VYUŽITÍ DRUHOTNÝCH ZDROJU ENERGIE

Doc. Ing. Ladislav Kysela, CSc
VYUŽITÍ DRUHOTNÝCH ZDROJU ENERGIE
Poznámky k přednáškám.
Katedra energetiky Fakulty strojní VŠB – TU Ostrava
Ostrava, leden 2001,doplněné a opravené leden 2004 a leden 2007.
Učební text je určen jen pro studenty strojní fakulty VŠB Technické univerzity v Ostravě.
Rozšiřování bez souhlasu autora je nepřípustné.
1

Druhotné energetické zdroje (DEZ)
1. Úvod a definice:
Druhotný – sekundární - zdroj energie vzniká jako vedlejší produkt technologie výroby,
nebo jiné lidské činnosti. Na rozdíl od primárních energetických zdrojů (PEZ), které se
získávají z přírody, určuje jeho následné, byť i částečné využití, úroveň technologie výroby a
zvyšuje celkovou efektivnost. Je proto účelné tyto druhotné energetické zdroje racionálně
využívat.
Důležitost využití DEZ je podpořeno těmito aspekty:
‣ a) jejich využití snižuje palivoenergetickou náročnost výroby a státu,
‣ b) nahrazuje spotřebu PEZ a pokud se jedná o paliva, u nichž dochází k využití energie
spalováním, nezatěžuje využívání DEZ životní prostředí škodlivými emisemi,
‣ c) využití DEZ často představuje i ekonomické úspory.
Technické řešení využívání DEZ je ve většině případů v podstatě vždy možné, při
praktickém řešení však jejich využití často brání ekonomická efektivnost řešení, což je
zpravidla rozhodující.
Druhotné energetické zdroje využívané běžnými způsoby jsou DEZ využité.
Pokud v daném místě nejsou z různých důvodů využívány, hovoříme o tzv. odpadní energii.
Podle druhu nositele energie
Rozdělujeme druhotné energetické zdroje takto:
‣ a) chemicky vázaná energie v odpadních palivech a odpadech z technologických procesů,
‣ b) citelné teplo (fyzické teplo) odpadních látek,
‣ c) potenciální energie plynných, příp. kapalných látek.
V případech a) a b) může být tato energie vázána na pevnou, kapalnou i plynnou fázi odpadní
látky, v případě c) na kapalnou a plynnou fázi.
Množství energie v DEZ je dán součinem kvalitativního a kvantitativního ukazatele.
Kvantitativní ukazatel je množství nositele energie,
Kvalitativní ukazatel je koncentrace energie v jednotce množství (hmotnosti nebo
objemu), může to být tedy výhřevnost, teplota, tlak.
S hlediska poměru mezi kvalitativním a kvantitativním ukazatelem rozeznáváme:
1) nízkopotenciální energie, která je charakterizována nízkým kvalitativním
ukazatelem, tj. malou koncentrací energie v jednotce množství, zpravidla se jedná
naopak o velká množství nositele energie – např. odpadní teplo chladící vody
technologických zařízení, chladící vody kondenzátorů parních turbin apod.,
2) energie středního potenciálu, např. citelné odpadní teplo spalin průmyslových pecí –
teplota spalin řádově 500 – 1000 o C,
3) energie s vysokým potenciálem, např. chemicky vázané teplo odpadních plynů
z technologického procesu,. různé druhy pecních plynů (koksárenský, konvertorový a
vysokopecní, odpadní plyny v chemické výrobě,degazační plyn při těžbě uhlí,
bioplyny z čistíren odpadních vod, skládkový plyn, bioplyn při zpracování chlévské
mrvy zemědělských farem, odpadní oleje apod.)
Využitelnost DEZ
Je podmíněna :
‣ a) technickými možnostmi – tj. zda je technické provedení realizace využití DEZ možné
(v převážné většině případů),
2

‣ b) ekonomickými podmínkami, tzn. že provozní náklady využívaného zdroje musí být
nižší než při využívání jiných zdrojů energie, které pochází z PEZ. V tomto případě je
důležitý rozbor ekonomické efektivnosti řešení, tzn. za jakou dobu se investice, vložené
do řešení úsporami zaplatí.
‣ c) v některých případech je využitelnost dána podmínkami životního prostředí (např. při
zpracování odpadů z technologických zařízení – využití odpadních olejů, využití
skládkového plynu, při spalování průmyslových a komunálních odpadů, odpadů z čistíren
odpadních vod apod.)
