 =1,2 až 1,3.
Tlakový poměr ve válci lze odhadnout po změření tlakového poměru stupně σ (viz
kap. 3.4).
Hodnoty tlaků p a p 3 1 odečteme přesněji z indikátorových diagramů. Jsou-li indikátorové
diagramy k dispozici, slouží i k přímému odečtu expanzního součinitele. Po zjištění délky
úseček, znázorňujících (obr.37) V a V už z, je
36

λ
v
V
už 1 B
= =
[-] (52)
V
z
V − V
V
z
3.3.3 TLAKOVÝ SOUČINITEL
Tlakový součinitel vyjadřuje vliv změny tlaku při proudění mezi sacím hrdlem a
válcem, je-li píst na konci sacího zdvihu. Z tohoto hlediska je ovlivňován:
- tuhostí ventilových pružin sacího ventilu,
- nerovnoměrnou rychlostí pístu,
- pulzací tlaku plynu v sacím potrubí.
Nedostatečná průtočná plocha ventilů, znamenající zvýšení hydraulických ztrát, je
důsledkem snahy konstruktérů snižovat velikost ventilů a jejich škodlivých prostorů. Poněvadž
hydraulické ztráty sledují proměnlivou rychlost pístu, bývá u rychloběžných strojů linie sání
vydutá. Na zvyšování tlaku plynu ke konci sacího zdvihu se podílí i zpomalování pohybu
pístu, poněvadž kinetická energie brzděného sloupce nasávaného plynu se mění na tlakovou
energii. U jednostupňových kompresorů nasávajících plyn z okolí bývá
λ
p
= 0,96 až 0,98
Zvláštní případ nastává, jestliže ráz plynu při otevření sacího ventilu vyvolá v sacím
potrubí stojaté vlnění. Pak za určitých podmínek dochází např. u delších sacích potrubí k tzv.
dynamickému přeplňování, když tlak plynu na konci komprese stoupne nad tlak v sání a
λ >1.
p
3.3.4 TEPLOTNÍ SOUČINITEL
V technické praxi se předpokládá závislost teplotního součinitele pouze na tlakovém
poměru ve válci, takže
Tn
λ
T
= = f( σ)
[-] (53)
T1
Při použití těchto závislostí je nutno mít na zřeteli, že teplotní součinitel se mění s
hustotou stlačovaného plynu, střední pístovou rychlostí i tvarem pracovního prostoru
(poměrem s/D).
Jelikož se na ohřevu plynu značně podílí píst, jehož teplota bývá vyšší než teplota
válce, je odstupňovaný píst (s ohledem na velikost plochy stýkající se s plynem) nevýhodný.
σ
Současně je třeba zvažovat
1
fyzikální vlastnosti plynů. Při stlačování
vodíku a jeho směsí, které mají vysoký
součinitel tepelné vodivosti, je nutno
2
hodnoty λ T
odečtené z grafu, snížit.
Naopak u víceatomových plynů s nízkým
3
exponentem κ , kde jsou teploty na konci
komprese poměrně nízké, je nutno λ T
4
zvýšit.
Z konstrukčního hlediska je
5
součinitel λ
T
nejpříznivější u strojů s
dokonalým chlazením válců, u nichž je
vyřešeno i chlazení přepážky mezi
6
1 0,95 0,90 0,85
komorami sacího a výtlačného ventilu,
λ T
čímž je omezeno ohřívání nasávaného
plynu od horké komory výtlačného ventilu.
Obr. 38. Závislost λ
T
= f(σ ) podle Frölicha
Na obr.38 je závislost
podle (L5). Levá křivka platí pro velké, pravá pro malé kompresory.
λ T
= f(σ )
37

Diagramu se využívá nejen k odečtení teplotního součinitele λ
T
, ale také k výpočtu
teploty T na konci sacího zdvihu pomocí vzorce (53), po změření teploty T 1 n v sacím potrubí.
3.3.5 NETĚSNOST PRACOVNÍHO PROSTORU VÁLCE
Netěsnost pracovních prostorů válců pístového kompresoru je vyvolána nedokonalou
funkcí ventilů, ucpávek a pístních kroužků, které umožňují vznik vnitřních a vnějších ztrát.
Tyto ztráty vyjadřuje součinitel netěsnosti λ N
podle rovnice (42).
Poněvadž ztráty netěsnosti ( V & o + V & c ) jsou způsobeny netěsností ventilů V &
v
ucpávek V & u a pístů V & p (těch, které umožňují vznik cirkulačních proudů do prvního stupně a
únik stlačováného plynu do okolí), platí současně
d
s
( V&
+ V&
V&
)
V & V&
− +
= [m 3 .s -1 ] (54)
Pak součinitel netěsnosti
v
u
p
λ
n
V& v
+ V&
u
+ V&
p
= 1 −
[-] (55)
V
s,I
Nazveme-li
V&
v
ν
v
=
[-] (56)
Vs,
I
poměrnou netěsností ventilů,
V&
u
ν
u
=
[-] (57)
Vs,
I
poměrnou netěsností ucpávek a
p
V&
=
V
p
ν [-] (58)
s,
I
poměrnou netěsností pístů, bude
N
( ν + ν + ν )
λ = 1 −
[-] (59)
v
u
p
K odhadu poměrných netěsnosti lze použít doporučení Frenkela [L16], který navrhuje
tyto empiricko - statistické vztahy :
poměrná netěsnost ventilů
ν
v
= 0,01 až 0,04
poměrná netěsnost ucpávek podle stupně kompresoru z ν
u
= (0,005 až 0,001).z
poměrná netěsnost pístů jednočinných ν
p
= 0,01 až 0,05,
dvojčinných
ν
p
= 0,003 až 0,015.
vztah :
Podrobněji je o těchto veličinách pojednáno v literatuře [L7]. Zde byl také odvozen
38

σ . r.TnI
K =
I′
[-] (60)
s.n
označený jako "Faktor hlavních parametrů" kompresorů. Jedná se o bezrozměrné kritérium
vyjadřující vliv konstrukce stroje (součin s.n), vliv fyzikálních vlastností nasávaného plynu
(součin r.T n,I ) a jeho stlačení na prvním stupni ( σ′
I
) na poměrnou netěsnost pístů, ventilů a
ucpávek.
Číselná hodnota faktoru K se pohybuje v širokých mezích od 100 do 5000, přičemž
příznivější jsou hodnoty nižší.
Vysoké hodnoty součinitele netěsnosti K mají kompresory dopravující lehké plyny,
stroje malé, stroje s nízkými otáčkami a stroje s vysokým tlakovým poměrem na prvním
stupni. Nejpříznivější (tj. nejnižší) hodnoty mají velké rychloběžné kompresory, stlačující těžké
plyny.
Nemalý význam má faktor K při rozhodování, zda je hospodárné použít daného
kompresoru bez jakýchkoliv úprav při stlačování jiného plynu. Velikost poměrné netěsnosti v
pracovním prostoru se v takovém případě mění pouze následkem změny plynové konstanty r.
Jestliže se vzduchový kompresor použije ke stlačování vodíku, zvýší se netěsnosti
pracovního prostoru 4124 287 = 3,
8 krát.
Do netěsnosti kompresoru se však promítají také netěsnosti spojovacího potrubí,
chladičů a pojistných ventilů stroje.
Výsledná netěsnost pracovních prostorů závisí i na uspořádání kompresoru. Tak
například netěsnosti dvojčinných deskových pístů jsou mnohem menší než u pístů
jednočinných nebo odstupňovaných. Z tohoto hlediska jsou proto nejvýhodnější konstrukce s
několikrát zalomenou hřídelí, kde je v každém válci s dvojčinným pístem jen jeden stupeň.
3.4 PŘÍKON PÍSTOVÉHO KOMPRESORU
Je-li mechanická energie (vnitřní práce) potřebná k uskutečnění jednoho oběhu A i ,
podle definice (22) platí, že příkon P i , přiváděný na píst kompresoru je
P i = A i . n
Poněvadž vnitřní práce A i je úměrná ploše indikátorového diagramu, označuje se
jako práce indikovaná a odpovídající příkon P i se nazývá příkon indikovaný.
Práce A přiváděná na spojku kompresoru je o energii zmařenou A sp zm třením v
klikovém mechanismu vyšší než práce indikovaná A i
A sp = A i + A zm , [J] (61)
takže celkový příkon přiváděný na spojku kompresoru
P sp = A sp . n [W] (62)
Poměr indikovaných a celkových prací nebo příkonů je mechanická účinnost
A
η =
P
i i
m
= [-] (63)
A
sp
Psp
Velikost mechanické účinnosti η
m
závisí na typu, uspořádání a kvalitě provedení,
montáži, obsluze i mazání kompresoru.
Při plném zatížení stroje bývá,
- u středních a velkých stojatých kompresorů s křižákem η
m
= 0,90 až 0,95
39

- u ležatých několikastupňových stropů s křižákem η
m
= 0,88 až 0,93
- u kompresorů bez křižáku η
m
= 0,8 až 0,85
K výpočtu celkového příkonu podle rovnice
P
P =
( ΣA )
i
i
sp
= [W] (64)
ηm
ηm
je kromě mechanické účinnosti η nutná znalost indikované práce ( Ai
) všech stupňů.
m
Σ
3.4.1 INDIKOVANÁ PRÁCE
U instalovaných kompresorů můžeme indikovanou práci vyhodnotit z indikátorových
diagramů.
Je-li S plocha a x i p-V měřítko práce v p-V diagramu, je indikovaná práce z stupňového
kompresoru
z
A [J] (65)
i
= ∑Si.xp−
1
V
Měřítko práce se stanoví jako součin měřítka objemů x V (m3 .mm -1 ) a měřítka tlaků x p
(Pa.mm -1 )
x p-V = x p . x V [J.mm -2 ]
Nejsou-li indikátorové diagramy k dispozici (např. u nově konstruovaných strojů), je
možno A i vypočítat ze vztahu pro polytropickou práci použitím vhodných korekčních
součinitelů.
T
2´
Protože polytropický děj není
jednoznačně definován jako např. děj izotermický
2
nebo izoentropický, exponent polytropy je u
n ek různých kompresorů různý a navíc se mění i
během stlačování (viz např. obr.32), musíme při
výpočtu zavést určité zjednodušující
předpoklady:
n stř
1. Proměnlivý polytropický exponent
komprese n 1-2 nahrazujeme konstantním
F ekvivalentním polytropickým exponentem n ek
(obr.39), tak, aby indikována práce při skutečné
D
kompresi 1-F-2 i při náhradní kompresi 1-2´ byla
1
stejná (plocha 1 s -1-F-2-D-D s -1 s se rovná ploše
D s 1 s F s s
1 s -1-2´ -D-D s -1 s ).
2. Dále předpokládáme, že polytropický
exponent při kompresi i expanzi je stejný a
Obr. 39 Polytropická komprese a její teplota při vytlačování se nemění. Pak se práce
ekvivalentní polytropický exponent vynaložená na stlačování plynu do škodlivého
prostoru vrací zpět na píst stroje.
3. Tlak během sání a vytlačování zůstává stejně jako u ideálního kompresoru
konstantní.
Při respektování těchto předpokladů můžeme z polytropické práce a vypočítat
pol
žádanou práci indikovanou A a pak také pomoci (22) indikovaný příkon P i i. Pro stlačení m´
s
(kg) plynu platí vztah
A = [J] (66)
i
ms.apol
40

To znamená, že indikovaná práce závisí na množství a teplotě nasávaného plynu. S
rostoucí teplotou nasávaného plynu klesá hmotnost plynu v pracovním prostoru, ale celková
práce zůstává konstantní, poněvadž současně roste měrná polytropická práce a pol.
3.4.2 ÚČINNOSTI PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ
Izotermická účinnost již byla pomoci ideálního příkonu definována v kap. 1.3 vztahem
(13)
&
η
it,sp
P
=
P
it
sp
md.a
=
P
sp
it
Rozdíl mezi příkonem celkovým P a izotermickým P sp it vzniká mařením části mechanické
energie přiváděné k pohonu kompresoru. K tomu dochází nežádoucí přeměnou
(transformací) mechanické energie převážně na energii tepelnou:
a) ohříváním plynu v pracovním prostoru válce kompresoru při kompresi,
b) třením při proudění plynu (hydraulické ztráty),
c) ohříváním plynu během sání,
d) rozdílem polytropických exponentů komprese a expanze plynu ze škodlivého prostoru,
e) netěsností pracovního prostoru ve válci,
f) třením v klikovém mechanismu (mechanické ztráty).
K vyčlenění mechanických ztrát a ztrát netěsností je výraz (13) upravován dosazením
za P z rovnice (63) sp
Pit
η
it.sp
= ηm.
[-] (67)
Pi
a dále dosazením za ideální a indikovaný příkon
η = [-] (68)
it.sp
ηm.ηit.i
Poměr izotermického a indikovaného příkonu se nazývá izotermická účinnost
indikovaná η
it, i
.
Poměr
a
it
η
it,i
= [-] (69)
apol
je účinnost komprese, vztažená na 1 kg stlačovaného plynu.
Celková izotermická účinnost jednotlivých kompresorů (tab.3) závisí na fyzikálních
vlastnostech dopravovaného plynu, na otáčkách, střední pístové rychlosti a fyzickém
opotřebení kompresoru.
1
ηiti
b
a
0,5
η iti
Obr. 40 Závislost izotermické účinnosti indikované na tlakovém poměru σ u
jednostupňového kompresoru
σ c
41

Závislost indikované izotermické účinnosti ηit,
i
na tlakovém poměru σ
c
má výrazné
maximum, určují optimální tlakový poměr, který je asi
σ
opt
= 3 - (70)
Se vzrůstajícím tlakovým poměrem účinnost kompresoru klesá, poněvadž ztráty
ohříváním plynu i netěsností pracovního prostoru rostou (svisle šrafovaná plocha a na obr.
40).
U nižších tlakových poměrů převažuje vliv hydraulických ztrát (vodorovně šrafované
pole b), jejich relativní hodnota vzrůstá s poklesem tlakového poměru. Klesne-li σ
c
(např. při
odlehčení stroje) na σ
c
= 1, bude izotermická účinnost kompresoru rovná nule.
Na obr. 41 je průběh účinnosti ηit,
i
u vícestupňových strojů. I zde existuje optimální tlakový
poměr, který je závislý na počtu stupňů z podle přibližného vztahu
σ = [-] (71)
z
opt
3
1
η iti
0,5
I II III IV V VI
0
1 2 3 5 10 20 30 50 100 200 300 500 1000
σ c
Obr. 41 Závislost η
it, i
= f( σ
c
) u vícestupňových kompresorů
S počtem stupňů vzrůstá celkové netěsnost stroje a maximální hodnota
ηit,
i
klesá.
Diagram na obr. 41 se využívá i k volbě optimálního počtu stupňů z.
K předběžnému odhadu účinností můžeme využít hodnoty uvedené v tab.3. Po
dosazení do rovnice (13) poslouží tento údaj ke stanovení očekávaného příkonu
navrhovaného kompresoru.
3.5 NĚKOLIKASTUPŇOVÉ STLAČOVÁNÍ
Se stoupajícím tlakovým poměrem klesá účinnost kompresorů, jeho součinitel plnění
λs
i součinitel netěsnosti λ
N
a zvyšuje se teplota plynu na konci komprese.
Proto se celkový tlakový poměr
p
σ = [-] (72)
c
d
p n,I
dělí na několik stupňů. Po stlačení v prvním stupni se plyn zavede do mezistupňového
chladiče a po ochlazení proudí do pracovního prostoru válce vyššího stupně. Na obr.42 jsou
stupně označeny římskými číslicemi.
42

V &
n
p d
T d
V & d
p nI
T nI
P dI
p nII
P dII
T dI
T nII
T dII
II. stupeň
I. stupeň
T
T 2II
obr. 42 Schéma dvoustupňového kompresoru
p
3II 2II
2II
T 2I
2I
T d
T nII
T nI
p 2II
p 1II
p 1I
p
D
2I
1II
NII
p d NI 1I
p nII
p nI
4II
3I
4I
2I
1II
pnII
pnI
pd
1I
s
V
Obr. 43 Průběh dvoustupňové komprese
plynu v T-s diagramu
Obr. 44 Indikátorové diagramy
dvoustupňového kompresoru
Stav plynu p n,I , T v sání prvého stupně se postupně mění na p n,I 1,I,T 1,I na konci sání
v prvém stupni a p 2,I , T 2,I na konci komprese v prvém stupni, což lze sledovat v T-s diagramu
na obr. 43 i p-V diagramu na obr. 44.
Ochlazováním v mezistupňovém chladiči klesá teplota plynu na T a tlakovými
n,II
ztrátami se zmenší tlak plynu na p v sání druhého stupně. Teploty ve druhém stupni (T n,II n,II,
T 1,II , T 2,II ) bývají vyšší. Příčinou jsou omezené rozměry chladicích ploch a teplota chladicí
vody, která je mnohdy vyšší než teplota plynu v sání prvního stupně. Za kompresorem (po
průchodu dochlazovačem) má plyn tlak p a teplotu T d d.
Pro poměr tlaku je u kompresoru zaveden název tlakový poměr s označenímσ .
Budeme rozlišovat:
a) vnitřní tlakový poměr stupně (tlakový poměr ve válci) jako poměr výtlačného a
sacího tlaku v jednom stupni
p p
= σ
[-] (73)
3,I
3,z
σ = ....... = =
p1,I
p1,z
z
43

) vnější tlakový poměr stupně (tlakový poměr stupně)
p
( z+
1)
n,II
n,
σ ′ = = ....... = = σ′
z
pn,I
pn,z
p
[-] (74)
jako poměr tlaků v sání dvou následujících stupňů.
Vnitřní tlakový poměr je větší než vnější, protože výtlačný tlak nižšího stupně musí
být vyšší o tlakové ztráty v potrubí a mezistupňovém chladiči než sací tlak následného
stupně. Podle literatury bývá
σ = (1,08 až 1,12) . σ′
c) celkový tlakový poměr (72) jako poměr tlaku p plynu za strojem a tlaku p d n,I plynu
v sacím hrdle prvního stupně, je rozdělen na jednotlivé stupně tak, aby výsledná technická
práce byla minimální
p
σ =
d
′ z
z
c
= σ
c
[-] (75)
pn,I
V praxi se tlakový poměr σ ′ upravuje s ohledem na vyvážení výsledné síly působící
na píst. Platí zásada, že síly na píst v obou úvratích (pokud to uspořádané stroje dovolí)
musí být stejné, což je příznivé pro pohon a dosažení lehké konstrukce. Poněvadž v
mezistupňovém chladiči se nepodaří plyn ochladit na původní teplotu nasávaného plynu,
připouští se na prvním stupni tlakový poměr o něco vyšší.
U vysokotlakých kompresorů a v oblastech, kde již stavová rovnice ideálního plynu
neplatí, je třeba při určování tlakových poměrů respektovat chování reálného plynu. K
rozdělení do jednotlivých stupňů je využíván entropický diagram (obr. 45) stlačovaného plynu.
Na izotermě T nI se vyznačí celková změna entropie mezi tlaky p nI a p d, kterou pak rozdělíme
na tolik stejných úseků, kolik je stupňů kompresoru. Body na izotermě udávají stavy v sání
jednotlivých stupňů.
T
p d
p nVI
p nV p nIV p nIII p nII
p nI
T nI
Δs celk.
s
Obr.45 Rozdělení
σ
c
pomoci T-s diagramu
K optimální volbě počtu stupňů byl sestrojen graf (obr. 46), respektující požadavek,
aby součet nákladů provozních a investičních byl co nejmenší. U velkých kompresorů s
dlouhodobým provozem jsou rozhodující náklady na energií, u malých strojů s krátkodobým
využitím převažují náklady investiční.
Křivkou -a- je v grafu vyznačen nejmenší počet stupňů s ještě přípustnými kompresními
teplotami, účinnosti jsou však nízké. Malý počet stupňů se vyznačuje jednoduchou konstrukci
a nízkými investičními náklady.
Křivkou -b- je omezen maximální, ještě ekonomický počet stupňů. Účinnosti i investiční
náklady jsou vyšší.
44

1000
6°
σ c
400
5°
300
200
4°
100
b
3°
60
40
30
20
2°
10
6
1°
4
3
2
a
0
2 2,5 3 4 5 6 7 8 9 10
σ I
Obr. 46 Optimální počet stupňů v závislosti na
σ
c
3.6 ZVLÁŠTNOSTI PÍSTOVÝCH VÝVĚV
Pístové kompresory sloužící k odsávání plynu z prostoru, v němž je udržován tlak
nižší než barometrický, se nazývají vývěvy.
I když výtlačný tlak není zpravidla mnohem vyšší než tlak okolí, pracují vývěvy s
vysokým tlakovým poměrem. Poklesne-li tlak v sání na 10 kPa, je σ c
> 10. To ovšem
znamená, že u vývěv je celkový tlakový poměr a tím také nejnižší tlak v sání p omezen
n
velikostí škodlivého prostoru.
U vývěv běžné konstrukce se škodlivým prostoremε = 5% je p n,min = 5 kPa. Při dosažení
tohoto tlaku je však součinitel λ i výkonnost vývěvy V & d = 0. Pracovní hodnoty tlaků v
odsávaném prostoru nebývají proto nižší než 40 kPa.
Pro dosažení nižších tlaků se používají pístové vývěvy vícestupňové nebo dvoučinné, s
vyrovnáváním tlaku při expanzi. K tomuto slouží přepouštěcí kanálek vyfrézovaný ve stěně
válce (obr. 47). Na obr. 48 je indikátorový diagram v běžném provedení (čárkovaná linie) a
vývěvy s přepouštěcím kanálkem (plná linie).
š
p
V z
V
Obr. 47 Přepouštěcí kanálek ve stěně
válce pístové vývěvy
Obr. 48 Indikátorový diagram vývěvy
45

Převedením plynu ze škodlivého prostoru na druhou stranu pístu se zvýší expanzní
součinitel (viz. p-V diagram na obr. 48), takže při ε
š
= 5% klesne p n,min na 0,22 kPa. Velmi
nízkých provozních tlaků p n = 0,5 až 0,1 kPa lze dosáhnout vývěvou s nuceným šoupátkovým
rozvodem, zajišťujícím dokonalé vyvedení plynu ze škodlivého prostoru.
3.6.1 VÝPOČET HLAVNÍCH PARAMETRŮ VÝVĚV
Příkon vývěvy
se mění s tlakovým poměrem v závislosti na polytropické práci. Práce potřebná pro
kompresi 1 m 3 plynu
A
⎡⎛
n ⎢⎜
p
= .p1.
n −1
⎢
⎜ p
⎢⎣
⎝
⎞⎤
⎟
−1
⎥
⎟⎥
⎠⎥⎦
n−1
n
2
pol
[J]
1
bude nulová ve dvou případech
- na počátku odsávání, kdy σ
c
= 1
- při dosažení vakua (p 1 =0).
To znamená, že po spuštění stroje vzrůstá příkon v závislosti na p 1 od 0 do maxima a
pak opět klesá (viz. diagram na obr. 49).
Apol [J]
Maximální práci vyřešíme rovnicí
0 20 40 60 80 100
p 1 [kPa]
Obr. 49 Závislost A pol = f(p 1 ) při zajíždění vývěvy
∂A
∂
p 1
= 0
Odtud tlakový poměr odpovídající maximální práci
σ
n
p2
n−1
A, max
= n
p1
= [-] (76)
U dvouatomového plynu je práce vývěvy maximální při tlakovém poměru σ
c
= 3,3.
Pro tento tlakový poměr je nutno navrhovat výkon pohonu.
Výkonnost pístové vývěvy
potřebná k dosažení žádaného tlaku p n v evakuovaném prostoru O (viz. obr.50) v
daném intervalu τ je odvozována za předpokladu, že se během odsávání jedná o děj
izotermický.
46