Možnosti využitelnosti jsou u nízkopotenciálního tepla z důvodu malé koncentrace energie
v nositeli energie nízké. Pro určité množství využitelné energie se jedná o velké množství
látky, tím vychází zařízení k využití odpadní energie velkých rozměrů. Jsou pak vyšší
zejména investiční náklady a často také provozní náklady. Se zvyšujícím potenciálem energie
se možnosti využitelnosti zvyšují.
Pro názornost uvedeme:
1) Využití citelného tepla chladící vody o teplotě 60 o C ochlazením o 10 o C ve výměníku
tepla při množství vody m=1kg.s -1 představuje využitelnou energii 209 kW.
2) Využití citelného tepla spalin o teplotě 500 o C na 120 o C při množství spalin m=1kg.s -1
představuje využitelnou energii v hodnotě 450 kW.
3) Využití chemického tepla koksárenského plynu o výhřevnosti cca 16 MJ.m -3 (n) při
množství m=1kg.s -1 představuje energii ve výši 32 000 kW.
4) Využití chemického i citelného tepla konvertorového plynu , který odchází
z konvertoru ocelárny o teplotě cca 1 600 o C a výhřevnosti cca 8 MJ.m -3 (n) představuje
při množství m=1kg.s -1 cca 6 700 kW chemické energie plynu a cca 1 870 kW
citelného tepla, čili celkově využitelná energie cca 8 750 kW.
Z tohoto příkladu porovnání je zřejmé, že pro využití stejného množství druhotné energie
je nutno u nízkopotenciálního tepla zpracovat mnohonásobně více odpadní látky (např. u
příkladu 1) proti 3) 150 krát ).
Často je také pro využití DEZ důležitá podmínka využitelnost v daném místě. Např. pro
využití odpadního tepla spalin z průmyslových pecí k ohřevu vody nebo k výrobě páry a
následné vytápění objektů jsou pro letní měsíce podmínky pro využití energie nepříznivé,
protože v tomto období lze toto teplo využívat jen pro ohřev teplé užitkové vody (TUV). Tím
se snižuje celoroční využití těchto zdrojů a ekonomická efektivnost takové investice.
S hlediska časového nesouladu výskytu DEZ a možností jejich využití (např. produkce
koksárenského plynu je dána technologií výroby – poměrně rovnoměrný průběh produkce
plynu, zatímco spotřeba značně v průběhu času kolísá) lze tyto disproporce překlenout např.
akumulací energie (plynojemy, parní a teplovodní akumulátory). Plynojemy vyrovnávají
disproporce v rozsahu ½ až několik hodin (vysokopecní plynojemy a plynojemy na
konvertorový plyn), resp. směnové a denní výkyvy (plynojemy na koksárenský plyn, bioplyn
apod.)
Další možnost překlenutí těchto disproporcí je např. spalování přebytků topných plynů
v kotlích elektrárny, nebo v případě nedostatku doplnění spotřeby z veřejného plynovodu
zemního plynu.
Zdroje sekundární energie
Největším producentem DEZ je hutní průmysl.
V tomto odvětví je produkce sekundární energie v těchto úsecích výroby:
1. Koksovny – koksárenský plyn – chemické i citelné teplo (výhřevnost 16 MJ.m -3 (n),
teplota 1000 o C) citelné teplo koksu, teplota okolo 1000 o C.
2. Vysoké pece – vysokopecní plyn – chemické a citelné teplo (výhřevnost 3,5 MJ.m 3 (n)
150 o C,), citelné teplo chladící vody, citelné teplo vysokopecní strusky, teplota cca
1200 o C, citelné teplo surového železa teplota cca 1150 o C, citelné teplo spalin ohřívačů
3

větru – cca 300 – 350 o C, přebytečný tlak vysokopecního plynu na sazebně přetlak 0,1
– 0,15 MPa.
3. ocelárny - SM pece - citelné teplo spalin 500 – 600 o C, citelné teplo chladící vody,
tandemové pece – citelné teplo spalin 1000 – 1200 o C, citelné teplo
chladící vody.
kyslíkové konvertory – chemické a citelné teplo konvertorového plynu
– výhřevnost 7,5 MJ.m 3 (n), teplota až 1600 o C.
elektrické pece – citelné teplo pecních plynů, teplota až 1200 o C, citelné
teplo chladící vody.
Ve všech typech oceláren pak citelné teplo strusky a citelné teplo oceli , teploty okolo
1500 až 1600 o C.
4. ostatní provozy (válcovny, kovárny, výroba žáruvzdorného materiálu) – citelné teplo
spalin z průmyslových pecí, teploty 500 – 1100 o C, příp. citelné teplo chladící vody.
Chemický průmysl:
Podle druhu výroby a technologie se jedná o:
‣ odpadní plyny – chemické i citelné teplo, citelné teplo spalin, plynů a par, resp. kapalných
látek při výměně tepla v různých zařízeních výroby (např. reforminky, výměníky tepla a
pod).
‣ citelné teplo spalin, par, resp. kapalných látek při výměně tepla v různých zařízeních
výroby (např. reforminky, výměníky tepla a pod).
Energetika:
Značné množství odpadního tepla odchází v chladící vodě kondenzátorů parních turbin
elektráren. Prakticky je to cca 30 – 40% příkonu elektrárny v palivu.
Kompresorové stanice – citelné teplo chladící vody.
Dálkový rozvod zemního plynu – citelné teplo spalin při pohonu kompresorů
spalovacími turbinami, nevyužitý tlakový spád při redukci tlaku v regulačních stanicích
plynu.
Ostatní průmysl:
‣ Dřevozpracující průmysl – chemické teplo dřevního odpadu, citelné teplo
z technologických zařízení.
‣ Ropný průmysl, rafinerie – odpadní teplo chemické (ropné odpadní produkty), citelné
teplo plynných a kapalných látek.
‣ Těžba uhlí – degazační plyn z těžby uhlí, kaly a flotační koncentrát z úpraven uhlí,
chemické teplo.
‣ Sušárny – citelné teplo odpadního sušícího vzduchu.
‣ Spalovny odpadů – chemické i citelné teplo plynných i kapalných látek.
‣ Skládky odpadů – chemické teplo skládkového plynu (bioplyn).
‣ Čistírny odpadních vod – chemické teplo bioplynu, který vzniká při anaerobním rozkladu
organických látek.
‣ Zemědělské farmy – bioplyn ze zpracování chlévské mrvy (kejdy).
2. Chemická energie pevných, kapalných a plynných odpadních látek
technologických procesů
2.1 Pevné odpady:
V zásadě se jedná o dva druhy pevných odpadů:
1) odpady minerální,
2) odpady organického původu.
Ad 1) Minerální odpady vznikají např. při úpravě primárních energetických zdrojů –
fosilních paliv – uhlí.Jedná se o úpravny uhlí jejichž cílem je dosáhnout vyšší kvality
4

vytěženého uhlí – tj. zvýšení výhřevnosti odstraněním hlušiny a homogenizace zrnitosti uhlí –
oddělení prachových částic. Děje se tak v úpravnách, resp. prádelnách uhlí na dolech.
Vznikají tak odpady jako flotační kaly a vodní kaly, které se dále zhodnocují odstraněním
vlhkosti v sušárnách uhelných kalů.
Příkladem fyzikální úpravy těchto odpadů je sušení uhelných a flotačních kalů je schéma
sušárny Darkov u Karviné na obr.1.
Zařízení pozůstává ze sušícího bubnu, do něhož se ze zásobníků uhelných kalů a
flotačních kalů z úpravny uhlí dopravuje kal. Do sušícího bubnu se vhání ze spalovací komory
spaliny, vzniklé spalováním degazačního plynu v hořácích spalovací komory. Je zde také
možno spalovat uhelný prášek, který je odloučen v plynočistírně. Teplota spalin do sušícího
bubnu musí být nižší než zápalná teplota uhlí a obsah kyslíku musí být udržován na bezpečné
maximální hodnotě, aby nedošlo k explozi uhelného prášku v plynočistírně. V sušícím bubnu
se voda z kalů odpaří a spolu se spalinami prochází plynočistírnou, nejprve hrubým čištěním,
na konci pak jemným čištěním v textilním filtru. Vysušené uhlí a hrubší podíly, odloučené
v plynočistírně se pomocí dopravníků dopravuje do zásobníků vysušeného uhlí a k odvozu.
Takto vysušené uhlí je možno využít pro energetické nebo chemické účely (např. výroba
sazí).
Produkty sušárny se následně využívají jednak spalováním pod kotly, jednak slouží jako
vstupní surovina pro chemickou výrobu (výroba sazí).