V & d
O
Obr. 50 Schéma zapojení pístové vývěvy na odsávaný prostor
Jestliže vývěva odsaje v intervalu
Δm = ρ.V&
.Δ τ
dojde v recipientu k poklesu hustoty
Δp Δm
Δρ = =
r . T O
srovnáním obou vztahů pak
d
Δ τ z recipientu hmotnost
Δp
V& d
.Δτ
= O.
a po integraci je
p
O
τ
p
p
2
V& d
= . ln
[m 3 .s -1 ] (77)
1
Doba odsávání nutná k dosažení žádaného podtlaku je vyhodnocována z
téže rovnice. K výpočtu hlavních rozměrů pístové vývěvy stále platí vztah (38).
47

4. REGULACE PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ
Regulačními zásahy je výkonnost kompresorů přizpůsobována množství
odebíranému technologickým procesem, tak aby nedocházelo k nepřípustnému kolísání
tlaku ve výtlačném potrubí. To je sice jištěno pojišťovacími ventily na všech stupních, ale
nežádoucí odfukování do okolí znamená ztráty energie a při vadné funkci pojišťovacích
ventilů hrozí nebezpečné stoupnutí tlaku.
Podle přizpůsobivosti stroje požadavkům spotřebiče je regulace plynulá, stupňovitá
nebo dvoupolohová.
Hospodárnost jednotlivých regulačních zásahu je dána změnou provozního režimu
celého soustrojí, kompresoru i motoru. Nelze proto z tohoto hlediska hodnotit jen změny v
ekonomií samotného kompresoru.
Výkonnost kompresoru je vyjádřena již známým vztahem
V& V .n.λ
[m 3 .s -1 ]
d
=
z
p
.λv
.λT
.λN
a její regulace je možná změnou všech veličin, vyjma teplotního součinitele
λ
T
.
4.1 REGULACE ZMĚNOU OTÁČEK
Plynulá regulace změnou otáček je nejhospodárnější a z hlediska konstrukčních
úprav pístového kompresoru nejjednodušší. K zajištění předepsané nerovnoměrnosti chodu
stroje postačí zvýšení hmotnosti setrvačníku, který musí být dimenzován na nejnižší otáčky.
Výkonnost i příkon odpovídá regulovaným otáčkám. Hydraulické ztráty při snížených
otáčkách rychle klesají, netěsnosti pracovního prostoru však rostou. Změna účinnosti motoru
odpovídá poklesu jeho zatížení.
Velké pomaluběžné kompresory této regulace nevyužívají. Rozsah regulace je
omezován použitým pohonem. Pro výraznou změnu otáček (až na 60 %) lze k pohonu
středně velkých i malých, zpravidla mobilních kompresorů použít naftové motory. Parní
motory se již v technické praxi téměř nevyskytují. Regulované elektromotory jsou dosud
drahé, takže u kompresorů poháněných elektromotorem se využívá ke změně otáček
převážně jen regulace dvoupolohová, zastavováním a spouštěním. Pro nutné snížení četnosti
regulačních zásahů se vyžaduje nezbytná akumulační schopnost spotřebiče, kterou můžeme
ovlivnit velikostí větrníku (zásobníku) za kompresorem.
V posledním desetiletí díky frekvenčním měničům a novým typům usměrňovačů pro
stejnosměrné motory je tento způsob použitelný u malých rychloběžných kompresorů, pro
velký rozsah změny otáček v rozmezí např. 700 až 2000 min -1 . Poněvadž se však zpravidla
nejedná o kompresory s dlouhodobým provozem je tento způsob zbytečně nákladný.
Nejčastěji se nyní s touto regulací setkáváme u šroubových kompresorů.
4.2 REGULACE ZMĚNOU ŠKODLIVÉHO PROSTORU
Tato regulace spočívá ve zvětšování škodlivého prostoru přiřazením reduktoru. Na
obr.51 je přídavný škodlivý prostor s plynulou změnou objemu. U moderních strojů se
používá stupňovitá regulace postupným připojováním menších, hydraulicky ovládaných
reduktorů s konstantním objemem. Regulačním zásahem se prodlužuje expanze do
pracovního prostoru (p - V diagram na obr. 52) a současně se snižuje expanzní součinitel
λ
v
. Poněvadž energie potřebná na vtláčení plynu do škodlivého prostoru se z převážné části
vrací při expanzi zpět na píst, je to regulace energeticky výhodná.
48

Obr. 51 Reduktor s plynule měnitelným objemem
p
Obr. 52 Indikátorový diagram při regulaci změnou škodlivého prostoru
4.3 REGULACE ŠKRCENÍM
Regulace škrcením vede ke snížení tlaku p 1 plynu v pracovním prostoru na
konci sacího zdvihu. Vliv tohoto regulačního zásahu na výkonnost kompresoru (p - V diagram
na obr. 53) signalizuje změna tlakového součinitele a v důsledku zvyšování vnitřního
tlakového poměru též změna expanzního součinitele λ v
. Z ekonomického hlediska je to
regulace sice jednoduchá, ale nehospodárná, proto se používá jen u malých agregátů.
Zvláštním případem této regulace (obr. 54) je vyřazení kompresoru z činnosti úplným
uzavřením sacího hrdla.
λ
p
V
p
p
V
V
Obr. 53 Indikátorový diagram po škrcení
v sání
Obr. 54 Indikátorový diagram po
uzavření sání
49

4.4 REGULACE PŘEPOUŠTĚNÍM
Regulace přepouštěním vzduchu do okolí u vzduchových kompresorů nebo obtokem
(obr. 55) zpět do sání (u plynových kompresorů) se vzhledem na ztráty energie používá
jen malých jednotek v krátkodobém provozu.
Obr. 55 Schéma regulace obtokem
4.5 REGULACE ODTLAČOVÁNÍM SACÍCH VENTILŮ
Po odtlačení ventilové desky sacího ventilu zvláštním zařízením na počátku
komprese část plynu proudí zpět do sání (obr. 56). Doba odtlačení ventilu může být
měnitelná, takže regulace je plynulá. Při trvalém odtlačení (obr. 57) běží kompresor
naprázdno. Pomocí tohoto zásahu můžeme u víceválcových kompresorů dosáhnout
stupňovité regulace postupným vyřazováním jednotlivých válců z provozu. Tím dochází ke
změně zdvihového objemu kompresoru V z
p
Obr. 56 Průběh tlakových změn během plynulého odtlačování sacích ventilů
p
V
Obr. 57 Indikátorový diagram dvoupolohové regulace
- po trvalém odtlačení sacího ventilu - viz šrafovaná plocha.
V
50

4.6 REGULACE ODTLAČOVÁNÍM VÝTLAČNÝCH VENTILŮ
Odtlačováním desky výtlačného ventilu na počátku sacího zdvihu se válec plní již
jednou zkomprimovaným plynem.
U vícestupňových kompresorů můžeme do jistých mezí regulovat jen první stupeň.
Poněvadž současně se snižováním výkonnosti klesá i tlakový poměr na prvním stupni,
přetěžují se neregulované stupně a je nutný regulační zásah na všech stupních, zpravidla
kombinaci dříve uvedených způsobů.
Na obr. 58 je ekonomické zhodnocení používaných regulačních zásahů.
P SP
100%
80%
60%
40%
d
e
f
c
b
a – start-stop
b – změnou otáček
c – změnou škodlivého prostoru
d – ovládáním sacích ventilů
e - škrcením
f - přepouštěním
20%
a
0
0 20% 40% 60% 80% 100%
V & d
Obr. 58 Závislost spotřeby energie při regulaci
5. ROTAČNÍ KOMPRESORY
U těchto objemových kompresorů je pracovní pohyb pístu otáčivý, takže nemají
součásti s nevyváženým vratným pohybem. Tímto jsou vytvořeny předpoklady pro zvýšení
otáček, přímé spojení s pohonem, podstatné snížení hmotnosti, hlavních rozměrů a zejména
pořizovacích nákladů. Rovněž uložení na jednoduché, lehké základy je nenáročné a stroje
lze instalovat přímo ke spotřebiči do porubů i do vyšších pater provozních budov. Rotační
kompresory se stavějí jako jednostupňové, s celkovým tlakovým poměrem σ c = 3 - 4,
dvoustupňové s tlakovým poměrem σ c = 8 - 10 nebo třístupňové.
Poněvadž nemají ventilové rozvody, probíhá stlačování u těchto objemových
kompresorů s konstantním, tak zvaným „vestavěným tlakovým poměrem“. Nepřizpůsobují se
automaticky protitlaku v síti, jak je tomu u pístových kompresorů. Velikost vestavěného
tlakového poměru závisí na geometrickém tvaru výtlačného otvoru z pracovního prostoru.
Další nevýhodou jsou až na výjimky nižší dosahované účinnosti a hluk o vysoké frekvenci.
Podle vyhotovení rozlišujeme rotační kompresory a vývěvy na:
- křídlové,
- vodokružné,
- zubové dvourotorové,
- šroubové.
5.1 KŘÍDLOVÉ KOMPRESORY
Křídlové kompresory jsou jednorotorové stroje. Jejich hlavní části i princip práce
můžeme sledovat na obr. 59. V pracovním prostoru 1 křídlového kompresoru je excentricky
uložen rotor 2 s radiálně vyfrézovanými drážkami. V drážkách uložené lamely (křídla) jsou při
rotaci přitlačovány odstředivou silou ke stěnám válce. Tím je pracovní prostor rozdělen na
několik komůrek, jejichž objem V k se při rotaci mění.
Nejprve, po spojení pracovní komůrky se sacím hrdlem, dochází k nasávání
zvětšováním objemu a pak ke kompresi zmenšováním objemu komůrky. Přeběhne-li lamela
51

hranu výtlačného otvoru A, je komprese v pracovním prostoru ukončena a stlačený plyn
proudí do výtlačného hrdla. Velikost dosahovaného tlakového poměru při kompresi závisí jen
na poloze této hrany a při libovolném tlaku ve výtlačném potrubí zůstává konstantní. Proto je
dále označován jako vestavěný nebo též vnitřní tlakový poměrπ . Expanze ze škodlivého
prostoru je strmá, poněvadž škodlivý prostor je malý.
1
V & n
B
2
φ
A
V k
4 3
1
V A
V & d
2
p [Pa]
Obr. 59 Schéma křídlového kompresoru a jeho tlakový diagram
Tlakový diagram na obr. 59 je vynášen jako závislost tlaku v pracovní komůrce na
její poloze, promítnuté do roviny procházející vertikální osou stroje.
p
2
Neodpovídá-li vnitřní tlakový poměr π =
p
tlaku p ve výtlačném potrubí, dochází buď k
d
1
rázové kompresi 2 - 2D a nebo k rázové expanzi 2 - 2D, je-li p < p d 2 , což je doprovázeno
pulzacemi a ztrátami energie.
p
3D
2D
p d
3
2
p 2
p
2
p 2
π = 3
3
2D
p d
4
σ > π
1
4
π = 3
σ < π
1
Obr. 60 Rázová komprese v pracovním
prostoru kompresoru s
vestavěným tlakovým poměrem
V
Obr. 61 Rázová expanze v pracovním
prostoru
V
Nejprve je na obr. 60 popisován případ, kdy je protitlak p d vyšší než p 2 .
Po spojení pracovního prostoru s výtlačným hrdlem dochází k rázové, okamžité
kompresi po vniknutí již vytlačeného plynu zpět do pracovního prostoru. Tento děj 2 – 2D
bude nadále označován jako vnější komprese. Setkáváme se s ním také u Rootsových
dmychadel, které pracují zcela bez komprese vnitřní. Během následného vytlačování 2D – 3D
je znovu z pracovního prostoru vypuzen i zpětný průtok. Cirkulující objem je vyznačen
šrafováním. Touto plochou je také znázorněn nárůst technické práce.
Rázovou expanzi (viz. změnu 2 - 2D na obr 61) je kompresor zatížen po poklesu
protitlaku pod hodnotu tlaku p 2
. I zde je vyšrafovaná plocha úměrná vícepráci proti strojům s
ventilovým rozvodem.
52

Změna indikované práce A i (vyšrafované plochy) není v běžných podmínkách velká,
avšak vznikající pulzace ohrožují životnost lamel. Pracují-li křídlové kompresory jako vývěvy,
je rozdíl příkonů mezi zajížděním a provozem značný. V obou případech zůstává vnitřní
(vestavěný) tlakový poměr konstantní, takže práce potřebná ke kompresi se mění jen s
tlakem p 1
. Krajní případy jsou v tlakovém diagramu na obr. 62 vyšrafovány.
p
Zajíždění
p1
pb
p2
Provoz
V
Obr. 62 Indikátorové diagramy vývěvy pracující s vestavěným tlakovým poměrem
Výkonnost křídlových kompresorů
je vyjádřena opět výrazem (38), součinitel využití pracovního prostoru se pohybuje v
mezích λ = 70 až 90 %.
Teoretická výkonnost
V& V .n
[m 3 .s -1 ] (78)
t
=
p
Objem V p pracovního prostoru závisí na počtu z a maximální velikosti objemu V k
pracovních komůrek na konci sání:
V p = V k . z = S k . L. z [m 3 ] (79)
e 2e
R+e
S k
R
0
R-e
Obr. 63 Čelní plocha S k
pracovní komůrky jako část mezikruží
Přibližná metoda výpočtu čelní plochy S k komůrky vychází z předpokladu, že je z-tou
částí mezikruží, jehož střed leží v ose válce O. Pak podle obr. 63 platí:
2
2
[ .( R + e) − .( R − e )].
z
1
S K
= π π
[m 2 ] (80)
Po odečtení čelní plochy křídel (s = šířka křídla, 2e = výška komůrky) platí:
53

⎛ R ⎞
S K
= 2 . e.
⎜2.π
. − s⎟
[m 2 ] (81)
⎝ z ⎠
Poměr mezi délkou válce a jeho průměrem bývá D
L = 1,5 - 2,5
U dmychadel s větším počtem lamel než 12 je v důsledku zjednodušení výpočtová
chyba menší než 1%
Vnitřní (vestavěný) tlakový poměr
n
p
2
⎛ Vk
⎞
π = =
p
⎜
V
⎟
[-] (82)
1 ⎝ A ⎠
křídlových dmychadel závisí na velikosti objemu V A
pracovní komůrky v okamžiku,
kdy pootočením o úhel ϕ dojde k jejímu spojení s výtlačným hrdlem
Tak například pro úhel natočení ϕ = 90° a n = k je π = 2,64.
Konstrukce jednoduchého vzduchem chlazeného stroje je na obr. 64. Dvoustupňové
kompresory mají oba stupně v jedné ose za sebou se stejným průměrem válců. Délka
druhého stupně je zkrácena podle vnitřního tlakového poměru na prvním stupni. Počet křídel
bývá od 2 do 30. S rostoucím počtem křídel vzrůstá tření i opotřebení kompresoru, ale
současně se zvyšuje i využití pracovního prostoru snižováním vnitřních netěsností, poněvadž
rozdíl tlaků mezi dvěma komůrkami klesá.
Střední obvodové rychlosti křídel jsou 12 až 13 m.s -1 , výjimečně až 16 m.s -1 . Otáčky
se volí podle velikosti stroje v rozmezí 415 až 1 450 za minutu. U strojů s vysokými otáčkami
se odstředivá síla křídel zachycuje dvěma bronzovými prstenci s vnitřním průměrem nepatrně
menším, než je vnitřní průměr válce. Prstence uložené v drážkách statoru se otáčejí
současně s rotorem a jejich kluzné plochy jsou mazány olejem. Tím se sníží ztráty třením,
opotřebení válce i křídel.
V hornictví se křídlové kompresory používají jako pojízdné kompresorové soupravy
v místech vzdálených od tlakovzdušné sítě i jako dotlačovací kompresory. Dále pracují jako
vývěvy při degazaci dolů, poněvadž snadno dosahují 60% vakua (tj. 40 kPa absolutního
tlaku). Současně tlak za vývěvou vyhovuje k dopravě plynu na větší vzdálenosti.
Nevýhodou je citlivost těchto vývěv na znečištění odsávaného plynu, což vyžaduje
instalaci filtrů v sacím potrubí. Zaolejování plynu, k němuž dochází při průtoku strojem, se
odstraňuje pomocí speciálních odlučovačů.
Křídlové kompresory se staví s výkonností 20 až 6 000 m 3 .h -1 .
Obr. 64 Křídlový, vzduchem chlazený kompresor
54

5.2 VODOKRUŽNÉ KOMPRESORY
Vodokružné kompresory se používají převážně jako vývěvy. Podobně jako u
křídlových kompresorů je i zde plyn stlačován změnou objemu pracovních komůrek při
otáčení rotoru. Rotor s pevnými lopatkami je ve válci uložen excentricky (obr.65). Pracovní
prostor komůrek mezi lopatkami je uzavřen vodním prstencem C, otáčejícím se současně s
rotorem. Vstupní (sací) otvor A a výtlačný otvor B jsou umístěny v rozváděcích deskách na
čele válce. Podle toho, je-li plyn nasáván a vytlačován jednou stranou rotoru nebo na obou
stranách, dělíme vodokružné kompresory na jednostranné nebo oboustranné.
B
C
A
Obr. 65 Schéma vodokružného kompresoru
Nesouosé uložení rotoru vůči vodnímu prstenci při otáčení vyvolá radiální pohyb
kapaliny v komůrce, připomínající vratný pohyb pístu. Kapalina postupně vniká do
pracovního prostoru a následně jej opouští. Proto jsou tyto stroje mnohdy nazývány
kompresory s kapalinovým pístem.
Nižší účinnost ( η
it
= 30 - 50 %) je vyvážena provozní spolehlivostí, klidným chodem,
dlouhou životností a nenáročnou údržbou. Komprese je téměř izotermická. Prach unášený
plynem se během stlačování zachycuje v těsnicí kapalině, proto se část této ohřáté a
znečištěné kapaliny odvádí s vytlačovaným plynem a je za kompresorem odlučována v
cyklonech. Doplňující kapalina maže a chladí ucpávky a těsní pracovní prostor.
Hlavní rozměry i příkon vodokružného kompresoru se stanoví podobně jako u
kompresorů lamelových, využití pracovního prostoru lze předpokládat v rozmezí 60 až 70%.
Vodokružné kompresory se stavějí pro výkonnosti 10 až 24 000 m 3 .h -1 . Malé,
rychloběžné jednotky mají i 50 otáček za sekundu, otáčky velkých strojů bývají n = 4 s -1 .
[°C]
90
70
50
30
10
A
C
1 2 3 4 10 20 40 100
p [kPa]
Obr. 66 Dosažitelný tlak v sání vodokružné vývěvy v závislosti na teplotě přídavné vody
Pracuje-li vodokružný kompresor jako vývěva, odpařuje se kapalina v okamžiku
poklesu tlaku pod napětí syté páry. Pak jsou pracovní komůrky plněny jen odpařovanou
kapalinou. Tímto jevem je dosažitelné vakuum omezeno.
O minimálním tlaku v sacím hrdle vývěv v závislosti na teplotě přídavné vody
informuje diagram na obr.66. Křivkou A je vyjádřena závislost tlaku syté páry na teplotě.
Nejnižší doporučený tlak v sání při trvalém provozu vývěvy bez nebezpečí kavitace v
závislosti na teplotě přídavné vody udává křivka C. Kdyby odpařování vody příliš omezovalo
dosažení požadovaného vakua, nahrazuje se solankou nebo řídkým olejem. Použitím oleje
55

se současně výrazně zvyšuje energetická účinnost. Značné znečištění stlačovaného plynu
těsnicí kapalinou patří k nevýhodám těchto objemových kompresorů.
V důlních provozech jsou vodokružné vývěvy s výkonnosti 50 až 3 500 m 3 .h -1
instalovány v degazačních stanicích na odsávání uvolňovaného metanu.
Na obr.67 je podélný řez vodokružné vývěvy a na obr.68 je schéma zapojení
vodokružné vývěvy s odlučovačem těsnicí kapaliny. Vývěva typu 200-SZO-500 dosahuje
výkonnosti 1 750 m 3 odsávaného plynu za hodinu při tlaku v sání pn = 10 kPa. V provozních
podmínkách vytvářených tlakem v sání p n
= 30 kPa a výtlačným tlakem p d
= 145 kPa je její
výkonnost V & d =1 000 m 3 .h -1 a příkon Pel = 75 kW. Spotřeba těsnicí kapaliny je 6 m 3 .h -1 .
Obr. 67 Hlavní části vodokružné vývěvy
Obr. 68 Zapojení vodokružné vývěvy
1-vodokružná vývěva, 2-odlučovač, 3-stavoznak, 4-přívod a odvod kapaliny, 5-zahlcování
vývěvy, 6-sací potrubí
5.3 DVOUROTOROVÉ ROTAČNÍ KOMPRESORY
Na obr.69 je schéma Rootsova dmychadla se dvěma stejnými rovnoběžně uloženými
rotory (písty), otáčejícími se ve společné skříni. Písty jsou spřaženy synchronizačním
ozubením, takže nedochází k jejich vzájemnému odvalování. Se zřetelem na optimální využití
pracovního prostoru musí být vůle mezi rotory navzájem a mezi rotorem a stěnou válce
nepatrné. Tyto stroje pracují s vnější kompresí. Plyn je nasáván do pracovních komůrek mezi
rotory a válcem. Po přerušení spojení komůrky se sacím hrdlem je plyn dopravován k výtlaku
bez změny objemu. K stlačování i vytlačování plynu dochází až po spojení komůrky s
výtlačným hrdlem. Komprese je rázová, takže tlakový diagram má obdélníkový tvar. Pracovní
princip omezuje tlakový poměr, který bývá jen výjimečně vyšší než 1,4. Využití pracovního
prostoru ( λ = 60 až 90 %) závisí především na tlakovém poměru a na vnitřních
56

netěsnostech. Ke snížení škodlivého vlivu netěsností přispívá velká obvodová rychlost, která
se volí 20 až 60 m.s -1 , u vývěv i 100 m.s -1 .
Obr. 69 Schéma dvourotorového kompresoru
Výkonnosti dvourotorových dmychadel bývají 10 až 60 000 m 3 .h -1 , u vývěv až
100000 m 3 .h -1 . Minimální provozní tlak v sání je 50 kPa, celková izoentropická účinnost
η = 0,5 až 0,7.
ie
5.4 ŠROUBOVÉ KOMPRESORY
Šroubové kompresory jsou moderní objemové kompresory, slučující v mnohém
směru přednosti pístových, rotačních i dynamických kompresorů, takže v současnosti již
zaujímají v oboru stlačování plynů dominantní postavení. Konstruktérům těchto strojů se
podařilo vyřešit i řadu problémů souvisejících s technologii chemických procesů. Šroubové
kompresory stlačují celou škálu plynů od vodíku až k etanu včetně jejich směsí, kde je nutný
nástřik chladicí kapaliny do pracovního prostoru.
Svou konstrukcí (viz schéma na obr.70 a 71) navazují na dvourotorová Rootsova
dmychadla, avšak čelní ozubení rotoru je nahrazeno šroubovými tělesy s velkým stoupáním a
nestejným počtem zubů. Pohybující se části jsou dokonale vyváženy.
Obr. 70 Schéma šroubového kompresoru
57

Obr. 71 Sací a výtlačný otvor šroubového kompresoru
Vysoké otáčky a mimořádně malé rozměry vytvářejí předpoklady pro stavbu levných
jednotek s minimálními požadavky na konečnou montáž i nenáročnou údržbu. Šroubové
kompresory jsou vhodné pro kompresi vlhkých i znečištěných plynů. Teplota v sání může
dosahovat i 100 ° C. Odpovídající teplota ve výtlačném hrdle neohrožuje bezporuchový
provoz stroje. Nevýhodou šroubových kompresorů je neměnný vestavěný tlakový poměr π a
značný hluk o vysoké frekvenci.
Šroubové kompresory bývají rozděleny podle:
- vyhotovení na bezmazné a mazané,
- počtu stupňů na jednostupnové až třístupňové,
- zubových profilů rotorů na stroje s ozubením cykloidním, cévovým, nesymetrickým (obr.72a)
a nyní již hojně využívaným profilem sigma (obr.72b).
a)
komůrka
vedlejšího
rotoru
komůrka
hlavního
rotoru
b)
hlavní rotor
vedlejší rotor
Obr. 72 Zubový profil nesymetrický a profil sigma
58

5.4.1 HLAVNÍ ČÁSTI ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ
Skříň šroubových kompresorů (obr.73) má dva válcové otvory, v nichž se otáčejí
rotory. Součásti skříně je sací hrdlo se sacím prostorem a sacím otvorem, který svým tvarem
omezuje dobu sání. Podobně jsou ve výtlačném hrdle uspořádány výtlačné otvory (obr.71).
Původní uspořádání využívalo z hlediska snadné montáže a návaznosti potřebných
konstrukčních prvků souhlasné orientace sacího a výtlačného hrdla směrem nad pracovní
prostor stroje. Tím byly vytvořeny předpoklady k hydraulickým rázům po vadné provozní
manipulaci při spouštění a odstavování stroje. Nyní mají procesní a mazané kompresory
vstupní hrdlo nad pracovním prostorem a výtlačné hrdlo pod rotory. Bezmazné kompresory
vzduchové jsou stavěny s obráceným smyslem proudění.
Ve skříni jsou dále uložena ložiska a ucpávky hřídelů, synchronizační a převodová
soukolí. Pracovní prostor je vytvořen komůrkami mezi zuby obou rotorů a válcovou plochou
skříně.
Hlavní rotor má zuby s vypouklým, v poslední době zpravidla nesymetrickým
profilem, který je zkonstruován tak, aby při rotaci vytvářel nepřetržitou těsnicí linii s minimální
podélnou (mezi komůrkami) i příčnou netěsností (mezi sáním a výtlakem). Vedlejší rotor má
profil vydutý. Optimální poměr délky a průměru rotoru L/D je podle (L 6) 1,65. Stroje s delšími
rotory mají větší výkonnost, dobré využití pracovního prostoru, ale malou tuhost.
Kratší rotory připouštějí vyšší zatížení rozdílem tlaků Δ p = p d - p n . Obvodová rychlost
rotorů závislá na tlakovém poměru, výšce zubů a hustotě stlačovaného plynu, bývá 80 až
120 m.s -1 . Závity na rotorech nejsou úplné. U hlavního rotoru dosahuje úhel natočení zubů
210° u vedlejšího 140°.
Šroubové kompresory jsou doplněny systémy zajišťujícími:
- regulaci výkonnosti, mazání, chlazení, filtraci nasávaného plynu, tlumení hluku, měření a
střežení stroje.
Obr. 73 Řez jednostupňovým bezmazným šroubovým kompresorem
1,2-rotory, 3-synchronizační ozubení, 4-axiální ložisko, 5-radiální kluzná ložiska, 7-ucpávky
hřídelů, 8-mazání hřídelů, 9-převodovka, 10-torzní hřídel, 11-uložení pastorku převodové
skříně, 12-kuličková ložiska převodové skříně
5.4.2 PRACOVNÍ OBĚH ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ
Pracovní postup šroubových kompresorů probíhá ve třech fázích :
sání (obr.74a - do komůrky mezi rozbíhající se zuby obou rotorů na sací straně je
nasáván plyn),
stlačování (obr.74b - po přerušení spojení mezi sacím hrdlem a komůrkami, když
zuby přejdou přes hranu sacího otvoru, vniká u čelní sací strany do pracovního prostoru
následný zub spřaženého rotoru ),
59

vytlačování (obr.74c - po spojení pracovní komůrky s výtlačným hrdlem je přes
výtlačný otvor vytlačován téměř všechen plyn z pracovního prostoru).
Obr. 74 Pracovní děj šroubových kompresorů
a-sání, b-stlačování, c- vytlačování
Poměrná velikost škodlivého prostoru je menší než 1%, expanze plynu ze škodlivého
prostoru je zanedbatelná.
Termodynamické změny v pracovním prostoru jednostupňových ŠK jsou totožné s
dějem popsaným na obr. 60 a 61 u kompresorů křídlových.
p
3
2
1
0
p
3
2
1
0
p
3
4
3
2
1
0
σ = 3
π = 3
σ > π
π = 3
V
V
σ < π
π = 3
Obr. 75 Vliv změny tlaku p 1
na průběh komprese
V
Komprese je ukončena v okamžiku když špice zubů
obou rotorů (obr.71) dosáhnou hranu výstupního otvoru. Jeli
dosaženo shody mezi tlakem p 2
na konci komprese a
tlakem plynu p d ve spotřebiči dochází plynule k vytlačování
2-3, bez tlakových pulzací od kmitajících ventilových desek.
Vzhledem k tomu, že ŠK pracují bez škodlivého prostoru a
zpětné expanze, není pracovní oběh uzavřen tak, jak je
tomu u PK. Sání (změna 4-1) a tím také výkonnost stroje je
na zpětné expanzi nezávislá. K ovlivnění dochází jen
vnitřními netěsnostmi, poněvadž netěsnosti vnější u
kvalitních ucpávek rotorů jsou minimální. Proto tlaková
charakteristika jednostupňového kompresoru je jen mírně
skloněná.
Vestavěný tlakový poměr π lze odvodit z
V
kompresního poměru
V
polytropického exponentu n.
I zde platí rovnice (82)
2
1
a středního kompresního
Na všech dále uváděných diagramech je vestavěný
tlakový poměr π = 3.
Na obr. 75 jsou znázorněny změny související se
změnou tlaku v sání u jednostupňového kompresoru
60

p
2II
π II = 3
2I
1II
π I = 3
1I
U dvoustupňového kompresoru (obr.76 ) navazuje
komprese druhého stupně v bodě 1 - II po ochlazení plynu
za prvním stupněm. Poněvadž I. stupeň pracuje stále v
navržených podmínkách a netěsnosti II. stupně výkonnost
kompresoru neovlivní, je tlakovou charakteristikou
dvoustupňového stroje svislá přímka.
U vícestupňových kompresorů (na obr. 77 jsou
diagramy dvoustupňového kompresoru), sledujeme vnější
kompresi i rázovou expanzi po změně tlaku p 1 jen na
posledním stupni. To znamená, že nesoulad mezi
vestavěnými tlakovými poměry π
II
a celkovým tlakovým
poměrem σ
c
u vícestupňových kompresorů nemá vliv na
chování prvního stupně.
Obr. 76 p - V diagram
dvoustupňového ŠK
V
p
[bar]
p
[bar]
9
10
π II = 3
5
5
π II = 3 π I = 3
5.4.3 ZÁVĚRY:
1
0
π I = 3
V
Obr. 77 Rázové změny u dvoustupňového kompresoru
- pracovní oběh ŠK není uzavřen,
- po vytlačení plynu z pracovního prostoru nedochází k zpětné expanzi,
- výkonnost ŠK není ovlivňována měnícím se tlakem v sání
- na výkonnost ŠK nemá vliv tlak na konci komprese
- netěsnosti druhého a vyšších stupňů výkonnost neovlivní, poněvadž objemové ztráty jsou u
V &
n jen když dojde k úniku plynu
ŠK minimální, liší se výkonnost od nasávaného průtoku
z mezistupňového prostoru, jinak V & d = V &
n
- charakteristika jednostupňového ŠK je strmější než u PK
- charakteristika vícestupňových ŠK je svislá
- u vícestupňových kompresorů se rozdíly mezi tlakem plynu na konci vnitřní komprese a
protitlakem projeví jen na posledním stupni
- s rázovou kompresi roste tlaková diference plynu na stupni i jeho výstupní teplota.
1
0
V
61

5.4.4 ŠROUBOVÉ KOMPRESORY BEZMAZNÉ
Pracovní prostor není mazán, vzájemný pohyb rotorů je svázán synchronizačním
soukolím. Tím je zajištěno požadované rozdělení vůlí mezi zuby, které bývají co nejmenší,
pro dosažení dobrého utěsnění pracovního prostoru. Zpravidla jsou vůle menší než (0,8 až
1,2).10 -3 D. Bezmazné kompresory se uplatňují i v extrémních podmínkách.
Jsou vhodné pro stlačování plynů:
- silně korozivních,
- vzácných, kdy je styk stlačovaného média s olejem nežádoucí (kyslíkové kompresory),
- s nízkou molekulární hmotností,
- znečištěných,
- obsahujících velké množství kapalin a sedimentů.
K dosažení vysokých otáček (až n = 375 s -1 ) jsou hlavní rotory bezmazných šroubových
kompresorů poháněny přes převodovou skříň do rychla. I při relativně malých rozměrech
dosahují výkonnosti až 40 000 m 3 .h -1 . Podobně jako kompresory křídlové dodávají se do
tlakového poměru σ = 4 jako jednostupňové, do tlakového poměru σ
c
= 11 jako
dvoustupňové.
5.4.5 ŠROUBOVÉ KOMPRESORY MAZANÉ
Nástřikem značného množství oleje do pracovního prostoru (poměr hmotnosti oleje a
plynu v dopravované směsi bývá 5:1) se vytváří příznivé podmínky pro přímé odvalování
rotoru, dokonalé utěsnění vůlí a účinný odvod tepla ze stroje. Celkový tlakový poměr
jednostupňových kompresorů lze pak zvyšovat na σ c = 10 i více. Konstrukce stroje je
jednodušší, poněvadž stroje jsou zpravidla jednostupňové, synchronizační soukolí odpadá,
snižuje se počet rotorů, ucpávek i ložisek. Nezbytné je ovšem přiřadit komplikovaný systém,
zajišťující cirkulaci, chlazení, čištění i odloučení oleje z dopravovaného plynu Otáčky se
snižují, takže odpadá převod mezi motorem a kompresorem. To vše vede k malé hlučnosti
a ekonomickému využití stroje pro výkonnosti od 50 do 3 000 m 3 .h -1 . Jako vývěvy dosahují
tlaku v sání 7 kPa. Osvědčují se také jako součásti pojízdných kompresorových soustav i
chladicích zařízení.
Zvláštním typem mazaného šroubového kompresoru je jednorotorové soustrojí podle
obr. 78. K rotoru náleží dvě volně otočná kola, vložená kolmo na hlavní osu rotoru, který je
kontinuálně spojen se sacím hrdlem.
Během rotace v naznačeném směru proudí nasávaný plyn do mezizubové drážky a
je v ní uzavírán rozvodovými koly. Pak dochází ke kompresi a po spojení s výtlačným hrdlem
k vytlačování plynu do spotřebiče.
Obr. 78 Jednorotorové šroubové soustrojí
62

5.4.6 PRŮTOKOVÉ SCHÉMA ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ
Komponenty a příslušenství kompresorů jsou rozdílné podle toho, zda se jedná o
stroje bezmazné, nebo mazané, jednostupňové či vícestupňové, pracující samostatně nebo v
napojení na společné sání.
Na obr.79 je průtokové schéma jednostupňového kompresoru. Zde je vzduch
nasáván z okolí přes tlumič hluku 1, filtr 2 a škrticí klapku regulačního zařízení 3.
Po kompresi v pracovním prostoru 4 je vzduch ochlazován na předepsanou teplotu v chladiči
5 a v odlučovači 6 se zbavuje kondenzované vody. Před chladičem je na obtokovém potrubí
instalován pojistný ventil 7. Další obtok za odlučovačem ústí do sacího potrubí přes uzávěr
odlehčovacího zařízení 8. K odstavení kompresoru po ukončení provozu slouží uzavírací
ventil 10 za výstupním hrdlem soustrojí, před kterým je ještě umístěná zpětná klapka 9.
Pokud jsou kompresory napojeny na rozvodnou síť, lze předpokládat, že tlumič i filtr
není v sestavě kompresoru. V tomto případě je před sacím hrdlem umístěn vstupní uzavírací
ventil.
K řízení odlehčovacího ventilu se nejčastěji využívá tlakového oleje z mazacího
systému, který je k dispozici ihned po spuštění pohonu. U pneumatického ovládání je
nezbytný malý zásobník stlačeného vzduchu, nebo se škrticí klapka při spouštění uzavírá
ručně.
10
9
6
5
7
4
II
I
3
8
1 a 2
Obr. 79 Průtokové schéma jednostupňového kompresoru
Schéma dvoustupňového soustrojí se samostatným jištěním prvního a druhého
stupně je na obr. 80. Zpětná klapka za prvním stupněm ústí do obtoku odlehčovacího
zařízení.
ODV
TV
ZK1
SV2
SV1
V2
V1
ZK2
Obr. 80 Průtokové schéma dvoustupňového kompresoru
63

V1
V2
ODV
TV
SV1
SV2
ZK2
ZK1
Na tomto obrázku jsou rovněž zakresleny nezbytné jistící elementy :
vstupní ventil,
výstupní ventil,
odlehčovací ventil,
trojcestný elektromagnetický ventil odlehčovacího zařízení,
pojistný ventil prvního stupně,
pojistný ventil druhého stupně,
zpětná klapka na výstupu,
zpětná klapka za prvním stupněm.
Při zajíždění zůstává ventil odlehčovacího zařízení otevřen, zpětná klapka na výtlaku
je uzavřena. Po kompresi dochází v pracovním prostoru ke vnitřní kompresi a po spojení s
odlehčovacím zařízením ke zpětné expanzi na tlak v sacím hrdle, jak je popsán počátečný
stav při zajíždění (A) v p - V diagramu na obr. 81. Zmenšení plochy p - V diagramu odpovídá
sníženému příkonu stroje při volnoběhu. Po rozběhu a dosažení předepsaného stavu se
odfukový ventil odlehčovacího zařízení uzavírá, dochází k rychlému nárůstu tlaku. Po
vyrovnání tlaku ve výtlačném hrdle s tlakem ve spotřebiči (stav B), otevírá do té doby
uzavřena zpětná klapka. Tím začíná plný provoz kompresoru, zkomprimovaný plyn proudí do
spotřebiče.
Po otevření ventilu odlehčovacího zařízení a okamžitém uzavření zpětné klapky je
zařízení uvedeno do pohotovostního stavu. Jestliže není předpoklad brzkého zajíždění, je
vypínán hlavní spínač a uzavírán vstupní i výstupní ventil.
Zajíždění kompresoru se škrcením v sání je obdobou uvádění stroje do volnoběhu a
poté do zatížení (viz. regulace šroubových kompresorů)
p
3
2
1
0
p
3
2
1
0
p
3
2
1
0
p
3
2
1
0
p
3
2
1
0
A
B
Obr. 81 Provozní stavy jednostupňového
kompresoru během zajíždění
V
V
V
V
V
sací filtr
motor
odlučovač
kondenzátu
kompresor
olejový filtr
dochlazovač
odlučovač
oleje
chladič
oleje
Obr. 82 Průtokové schéma
mazaného kompresoru
Soustrojí s mazaným šroubovým kompresorem a jeho průtokové schéma je na obr. 82.
64

5.4.7 VÝKONNOST ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ
Výkonnost ŠK je závislá na :
- velikosti pracovní komůrky V k
- počtu zubů hlavního rotoru z h
- otáčkách hlavního rotoru n h
- využití pracovního prostoru λ
V& V .z .n .λ
[m 3 .s -1 ] (83)
d =
k
h
h
Velikost pracovní komůrky udává objem V k mezi párovými zuby hlavního a vedlejšího
rotoru v okamžiku ukončení sání po uzavření vstupního otvoru.
Velikost pracovního prostoru ŠK závisí na počtu zubu hlavního rotoru z h a je dále
označována podobně jako u pístových kompresorů zdvihovým objemem V z .
V z
= V k . z h
[m 3 ] (84)
Využití pracovního prostoru λ úzce souvisí s otáčkami rotorů, neboť je závislá na
vnitřních netěsnostech, přeplňování pracovního prostoru dynamickými účinky nasávaného
plynu, tření, škrcení, ohřevu plynu v pracovním prostoru během sání i na druhu stlačovaného
plynu.
Primárně jsou ovšem vnitřní netěsnosti ovlivněny rozměrovou velikosti rotorů, která
rozhoduje o výšce e mezer mezi rotory a mezi rotory a statorem. U rotorů menších průměrů
je poměr e/D větší a součinitel λ menší. Stejně se projeví vyšší tlakový poměr stupně π i
zkracování délky profilu.
Vliv otáček na využití pracovního prostoru u malého jednostupňového stroje je
graficky zpracován na obr.83.
Otáčky ŠK by měly respektovat dosažení optimální obvodové rychlosti hlavního
rotoru u, která je nejdůležitějším hlavním parametrem šroubových kompresorů.
λ
1,0
0,95
0,90
0,85
0,80
0,75
n=12000min -1
10000
8000
6000
0,70
0,5 1 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0
Obr. 83 Závislost λ na otáčkách a tlakovém poměru
σ c
5.4.8 PŘÍKON ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ
S obvodovou rychlostí jsou svázány nejen ztráty energie a z,N v důsledku vzniku
cirkulačních proudů. Na příkonu ŠK se projeví také s obvodovou rychlosti rostoucí ztráty
hydraulické a z,h . Grafickým řešením (viz obr.84) nalezené součtové hodnoty Σa
z
definují
maximální vnitřní účinnost
u opt . Celková účinnost
η
ie,v
stroje a tím současně optimální velikost obvodové rychlosti
η
ie, sp
je o mechanické ztráty kompresoru nižší.
65

a z
[J.kg -1 ]
u opt
a zn
Σa z
a zh
u [m.s -1 ]
Obr. 84 Závislost optimální obvodové rychlosti na součtu ztrát
Interval, ve kterém má nalezená funkce velmi plochý průběh (obr. 85), bývá zpravidla
v mezích (0,8 až 1,2) u. Proto doporučovaná rozmezí obvodových rychlostí hlavního rotoru
jsou podle velikosti měrné individuální plynové konstanty r při stlačování :
vzduchu 80 až 120 m.s -1
metanu 103 až 150 m.s -1
chloru 48 až 74 m.s -1
CO 2 62 až 95 m.s -1
Poněvadž jako maximální byla s ohledem na konstrukci stroje a vlastnosti použitých
materiálů stanovena [L 6] rychlost u = 150 , m.s-1 max nelze u lehkých plynů s velkou plynovou
konstantou r (např. u helia a vodíku) dosáhnout příznivých hodnot celkové účinnosti stroje.
η ie-v
0,7
0,6
0,5
0,4
0,3
0,2
Cl 2
VZDUCH
CH 4
KOKS.
PLYN
He
H 2
&
m c
=
Obr. 85 Závislost účinnosti na obvodové rychlosti rotorů
Závislost všech popisovaných vlivů na velikost vnitřních proudů jako funkce
f e,K lze podle [L 7] podobně jako u pístových kompresorů vyjádřit faktorem
( )
50 100 150 u [m.s -1 ]
1
2
σ
I.(r.Tn
)
K = [-] (85)
u
Velikost změny faktoru K při záměně stlačovaného plynu u procesních kompresorů
informuje o možné změně příkonu.
K výpočtu příkonu šroubového kompresoru použitím rovnic (13,31 a 32)
P
ie
P
sp
= [W] (86)
ηie,sp
66

poslouží údaje o dosažitelné účinnosti
mechanických ztrát
η
ie,vn
z diagramu na obr. 85, po započtení
η = [-] (87)
ie, sp
ηie,vn.ηm
5.5 ŠROUBOVÉ KOMPRESORY SPECIÁLNÍ
Nezávislost šroubových kompresorů na zpětné expanzi, tvrdá charakteristika, vysoké
otáčky rotorů a dobré utěsnění pracovního prostoru vůči okolí vytvářejí předpoklady pro jejich
speciální použití. Šroubové kompresory bezmazné pracují jako vývěvy a stroje expanzní,
stroje mazané jako kompresory chladivové.
5.5.1 ŠROUBOVÉ VÝVĚVY
Vysoké tlakové poměry si zpravidla vyžádají i vnější kompresi. K zabránění
nadměrného oteplení poslouží nástřik chladicí kapaliny do pracovního prostoru. Její
dávkování je regulováno tak, aby výstupní teplota zůstala konstantní, na př. 180 °C. Volba
místa i okamžiku nástřiku vody zamezí jejímu odpaření v sacím hrdle, což by negativně
ovlivnilo výkonnost vývěvy. Odpařování vody po uzavření pracovního prostoru již výkonnost
vývěvy neovlivní, vznikající pára jen mění průběh vnitřní komprese. Teplota nastřikovaní vody
je regulována podle tlaku v sacím hrdle stroje, aby byla nižší než teplota syté kapaliny.
S rostoucím tlakovým poměrem stoupá u šroubových vývěv podíl vnější komprese na
dosažení celkového tlakového poměru σ
c
. K dosažení optimálního provozu soustrojí
poslouží pečlivé vyladění vestavěného tlakového poměru přizpůsobené provozním
podmínkám. Je zvažován počet startů soustrojí a předepsaný podtlak v odsávaném prostoru.
Jestliže zůstává tlak za vývěvou konstantní, je pro spotřebu energie rozhodující, zda
podmínky v sacím hrdle stroje zůstávají po zajetí neměnné, nebo často kolísají.
Prvý případ je typický např. pro degazací dolů a odsávaní plynu ze sítí. Zde vyhovuje
vyšší tlakový poměr π = 4, zajíždění takto naladěné vývěvy je na obr. 86 a průběh spotřeby
energie je na obr. 88. I když bezprostředně po startu je spotřeba práce vysoká, postupně
klesá až k dosažení požadovaného tlakového poměru. K snadnějšímu zajíždění a omezení
záběrového momentu je v tomto případě před vývěvu zabudován škrtící ventil, poněvadž
vývěvy nemají odlehčovací zařízení. Škrticí klapka otevírá po dosažení jmenovitých otáček.
Kolísá-li tlak na vstupu často až na úroveň např. 0,1, jak je tomu při evakuování
zásobníku, je upřednosťován poměr menší. Na obr. 87 jsou indikátorové diagramy vývěvy se
zabudovaným tlakovým poměrem π = 1,75. Zde je po startu příkon malý, ale pak až k
předepsanému stavu roste.
Na diagramu na obr. 88 je sledována spotřeba energie také při zajíždění vývěvy s
vestavěným tlakovým poměrem π = 2,5. Pomoci takto zpracovaných diagramů spotřeby pak
lze najít pro předpokládané podmínky nejvýhodnější řešení.
p
4
3
2
1
Obr. 86 Zajíždění vývěvy s tlakovým poměrem π =4
V
67

p
3
2
1
Obr. 87 Zajíždění vývěvy s tlakovým poměrem π = 1,75
V
P
[%]
150
π = 1,75
π = 2,5
π = 4
100
Obr. 88 Závislost příkonu na tlakovém poměru σ u šroubových vývěv
Výkonnost šroubových vývěv
V & d [%]
100
80
60
40
20
50
1
2
3
4
5
Výkonnost je u vývěv ovlivňována tlakovým poměrem, s jeho nárůstem stoupají
vnitřní i vnější netěsnosti, které se u vývěv
projevují přisáváním vzduchu z okolí do
pracovního prostoru přes netěsné ucpávky.
Na obr. 89 je zaznamenána změna
výkonnosti v závislosti na tlakovém poměru
u jednostupňových (křivky A) i
dvoustupňových (B) strojů. Dolní křivky platí
pro vývěvy malé.
B
A
0
0,01 0,02 0,03 0,05 0,1 0,2 0,3 0,4 1
p 1 [bar]
Obr. 89 Vliv tlakového poměru na
výkonnost vývěv
6
7
8
U dvoustupňových vývěv rozhoduje o
výkonnosti první stupeň. Proto je u něj volen
tlakový poměr nižší a voda je nastřikována
až do stupně druhého.
p
p
2
1
68