Výše uvedené kaly je možno samozřejmě používat také přímo, tj. po zavezení do
odkalovacích rybníků, vybírání usedlého kalu a jeho následné spalování ve spalovacích
zařízeních. Takto se využívají kaly zejména pro vytápění domácností. Nevýhodou je ovšem
nízká výhřevnost kalu, která závisí od obsahu vody a tím i nízká účinnost využití odpadu.
Svým způsobem je možno za odpadní energii považovat také koks při výrobě
svítiplynu (ať již v klasických plynárnách nebo při tlakovém zplyňování uhlí).
Pozn.: Naproti tomu při výrobě koksu v koksovnách, kde se vyrábí koks pro výrobu surového
železa, je vyrobený koks možno považovat za primární produkt výroby, zatím co jako
sekundární zde vzniká především koksárenský plyn a menší množství drobného koksu, který
se pro hutní výrobu nehodí a používá se pro spalování ve spalovacích zařízeních (např. kotle
pro ústřední vytápění nebo lokální vytápění domácností v kamnech).
Ad 2) Odpady organického charakteru vznikají:
• při zemědělské výrobě (sláma, kejda)
• v dřevařské výrobě (dřevěné štěpky),
• na skládkách odpadů,
• v čistírnách městských odpadních vod.
Způsoby využití:
1) Spalování odpadů a následné využití tepelné energie
2) Biologický rozklad bez přístupu vzduchu (anaerobní digesce)
3) Tepelný rozklad
• zplyňování za částečného přístupu vzduchu)
• pyrolýza (rozklad bez přístupu vzduchu)
Ad 1) Spalování odpadů .
Na obr.2a), je naznačeno schéma likvidace městských odpadů z městské čistírny odpadních
vod (ČOV) a pevných odpadů ve Vídni.spalováním odpadů z ČOV a pevných městských
odpadů ze svozu.
Zařízení má dvě části:
• čistírnu odpadních vod (ČOV)
• likvidaci pevných komunálních
5

V prvé části zařízení po odstranění pevných minerálních nečistot v lapači štěrku, lapači písku
a sedimentační nádrži z odpadní vody dochází k biologickému rozkladu organických látek a
následnému oddělení vyčištěné vody od kalu ze zbytku v sedimentační nádrži. Kal ze
sedimentační po zahuštění a odstředění se vede do spalovny s fluidním topeništěm, kde se
spalují spalitelné látky z kalu. Vzniklé teplo se využívá v parním kotli na výrobu páry.
V druhé části zařízení se likvidují pevné komunální odpady po určité mechanické a fyzikálněchemické
úpravě se odpady dopravují do rotační pece, kde se pevné spalitelné látky z odpadů
spalují a také v tomto případě se vzniklé teplo využívá k výrobě páry. Vyrobená pára z obou
částí čistírny se využívá k expanzi v protitlaké parní turbině a k výrobě elektrické energie.
Výparné teplo z expandující páry v turbině se přes výměník tepla pára – voda dodává do
horkovodního systému zásobování teplem města.
Spaliny z obou spaloven se po prvém stupni vyčištění v elektrofiltrech vedou do druhého
stupně čistírny, který je na principu mokrého čištění ve skrubrech a venturiho pračce. Čisté
spaliny se odvádějí komínem do atmosféry. Kal z čistírny plynu po odvodnění se odváží na
skládku.
Ad 2) Biologický rozklad:
Jedná se o kvasný proces, který probíhá dlouhodobě v přírodě bez přístupu vzduchu za
přítomnosti bakterií.
Proces v přírodě probíhá takto např. na dně rybníka, v bažinách a také v žaludku přežvýkavců.
Při tom se nejprve složité organické látky (např. polysacharidy) rozkládají na jednodušší
(kyseliny, alkoholy + oxid uhličitý a vodík), dále pak na kyselinu octovou, metanol a nakonec
kyselina octová se mění na směs metanu CH 4 a oxid uhličitý CO 2 (bioplyn).
V průmyslovém řešení probíhá tento proces v ocelovém reaktoru. V něm se udržuje
teplota 35 až 50 o C za přítomnosti tzv. anaerobních bakterií. Vyšší teplotou se proces proti
přírodnímu urychluje.
Může se jednat o proces mokrý nebo suchý.
Anaerobní biologický rozklad se děje hlavně v čistírnách městských odpadních vod a na
skládkách městských odpadů nebo odpadů ze živočišné výroby (kejda).