Šroubové vývěvy bez vnitřní komprese
Vývojovým posunem v oboru vysoce kvalitních vývěv pracujících pouze s vnější
kompresi je suchá šroubová vývěva SIHIdry. I když její pracovní proces navazuje na
dourotorové zubové Rootsovo dmychadlo, můžeme bez nadsázky toto soustrojí považovat za
kompresor nové generace. Pracovní oběh bez vnitřní komprese lze popsat jako přepravu
plynu za stálého objemu z odsávaného prostoru do protitlaku, což se neobejde bez rázové
adiabaty při zpětném proudění na výstupu. Poněvadž tento děj probíhá s tlakovým poměrem
vyšším než 1 000, je konstrukce tohoto soustrojí i kvalita výroby ojedinělá.
K dokonalému, prakticky úplnému oddělení evakuovaného prostoru od výtlaku slouží (viz
obr. 90) dva svislé bezdotykově uložené rotory 2 , jejichž šroubovice jsou tvořeny dvanácti
plochými závity s lichoběžníkovým profilem. Na zobrazeném řezu vývěvy je dále značeno :
sací hrdlo 1, labyrintové těsnění hřídele 3, pracovní prostor 4, ložiska rotorů 5, stator
6, synchronizační systém 7, těleso ložisek 8, výtlačný prostor 9, výtlačné hrdlo 10,
elektropohony 11.
Synchronizace vzájemné polohy rotorů je vyřešeno elektronické vazbou, což
dokonale zamezí jejím dotykům. Rotory jsou poháněny samostatně dvěma motory uloženými
ve statoru přímo na hřídeli rotoru. Elektronikou jsou pak sladěny otáčky obou pohonů, které
dosahují až 8 000 min -1 tak, aby nedocházelo k dotykům rotorů. Otáčky rotorů lze regulovat k
dosažení konstantního podtlaku i při přetížení, jestliže se na příklad do vývěvy nasaje
kapalina. Veškeré parametry a provozní podmínky lze totiž nastavit na palubním počítači.
Podle údajů výrobce snižují tyto stroje v evakuovaném prostoru tlak na hodnotu p 1 =0,0001
bar (10 Pa).
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
Obr. 90 Šroubová vývěva bez vnitřní komprese
5.6 REGULACE ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ
U šroubových kompresorů se využívá regulace :
- uzavřením sání (chod naprázdno),
- změnou otáček,
- škrcením v sání,
69

- start-stop, vypínáním a zapínáním pohonu,
- přepouštěním z výtlaku do sání,
- zkrácením činné délky rotorů,
- změnou kompresního poměru,
- regulace kombinovaná.
5.6.1 REGULACE UZAVŘENÍM SÁNÍ
Téměř všechny vzduchové bezmazné šroubové kompresory mají před sacím hrdlem
zabudovanou regulovatelnou klapku (viz obr. 79), kterou lze využívat nejen k jištění při
spouštění a odstavování stroje, ale také k jeho regulaci. Regulačním zásahem je střídán
volnoběh s plným zatížením.
Při tom četnost vypínání a zapínání volnoběhu nepřekračuje 20 zásahů za hodinu.
Využívá se zejména v těch případech, kdy akumulační schopnost sítě garantuje kolísání tlaku
pod 5%.
Regulační systém má jednoduchou dvoupolohovou funkci. Řídící impuls vychází od
tlakové sítě s nastavenou tlakovou diferencí.
Při zatížení běží stroj v předepsaném režimu. Po regulačním zásahu se zavírá klapka
v sacím potrubí a otevírá odfukový ventil do atmosféry nebo do sacího potrubí. Zpětný ventil
ve výtlaku se uzavírá automaticky. Výkonnost kompresoru klesá na nulu, mechanické ztráty v
ložiskách a ozubených kolech zůstavují neměnné. Indikátorové diagramy tohoto děje u
jednostupňových i dvoustupňových kompresorů jsou na obr. 91
p
p
V
V
Obr. 91 p - V diagramy ŠK po uzavření sání
U dvoustupňových kompresorů je odfukový ventil odlehčovacího zařízení napojený
na II. stupeň. Teprve za ním je zpětný ventil k síti.
Jednoduchost této regulace je znevažována ekonomickou náročnosti, dlouhodobé
regulování je nehospodárné. Příkon kompresoru sice při regulačním zásahu klesá na 15 až
25% příkonu při plném zatížení, avšak elektromotor pracuje v oblasti s nízkou účinností,
takže jeho příkon klesá pouze jen na 30 až 40% nominální hodnoty.
Přednosti způsobu je, že se všechny teploty v soustrojí při zatížení i během
volnoběhu téměř nemění.
70

5.6.2 REGULACE ZMĚNOU OTÁČEK
Regulace kompresorů změnou otáček je jedním z nejekonomičtějších způsobů
přizpůsobení výkonnosti kompresorové stanice požadavkům spotřebičů.
Po změně otáček dochází k proporcionální změně výkonnosti (viz indikátorový
diagram na obr. 92), ale tlak v sání i na konci výtlaku zůstává stále konstantní, což platí také
pro pohonem přiváděný krouticí moment.
p
V & d [%]
100
50
Obr. 92 Změna otáček v p - V diagramu
V & 50 100
z
n
[%]
Obr. 93 Pokles výkonnosti po snížení
otáček
Absolutní velikost ztrát netěsnosti se při změně otáček nemění, neboť velikost
průtočných ploch netěsností i tlaková diference zůstávají konstantní. Odpovídajícím
způsobem, úměrně s poklesem otáček (viz. rovnice 85) a výkonnosti rostou netěsnosti
relativní a klesá součinitel využití pracovního prostoru λ , což je znázorněno na obr. 93.
Nežádoucím důsledkem snižování otáček je také růst teploty na konci komprese.
Vnitřními netěsnostmi je předáváno neměnné kompresní teplo menšímu množství plynu, což
je doprovázeno jeho silnějším ohřevem.
K pohonu kompresorů s plynulou změnou otáček lze použít standardních třífázových
elektromotorů s frekvenčním měničem.
Nejnověji je k pohonu mazaných kompresorů využíván vysokootáčkový elektromotor,
jehož otáčky jsou plynule měněny v rozsahu 900 až 5 000 za minutu elektronickým měničem
frekvence (30 až 166 Hz). Tím je dosaženo plynulé regulace výkonnosti v rozmezí 16 až 100
%.
Kompresor již nemá převodovku, otáčky elektromotoru se automaticky zvyšují nebo
snižují v závislosti na změnách tlaku v tlakovzdušné síti. Tím je zajištěno, že kompresor
dodává do sítě právě tolik vzduchu, kolik je aktuálně potřeba. Výkon elektromotoru se plynule
mění v rozsahu 22 až 100 %, při současné změně výkonu chladicího ventilátoru. Na velké
výkyvy ve spotřebě vzduchu dokáže regulátor zareagovat do 5ti až 6ti sekund, aniž by došlo k
překmitnutí nastaveného tlaku o více než 0,2 - 0,3 bar. Tím je zajištěno, že spotřeba
elektrické energie odpovídá aktuální spotřebě stlačeného vzduchu.
Provoz kompresoru je řízen elektronickým systémem zajišťujícím automatické hlídání
a signalizací všech provozních parametrů. Rovněž informuje provozovatele o základních
požadavcích na servisní prohlídky.
Plynule měnitelná změna otáček bez frekvenčního měniče je u vysokonapěťového
stejnosměrného motoru vyvolávána přepínáním fází. Stěžejním prvkem jsou zde bipolární
tranzistory a vysokorychlostní spínače řídící sekvenci přepínání fází ve statoru elektromotoru.
Četnost přepínání určuje otáčky motoru, který je rovněž spojen přímo s hlavním rotorem
kompresoru. Pomoci řídicího systému je podle údajů výrobce udržován tlak v rozmezí 0,01
bar.
71

5.6.3 REGULACE ŠKRCENÍM V SÁNÍ
Používá se u mazaných šroubových kompresorů menších výkonnosti jakožto
regulace plynulá, avšak energeticky nevýhodná a hlučná. Po spojení pracovního prostoru s
výtlakem nastává totiž prudké vyrovnání tlaků s rázovou kompresi
K odlehčovacímu zařízení, které jistí zajíždění a odstavování stroje je ještě v sacím
potrubí umístěna škrticí klapka, stejně jako na obr. 79. Řídícím impulsem k regulaci je tlak v
síti, nebo hodnota tlakové diference na cloně měřící výkonnost kompresoru.
Čárkovaná linie na obr. 94 vyznačuje u jedno a dvoustupňových kompresorů regulovaných
tímto způsobem objem dodávaný do spotřebiče ze sacího potrubí. Šrafovaně je označeno
množství plynu proudící zpět do pracovního prostoru a tím také vícepráce pohonu k
opětnému vytlačení již jednou stlačeného plynu. Zvýšení teploty plynu vyvolané jeho zpětným
prouděním nemá překročit 200 °C.
U dvoustupňového stroje se důsledky regulace projeví opět až na druhém stupni.
p
p
V
Obr. 94 Regulace škrcením v sání v p - V diagramu
V
5.6.4 REGULACE STOP - START
Regulace vypínáním pohonu, je vedle regulace volnoběhem nejčastější. Při tomto
způsobu dává tlakový spínač ve výtlaku impuls na pohon i odlehčovací zařízení.
Regulace start-stop je vhodná pro tlakové sítě se sporadickým špičkovým odběrem a
velkým vzdušníkem. U standardních elektromotorů je omezována počtem startů za daný čas.
Četnost regulačních zásahu závisí na druhu pohonu, je předepsána výrobcem. Zpravidla lze
uvažovat s vypnutím 6 krát za hodinu u příkonů do 100 kW, se třemi zásahy u výkonu
vyšších. Před dalším startem je nutné zajistit dostatečné dochlazení vinutí, neboť při novém
startu dochází ke špičkovému proudovému zatížení, což také nepříjemně zatěžuje síť
uživatele. Drahé novodobé motory již omezení startů tak nerespektují.
5.6.5 REGULACE PŘEPOUŠTĚNÍM
Regulace odpouštěním plynu za posledním stupněm nenabízí žádné přednosti. Je
používaná u malých pístových kompresorů (obr.55), pro vzduchové šroubové kompresory
není tato regulace zajímavou.
Z výtlaku se vrací plyn obtokem přes chladič a škrticí ventil zpět do sání. Zjevně se
jedná o regulaci jednoduchou, ale zcela nehospodárnou, neboť příkon zařízení se při
regulačním zásahu nemění.
5.6.6 REGULACE ZKRÁCENÍM ČINNÉ DÉLKY ROTORŮ
Tohoto složitého zařízení se používá u mazaných kompresorů. Regulačním orgánem
je šoupátko na sací straně s profilem odpovídajícím podélnému průniku obou rotorů, viz obr.
95.
72

sání
přepouštění
do sání
šoupátko
výtlak
šoupátko
Obr. 95 Schéma regulace přepouštěním do sání
p
V
Obr. 96 Změna komprese po regulačním zásahu
Posouváním šoupátka k výtlaku se odkrývá přepouštěcí kanál, kterým je část ještě
nestlačeného plynu odvedena zpět do sání. Tím dochází ke změně výkonnosti v rozsahu 10
až 100%, stroj lze takto téměř úplně odlehčit při spouštění.
Děj, ke kterému dochází během regulačního zásahu lze sledovat na obr. 96
Zmenšování velikosti objemu pracovní komůrky v okamžiku ukončení sání je doprovázeno
snižováním vnitřního tlakového poměru, takže opět dochází k rázové kompresi.
5.6.7 REGULACE ZMĚNOU VESTAVĚNÉHO KOMPRESNÍHO POMĚRU
Využívá se u moderních mazaných chladivových šroubových kompresorů k regulaci
chladicího výkonu. Změna vypařovací, případně kondenzační teploty vyžaduje změnu
celkového tlakového poměru. Jestliže vnitřní tlakový poměr zůstává konstantní, dostává se
provoz kompresoru mimo oblast nejlepší účinnosti.
Řešením je měnitelný poměr π pomocí posuvného regulačního šoupátka na
výtlačné straně (viz obr. 97). Změnou jeho polohy se mění i poloha hrany výtlačného otvoru a
tím také plynule velikost vnitřního tlakového poměru π v rozmezí např. 2,6 až 5,6.
Tímto zařízením je prakticky eliminována absence ventilového rozvodu, kterým je při
využívání pístového kompresoru zajišťována jeho dokonalá přizpůsobivost tlakovým
poměrům ve spotřebiči.
Řez mazaným chladivovým kompresorem s regulovatelným vestavěným tlakovým
poměrem je na obr. 98.
73

sání
rotor
posuvná
zarážka
regulační
šoupátko
výtlak
přepouštění
do sání
Obr. 97 Schéma regulace změnou π
příkon
100%
Obr. 98 Řez kompresorem s regulovatelným poměrem π
80%
4
60%
40%
3
2
1
1 Start/stop
2 Proměnné
otáčky
3 Zatíž./Odlehč.
4 Škrcení v sání
20%
0% 20% 40%
60%
80% 100%
výkonnost
Obr. 99 Srovnání spotřeby energie u regulačních zásahu
Posouzení regulačních zásahu s hlediska jejich hospodárnosti je sledováno na obr.
99 v závislosti na dosahované změně výkonnosti kompresorů.
74

6. RADIÁLNÍ TURBOKOMPRESORY
Ke zvyšování tlaku a rychlosti plynů při průtoku pracovním prostorem rotoru dochází
kontinuálně změnou hybnosti proudů. Kinetická energie se následně ve statoru s části mění
na energii tlakovou.
Dynamický způsob stlačování vyžaduje vysoké obvodové rychlosti oběžných kol
110 až 380 m.s -1 s otáčkami 3000 až 80000 min -1 , což vyžaduje pohon přes převod „do
rychla“ s vysokou hladinou hluku. Po dynamickém vyvážení rotoru mají turbokompresory
velmi klidný chod, jednoduchou obsluhu a údržbu, dlouhou životnost, malé opotřebení
činných části. Stlačovaný plyn není znečisťován olejem. Výkonnosti radiálních
turbokompresorů (RTK) se pohybují v rozmezí 1000 až 100000 m 3 .h -1 , dosahují tlakových
poměrů σ
c
= 20, vyjímečně 80.
6.1 HLAVNÍ ČÁSTI RTK
Nejjednodušší jednostupňové radiální ventilátory pracující s tlakovým poměrem 1,01
až 1,1 sestávají (obr.100) ze sacího hrdla 7, oběžného kola 1 (rotoru) s lopatkami 2,
spirálního difuzoru 6 s výstupním hrdlem 8 napojeným na výstupní potrubí. Hřídel rotoru 4 je
těsněn v ucpávkách 5. Stacionární část tvoří skříň, která je spojena s ložiskovými kozlíky.
Dalšími nutnými součástmi jsou mazací a regulační systém a poháněcí motor. U velkých
výkonnosti mají některá provedení oběžná kola s oboustranným sáním. Na obr. 101a je kolo
běžné konstrukce sestávající se z nosného kotouče, lopatek a kotouče krycího. Na obr. 101b
je kolo s oboustranným sáním. Pro speciální úkoly se zhotovují kola z lehkých slitin bez
krycího kotouče (obr. 101c) rotující obvodovou rychlostí až 500 m.s -1 .
Obr. 100 Schéma radiálního ventilátoru
a) b) c)
Obr.101 Nejčastěji používané typy oběžných kol
Představu o konstrukčním uspořádání vícestupňového RTK a jeho hlavních částech
umožňuje obr.102. Hlavní funkční části je stupeň. Tlakový poměr stupně zpravidla
75

nepřekračuje hodnotu σ = 2. Požaduje-li se vyšší stlačení, zařadí se potřebný počet stupňů
za sebou. Za každým rotorem 3 je zařazen difuzor 4 s vratným kanálem 5, kterým se převádí
částečný stlačený plyn do sání následného stupně. Vratné kanály již nemají vlastní
energetický význam. Poněvadž při postupující kompresi se zmenšují průtočné plochy,
dochází mnohdy i k zmenšování radiálních rozměrů oběžných kol. Vstupní 1 i výstupní 8
příčně orientovaná hrdla jsou součásti skříně dělené v horizontální rovině. Ta nese také
ložiska 7, ucpávky, připevňovací patky, případně další příslušenství.
Obr. 102 Řez třístupňovým radiálním turbokompresorem
Po průchodu dvěmi nebo třemi stupni se plyn chladí v externích vodních chladičích
k dosažení nižších kompresních teplot. Tím se příznivě ovlivní stlačování v dalších stupních i
spotřeba energie.
6.2 PROUDĚNÍ PLYNU PRACOVNÍM PROSTOREM RTK
Do kompresoru je přes sací hrdlo nasáván objemový proud plynu V & n .
Při proudění pracovním prostorem (obr.103) vznikají v mezerách mezi rotujicími
oběžnými koly a statorem vnitřní cirkulující proudy V &
c . Těmito vnitřními netěsnostmi se část
plynu již vytlačného do difuzoru vrací přes labyrintové ucpávky zpět do sání. Vůle v
ucpávkách mezi hřídelem a skříní pak
umožní únik plynu do okolí vnějšími
V & n
V & c
V & s
V & d
Obr. 103 Proudění plynu pracovním
prostorem RTK
V & o
proudy
ucpávky.
V &
o
(ztráty objemové) přes netěsné
Plnění rotoru plynem V &
s je proto
součtem proudu nasávaným přes sací
hrdlo stroje V & n a cirkulujicího proudu V & c .
Sankeyův diagram proudů je na obr.1 a 2.
Do spotřebiče vytlačovaný hmotnostní
proud (hmotnostní výkonnost) m&
d , je
přepočítáván na proud objemový V & d -
výkonnost kompresoru.
76

2
Poněvadž oběžné kolo se otáčí obvodovou rychlosti u je absolutní rychlost proudu
plynu c vektorovým součtem
c = u + w,
při čemž w je rychlost plynu relativní, vůči rotoru.
Tyto rychlosti jsou vyhodnocovány na vstupu 1 a výstupu 2 z oběžného kola.
c 2
α 2
w 2
β 2
β 1
u 2
c 1
c 2
α 2
w 2
β 2
c2m
c 2u
β 1
w 1
α 1
r 1
u 2
c 1
α 1
w 1
c1m
u 1
c 1u
u 1
Obr. 104 Rychlostní trojúhelníky na vstupu a na výstupu z oběžného kola
Absolutní rychlost plynu c vstupující do rotoru pod úhlem 1 α
1
se rozkládá do rychlosti
unášivé u a relativní w 1 1. Směr a velikost relativní rychlosti jsou proto dány rozdílem vektorů
rychlosti absolutní a unášivé obvodové, jak je to znázorněno na obr.104. Aby se dosáhlo
bezrázového vstupu plynu do oběžného kola, musí být lopatky na vstupu skloněny k tečně
kružnice o poloměru r pod úhlem tečny lopatek ( 1 β
1
) , který je totožný se sklonem relativní
rychlosti w 1 . K sestrojení vstupního trojúhelníku je nutná znalost úhlu sklonu ( α
1
) absolutní
rychlosti c vůči rychlosti obvodové u 1 1, nebo velikost její meridiální složky c 1,m . Vlivem rotace
oběžného kola je plyn od radiálního směru poněkud odkláněn, takže úhel proudu ( α
1
) je o
něco menší než 90°.
Bude-li průběh proudnic shodný s tvarem lopatek (ideální stupeň s nekonečným
počtem lopatek) bude plyn vystupovat z kola relativní rychlosti w pod úhlem ( 2 β
2
) totožným
se sklonem lopatky na výstupu. Vektorový součet relativní a obvodové rychlosti na výstupu v
bodě 2 určí absolutní rychlost c odkloněnou od rychlosti unášivé o úhel ( 2 α
2
). Tato se
podobně jako rychlost relativní rozkládá na složku unášivou c a meridiální c 2,u 2,m.
6.3 ZÁKLADY TEORIE RADIÁLNÍCH KOMPRESORŮ
Při odvozování vlastností RTK se opět vychází z ideálního stavu, který je charakterizován :
- výše popsaným ideálním stupněm,
- ideálním plynem,
- ideálním bezeztrátovým procesem.
77

6.4 ZVÝŠENÍ MĚRNÉ ENERGIE PLYNU
Ke změně momentu hybnosti proudu v takto definovaném procesu bude nutný
kroutící moment
( r .c r )
Mk m
d.
2 2,u
−
1.c1,u
K tomu potřebný příkon
= & [N.m] (88)
( u .c u )
= 2 & −
P ω.Mk = . π .n.Mk
= m
d.
2 2,u
1.c1,u
P = m & .Y
[W]
d
Zvýšení měrné energie plynu v oběžném kole (dále jen měrná energie) Y lze
považovat za měrnou technickou práci přiváděnou na hřídel ideálního stupně. Toto vyjádření
měrné energie je nazýváno Eulerovou turbinovou rovnici v pracovním tvaru
Y u2.c
2,u − u1.c1
,u
= [J.kg -1 ] (89)
Vstupuje-li plyn do oběžného kola v radiálním směru, je obvodová složka absolutní
rychlosti c 1,u na vstupu nulová, pak
Y u2.c
2,u
= [J.kg -1 ] (90)
a po zavedení součinitele tvaru lopatek
c
získáme vztah
2,u
τ =
[-] (91)
u2
2
Y = τ.u 2
[J.kg -1 ] (92)
Takto je zdůrazněn vliv obvodové rychlosti a tvaru rotorových lopatek na zvýšení
celkové energie proudů v oběžném kole.
Poněvadž
c = a c .cosα
2
1, u
c1.cosα1
c
2, u
=
2
můžeme s použitím cosinových vět v trojúhelníku rychlostí (obr.104) rovnici (89)
upravit do tvaru
2
2
2
2
2
u2 − u1
c
2
− c1
w1
− w
2
Y = + +
[J.kg -1 ] (93)
2 2 2
který nazýváme Eulerovou rovnici v obecném (hlavním) tvaru.
Toto vyjádření měrné energie dává představu o jejich jednotlivých složkách.
Výraz
2
2
2
2
u2
− u1
w1
− w
2 Δp
+ = = Y st
2 2 ρ
vyjadřuje zvýšení tlakové (statické) energie v oběžném kole.
2
[J.kg -1 ] (94)
Vztah
78

c
2
2
−
2
c
2
1
= Δw k
= Y d
popisuje změnu kinetické (dynamické) energie plynu v oběžném kole.
[J.kg -1 ] (95)
Obecný tvar Eulerovy rovnice je aplikovatelný na všechny energetické stroje s
rotujícími lopatkami, jestliže se hustota protékající tekutiny nemění nebo je její změna
zanedbávána.
6.5 KRITÉRIA PODOBNOSTI U RTK
Kromě součinitele tvaru lopatek (τ ), který je význačným kritériem hodnotícím
lopatky radiálních oběžných kol, jsou zavedeny další bezrozměrné veličiny, umožňující
vzájemné srovnávání energetických vlastností strojů různých provedení i přenášení poznatků
s modelů na skutečný výrobek.
Tlakové číslo (ϕ )
vyjadřuje poměr celkové měrné energie Y a kinetické energie obvodové rychlosti u
Y
ϕ =
[-] (96)
2
u 2
2
a po dosazení za Y z rovnice (90) platí
2.c
2,u
ϕ = = 2.τ
[-] (97)
u
2
Objemové číslo (φ )
srovnává výkonnost RTK s objemovým průtokem průřezem kola rychlosti u 2
V&
φ = d
π.r 2
.u
[-] (98)
2 2
Výkonové číslo ( λ )
je definované jako poměr příkonu P přiváděného na hřídel ideálního oběžného kola a výkonu
ideálního, vyvozeného působením obvodové rychlosti u 2 . Ten je roven součinu množství
plynu, které by protékalo plochou
2
π .r 2
rychlostí u 2 s dynamickým tlakem
2
2
ρ
u .
2
:
λ =
P
2
π.r 2
.u
2
2
3
.ρ
S použitím rovnic (89),(96) a (98) je
λ = ϕ.
φ
79

Reakce K
naznačuje, jaká část z energie přivedené k pohonu (viz. Y z rovnice 90) se již v oběžném
kole přeměňuje na energii tlakovou (rovnice 94)
Yst
Y − Yd
Yd
K = = = 1 −
[-] (99)
Y Y Y
Dosadí-li se za členy pravé strany příslušné výrazy (92) a (95) rovnice, dospěje se
k úpravě
K = 1−
τ
2
[-] (100)
jestliže c 2 2 -c 2 1 =c 2 2u , poněvadž c 2m =c 1m a c 1u =0.
6.6 TVARY ROTOROVÝCH LOPATEK
Na obr.105 jsou zakresleny tři typické tvary rotorových lopatek. Lopatky dopředu
zahnuté, β
2
> 90°, lopatky s radiálním výstupem, β 2
= 90° a lopatky dozadu vůči unášivé
rychlosti zahnuté, β
2
< 90°.
w 2
c 2
c m2
β 2
u 2 ≡ c u2
α 2
α 2
u2
c2
cm2
w 2
cu2
w 2
c u2
c 2
α 2
u 2
w 1
1
β 1
α 1
β 2
β 2
Obr. 105 Tvary lopatek a jejich rychlostní trojúhelníky
Rychlostní trojúhelník na vstupu je společný pro všechny lopatky. Vliv tvaru lopatek
na energetické vlastnosti radiálního stupně je s části zaznamenán na obr. 106 v závislosti na
součiniteli (τ ), za předpokladu, že obvodová rychlost rotoru se nemění.
Pak :
- měrná energie Y = τ .u 2 2 = τ .konst. je přímka procházející počátkem,
- reakce
τ
K = 1 - 2
je přímka se zápornou směrnici
- statická energie Y = K .Y = (1 - τ
st ).τ
2 .u2
2
představuje parabolu s vrcholem na
souřadnici τ = 1, kdy má hodnotu 1/2 Y. Nulové hodnoty dosahuje v bodech τ = 0 a τ = 2.
- dynamická energie Y d = Y – Y st
80

Rotory s lopatkami dopředu zahnutými dosahují největší celkovou energii, ale
poněvadž stupeň reakce klesá, klesá i podíl energie statické. Krajním případem je kolo s
lopatkami extrémně dopředu zahnutými, kdy veškerá energie přivedená k pohonu se mění na
energii kinetickou. Přeměna kinetické energie na tlak v difuzoru, zařazeném za oběžné kolo,
probíhá s poměrně značnými ztrátami. Lopatky jsou velmi zakřivené a bývají hustě
uspořádány. Účinnost je nízká, hodí se pro ventilátory tam, kde menší radiální rozměry jsou
důležitější než účinnost.
Středním případem jsou lopatky s radiálním výstupem, dosahují maxima tlakové
energie, která je polovinou energie celkové (K=1/2). Jsou málo zakřivené a méně husté.
Lopatky dozadu zahnuté transformují převážnou část přiváděné energie přímo na
statický tlak. Jsou poměrně dlouhé a řídké, vykazují velmi dobrou účinnost. Dosahované
zvýšení měrné energie je však nízké.
Tvar oběžných lopatek ovlivňuje také vzájemnou závislost hlavních energetických
veličin, kterými jsou příkon přiváděný na lopatky P, měrná energie Y a výkonnost V & d
.
1,0
K
Y
Y d
0,0
0
OBĚŽNÉ
LOPATKY
0,5
Y st
DOZADU ZAHNUTÉ
RADIÁLNÍ
1,0
S RADIÁLNÍM
VÝSTUPEM
DOPŘEDU
ZAHNUTÉ
2,0
Obr.106 Vliv tvaru lopatek
Dosud uváděna teorie RTK je založená na zjednodušeném postupu od stupně
ideálního ke skutečnému. Prvým postupovým krokem je korekce dosud odvozených vztahů,
které jsou v technické literatuře uváděny s indexem ( ∞ ,th), na konečný počet lopatek. Děje
se tak snížením dosahované měrné energie Y součinitelem skluzu (ε ), zvažujícím všechny
vlivy odklánějící vektor absolutní rychlosti c 2 od původního směru.
Pak
Y ε.τ .u 2
2
= [J.kg -1 ] (101)
6.7 SKUTEČNÝ STUPEŇ RTK
Ve skutečném stroji, jímž protéká skutečný plyn, je spojena přeměna energie se
ztrátami (nežádoucím rozptylem energie), které podle svého vzniku členíme na ztráty :
- objemové, ovlivňující výkonnost úbytkem objemového průtoku,
- hydraulické, související se změnami tlakové energie proudu,
- mechanické, v ložiskách a ucpávkách,
které zvyšují potřebný příkon k pohonu RTK.
6.8 VÝKONNOST RTK
K výpočtu výkonnosti poslouží rovnice kontinuity a součinitel netěsnosti λ
N
.
81

V & = S
[m 3 .s -1 ] (102)
d 2.c
2,m.λN
Plocha skutečného průřezu proudu (viz. obr.103) S 2 (m2 ) se stanoví jako část plochy
válce, jehož průměr je roven vnějšímu průměru kola D 2 a jeho výška je šířkou kola b 2 . Část
této plochy vyplní stěny z lopatek, jejichž tloušťka je s (m).
= π .D .b b .s.z
[m 2 ] (103)
S
2 2 2
−
2
Střední rychlost, kolmá na výstupní průřez z rotoru je radiální, nebo-li meridiální
složka absolutní rychlosti c 2,m v bodě 2, na výstupu z oběžného kola.
Součinitel λ
N
zvažuje vliv cirkulačních proudů do sání prvního stupně i vnější
netěsnosti do okolí.
6.9 PŘÍKON RTK
U dynamických generátorů je pro definici příkonu nezbytné rozlišení strojů
stlačujících tekutinu stlačitelnou a nestlačitelnou.
Ventilátory, jakožto jednostupňové RTK, využívají k popisu potřebného příkonu
vztahů považujících hustotu protékajícího plynu za konstantu, takže potřebný příkon
přiváděný na spojku je
P
sp
P
už
= [W] (104)
η
sp
kde
P
už
= ρ.V & .Y
[W] (105)
d
je užitečná část příkonu (výkon), odevzdaná rotorem protékající tekutině a přímá účinnost
η
sp
respektuje rozptyl energie (ztráty) mezi pohonem a rotorem.
η . η
[-] (106)
sp
= λN
ηh.
m
K hydraulickým ztrátám náležejí všechny ztráty energie vznikající:
- vstupním rázem, jestliže směr vstupní relativní rychlosti proudu w 1 nesouhlasí se sklonem
lopatek v náběžném bodě 1 (viz. obr. 116),
- třením protékajícího plynu o stěny rotoru i statoru.
- ohybem proudů.
- změnami rychlosti.
- třením kol mezi statorem a rotorem.
Označíme-li takto zmařenou energii Y z,h , je bezrozměrným vyjádřením hydraulických
ztrát hydraulická účinnost
η
h
Y
= [-] (107)
Y + Y
z,h
Mechanické ztráty Z &
m
u RTK tvoří zejména ztráty třením v ložiskách a ucpávkách.
Zpravidla se k nim přičítá energie potřebná k pohonu mazacích i chladicích systémů,
případně též ztráty v převodových skříních. Proto je bezrozměrovým vyjádřením těchto ztrát
poměr vnitřního a spojkového příkonu, účinnost mechanická.
η
P
P
− Z&
vn sp m
m
= =
[-] (108)
Psp
Psp
82

Jestliže již změnu hustoty, ke které dochází při stlačování plynů zanedbávat nelze, je
příkon RTK stanoven pomoci příkonu kompresoru ideálního a účinnosti porovnávací
izoentropické, podobně jako u kompresorů šroubových (kapitola 5.4).
Izoentropická účinnost spojková se u RTK pohybuje v rozmezí od O,5 do O,7.
Proces stlačování probíhá s přívodem tepla, hydraulické ztráty se transformují na
energii vnitřní. V entropickém diagramu na obr. 107 jsou hydraulicé ztráty vyznačeny
šrafovanou plochou (1 – 2 pol – 6 – 5 – 1).
T
2 ie
v 2
2 pol
p 2 = konst
p 1 = konst
3
1
v 1
4
5
6
s
Obr. 107 Entropický diagram komprese v jednostupňovém RTK
Uzavřená plocha diagramu (4-3-2 pol -6-4) odpovídá zvýšení entalpie stlačovaného
plynu po kompresi. Zvýšení měrné energie v jednom stupni RTK je pak
2 2
⎡ ⎛ ⎞⎤
⎢( ) ⎜
c2
− c1
= m & . i − + ⎟
2
i1
⎥
[J.kg -1 ] (109)
⎢⎣
⎝ 2 ⎠⎥⎦
Y
d pol
při čemž rozdíl entalpií
n−1
⎡ ⎤
κ ⎢⎛
p ⎞ n
2
i − ⎥
2pol
− i1
= .r.T
1.
⎢
⎜
⎟ 1
[J.kg
−1
⎥
-1 ] (110)
κ
⎢
⎝ p1
⎠
⎣ ⎥⎦
6.10 ROZVÁDĚCÍ KOLA
Rozváděcí kola RTK jsou v podstatě stacionární difuzory zařazené bezprostředně za
oběžná kola. Slouží k přeměně části kinetické energie proudu na tlakovou, provádějí se bez
lopatek i lopatkovaná.
U jednokolových strojů, dmychadel i ventilátorů, je proud z oběžného kola veden
přímo do bezlopatkové spirální skříně (obr.100 a 108) a pak do spotřebiče. Jejím úkolem je
převést symetrické proudění kolem osy rotace do výtlačného potrubí. Zároveň se spirálou
snižuje rychlost proudění plynu,takže tlak vzrůstá.
Vícestupňové RTK využívají spirály také k odvádění plynu do mezichladičů a u
posledního kola k odvádění plynu do výtlačného potrubí. Připojení mezichladiče 2 pomocí
83

výtlačné spirály 1 je na obr.109. Po průchodu chladičem je plyn odváděn zpět do kompresoru
sací spirálou 3 do dalšího stupně.
Obr. 108 Jednokolové turbodmýchadlo
1 3 2
Obr. 109. Připojení mezichladiče
Průřezy spirály mají různé tvary, kruhové či lichoběžníkové, zpravidla symetrické k
difuzoru. Poněvadž se energie z venčí do proudu za rotorem už nepřivádí, počítá se průřez
spirály podle zákona
r . c u = konst a r . c m = konst [m 2 .s -1 ] (111)
Mezistupňové difuzory bývají zpravidla lopatkové a navazují bezprostředně na vratné
lopatky (obr. 102) V sestavě průtočných částí RTK na obr. 110 je bezlopatkový difuzor
oddělený od vratného kanálu mezistěnou.
84

Obr. 110 Mezistupňový difuzor
6.11 CHLAZENÍ TURBOKOMPRESORŮ
Aby se stlačování alespoň částečně přiblížilo k ději izotermickému, provádí se u
vícestupňových kompresorů mezistupňové chlazení, zpravidla po dvou nebo třech stupních.
Umístění trubkových chladičů pomoci výtlačné a sací spirály je na obr.109.
Chlazením se dosahuje snížení příkonu a objemových průtoků i zvýšení střední
měrné hmotnosti a vyšších tlakových poměrů v jednom stupni.
Optimální tlakový poměr v jednom stupni je podobně jako u pístových kompresoru
σ = σ
I
1
z
c
Na obr.111 je zaznamenán průběh stlačování vzduchu v šestistupňovém RTK se
dvěmi chladiči v T-s diagramu.
T
p d = 0,9MPa
t dVI =126°
C
0,43MPa
t nV =33°C
0,44MPa
t dIV =137°
C
0,215MPa
t nIII =33°C
0,22MPa
t nI =15°C
t dII =115°C
p s=0,1MPa
Obr. 111 T-s diagram šestistupňového RTK
s
85

6.12 ENERGETICKÉ CHARAKTERISTIKY
Hlavní energetické charakteristiky (obr.112) tlakové, příkonové a účinnostní se
sestavují z naměřených údajů.
Y
C
D
η sp
Y max
K
A
B
η spmax
η sp
0
P sp
P sp
d
V & dmin
V & dopt
V &
OBLAST BRZDNÁ LABILNÍ STABILNÍ BRZDNÁ
PRŮTOK ZPĚTNÝ NORMÁLNÍ
PRACOVNÍ POSITIVNÍ NEGATIVNÍ
VÝŠKA
Obr. 112 Hlavní energetické charakteristiky RTK
Charakteristika tlaková Y = f( V & )
d
Poněvadž ke zvyšování měrné energie dochází zejména zvyšováním tlaku, je tato
závislost označován jako charakteristika tlaková. Mnohdy je uváděna i jako závislosti
celkového tlakového poměru σ
c
= f( V & d ), nebo také jako Δp = f( V & d ).
Má v I.kvartále vypouklý tvar s maximem v kritickém bodě K, který jí rozděluje na
větev stabilní a labilní. Provoz ve stabilní části se vyznačuje přizpůsobivosti stroje měnícím
se odběrům plynu i nahodile zvýšeným odporům napojeného spotřebiče snížením
objemového průtoku a současným zvýšením měrné energie.
V labilní větvi to již neplatí. V případě, že turbokompresorem je do spotřebiče
dodávano větší množství plynu než v současnosti odebírané, dochází k nestabilnímu provozu
- pumpování. Po dosažení kritického bodu K, přechází provoz stroje skokem do oblasti
zpětného proudění (bod C), plyn proudí z výtlaku zpět do sání, tlak v soustavě klesá. Po
dosažení nejnižší hodnoty v bodě D, vrací se provoz kompresoru opět skokem do pracovních
podmínek stabilní větve (B). Celý proces se opakuje s velkou frekvencí zavisející na
vlastnostech soustavy kompresor + spotřebič.
Pumpování se projevuje kolísáním smyslu a velikosti proudu, což je spojeno s
výrazným hlukem a nerovnoměrným zatížením celého soustrojí. Mechanickému poškození
lze zabránit antipompážní regulací.
Charakteristika příkonová P sp = f( V & )
d
má převážně kladnou směrnici. Příkon s klesajícími odpory spotřebiče (rostoucí výkonnosti)
narůstá.
Charakteristika účinnosti
η
sp
= f( V & d )
dosahuje nulových hodnot v bodech Y=0 a
části charakteristiky tlakové.
V & d =0. Její maximum má ležet v oblasti stabilní
86

6.13 PROVOZNÍ BOD
Tímto názvem označujeme průsečík (P) tlakové charakteristiky kompresoru s
odporovou charakteristikou spotřebiče S. Jeho poloha udává objemový průtok tekutiny
protékající soustavou i zvýšení měrné energie, potřebné k překonání odporu spotřebiče.
Je-li tlaková charakteristika doplněna charakteristikou účinnostní a příkonovou
(obr.113) lze současně odečíst hodnoty těchto veličin.
P sp
K
P
P sp
Δp
η sp
η sp
Δp
S
0
&
Vd
− opt
V&
d − P
V & d
labilní
oblast
stabilní oblast
Obr.113 Provozní bod na tlakové charakteristice
6.14 REGULACE RADIÁLNÍCH TURBOKOMPRESORŮ
U radiálních turbokompresorů se využívají regulace :
- změnou otáček,
- škrcením v sání,
- škrcením ve výtlaku,
- odfukováním přes expanzní turbínu nebo přímo do okolí,
- přepouštěním do sání,
- antipompážní.
6.14.1 REGULACE ZMĚNOU OTÁČEK
Vliv změny otáček na výkonnost kompresoru můžeme vyhodnotit z rovnosti
objemových součinitelů pro původní a regulovaný stav. Odtud
V& d
= konst.n
[m 3 .s -1 ] (112)
t.j. objemový průtok závisí na otáčkách lineárně.
Podobně z rovnosti součinitelů tlaků odvodíme parabolický vztah
Y
konst.V&
d
2
2
= konst.n =
[J.kg -1 ] (113)
a konečně z rovnosti součinitelů příkonů
příkonu na otáčkách:
= φ ′.
ϕ
λ lze odvodit kubickou závislost
P
konst.V&
d
3
3
= konst.n =
[W] (114)
V praxi lze využívat odvozených rovnic jen v případech malých změn otáček. Jinak je
průběh sledovaných změn vyhodnocován experimentálně pomoci tzv. pole charakteristik
(obr.114). Jejich pomocí se stanoví optimální pracovní podmínky s nejlepší účinnosti.
87

Δp
pumpovní mez
Δp opt
K
A r
A
0,95
η
= 1
ηmax
pumpovní mez
0,90
0,85
0,80
0
0,6n 0,8n n 1,2n
V&
d − opt
V & d
Obr. 114 Pole charakteristik při regulaci změnou otáček
Regulace změnou otáček je nejekonomičtější. Používá se jí proto vždy, je-li
kompresor poháněn parní nebo spalovací turbínou.
Odstavování soustrojí je extrémem změny otáček, připouští se při paralelní spolupráci
několika strojů.
6.14.2 REGULACE ŠKRCENÍM V SÁNÍ
se provádí změnou otevření uzavírací armatury v sacím potrubí kompresoru. Je to
nejběžnější způsob regulace RTK poháněného elektromotorem při stálých otáčkách,
energeticky však málo hospodárný. Důsledky popsaného zásahu lze odvodit z
izoentalpického děje, který popisuje škrcení. Označíme-li veličiny po regulačním zásahu
křížkem, platí úměra
p
p
m&
1 d
= =
+ +
1
m&
d
P
P
sp
+
sp
- (115)
Využití těchto vztahů k sestrojení charakteristiky tlakové a příkonové je naznačeno na
obr.115.
p
+
p 2
p 2
p 1
+
p 1
Obr. 115 Změna charakteristik při regulaci škrcením v sání
m&
d
88

Škrcení v sání se využívá také na zkušebnách při měření charakteristik, jestliže není
k dispozici potřebný příkon. Měří se jen "exhaustorová" charakteristika s výtlakem otevřeným
do atmosféry a "kompresorová" charakteristika se přepočítává. Potřebný příkon při zkoušení
klesá až na jednu osminu.
6.14.3 REGULACE ŠKRCENÍM VE VÝTLAKU
využívá zvyšování odporu spotřebiče přivíráním uzávěru ve výtlačném potrubí k
posunu pracovního bodu k nižší výkonnosti. Zásah je omezován pumpovní mezí. Vzhledem k
tomu, že poloha pracovního bodu se přizpůsobuje okamžité hodnotě odporu spotřebiče,
jedná se zde vlastně o autoregulaci.
6.14.4 ANTIPOMPÁŽNÍ REGULACE
reaguje na možnou pompáž otevřením přepouštěcího ventilu na výstupu s následným
odfukem přebytečného plynu do okolí. Je doprovázena velkým hlukem a poněvadž příkon
zůstává stálý, je to regulace nehospodárná i když na druhé straně jednoduchá.
U vzácných plynů se plyn přepouští do sání po seškrcení a ochlazení na
požadovanou hodnotu.
6.14.5 REGULACE ZMĚNAMI PRŮTOČNÉ ČÁSTI
Natáčením lopatek předřazeného vstupního statoru je ovlivňován směr vektoru
absolutní rychlosti c 1 na vstupu do rotoru. Z Eulerovy rovnice vyplývá důsledek změny
obvodové složky c na měrnou energii Y. Změna meridiální složky u 1,u 1,m pak reguluje
výkonnost V & d .
Při změně výkonnosti během regulačního zásahu dochází také ke změně rychlosti c 1
+
+
na c 1 i ke změně směru relativní rychlosti w 1 na w 1 doprovázené vstupním rázem na hraně
lopatek a poklesem účinnosti. Na obr. 116. je v rychlostním trojúhelníku naznačen rozklad
+
relativní rychlosti w 1 a vznik rázové složky w R .
w 1
c 1
w 1
+
c 1
+
c 1
w R u 1
Obr. 116 Vstupní ráz vyvolaný regulačním zásahem
6.15 DMYCHADLO S BOČNÍM KANÁLEM
Je nově vyvinutým typem lopatkových dynamických kompresorů. Schéma těchto
periferálních dmychadel je na obr. 117. Do bočního bezlopatkového kanálu 2 vtlačují plyn
půlkruhové nebo též čtvrtkruhové lopatky rotoru 1. Boční kanál je rozdělen radiální přepážkou
3 na část sací a výtlačnou. Vysokými otáčkami až 70000 min -1 je plyn urychlován a
rozviřován, při čemž proudí z komůrek rotoru do bočního kanálu i zpět a při dopravě k
výtlačnému hrdlu u přepážky se stlačuje.
Jednoduchou konstrukci je dosahováno jen nízké energetické účinnosti, ale stlačení u
malých výkonnosti (V d,max = 500 m 3 .h -1 ) bývá až 3,5. Jako vývěvy dosahuji tyto stroje 90%
vakua.
89

Obr. 117 Schéma dmychadla s bočním kanálem
7. TURBOKOMPRESORY AXIÁLNÍ
jsou rotační lopatkové stroje pro kontinuální stlačování plynů účinkem změny
hybnosti proudu, protékajícího převážně po plochách válcových, souosých s osou rotace.
Byly vyvinuty ve snaze po konstrukci kompresoru s vyšší účinnosti ke stlačování vzduchu pro
spalovací turbíny. Při stejném průtoku jsou s ohledem na větší počet stupňů delší než RTK,
mají však menší hmotnost i radiální rozměry a vyšší energetickou účinnost o 2 až 5%. Pro
výkonnosti nad 15 m 3 .s -1 vycházejí levněji, při velkých výkonnostech až o 30%, vyžadují menší
obestavěný prostor.
Vyrábějí se pro tlaky až 1,5 MPa a výkonnosti 10 000 až 2,5.10 6 m 3 .h -1 , dosahují
3000 - 20000 otáček za minutu. Obvodová rychlost lopatek se volí do 260 m.s -1 .
Hlavní části (viz obr.118) jsou v podstatě stejné jako u stroje radiálního.
Na sací hrdlo 1 navazuje vstupní komora (sací spirála) 5 a předřazený vstupní stator
6. Základní energetickou část tvoří opět stupně 7 až 10 sestávající z rotorových a statorových
lopatek.
Oběžné lopatky jsou vsazeny do drážek vyfrézovaných na obvodu bubnu, zatím co
difuzorové lopatky jsou vetknuty do tělesa statoru. Věnec oběžných lopatek se po délce
průtočné části kompresoru střídá s věncem pevných difuzorových lopatek.
Obr. 118 Hlavní části axiálního turbokompresoru
Ukázka rotorové lopatky, jejichž vstupní a výstupní hrany leží přibližně v radiálním
směru je na obr. 119. Buben rotoru 3 se spojkou 15 uložený na axiálním 2 i radiálním 16
90

w 2
ložisku je vůči okolí těsněn labyrintovými ucpávkami 4 a 14. Před výstupní spirálou s
výtlačným hrdlem 17 je umístěn usměrňovač proudu 11. U těchto kompresorů se plyn v
průběhu celé komprese nechladí, protože vyvedení plynu mezi stupni je obtížné.
t
u
c 1
S
w1
c 2=c 3
c 4
Obr. 119 Ukázka rotorové lopatky
axiálního turbokompresoru
Obr. 120 Lopatková mříž jednoho
stupně ATK
7.1 ZÁKLADY TEORIE ATK
Teorie přeměn při průtoku axiálním turbokompresorem dosáhla v průběhu doby
značného vývoje.
Teorie kanálová využívaná u parních turbín dosáhla souhlasu výpočtu se skutečností
jen v případě použití velmi hustého lopatkování. Druhý extrém, teorie profilová využívající
teorie křídla vyhoví naopak pro velmi řídké lopatky. Rozteče lopatek u ATK jsou mezi oběma
extrémy.
Jako dosud nejvystížnější se ukázala teorie mřížová, definovaná podílem délky tětivy
s a rozteče t lopatek. V rozmezí od s/t = 0 až ∞ postihuje celou oblast od nekonečně úzkého
kanálu až po osamělý profil.
Lopatková mříž vzniká omezením lopatek stupně válcovou plochou a rozvinutím
tohoto řezu do roviny. Takto vznikají elementární rovinné lopatkové mříže rotoru a statoru u
nichž se předpokládá dvourozměrné proudění plynu, neovlivněné účinky dějů třírozměrového
proudění na okraji lopatek. Geometrie lopatkové mříže je definována v několika válcových
řezech. Na obr.120 je zakreslen střední válcový řez. U radiálně dlouhých lopatek je v zájmu
přesného popsání tvaru lopatky nutno definovat geometrii většího počtu válcových řezů.
Teorie lopatkových mříží představuje samostatný obor v teorii kompresorů a
přesahuje svým rozsahem rámec těchto skript. Je uvedena v [L12;L14]. Následně je pouze
objasněn rozdíl mezi stlačováním ve stupni radiálního a axiálního kompresoru.
c 1
w 2 c
w 2
1
c a
β
β 2
α 2
1
α 1
u
Obr.121 Rychlostní trojúhelníky ATK
91