Vzniklý bioplyn z tohoto procesu je možno využít přímým spalováním v kotlích nebo
v poslední době se uplatňuje využití tohoto plynu prostřednictvím kogeneračních jednotek se
spalovacími motory v kombinované výrobě elektrické energie a tepla (KVET) .
Princip kogeneračních jednotek se spalovacím motorem byl probrán v předmětu Spalovací
motory. (skripta Kysela – Tomčala Spalovacím motory díl I a II.) Také u nás je již řada
čistíren odpadních vod i městské skládky odpadů vybaveny těmito jednotkami.
V poslední době se začínají využívat pro tento způsob využití bioplynu spalovací
mikroturbíny, v budoucnu se uvažuje také s využitím prostřednictvím palivových článků.
Schéma biostatice s mikroturbínovou kogenerací je na obr. 2a.
Složení bioplynu z této technologie je následující: 35 – 70% CH 4 , 25 – 5% CO 2 , dále N 2 , H 2 ,
voda a stopové prvky.Výhřevnost se mění v širokém rozmezí podle obsahu metanu
v bioplynu, které závisí na složení odpadů. Q i = 13 – 26 MJ/m 3 (n)
Na obr. 2b je schéma biostatice s mikroturbínovou kogenerací.
Odpadní suroviny se dopravují do bioreaktoru, ve kterém probíhá biologický rozklad .
Vzniklý bioplyn se dopravuje do plynojemu, odkud po vyčištění je plyn dopravován do
energetické stanice , kde jsou instalovány kogenerační jednotky s mikroturbínami. Vyrobené
teplo z výměníků za turbinami spaliny – voda se používá jednak pro vytápění reaktorů ,jednak
do systému zásobování teplem (SCZT, nebo DCSZT). Součástí rozkladu jsou také kaly, které
se v úpravně odpadních kalů suší. Sušinu je možno použít ke hnojení.
Tabulka: Porovnání různých druhů technologií při využití bioplynu pro jednotky o
výkonu 100kW.
Druh kogenerace Výkon palivo Tepelná Elektrická
6

[kW]
účinnost
[%]
účinnost
[%]
Plynový motor 100 topný olej 53 37
Plynový motor 100 bioplyn 53 34
Plynový motor 100 metanol 58 30
Mikroturbína 100 bioplyn 55 25
Palivový článek 100 zemní plyn 40 35
Parní turbina 200 dřevo 20 20
Při použití plynového pístového spalovacího motoru je nutno dbát na složení bioplynu, pokud
jde o obsah sulfanu (H 2 S). Při spalování vzniká oxid siřičitý, který může narušovat jednotlivé
části motoru. Naproti tomu při použití mikroturbíny je možno pracovat s vyšším obsahem
sulfanu nad 1% obj. až do 7%..
Výhoda biologického rozkladu oproti prostému spalování spočívá v tom, že se
neznehodnocují živiny, zejména dusík, které je možno použít dále jako organické hnojivo.
Nevýhodou je značná složitost zařízení a tím i vyšší nároky na investice i řízení celého
procesu.
Ad 3) Tepelný rozklad biomasy:
a) zplyňování biomasy
Jedná se hlavně o odpadní dřevní hmotu, slámu a štěpky. Biomasa se zahřívá
s omezeným přívodem vzduchu při teplotě asi 500 o C. Při zplyňování vzniká dehet, který je
nutno z bioplynu odstranit při teplotě cca 800 až 900 o C.
Vzniká tak tzv. dřevní plyn – obsahuje CO a H 2 .
Technologie výroby dřevoplynu je známá již z minulého století. Např. ve 2. světové
válce v důsledku nedostatku ropy měly nákladní automobily generátor na dřevoplyn a motor
na tento plyn.
Na obr. 2c) je znázorněno schéma zplyňování biomasy.
Biomasa se ze zásobníků dopravuje do nízkotlakého zplyňovače, kde se při teplotě do 500 o C
za částečného přístupu vzduchu oddělují prchavé složky hořlaviny. Vzniklý plyn s drobnými
pevnými částicemi je veden do fluidního zplyňovače, kde probíhá částečná oxidace při
teplotě 800 – 900 o C. Surový bioplyn se vede do čistírny plynu (mechanické a mokré čištění.
Vyčištěný plyn je veden do kogenerační jednotky se spalovacím motorem.