Vektor vstupní rychlosti c 1 je veden lopatkovou mříži vstupního statoru tak, aby
dosáhl axiálního směru. Zakřivením rotorových lopatek se při proudění dosáhne snížení
relativní rychlosti w a tím také zvýšení tlaku p. Do statorové lopatkové mříže vstupuje plyn s
rychlosti c 3 shodnou s výstupní rychlosti c 2 . Aby axiální složky c a = w a zůstávaly konstantní,
je s postupným stlačováním plynu současně zmenšován průtočný průřez pracovního
prostoru.
Ve statorové části se zakřivením lopatek opět mění směr absolutní rychlosti c 3 na c 4 ,
aby nedocházelo k rázům na vstupu do dalšího stupně.
Rychlostní trojúhelníky (obr. 121) se u ATK kreslí do jednoho obrazce.
Předpokládejme, že k proudění pracovním prostorem ATK dochází na válcových
plochách kde r 1 =r 2 a u 1 =u 2 . Nyní se rozvinutý tvar Eulerovy rovnice změní na
2
2
2
2
c
2
− c1
w1
− w
2
Y = +
[J.kg -1 ] (116)
2 2
Odtud je zřejmé že zvýšení tlakové i celkové energie axiálního stupně je podstatně
2 2
u2 − u1
nižší než u stupně radiálního a to o hodnotu
, což je přírůstek tlaku vznikající
2
působením odstředivých sil.
Pro zvýšení tlakové energie proto platí
Δp
ρ
w
=
2
1
− w
2
2
2
⎡
κ ⎢⎛
p ⎞
2
= .r.T
1.
⎢
⎜
⎟
κ −1
⎢
⎝ p1
⎠
⎣
κ −1
κ
⎤
−1⎥
⎥
⎥⎦
[J.kg -1 ] (117)
w1
Poněvadž Machovo čísloM = , při čemž pro stanovení kritické rychlosti (rychlost
a1
zvuku) platí závislost a = κ.r.T1
, lze z rovnice (117) odvodit poměrné stlačení v oběžném
kole.
σ
OK
p
=
p
2
1
κ −1
= 1−
2
2
.M .
⎡ ⎛ w
⎢1
−
⎜
⎢
⎣ ⎝ w
2
1
2
⎞ ⎤
⎟ ⎥
⎠ ⎥
⎦
κ
κ−1
[-] (118)
Při růstu Machova čísla roste i poměrné stlačení. U stacionárních osových
kompresorů M < 0,8, a poměr relativních rychlosti se značně liší od nuly. Proto tlakový poměr
na prvním stupni nepřevyšuje hodnotu 1,2 až 1,3 a také zvýšení teploty v jednom stupni v
porovnání s odstředivými kompresory je malé.
takže:
Z rychlostních trojúhelníků lze vyčíst, že:
u = c1 , u
+ w1
,u
= c
2,u
+ w
2,u
c
2, u
− c1
,u
= w1
,u
− w
2,u
Pak můžeme pracovní tvar Eulerovy rovnice vyjádřit vztahem
( c − c ) = u. ( w )
Y u.
2, u 1,u
1,u
− w
2,u
= [J.kg -1 ] (119)
Poněvadž stále platí, že rychlost proudění v axiálním směru se nemění, roste i podle
tohoto vztahu měrná energie Y úměrně s poklesem relativní rychlosti.
92

ZTRÁTY
se podobně jako u RTK člení na ztráty vznikající netěsnostmi, ztráty hydraulické a
mechanické. Opět platí, že celková účinnost
η = λ.η
sp h.ηm
Vnitřní netěsnosti v mezerách mezi špičkami lopatek i netěsné ucpávky na sací
straně umožňují vznik cirkulačních proudů, netěsnosti ucpávky hřídele na výtlačné straně a
ucpávky vyrovnávacího pístu pak netěsnosti vnější.
Hydraulické ztráty jsou zejména profilové (třením na povrchu lopatky), sekundární (po
vzniku přídavných proudů) a anulární (třením na válcových stěnách kanálů).
7.2 ENERGETICKÉ CHARAKTERISTIKY ATK
Energetické charakteristiky (obr. 122) se vyznačují velkou strmostí a malým
pracovním rozsahem v oblasti vyšších hodnot objemových průtoků.
Δp
P sp
η sp
0
η sp
P sp
Δp
Obr. 122 Energetické charakteristiky axiálních kompresorů
Charakteristika tlaková
sestává pouze ze stabilní větve začínající v důsledku odtržení proudu kritickým
bodem a pak prudce padá k maximálnímu průtoku, kdy již je dosaženo kritické rychlosti
proudů a zahlcení lopatkové mříže.
Charakteristika příkonová
kopíruje průběh charakteristiky tlakové, s rostoucím průtokem příkon klesá.
Charakteristika účinnosti
má v dobrých případech své maximum vpravo od kritického bodu a pak rychle klesá.
Pole charakteristik
u ATK (obr.123) se vyznačuje nespojitosti pumpovní meze. Při zvyšování otáček se
zvětšuje strmost tlakových charakteristik.
Δp
V &
dmin
V &
dmax
V &
d
pumpovní mez
η
ηmax
= 1
0,95
0,90
0,85
0,80
-F
p 2
+F
p 2
p 1
r1
r2
0,6n 0,8n n 1,2n
Obr. 123 Pole charakteristik ATK
F a
Obr.124 Schéma rozdělení tlaku na rotor RTK
93

7.3 AXIÁLNÍ SÍLA
V důsledku rozdílů tlaků na sací a výtlačné straně rotorů dochází u turbokompresorů
ke vzniku axiální síly F a , která se snaží posouvat rotor v osovém směru k sací straně.
Zjednodušené schéma na obr. 124 vysvětluje tento jev u radiálního stupně.
Síla +F na nosný kotouč ve směru k sání od tlaku p 2 je:
+ F = π.r 2 .p .
2
V opačném smyslu působí síla -F od tlaku p 2 na krycí kotouč + síla od tlaku p 1 na
nosný kotouč:
2 2
2
− F = −[ π .( r2 − r1
).p
2
+ π.r1
.p1]
Při zanedbání rozměru hřídele a náboje platí zjednodušeně pro výslednou axiální sílu
u radiálního stupně vztah
2
= π .r p −
[N] (120)
F a
( )
1 2
p1
Vzhledem ke značné velikosti této síly není účelné ji zachycovat jen axiálním
ložiskem. Ke snížení této síly slouží konstrukční uspořádání rotoru s vyrovnávacím kotoučem
podle obrázku 125.
p 2
2
1
V & o
p 1 p 2 p s
r1
r2
Obr. 125 Rotor RTK s vyrovnávacím kotoučem
Vyrovnávací kotouč, nasazený na hřídelí za oběžným kolem posledního stupně má
na vnějším obvodě válcovou plochu s labyrintovou ucpávkou, zachycuje zpravidla jen asi
75% osové síly. Zbytek „nese“ axiální ložisko.
U jednostupňových RTK s oboustranným sáním vyrovnávací kotouč odpadá.
94

8. POHON TURBOKOMPRESORŮ
Poněvadž turbokompresory jsou stroje rotační a rychloběžné je výhodné, aby
poháněcí agregát byl stejných nebo podobných vlastností. Těmto požadavkům nejlépe
vyhovují parní i spalovací turbíny a elektromotory.
PARNÍ TURBÍNY
se vyznačují dobrou účinnosti v poměrně širokém rozsahu otáček i zatížení.
Doporučují se k použití v místech kde je k dispozici hospodárně pracující parní centrála.
Jestliže v provozních podmínkách pracuje turbína trvale s nižším než nominálním výkonem,
projevuje se snížením účinnosti. Proto se, vzhledem k obvykle nedostatečné přesnosti
projekčních podkladů při stanovování výkonových parametrů kompresorových soustrojí, volí
rezerva výkonu parní turbíny co možná nejmenší, nebo se raději vybavuje přetěžovací
regulací. Vzhledem na nejčastěji používané otáčky turbokompresorů v rozmezí 3000 až 8000
ot.min -1 není nutné mezi turbínu a kompresor vkládat převody.
Zásadní nevýhodou parních turbín je veliká složitost a rozměrnost celého zařízení,
vysoké investiční a provozní náklady. Dlouhá, několikahodinová doba potřebná k najetí určuje
parní turbíny k trvalému nebo alespoň dlouhodobému provozu, velkých turbokompresorů.
Tyto obecné závěry je možno dále doplnit podle druhu parní turbíny.
Protitlaká turbína
s poměrně vysokým vstupním tlakem a teplotou páry je vzhledem k menším
zpracovávaným entalpickým spádům vhodná především pro výkony menší než 5 MW.
Vzhledem k tomu, že výstupní pára je využívaná pro další účely, např. otápění, dociluje se
zlepšení tepelné účinnosti celého zařízení.
Kondenzační turbína
se používá k pohonu turbokompresorů s vysokými příkony 5 až 20 MW. Termická
účinnost celého zařízení je menší než v protitlakém provedení o ztráty tepla odvedeného v
kondenzátoru.
Odběrová turbína
s regulovaným odběrem je výhodným pohonným agregátem velkých
turbokompresorů i při proměnném zatížení. Jejím využíváním se dosahuje lepších účinnosti
než u turbín kondenzačních, jestliže je dostatečná a smysluplná spotřeba odpadního tepla.
SPALOVACÍ TURBÍNY
pracují s nízkými účinnostmi, které se navíc prudce zhoršují při změně zatížení vůči
optimálnímu provoznímu stavu. Pracují v rovnotlakém otevřeném cyklu a jsou vhodné jen
tam, kde je k dispozici levné tekuté palivo nebo plyn, na příklad v kompresorových stanicích
dálkových plynovodů. Zde je k dispozici pro spalování dopravovaný plyn, spotřeba chladicí
vody je malá a soustrojí lze dálkově ovládat, což je výhodné zejména při nasazení v
odlehlých oblastech.
ELEKTROMOTORY
mají ve srovnání s turbínami řadu důležitých předností. Jednoduchost stavby, malé
rozměry a hmotnost, nízké pořizovací a provozní náklady, rychlý start a převzetí zatížení v
desítkách vteřin, vysokou provozní spolehlivost a nenáročnou údržbu.
Nevýhodou jsou pro pohon turbokompresoru nízké otáčky i dvoupólových motorů,
vyžadující vřazování zrychlujících převodových skříní se všemi neblahými důsledky.
Kontinuální změna otáček je buď vůbec nemožná nebo realizovatelná pouze ve velmi úzkém
rozmezí. Větší změny otáček umožňují pouze komplikované a drahé motory.
Téměř výhradně se využívají elektromotory k pohonu pístových kompresorů, které
jsou ve srovnání s turbokompresory stroje pomaluběžné. U velkých pístových kompresorů s
konstantními otáčkami je motor spojen převážně přímo s klikovou hřídelí a jeho rotor slouží
současně jako setrvačník. U malých kompresorů je již přímé spojení nákladné, používá se
převodu „do pomala“ klínovými řemeny.
95

9. PARALELNÍ A SÉRIOVÁ SPOLUPRÁCE KOMPRESORŮ
Jestliže jeden kompresor není schopen dodat potřebné množství plynu, nebo
nedostačuje-li zvýšení měrné energie Y, kterou vytváří jeden stroj, je možné pro splnění
daného požadavku provozovat dvě nebo více soustrojí vedle sebe – paralelně či za sebou -
seriově.
Provozní stavy spolupracujících strojů se stanovují ze součtové tlakové
charakteristiky, na které leží průsečík s charakteristikou odporu spotřebiče - provozní bod.
PARALELNÍ SPOLUPRÁCE
Paralelní spolupráce je omezena pumpováním stroje s nejnižším tlakem na pumpovní
mezi (na obr.126 je to stroj označený jako II). Proto je výsledná, součtová charakteristika
sestrojována sčítáním výkonnosti jednotlivých strojů při konstantní měrné energii jen do tlaku
pumpovního bodu K II . Průsečíky s odporovou charakteristikou vyhodnocují výkonnost
soustrojí ve všech alternativách zapojení.
Před řešením jsou charakteristiky spolupracujících strojů redukované na stejnou
hustotu a do stejného místa v sání. Výsledná charakteristika má menší strmost než složkové
křivky.
Y
NEVHODNÁ
ÚČELNÁ
K I
K II
Y I
V & dI
V & dII
Y
S
Y max
V & dII
Y II
V & dI
V & dII
V &
dI
+ V&
dII
V & d
Obr. 126 Paralelní spolupráce dvou turbokompresorů
NEVHODNÁ
Y
K I
K II
Y I
Y II
ÚČELNÁ
Obr. 127 Sériová spolupráce turbokompresorů
Y
Y I
S
V & dmax
V & dmin V &
dI
+ V&
V &
dII
d
SÉRIOVÁ SPOLUPRÁCE
Jestliže je charakteristika odporu
spotřebiče velmi strmá, nebo má ještě
statickou část, pak paralelní řazení
nevede k žádoucímu zvýšení
objemového průtoku. V těchto případech,
ke kterým dochází např. v chemickém
průmyslu, je možná spolupráce sériová.
Nyní se sčítají (viz obr. 127)
souřadnice měrné energie Y, dílčích
tlakových charakteristik, na stejné
výkonnosti V & d
= konst. Zde je
respektována podmínka využitelnosti od
kritického bodu K II s největší výkonnosti,
při jehož dosažení přechází soustrojí do
režimu nestability.
Obecně platí, že sériový provoz
vede k větší strmosti výsledné
charakteristiky a ke zúžení použitelného
rozsahu objemových průtoku soustavou.
S ohledem na tyto okolnosti jeví
se výhodně pro spolupráci stroje se
96

stejnými charakteristikami, neboť pak jeden z nich neomezuje parametry celé soustavy. To
platí i pro sériovou spolupráci jednotlivých stupňů u vícestupňových strojů.
Stejné postupy se uplatňují i při řešení spolupráce strojů dynamických a objemových.
Někdy se v případě potřeby zvýšeného tlaku používá dotlačovací kompresor v sériovém
zapojeni podle obr.128. Jako dotlačovací se v současnosti uplatňují kompresory šroubové.
Obr.128 Schéma zapojení dotlačovacího kompresoru
10. KOMPRESOROVÉ STANICE
Nevýhodou zařízení závislých na dopravě stlačeného plynu jsou těžkosti vyplývající z
rozvodu tlakové energie na jednotlivá pracoviště. Montáž vzduchového potrubí je poměrně
náročná, vyžaduje dobré ukotvení zamezující jeho kmitání, často vyvolávané pulsacemi
plynu. Při tom je nutno dosáhnout dobrého utěsnění spojů, které je základní podmínkou
minimalizace ztrát.
Uspořádání tlakovzdušných systémů i kompresorových stanic se odvíjí od technickoekonomických
rozborů a modelování provozních situací. Jsou provozovány :
ústřední (centrální) stanice
s jedním nebo několika velkými kompresory a s rozsáhlou potrubní síti. Kompresory
pracují s dobrou účinnosti. Nevýhodou jsou značné tlakové a objemové ztráty, u chladicích
zařízení také ztráty tepelné.
decentralizované stanice
s malými,avšak plně automatizovanými kompresory v blízkosti spotřebiče. Úspory
investičních nákladů na rozsáhlé rozvodné sítě často převýší úspory vznikající soustředěním
komprese do ústřední stanice.
U kolísavé spotřeby stlačeného plynu není účelné soustřeďovat celou výkonnost
stanice do jednoho kompresoru. S větším počtem strojů rostoucí stavební náklady jsou
vyvažovány instalací jeřábů o menší nosnosti, event. se lze obejít bez jeřábů.
Až 85% ztráty energie vznikající při využívání tlakovzdušné energie můžeme rozdělit
do tří skupin :
- ztráty související se stlačováním vzduchu v kompresorech,
- ztráty ve spotřebičích a
- ztráty v rozvodném potrubí.
Velký podíl na celkových ztrátách mají tlakové a objemové ztráty v síti, zpravidla
přesahující 30% podíl z celkové energie vynaložené na výrobu stlačeného plynu.
10.1 SKLADBA KOMPRESORŮ V KOMPRESOROVÉ STANICI
Využití energie přiváděné k pohonu strojů v kompresorové stanici je rozhodujícím
způsobem ovlivňováno volbou :
- počtu,
- výkonnosti,
- použité regulace instalovaných jednotek.
Tradiční a dříve velmi časté uspořádání již tomuto záměru nevyhovuje. Mnohé
stanice pracují s jedním kompresorem pro základní zatížení, jedním strojem záskokovým a
jedním kompresorem regulovatelným stejné výkonnosti s regulovatelným počtem otáček.
97

Vhodnější je krytí základního zatížení dvěma kompresory o stejné výkonnosti,
doplněnými jedním plynule regulovatelným strojem špičkovým. Menší jednotky pak kryjí i
velmi kolísající odběr spotřebiče.
I když toto je uspořádání investičně i prostorové náročnější, lze takto podstatně snížit
náklady na energii při chodu naprázdno.
Optimálním řešením je ovládání kompresorové stanice pomocí elektronického
systému. Řízení je automaticky nastartováno v okamžiku, když základní kompresor dosáhne
pevně nastavené hranice minimálního tlaku ve výtlačné síti. Pak nabíhá kompresor s regulací
otáček oscilující kolem maximálního a minimálního tlaku ve výtlačné síti, podle požadované
spotřeby stlačeného vzduchu.
Flexibilita takto vyprojektované stanice jde ovšem na úkor investičních nákladů.
Stroje jsou však využívány bez jejich neekonomického běhu naprázdno.
10.2 ŘÍZENÍ PROVOZU KOMPRESOROVÉ STANICE
Řízení provozu kompresorové stanice má respektovat zásadu, podle níž se zatěžují
jako prvé stroje s nejlepší účinnosti a při stoupajícím zatížení se postupně připojují méně
hospodárné agregáty. Tato úloha se řeší pomocí energetických charakteristik, zakreslených
do dispečerských diagramů. Ekonomická paralelní spolupráce dvou kompresorů s lineárními
charakteristikami E 1 a E 2 je zaznamenána na diagramu 129. Pro nejnižší výkonnosti se
používá stroj č. 1 s malým příkonem naprázdno a strmější charakteristikou, který je regulován
v rozsahu 0 - A. V rozmezí A - B přejímá dodávku stlačeného vzduchu kompresor č. 2.
S rostoucí spotřebou stlačeného vzduchu lze znovu zapojit samostatně agregát č.1 až do
jeho maximální výkonnosti v provozním bodě C. Zvýšené požadavky řeší kompresorová
stanice paralelní spoluprácí maximálně zatíženého stroje č. 2 a v rozsahu C - D regulovaného
kompresoru č.1.
Průběh energetických charakteristik u kompresorů nebývá vždy přímkový, kromě
jiného závisí i na použitém druhu regulace.
P c
E 2
E 2max+ E 1
E 1
0 A B C D
1
2
V & d
1
2 max +1
Obr.129 Dispečerský diagram kompresorové stanice
K zajištění bezpečného bezobslužného provozu je dále nutné jeho automatické
ochranné jištěním pozůstávající z blokování (přerušení) přívodu elektrické energie do motoru,
jestliže:
- poklesne tlak oleje,
- stoupne teplota plynu ve výtlaku a v sání,
- poklesne tlak v sání,
- stoupne tlak ve výtlaku,
- se zvýší zatížení elektromotoru (nadproudová ochrana),
- chvění strojů překročí povolené meze.
98

OPTIMALIZACE PROVOZNÍHO TLAKU
Zvyšování tlaku nad potřebnou mez je vždy doprovázeno nárůstem měrné spotřeby
kompresorové stanice, což lze sledovat na obrázku 130 zvýšením příkonu kompresorů, je-li
provozní tlak nastaven o 100 kPa výše než je účelné. Jestliže je např.v sítí tlak 700 kPa a
spotřebiče vyžadují tlak pouze 600 kPa, je energetická náročnost výroby o cca 10 % vyšší,
než by být musela.
30%
zvýšení energetické náročnosti
25%
20%
15%
10%
5%
400 450 500 550 600 650 700 750 800 850 900
provozní tlak [kPa]
Obr. 130 Energetická náročnost kompresorové stanice
10.3 DEGAZAČNÍ STANICE
Intenzifikace dobývání černého uhlí, doprovázená zvýšeným vývinem metanu,
vyžaduje nutná opatření ke snížení jeho obsahu v důlních větrech. Tam, kde je zvládnutí
tohoto úkolu zvyšováním objemových průtoků větrů neekonomické, zavádí se degazace.
Důlní degazace je soubor technických zařízení, který zachycuje uvolňující se metan, a
izolovaně ho dopravuje do plynojemu na povrchu. Skládá se z degazačních vrtů, plynovodů,
degazační stanice a plynojemu.
Degazační stanice vytváří podtlak, potřebný k odsávání plynu pomoci vrtů z pohoří i
k následnému překonání odporu při proudění plynu od vrtů do stanice. Tlak ve výtlačném
potrubí zajišťuje dopravu metanu do plynojemu.
Podle umístění rozdělujeme degazační stanice na :
- pojízdné, s jedinou vývěvou umístěnou na podvozku,
- lokální, situované v dole blízko výdušné jámy,
- centrální, umístěné na povrchu u výdušné jámy.
Při výběru vývěv pro degazační stanice je nutno brát v úvahu plynnatost odvětrávaného pole
ovlivňující celkovou výkonnost stanice, i minimální počet instalovaných jednotek. Pro
spolehlivost nepřetržitého provozu je nutno vyčlenit jeden stroj k nutným opravám a jeden
stroj záložní.
V našich hlubinných dolech odsávají centrální degazační stanice 1 500 až 15 000 m 3
plynu za hodinu, nejčastěji pomocí tří až osmi vodokružných vývěv v jedné stanici.
Jejich celkový tlakový poměr σ
c
je barometrickým tlakem rozdělen na dvě části.
Potřebná deprese (záporný tlakový rozdíl ve směru proudění) 10 až 20 kPa přímo u čela
degazačního vrtu společně s odporem plynových sítí na sací straně vyžaduje, aby vývěvy
dosahovaly v běžných provozních podmínkách podtlaku 30 až 45 kPa. Tomu odpovídá tlak
v sacím hrdle vývěvy p n = 55 až 70 kPa. Jestliže vývěvy pracují bez následně v sérii
zapojeného kompresoru, překonávají také odpory ve výtlačném potrubí, takže tlak ve
výtlačném hrdle bývá 150 kPa i vyšší.
Pro uvedené pracovní podmínky dobře vyhovují jednoduché objemové vývěvy
s rotačním pohybem pístu . I když nejrozšířenější jsou vývěvy vodokružné, budou v této
oblasti perspektivní bezmazné vývěvy šroubové, zejména pro zvýšené tlaky ve výtlačném
potrubí.
99

10.4 VOLBA NEJVHODNĚJŠÍHO DRUHU KOMPRESORU
Před volbou nejvhodnějších druhů a typů kompresorů v daných provozních
podmínkách je nutno posoudit jejich technické parametry, přednosti i nedostatky.
Pístové kompresory
jsou vhodné pro výkonnosti 1 až 10 000, výjimečně i 20 000 m 3 .h -1 , zejména jde-li o
vysoké tlaky až 500 MPa (celkové tlakové poměry dosahované jednotlivými druhy
kompresorů lze odečíst z diagramu na obr.131). Mají velmi dobrou účinnost, snadno se svým
ventilovým rozvodem přizpůsobují proměnlivému tlaku v potrubí. Regulace je hospodárná
v širokých mezích.
Nevýhodou je znečisťování stlačeného plynu mazacím olejem, množství částí
podléhajících rychlému opotřebení (ventily, klikový mechanizmus), pulzace plynů ve
výtlačném potrubí a nevyvážené setrvačné síly i momenty zatěžující základ vibracemi.
Šroubové kompresory
stlačují vzduch kontinuálně, v bezmazném provedení bez znečištění. Mají malé
rozměry, dobrou účinnost a vyvážené rotory, nevyžadují těžké základy. Nedostatkem je
vestavěný tlakový poměr a velký hluk vysoké frekvence. V bezmazném provedení se
uplatňují pro dodávku 350 až 40 000 m 3 vzduchu za hodinu. S vnitřním olejovým chlazením
jako stroje jednostupňové dosahují tlaku 0,8 Mpa a výkonnosti od 50 do 3 000 m 3 .h -1 .
Turbokompresory
jsou jednoduché, rychloběžné lopatkové stroje, často poháněné parními turbínami.
Při pohonu elektromotorem se používá převod dorychla. Ve srovnání s pístovými kompresory
mají menší rozměry i hmotnost, velkou výkonnost a rovnoměrnou, plynulou dodávku čistého
vzduchu bez stop oleje. Základy těchto strojů nejsou zatěžovány nevyváženými setrvačnými
silami. Nevýhodou je nižší dosahovaná účinnost (při srovnávání s pístovými kompresory je
nutno uplatnit vztah (18)), malý regulační rozsah omezený pumpovní hranicí. Provozní
vlastnosti jsou podstatně ovlivňovány tvarem pracovní charakteristiky, zejména při paralelní
spolupráci. Jsou nevhodné pro malé výkonnosti. Radiální turbokompresory se staví pro
dopravovaná množství od 1 000 do 200 000 m 3 .h -1 , axiální stroje od 10 000 do 2 500 000
m 3 .h -1 .
pd [MPa]
100
10
BK
RTK
SK – stojaté pístové
kompresory
BK – boxerové kompresory
ZK – šroubové kompresory
RTK – radiální
turbokompresory
ATK – axiální
turbokompresory
1,0
SK
ZK
ATK
0,1
10 2 10 3 10 4 10 5 10 6 10 7
V & d [m 3 .h -1 ]
Obr. 131 Pracovní oblasti hlavních druhů kompresorů
100

11. ENERGETICKÉ BILANCE
Podstatu probíhajících dějů při transformacích energie by měly objasnit energetické
bilance, avšak v podobě, jaké jsou dosud publikovány v technické literatuře nevystihuji
probíhající děje exaktně. Při zpracovávání je opomíjena skutečnost, že energie se do
kompresoru přivádí nejen pohonem, ale také nasávaným plynem a chladicí vodou.
K vysvětlení pochodů probíhajících v kompresorech je také nezbytné členění energie na
exergii a anergii i rozlišení ohřevu přímého a termodynamického.
11.1 ENERGETICKÉ BILANCE ZKRÁCENÉ
Je-li při zpracovávání energetických bilancí zanedbávána energie přiváděné do
kompresoru nasávaným plynem, 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
už
( id
− in
).
m&
d
= [W] (121)
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.133 uvedena energetická bilance vzduchového, třístupňového
kompresoru 1TLK 720, jehož schéma a diagram proudu je na obr.132a a 132b.
Obr. 132a Schéma kompresoru 1TLK 720
101

V & t
pIII
V &
cirkulační poudy
pII
V &
V & vI + V & pI
V & vIII vII
V &
V & s
V &
I.stupeň
II.stupeň
III.stupeň
V & n
d
V & vsI
V & uII
Obr. 132b Diagram proudů kompresoru 1TLK 720
P c = 326kW
KOMPRESOR
Z&
M = 18,5kW
Z&
N = 6,5kW
P UŽ = 9kW
Z&
S = 10kW
Q&
CHIII = 93kW
Q&
CHI = 74kW
Q&
CHII = 115kW
Obr. 133 Zkrácená energetická bilance třístupňového kompresoru
Podle takto sestavené zavádějící zkrácené bilance se z přiváděného příkonu P sp =
326 kW do stlačovaného plynu transformuje jen část P už = 9,0 kW nezbytná ke zvýšení
entalpie plynu , zbytek 317 kW je údajně odváděn do okolí :
- chlazením prvního stupně Q & chl, I
= 74,0 kW, t.j. 22,70 % z P sp
- chlazením druhého stupně Q & chl, II
=115,0 kW, t.j. 35,30 % z P sp
102

- chlazením třetího stupně Q & chl, III
= 93,0 kW, t.j. 28,50 % z P sp
- netěsnostmi Z & N
= 6,5 kW t.j. 2,00 % z P sp
- sáláním a chlazením mazacího oleje Z & S
= 28,5 kW t.j. 8,74 % z P sp
Takto pojímaná přeměna vedla k tomu, že u kompresoru nejsou k posouzení jejich
užitné hodnoty používány účinnosti přímé, srovnávající výkon a příkon stroje tak, jak vyplývají
ze zkrácených bilancí. Tím se zamezí tomu, aby ideální izotermická komprese byla
hodnocena nulovou účinnosti.
V námi sledovaném ději by přímá účinnost dosáhla hodnoty pouze
η
P
=
P
9
=
326
už
p
=
sp
0,
0276
poněvadž entalpie technickou pracovní schopnost stlačovaného plynu (exergii)
nevyjádřuje.
O užitečném využití energie přiváděné k pohonu kompresoru nás lépe informují
bilance exergetické, které registrují zvýšení tlakové práce stlačeného plynu, zvýšení jeho
pracovní schopnosti, zvýšení jeho exergie.
11.2 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.
P C = 326kW
E&
ZM
= 18,5kW
E&
ZN
= 6,5kW
E&
ZS = 10kW
E&
UŽ = 198,5kW
E&
Q = 92,5kW
Obr. 134 Exergetická bilance
Na obr.134 je takto hodnocen opět sledovaný kompresor. U něj je ke zvýšení exergie
(převážně tlakové práce) plynu využito E &
už
= 198,5 kW, takže exergetická účinnost
η
Euž
198,
5
= & = 0,
609
[-] (122)
P 326
ex
=
sp
Zbývající proud exergie (127,5 kW) lze členit na exergetické ztráty, 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.132a a 133).
103

Ztráty exergie vznikají :
- třením v klikovém mechanismu E & z, m
= 18,5 kW t.j. 5,70 % z P sp
- sáláním tepla z povrchu zařízení E & z, s
= 10,0 kW t.j. 3,07% z P sp
- netěsností pracovního prostoru E & z, N
= 6,5 kW t.j. 2,00 % z P sp
Podrobnější postup při zpracování exergetických bilancí i vyhodnocení přímých
exergetických účinností je uveden v literatuře [L7].
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 práce komprimovaného plynu.
Dokonalou představu o přeměnách energie přiváděné k pohonu kompresoru nás
mohou informovat pouze energetické bilance úplné.
11.3 ENERGETICKÉ BILANCE ÚPLNÉ
Při zpracovávání energetických bilancí nelze pominout, že do kompresoru se energie
přivádí také nasávaným plynem. Úplná energetické bilance sledovaného kompresoru na
obr.135 hodnotí jako energii přiváděnou do kompresoru součet entalpie nasávaného
hmotového toku vzduchu I n =216 kW a příkonu mechanické energie přiváděné na spojku
P sp =326 kW.
I n = 216kW
C &
B & =189,5kW
Q &
T
A & = 127,5kW
P sp
Z & = 35kW
E
& už =198,5kW
I d = 225kW
Obr.135 Úplná energetická bilance
Z kompresoru je energie odváděná stlačeným vzduchem (entalpie hmotového toku
po stlačení I d = 225 kW), dále jako topný výkon Q & T
= 282 kW i jako ztráty Z & = 35 kW.
Šrafováním je zvýrazněna bilance exergetická, která je části bilance energetické.
Pomoci takto zpracované bilance již lze probíhající procesy popsat vyčerpávajícím
způsobem.
104

Příkon kompresoru je ve skutečnosti využíván zejména ke zvyšování exergie
stlačovaného plynu (proud E & už
= 198,5 kW). K termodynamickému ohřevu chladicí vody
směřuje jen část E & Q
= 92,5 kW, ztráty Z & = 35 kW jsou odváděny přímo do okolí.
Na ohřevu se však také s velké části podílí i energie přiváděná do kompresoru z okolí
(entalpie nasávaného plynu), v diagramu vyznačena proudem B = 189,5 kW. Jen zbytek C =
26,5 kW je převáděn do spotřebiče.
Vzájemné porovnání obou bilancí lze také využít kruhových diagramů (obr.136) kde
celý kruh znamená energií dodanou pohonem.
Zkrácená bilance
Chlazení
86%
Ztráty
netěsnostmi
2%
Ztráty sáláním a
chlazením
mazacího oleje
3%
Zvýšení
entalpie plynu
3%
Mechanické
ztráty
6%
Ztráty
netěsnostmi
2%
Ztráty sáláním a
chlazením
mazacího oleje
3%
Chlazení
28%
Úplná bilance
Zvýšení práceschopnosti
plynu
61%
Mechanické
ztráty
6%
Obr. 136 Kruhové diagramy
K názornějšímu vysvětlení probíhajících transformací se nabízí srovnání s tepelným
čerpadlem.
11.4 KOMPRESOR JAKO TEPELNÉ ČERPADLO
Po vyjmutí proudů B & a E & Q
z úplné energetické bilance (viz. obr.135) do dílčího
diagramu na obr.137 je celkový efekt termodynamického ohřevu zřetelně patrný. Lze jej
vyhodnotit topným faktorem
Q&
T 282
ε = = = 3,
05
[-] (123)
E & 92,
5
Q
U kompresoru se k termodynamickému ohřevu využívá „jen“ 28,4% energie
přiváděné k pohonu stroje, neboť kompresor v levotočivém otevřeném oběhu pracuje jako
tepelné čerpadlo.
Údaje ze zkrácené energetické bilance vykazující 86,5% jsou zavádějící, pomíjí
přívod tepla do kompresoru nasávaným vzduchem z okolí.
105

B & = 189,5kW
Q&
CHIII = 93kW
Q&
T = 282kW
Q&
CHII = 115kW
E&
Q = 92,5kW
Obr. 137 Dílčí transformace
Q&
CHI = 74kW
11.5 ZPĚTNÉ VYUŽÍVÁNÍ ODPADNÍHO TEPLA
V současné energetické situaci je využívání všech alternativních zdrojů energie, mezi
které se řadí nejen zdroje obnovitelné, ale také zdroje druhotné a to zejména odpadní teplo,
nezbytné. 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 400 MW.
Poněvadž výrobci velkých kompresorů se ne vždy touto problematikou zabývají a
stará soustrojí nebyla z tohoto hlediska konstruována, nabízí se řešení tohoto problému i
provozovatelům kompresorových souprav. Rekonstrukce zaměřené k využití topného výkonu
musí upravit teplosměnné plochy mezistupňových chladičů i dochlazovačů, které jsou
konstruovány " úsporně ". To má za následek jen malý rozdíl teplot vody na vstupu a výstupu
z chladičů. Jestliže teplota chladicí vody na výstupu nepřesahuje 30 °C je využívání tohoto
nízkopotenciálního tepla podmíněno rekonstrukcí chladicího systému. Před původní
mezichladič se zařadí "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. V předběžných úvahách můžeme počítat s topným výkonem
rovným 30% příkonu kompresoru.
Renomovaní výrobci mazaných šroubových kompresorů již nabízejí podle přání
zákazníku moderní jednotky se zpětným využíváním odpadního tepla. Nejjednodušší řešení
nabízejí kompresory chlazené vzduchem při teplovzdušném vytápění či temperování např.
výrobních hal. V tomto případě jsou kompresor, motor i chladiče chlazeny vzduchem, který po
ohřátí slouží jako teplonosná látka.V letním období se teplo vypouští do okolí.
U vodou chlazených kompresorů lze důmyslným řešením chladicího systému
užitečně využívat teplo pro jakýkoliv předehřev nebo ohřev např. teplé užitkové vody a
vytápění pomocí nízkoteplotních vodních soustav.
K vysoké dokonalosti byl propracován systém využití tepla mazaných šroubových
kompresorů uvedený na obr.138.
Mezichladič i dochlazovač jsou rozděleny na dvě části a seriově zapojeny do okruhu.
Tím je zajištěno dostatečné chlazení kompresoru i v případě vysoké teploty chladicí vody na
výstupu. Z upraveného okruhu chladicí vody lze získat vodu o teplotě až 90 °C. Množství
zpětně získané energie může dosáhnout i 60 % z přiváděného příkonu.
106

8
12
7 6
2
5
4
1 3
9
10
11
13
1 první stupeň ŠK,
2 druhý stupeň ŠK,
3 čerpadlo chladicí vody,
4 chladný prostor chladiče I ° ,
5 horký prostor chladiče I ° ,
6 horký prostor chladiče II ° ,
7 chladný prostor chladiče II ° ,
8 dochlazovač vzduchu,
9 olejový chladič,
10 zásobník teplé vody,
11 dochlazovač vody,
12 termostatický ventil.
Obr.138 Schéma systému zpětného využívání tepla u dvoustupňového bezmazného
kompresoru
Na obr.139 je naznačeno zapojení olejového okruhu jednostupňového mazaného
kompresoru do topného systému.
5
1
2
7
4
3
6
1 vzduchový filtr,
2 mazaný ŠK,
3 zásobník oleje s filtrem a
odlučovačem,
4 vzduchový chladič,
5 odlučovač vlhkosti,
6 zásobník TUV,
7 dochlazovač oleje
Obr.139 Schéma systému zpětného využívání tepla u jednostupňového mazaného
kompresoru
107

12. PROUDOVÉ KOMPRESORY
Proudové kompresory jsou energetické generátory sloužící k dopravě plynů, par a
kapalin. Poněvadž nemají pohybující se části, jsou výrobně velmi jednoduché, provozně velmi
spolehlivé a investičně nenáročné.
Podstatným nedostatkem proudových kompresorů je velmi malá účinnost, obvykle
nepřesahující 30%. Dělí se na ejektory pracující jako vývěvy a injektory, které se využívají ke
stlačování do spotřebičů.
12.1 PROUDĚNÍ PRACOVNÍM PROSTOREM
Pracovní prostor proudových kompresorů je sestaven ze vstupní komory (hlavy),
směšovací komory a difuzoru.
Schéma uspořádání ejektoru je na obr.140. V hlavě je umístěno přívodní potrubí
přivádějící pracovní látku
Lavalova dýza hlava směšovací difuzor
komora
(hmotnostní proud m&
p
), která
m& 1
p
2 m & je zdrojem energie pro
p m&
3 4 + n
p 1
transportní procesy. Na konci
w 1
přívodního potrubí je hnací
přívodní hrdlo
dýza, řešena jako Lavalova,
jestliže je žádoucí dosažení
m&
n ; p 0 ; w 0
nadkritického proudění. V
oblasti výstupního průřezu
Obr. 140 Schéma proudového kompresoru
dýzy dochází k poklesu tlaku,
pod hodnotu tlaku z odsávaného prostoru. Rozdílem tlaku je přisáván proud m&
dopravované látky. Ve směru osy dýzy je na hlavu napojena směšovací komora umožňující
turbulentní míšení obou proudů, přičemž část kinetické energie pracovní látky je předávaná
látce dopravované.
Výsledný proud
m & = m&
+ m&
v
n
p
je veden do difuzoru, v němž poklesem rychlosti mění část své kinetické energie v energii
tlakovou tak, že tlak plynu
převyšuje hodnotu tlaku ve
p
m&
spotřebiči. Poměr n
je
m&
p
p 1
p 3
p 4
p 0
p kr
w
w 1
w 0
w 2
w 3
w 4
1 2 3 4
Obr. 141 Průběh tlaků a rychlostí
má na výstupu z ejektoru proud směsi tlak p 4 a rychlost w 4 (stav 4).
l
označován jako ejekční součinitel
u.
Na základě tohoto
zjednodušeného popisu pracovního
procesu je na obr.141 znázorněn
průběh tlaků a rychlostí. Plyn
přiváděný k pohonu má před
vstupem do ejektoru tlak p 1 a
rychlost w 1 ( stav 1) a po expanzi v
dýze (stav 2) tlak klesá na hodnotu
p 2 , takže proud m´p dosáhne
rychlosti w 2 . Stav plynu 0 v
odsávaném prostoru je popisován
tlakem p 0 , který v přívodním potrubí
po dosažení rychlosti w 0 nepatrně
klesá. Smíšením obou proudů ve
směšovací komoře je dosaženo
stavu 3 a po kompresi v difuzoru
n
108

Tlaky proudů před vstupem a na výstupu z ejektoru jsou před jeho použitím
předepsány. K požadovanému nasávanému množství m&
n
je proto nutno stanovit nezbytné
množství pracovní látky m&
p
k pohonu, vyhodnocením ejekčního součinitele u.
12.2 EJEKČNÍ SOUČINITEL
Transformace energií, ke kterým dochází během expanze, míšení a komprese jsou
popisovány nejprve za idealizujicího předpokladu, že všechny stavové změny jsou vratné,
izoentropické a míšení je děj izobarický. Jsou znázorněny v i-s diagramu na obr.142 a
všechny idealizované předpoklady jsou označeny indexem ie.
Při zanedbání kinetických energií můžeme nyní energetickou bilanci rozepsat do
tvaru
( m&
p.ie
m&
n
)
4, ie
m & + &
+
[J] (124)
p.ie
.i1
mn.i0
= .i
Z této rovnice vyplývá, že
u
ie
m&
=
m &
n
p,ie
i
=
i
1
− i
4,ie
4,ie
− i
0
[-] (125)
i
p 1
i
1
1
4
p 4
4 ie
0
p 0
p 2
2 ie
3 ie
0
2
4 ie
s
3 ie
3
s
Obr. 142 Izoentropické změny
v i-s diagramu
Obr. 143 Nevratné změny v i-s diagramu
K výpočtu hmotnostního proudu pracovní látky m p,ie , za předpokladu, že všechny
probíhající změny jsou vratné, zbývá stanovit entalpii i 4,ie směsi po kompresi. Poněvadž v i-s
diagramu je stav 4 průsečíkem izobary p 4 = konst se spojnici stavů 1- 0, lze hledanou entalpii
z diagramu na obr.142 odečíst.
Pro skutečné, nevratné změny zatížené hydraulickými ztrátami, ke kterým v
proudovém kompresoru dochází (viz. i-s diagram na obr.143), takto stanovený hmotnostní tok
pracovní látky nestačí.
Za předpokladu, že můžeme odhadovat ztrátový součinitel dýzy na př. ( η = 0,9) i
účinnost difuzoru ( η = 0,7) odvodil Baehr (L. 15) k výpočtu hmotnostního toku
D
E
m&
p
vztah:
109

⎡
⎢η
.η
⎛
.
⎜1
+
E D
⎣ ⎝ uie
⎠⎦
⎝ uie
⎠ m&
n
u =
=
[-] (126)
1
m&
2
p
⎛ 1
⎜
⎝ u
⎞
⎟
⎠
1
2
1 ⎞⎤
⎟⎥
ie
⎛
−
⎜
1
2
1 ⎞
⎟
Po stanovení hmotnostního proudu pracovní látky
hlavních rozměrů např. podle L. 9.
m& p
již lze přikročit k návrhu
12.3 CHARAKTERISTIKA A REGULACE
Nejpoužívanější charakteristikou je závislost výstupního tlaku za difuzorem p 4 nebo
rozdílu tlaku p 4 – p 0 na ejekčním součiniteli u, který se mění se změnou tlaku nasávané látky.
Při tom tlak látky pracovní zůstává konstantní. Slouží k posouzení zařízení při změně
vstupních nebo výstupních hodnot.
Na obr.144 jsou charakteristiky vysokotlakého proudového kompresoru během
regulace škrcením průtoku pracovní látky (t.j. změnou jejího tlaku p 1 ). Svislé ukončení
charakteristiky je zapříčiněno dosažením kritické rychlosti v dýze.
p 4 – p 0
[kPa]
p 4
[MPa]
0,7
0,65
p 1 ═ 3,0 MPa
2,7
30
20
p 1 = 0,165 MPa
0,140
η
η
[%]
24
20
2,5
0,6
2,2
0,55
0,5
0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 u
Obr. 144 Charakteristika proudového
kompresoru
0,120
12
10
8
4
0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 u
16
Obr. 145 Charakteristika ejektoru
Charakteristika ejektoru pro hodnoty p 4 = 101 kPa je na obr. 145 doplněna i křivkou
popisující změnu účinnosti.
Přímá účinnost jako poměr výkonu
P
a příkonu
už
= m&
P = m&
d
n
( i − i )
.
4
3
( i − i )
.
1
2
se od porovnávacích účinnosti kompresorů objemových a dynamických liší.
110

η
i
4 3
= u.
[-] (127)
i
1
− i
− i
2
Při rozhodování o nasazení proudových kompresorů je, s ohledem na jejich nízkou
účinnost, nutná důkladná technická rozvaha. Oprávněnost použití musí být vyvážena
skutečností, že není výhodnějšího řešení.
Stálého využití nacházejí proudové kompresory zejména tam, kde je dostatek levné
pracovní látky, jak je tomu na příklad v parním oběhu. Zde se ejektory využívají k odsávání
vzduchu z kondenzátoru. Proudové kompresory jsou hlavním článkem v chladicím
paroproudém oběhu, uplatnění nacházejí i v sestavě s vodokružnou vývěvou (obr.146) k
dosažení hlubokého vakua.
Obr. 146 Sériová spolupráce ejektoru s vodokružnou vývěvou
111

13. KVALITA A ÚPRAVA STLAČENÉHO VZDUCHU
Kvalita stlačeného vzduchu je hodnocena mezinárodní normou ISO podle obsahu
nežádoucích látek, kterými jsou voda, olej a pevné prachové částice.
Olej se u mazaných kompresorů nachází ve výtlačném potrubí v malém množství ve
formě kapaliny, mlhy (areosolu), případně páry. Olej je přibližně z 70% odváděn ze
stlačovaného vzduchu již s kondenzující vodou za chladiči a za dochlazovačem. Zbývající
část lze z velké části odfiltrovat. Pára minerálních olejů je zachycována adsorpci na aktivním
uhlí.
Prach o velikosti 5 až 10 μ m je zachycován v sacím filtru. Menší částice jsou
unášeny do pracovních prostorů kompresorů, jistá část je smývána olejem a s ním odváděna
ze stroje. Ve výtlačném potrubí je zvláště tvrdý prach příčinou eroze.
Pro použití stlačeného vzduchu k různým účelům jsou doporučovány třídy kvality, na př. k
pohonům v hornictví třída 4 až 5.
TAB. 4 Třídy kvality stlačeného vzduchu.
Pevné částice Vlhkost Olej
Třida Maximální Koncentrace Tlakový Koncentrace
kvality velikost rosný bod
x μ m mg.m -3 ° C mg.m -3
1 0,1 0,1 -70 0,01
2 1 1 -40 0,1
3 5 5 -20 1
4 15 8 +3 5
5 40 10 +7 25
6 x x +10 x
Vlhkost stlačeného vzduchu je vyhodnocována tlakovým rosným bodem.
13.1 VLHKÝ VZDUCH
Atmosférický vzduch vždy obsahuje vodní páru. Množství vázané vody ve vzduchu je
závislé pouze na objemu a teplotě plynu, ne na tlaku až do hodnoty 5 MPa. Při tlaku 200 bar
a teplotě 0 °C již obsah vlhkosti roste dvojnásobně proti běžným podmínkám, což je
zvažováno zejména u odlučovačů a vysoušejících zařízení. Vlhkost plynu se udává :
- absolutní vlhkosti ρ
p
,(g.m -3 ),
což je vlastně hustota vodní páry ve vzduchu a
- relativní vlhkosti ϕ (-),
jakožto poměrem skutečného množství vodních par obsažených ve vzduchu k jejich
největšímu možnému množství při dané teplotě, kdy se vyskytují jako sytá pára.
Teplotu, při níž je daný objem párou nasycen nazýváme atmosférický rosný bod, u
nasyceného stlačeného objemu pak hovoříme o tlakovém rosném bodu.
Po snížení teploty pod rosný bod se přebytečná voda vylučuje. Tak na příklad u
tlakového rosného bodu + 2 °C kondenzace nezačne pokud teplota stlačeného vzduchu
neklesne pod tuto teplotu.
Schopnost pohlcovat vzduch v normálních podmínkách roste s teplotou, přibližně o
100 % na každých 11 °C. Pomoci těchto údajů můžeme vyhodnotit relativní vlhkost například
stlačeného vzduchu o teplotě 20 °C, jehož tlakový rosný bod je po vysoušení +2 °C. Skutečné
množství vlhkosti vyplývá z údajů hustoty syté páry při teplotě +2 °C, ρ 2
′ = 5,56 g.m -3
′ = 17,30 g.m -3 .
Maximální množství vlhkosti při teplotě +20 °C udává hustota syté páry ρ ′
20
112

RYCHLOST KOROZE
0 50 100
φ
[%]
Poměr těchto hodnot ϕ = 0,32
je relativní vlhkost stlačeného vzduchu.
S rostoucí teplotou vzduchu relativní
vlhkost klesá.
Jestliže vlhkost kondenzuje ve
výtlačném potrubí, vyvolává korozi a růst
opotřebení vzduchových nástrojů i
ostatního zařízení. Na obrázku 147 je
závislost mezi relativní vlhkosti a
rychlosti koroze, která do 30% je
prakticky nulová a při 60% náhle vzrůstá.
Obr. 147 Vliv relativní vlhkosti na rychlost koroze
Maximální tlakový rosný bod u
stlačeného vzduchu pro ovládací a měřící přístroje má být alespoň o 10 K nižší, než je
očekávaná okolní teplota.
13.2. VYSOUŠENÍ VZDUCHU
K vysoušení vzduchu je využíváno zkapalňování vodní páry nebo její odvádění
pomocí sorpce.
1. Kondenzace:
- kompresním sušením pro malé výkonnosti
- vnějším chlazením vodou, nebo nejčastěji
- strojním chlazením
2. Sorpce :
- adsorpce tuhou vysoušecí látkou s regenerací horkým vzduchem či ohřátím
(desorpce) nebo tlakovým šokem
- absorpce látkou kapalnou nebo rozpustnou.
13.2.1 KONDENZAČNÍ SUŠIČKY
Nejjednodušší, spolehlivá avšak ekonomicky náročná je metoda kompresního sušení,
při které se vzduch komprimuje na tlak vyšší než provozní. Pak se ochladí v odlučovači a po
odloučení zkondenzované vody expanduje škrcením na tlak provozní. Za účelem dalšího
snížení relativní vlhkosti lze vzduch před vstupem do spotřebiče ohřívat odpadním teplem v
protiproudem výměníku.
Mnohem častější je vysoušení pomoci strojního chlazení, které výrobci označují jako
vymrazovací sušičky i když zamrzání kondenzátu zde nedochází.
1
4
2
3
5
Obr. 148 Vysoušení pomoci strojního chlazení
113

Nasycený vzduch s dochlazovače kompresoru je po vstupu do sušičky v
protiproudem výměníku tepla 1 předchlazován zpětným proudem stlačeného vzduchu. (Viz
průtočné schéma na obr.148.)
Po odloučení kondenzátu v odlučovači 2 vstupuje do výparníku 3 strojního hlazení 5,
kde již jeho teplota klesá na teplotu předepsanou žádaným rosným bodem, zpravidla +2 °C.
Při této teplotě zkondenzovaná voda je odkalena v odlučovači 4. Nyní následuje ohřev v
primárním výměníku 1 na teplotu vyšší než je teplota okolí tlakovzdušné sítě, takže relativní
vlhkost vzduchu klesá na 15 - 35%.
K zabránění poklesu teploty vysoušeného vzduchu pod +2 °C jsou vymrazovací
sušičky vybaveny automatickou regulaci chlazení blokující možnost namrzání kondenzátu na
výparníku.
Jestliže je tlakové potrubí vedeno uvnitř budov, kde teplota neklesá pod 15 °C postačí
dosažení tlakového rosného bodu na teplotě 6 °C, což vede k poklesu příkonu chladicí
jednotky.
Vymrazovací sušičky nezmenšují průtok vzduchu, jejich údržba je jednoduchá,
celková spotřeba energie je nízká.
K určení potřebné velikosti sušičky je nutno zvážit množství vysoušeného vzduchu,
jeho vstupní tlak i teplotu, potřebný tlakový rosný bod a teplotu chladicího média.
Tlakovým rosným bodem a teplotou vzduchu za sušičkou je určena jeho relativní
vlhkost jako poměr hustoty syté páry při teplotě rosného bodu a hustoty syté páry při teplotě
vystupujícího vzduchu
13.2.2 ADSORPČNÍ SUŠIČKY
V tomto případě proudí stlačený vzduch prostředím naplněným látkou, která na svém
velkém vnitřním povrchu váže vlhkost. Jako desikantu se používá aktivní hliník Al 2 O 3
vyznačující se vysoce pórovitými částicemi o průměru 1,5 - 2,5 mm, nebo silikagel SiO 2 .
Stlačený vzduch bývá takto vysoušen k tlakovému rosnému bodu TRB = -20 °C až –50 °C.
Je-li požadována ještě nižší vlhkost (TRB = -90 °C) je používáno zvláštního desikantu
- molekulového síta.
K odstranění adsorbované vody musí být desikant regenerován dříve než se scela nasytí.
Vlhký vzduch z kompresoru
Přepínací ventil
Topné těleso
Regenerační
komora
Ventilátor
Vstup regeneračního
vzduchu
Sušící
komora
Výstup suchého vzduchu
do rozvodu
Přepínací ventil
Výstup regeneračního
vzduchu do atmosféry
Obr. 149 Adsorpční sušička dvouvěžová
114

Sušička dvouvěžová, naznačena na obr.149 používá k regeneraci desikantu ohřátý
vzduch, který absorbuje vodní páru. Jsou použity dvě sušicí věže, jedna je v sušicím provozu,
zatím co druhá je regenerována. Systém ventilů automaticky obrací průtok tak, že obě věže
mění svoji funkci, což zaručuje nepřetržitý proces sušení.
Bubnová kontinuální sušička je z hlediska spotřeby energie jednou z nejlepších.
Využívá k sušení i k regeneraci jednoduché tlakové nádoby, vyplněné speciální tkaninovou
vložkou, impregnovanou silikagelem. Otáčející se buben je podle obr.150 rozdělen na dvě
sekce. Větší 75% je určena pro sušení, menší pro regenerací.
Vstup regeneračního
vzduchu
Výstup regeneračního
vzduchu
Suchý stlačený
vzduch
Vstup vlhkého
stlačeného vzduchu
Obr. 150 Buben sušičky
1
2
4
5
10
13 12
11
6
3
7
9
8
Obr. 151 Schéma absorpční sušičky bubnové
Stlačený vzduch je před dochlazovačem 6 (viz schéma na obr. 151) rozdělen na dva
proudy. Hlavní proud (60%) za dochlazovačem prochází do sušicí sekce 8 a pak do rozvodné
sítě. Sekundární proud 10 (40%) není dochlazován, je o teplotě asi 80 °C veden do
regenerační sekce bubnu 11, kde se z adsorpčního materiálu vypařováním odstraňuje
vlhkost. Ta je po ochlazení vzduchu ve chladiči 12 odkalována v odlučovači 13 a sekundární
vzduch je přisáván ejektorem k hlavnímu proudu.
Životnost náplně je asi 7 let, TRB je -20 až –30 °C. Poněvadž zde nedochází k
objemovým ztrátám a spotřeba energie k otáčení bubnu je nízká, pracuje toto zařízení velmi
hospodárně a i při vyšší pořizovací ceně se zaplatí za poměrně krátkou dobu.
Ekonomika sušení je ovšem závislá na žádaném TRB. Je-li přijatelný TRB +2 °C
anebo i vyšší je nejekonomičtější volbou sušička vymrazovací, s provozními náklady
dosahujicími 10%. Pro nižší TRB je nezbytná sušička adsorbční.
K chemickému vysoušení stlačeného vzduchu absorpcí se používá dietylenglykol
nebo trietylenglykol. Metoda se používá jen zřídka pro velká množství plynu stlačeného až na
150 bar. Dosahuje se zde TRB = -25 °C.
115

14. CHVĚNÍ STROJŮ
Hladina chvění je cenným ukazatelem mechanického stavu. Vzrůst chvění a změna
hladiny hluku signalizuje poruchový stav nebo i zásadnější změnu ve složení stlačovaného
média, či zatížení celého agregátu.
Technická diagnostika - jako nauka o rozpoznání poruch mechanismů a strojů je
činnost směřující k ohodnocení technického stavu stroje. Jedním s nástrojů této činnosti je
měření a vyhodnocení chvění.
Během provozu působí na jednotlivé elementy strojů proměnlivé, tzv. rušivé síly
vyvolávající chvění strojů i jejich základů, které značně ovlivňuje životnost a mnohdy vede k
poruchám a haváriím. Tyto síly jsou vyvolávány nevyváženosti rotujících částí a klikového
mechanismu stroje nebo i přetržitou dodávkou plynu kompresorem do potrubí. Mimo
nepříznivých účinků na samotné stroje a na stavební konstrukce mají vibrace nepříznivé
účinky i na obsluhující personál.
Druhy vibrací:
- 1. Harmonické kmitání
- 2. Periodické kmitání – je-li výsledný pohyb součtem harmonických kmitů odvozených ze
základní (otáčkové) frekvence.
- 3. Stochastické kmitání- vektorový součet několika harmonických kmitů, které nejsou
fyzikálně svázány. K určení příčin těchto kmitů je nutná watmetrická, nebo filtrovaná
spektrální analýza ( Fourierův harmonický rozklad ).
Metody tlumení a izolace chvění se postupně staly nedílnou součástí složitého
procesu projektování, vývoje a konstruování strojů. Současně vzrostla i potřeba přesného
měření a analýzy mechanického kmitání. V současné době je měření a analýza chvění
jednou z důležitých metod technické diagnostiky mechanického stavu strojů a zařízení
14.1 KRITÉRIA K POSOUZENÍ VIBRACÍ
Podle doporučení ISO 2372 jsou stroje pro účely hodnocení chvění rozděleny do
šesti skupin (Tab.5).
Skupina 1.:
Skupina 2.:
Skupina 3.:
Skupina 4.:
Skupina 5.:
Skupina 6.:
Malé průmyslové stroje o příkonu do 15 kW.
Středně velké stroje o příkonu 15 až 75 kW.
Velká soustrojí jen s rotujicími díly na tuhých základech (turbokompresory).
Velká soustrojí na pružných základech (turbíny)
Stroje s nevyváženými rušivými silami ( kompresory, pístové motory) na
tuhých základech.
Nevyvážené, pružně uložené stroje (odstředivky, tlukadlové mlýny, třídiče
atd.)
Stupeň intenzity kmitání
Skupina stroje
Označení Ef. rychlost [mm/s] 1 2 3 4 5 6
0,71 0,45 až 0,71
1,12 0,71 až 1,12 A
1,8 1,12 až 1,8
2,8 1,8 až 2,8
4,5 2,8 až 4,5
B
7,1 4,5 až 7,1
11,2 7,1 až 11,2
C
18 11,2 až 18
28 18 až 28 D
45 28 až 45
71 45 až 71
TAB. 5 Hodnoty chvění strojů
116

Jako kritérium (charakteristická veličina) k hodnocení chvění byla zvolena střední
kvadratická (efektivní) rychlost kmitání v ef .
v
v
ef
ef
1
= . w
T
∫
=
1
2
T
0
() τ
2 2 2 2
2 2
( A . ω + A . ω + ... + A . ω )
.
1
2
1
dτ
2
2
z
z
[mm.s -1 ] (128)
Podle efektivní rychlosti byly stanoveny stupně intenzity kmitání a navrženy jejich
hodnocení (Tab.5) čtyřmi klasifikačními stupni:
A - dobrý stav. Těchto hodnot by měly dosahovat stroje nově instalované a stroje po opravě,
B - trvale přípustný provozní stav,
C - jen krátkodobě přípustný provoz po přijetí bezpečnostních opatření
D - nepřípustný provozní stav
Z této klasifikace byly pro jednotlivé skupiny strojů sestaveny grafy závislosti amplitud s
( μ m) na frekvenci f (Hz). Graf na obr.152 platí pro skupiny strojů 3 (turbokompresory), na
obr.153 pro skupinu 5 (pístové kompresory). Efektivní rychlosti v ef jsou zakresleny jako
přímky pod úhlem 135°. Pro frekvence nižší než 10 Hz již nelze jednotlivé stupně omezovat
konstantní efektivní rychlostí, poněvadž by nepřípustně vzrůstaly amplitudy vibrací.
s [μm]
400
375
250
200
160
125
100
80
63
50
40
31,5
C
25
20
B
16
12,5
A
10
8
6,3
5
4
3,15
2,5
2,0
1,6
1,25
1,0
5,0 6,3 8 10 12,5 16 20 25 31,5 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400
střední práh citlivosti lids kého org.
vef = 0,11mm/s
Obr. 152 Hodnocení intezity kmitání
turbokompresorů
D
vef = 1,8mm/s
s
vef = 11mm/s
vef = 4,5mm/s
f [Hz]
s [μm]
1000
800
630
500
400
315
250
200
160
125
100
80
60
50
A
B
C
D
v ef = 28mm/s
vef =11,2mm/s
v ef = 4,5mm/s
5 6,3 8 10 12,5 16 20 25
f [s -1 ]
Obr. 153 Hodnocení intenzity
kmitání pístových
kompresorů
117

14.2 VIBRACE POTRUBÍ
Chvění kompresorů a kmitání plynu v potrubí se přenáší na sací i výtlačné potrubí.
Mnohdy dochází k uvolňování jeho ukotvení i k poškozování budov k jejichž zdem je potrubí
uchyceno, dále k poškození samotného potrubí, armatur nebo i přírub válců, chladičů a
odlučovačů.
Vibrace je mnohdy
s [μm]
2000
1500
1000
500
300
200
150
100
50
30
20
15
4
2
3
10
1 2 5 10 20 50 100 200
f [s -1 ]
1
Obr.154 Hodnocení intenzity kmitání potrubních sítí
způsobena rezonací vlastní
frekvence sloupce plynu v potrubí
s frekvencí budicí (rušivou). Často
se nepříznivě projeví špatná
konstrukce a nedokonalé ukotvení
potrubí.
Na základě dlouhodobých
zkušeností byla vypracována
směrnice pro hodnocení intenzity
kmitání potrubích systémů
(obr.154) s následujícími
klasifikačními stupni:
1 - nebezpečí havárie
2 - nutná oprava
3 - mezní provozní hodnoty
4 - výpočtové hodnoty
Metody vedoucí k
omezení vlivu kmitání plynu v
potrubí i pokyny pro správný návrh
jsou uvedeny v technické literatuře
[L16].
14.3 VLIV KMITÁNÍ NA LIDSKÝ ORGANISMUS
Nepříznivé a škodlivé účinky mechanického kmitání na lidský organismus jsou už
dlouho známy. Jsou hodnoceny maximálně přípustné vibrace např. ručních nástrojů, nářadí,
dopravních prostředků atd.
Metoda VDI hodnotí vliv kmitání na člověka pomocí součinitelů K v závislosti na
frekvenci f (s -1 ) a dvojnásobné amplitudě 2A = s max . Samostatně je hodnoceno kmitání svislé
v ose lidského těla (obr.155) a kmitání příčné (obr.155). Podle součinitele K je pak vliv kmitání
na lidský organismus hodnocen následovně :
Součinitel K
Učinek
0,1 Počátek vnímání
0,1 až 0,3 Vibrace se lehce snáší
0,3 až 1 Vibrace je při dlouhodobém působení nepříjemná
1 až 3 Vibrace je ještě snesitelná, práce je obtížná
3 až 10 Práce je ztížená, omezená na dobu 1 hodiny
10 až 30 Práce je omezena na maximální dobu 10 minut
30 až 100 Při této vibraci je práce nemožná
118

100
smax [mm]
50
30
20
10
5
3
2
1
0,5
0,3
0,2
0,1
0,05
0,03
0,02
0,01
0,005
0,003
0,002
K = 100
0,001
0,1 0,2 0,5 1 2 5 10 20 50
Obr. 155 Součinitel K pro kmitání svislé
s max
30
3
1
0,3
0,1
10
f [s -1 ]
smax [mm]
100
50
30
20
10
5
3
2
1
0,5
0,3
0,2
0,1
0,05
0,03
0,02
0,01
0,005
0,003
0,002
s max
K = 100
0,001
0,1 0,2 0,5 1 2 3 5 10 20 30 50 100
f [s -1 ]
Obr. 156 Součinitel K pro kmitání vodorovné
30
10
3
1
0,3
0,1
119

15. HLUK
Zvukové vlnění je charakterizováno:
- frekvencí - člověk vnímá zvuky o frekvencí 16 až 20 000 Hz;
- intenzitou - energií, která projde jednotkovou plochou kolmo na směr jejího šíření za
jednotku času. S intenzitou zvuku roste i tlak vyvolaný zvukovými vlnami.
Lidský organismus je schopen vnímat zvuky ve velkém rozsahu hodnot akustického
tlaku (1 - 10 6 ). Proto se intenzita zvuku vyjadřuje v logaritmické stupnici. Jednotkou je 1 dB
(decibel) jakožto dvacetinásobek logaritmu poměru akustického tlaku měřeného zvuku k tlaku
referenčnímu.
Vzestup hladiny zvuku o 1 dB je sluchem rozlišitelný. Znamená vzrůst akustického
tlaku o 12 % nebo naopak zdvojnásobení hladiny akustického tlaku odpovídá zvýšení o 6 dB.
Hodnoty kolem 0 dB udávají práh slyšení, při 120 dB začíná člověk vnímat zvuk jako
bolest (práh bolesti). Slabý šepot ze vzdálenosti 1m produkuje zvukovou hladinu asi 20 dB,
běžný hovor 40 až 60 dB, pneumatické kladivo ve vzdálenosti 3m asi 90 dB, údery kladiva na
ocelovou desku 115 dB, tryskový motor 140 dB. Intenzita zvuku klesá se čtvercem
vzdálenosti zdroje. Účinek hluku na člověka je závislý na intenzitě, frekvenční distribuci a na
řadě dalších faktorů.
Složení hluku se znázorňuje graficky vyjádřením zastoupení a intenzity jednotlivých
kmitočtových komponent jako tzv. zvukové (hlukové) spektrum. Na obr.157 je spektrum hluku
v sání turbokompresoru (křivka a), pístového kompresoru (křivka b), šroubového
kompresoru (křivka c).
120
L0 [dB]
110
100
90
c
a
80
70
b
60
50
31,5 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
f [Hz]
Obr.157 Spektrum hluku v sání turbokompresoru (křivka a), pístového kompresoru (křivka b),
šroubového kompresoru ( křivka c)
15.1 SNIŽOVÁNÍ HLUKU U PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ
U pístových kompresorů je snižování hluku složitou otázkou, která přímo souvisí se
základními parametry stroje a jeho uspořádáním. Projeví se zejména vliv otáček, druh
chlazení a pohonu, počet válců. U vzduchem chlazených pístových kompresorů jsou zdroje
hluku hodnoceny v následujícím pořadí : sání, ventily, elektromotor, klikový mechanismus,
ventilátor, ochranné kryty rotujících částí.
Konstruktéři věnují otázce snížení hluku při vývoji nových strojů mimořádnou
pozornost, avšak snaha o snížení hmotnosti a zvýšení výkonnosti kompresorů vede ke
zvýšení otáček, a tím ke zhoršení akustických parametrů.
120

K omezení nejintenzívnějšího zdroje hluku v sání poslouží instalace vhodného
tlumiče, který bývá kombinován se sacím filtrem. Snižování hluku všech dalších jmenovaných
zdrojů je však mnohem složitější, takže bývá zpravidla řešeno používáním akustických krytů.
Kapotáží lze hladinu hluku omezit o 15 až 20 dB.
121

LITERATURA
L 1. Chlumský,V.: Pístové kompresory. Praha,SNTL 1958.
L 2. Chlumský,V.-Liška,A.: Kompresory. SNTL/ALFA,Praha/ Bratislava 1982
L 3. Liška,A.: Technika stlačeného vzduchu.Výroba a rozvod. SNTL,
Praha 1988.
L 4. Liška,A.-Novák,P.: Kompresory. ČVUT, Praha 1999.
L 5 Fröhlich,F.: Kolbenverdichter.Berlin,Springer Verlag 1961.
L 6. Konka, Karl-Heinz: Schraubenkompressoren. Düsseldorf,VDI 1988.
L 7. Kaminský,J.: Využití pracovního prostoru pístových kompresorů.
SNTL,Praha 1982.
L 8. Kaminský,J.: Objemové kompresory. VŠB-TUO, Ostrava 1997.
L 9. Kolarčík,K.: Proudové kompresory. VŠB-TUO, Ostrava 1994
L 10. Kolarčík,K.-Vrtek,M.: Možnosti úspor energie. Technologické centrum AV ČR,
Praha 2002.
L 11. Misárek,D.: Turbokompresory. SNTL,Praha 1993.
L 12. Šmíd,V.-Svoboda,V.: Turbokompresory a ventilátory.ČVUT,Praha
L 13. Štrofek,E.- Kolat,P.- Kaminský.: Čerpacie a vzduchotechnické zariadenia.
Alfa,Bratislava 1991.
L 14. Voráček,V.- Kaminský,J.: Energetické stroje. VŠB-TUO, Ostrava 1974.
L 15. Baehr,H.D.: Termodynamik. Springer-Verlag, Berlin / Heidelberg / New
York 1966
L 16. Frenkel,N.I.: Porsnevyje kompressory. Masgiz, Moskva 1960
L 17. Kalčík,J.: Technická termodynamika. Academia, Praha 1973
122