Hlavními složkami dřevního plynu je oxid uhelnatý a vodík.
b) pyrolýza
Jedná se o zpracování odpadů tepelnou úpravou bez přístupu vzduchu.Také v tomto
případě se jedná v podstatě o starý druh technologie, který se praktikoval v minulosti ve
výrobě dřevního uhlí v milířích. Zahříváním dřevní hmoty biomasy při teplotě okolo 500 o C
bez přístupu vzduchu se odstraní prchavé látky a vzniká dřevní uhlí, které se následně
používalo pro topení, resp. i technologické účely.
Bioplyn vyrobený pyrolýzou má vyšší výhřevnost než bioplyn vyrobený zplyňováním (vyšší
obsah CO a H 2 . Vzniká také méně nežádoucích škodlivých složek (NOx, SOx, a
dioxiny).Oxidy těžkých kovů jsou vázány na pevný zbytek a nejsou obsaženy v plynu a tedy
následně i ve spalinách.. Pyrolýzou lze zpracovat i odpady, které se spalují jen s obtížemi.
V poslední době se z výše popsaných technologií vyvinula tzv. rychlá pyrolýza
s výrobou biooleje.
Touto technologií je možno zpracovávat různé druhy surovin od dřevních pilin,
dřevních štěpků, kůry a slámy až po speciální plodiny pěstované pro energetické účely.
Na obr. 2d) je nakresleno schéma rychlé pyrolýzy s energetickým využitím biooleje.
Surovina se pomele a dodává do zásobníku, odkud jde do pyrolýzního reaktoru, kde
při zahřívání biomasy do 500 o Cbez přístupu vzduchu vzniká bioplyn. Ten po vyčištění se
7

vede do chladiče, kde dojde k rychlému a prudkém ochlazení plyn tak, že vznikne hnědá,
kapalná volně tekoucí kondenzovaná směs mnoha látek – tzv. bioolej. Výhřevnost je 15 až 20
MJ/kg. Bioolej se skladuje v zásobníku a je možno jej dopravovat do jiných provozoven
(např. uvažuje se o přidávání do nafty), příp. se může použít v energetickém hospodářství
výrobny pro kogenerace se spalovacím motorem nebo spalovací turbinou.
V tabulce je provedeno porovnání různých druhů tepelných rozkladů biomasy a jejich
produkty.
Druh
technologie
Znaky procesu
Složení produktů
Teplota
procesu
Doba
pobytu
částic v
procesu
Dřevěné
uhlí
Bioplyn
Bioolej
Výroba uhlí Nízká Krátká 35% 35% 30%
Zplyňování Vysoká Dlouhá 10% 85% 5%
Rychlá pyrolýza Střední Velmi
krátká
12% 13% 75%
2.2 Kapalné odpady:
Jedná se např. o odpadní oleje ze strojírenské výroby, použité mazací oleje, produkty
chemického průmyslu. Využití spalováním v kotlích, rotačních pecích, v poslední době se
zkoumá i možnost využití v kogeneračních jednotkách se spalovacími motory.
2.3 Plynné odpady:
Většinou se jedná o topné plyny a procesní plyny, které se zužitkují spalováním
v kotlích, nebo v následných technologických procesech (např. v hutních závodech jako topné
plyny).
Právě hutní průmysl produkuje značné množství těchto plynných odpadů:
Jedná se o tyto topné plyny:
‣ vysokopecní plyn – výhřevnost cca 3,5 MJ.m -3 (n),
‣ koksárenský plyn- výhřevnost cca 16 MJ.m -3 (n),
‣ konvertorový plyn - výhřevnost cca 7,5 až 8 MJ.m -3 (n),
Výskyt těchto plynů odpovídá výrobě a proto je nutno do sítě rozvodu těchto plynů
instalovat plynojemy na vyrovnávání disproporcí mezi výrobou a spotřebou.
2.1 Využití odpadních plynů:
Vysokopecní plyn: má nižší teoretickou spalovací teplotu. Samotný se může využít při
spalování v technologických procesech, kde se technologická teplota pohybuje řádově do
1000 o C.
Samotný plyn se proto používá:
‣ pro spalování v koksárenských bateriích – technologická teplota okolo 1000 o C,
‣ pro ohřev větru dmychaného do vysokých pecí – teplota větru 1000 až 1200 o C. Při
teplotách nad 1000 o C se v konečných fázích ohřevu zpravidla přidává určité množství
koksárenského plynu.
‣ Ve směsi s koksárenským plynem jako směsný plyn dvousložkový, příp. ve směsi
vysokopecní + koksárenský + zemní plyn jako třísložkový se používá i pro otop všech
spotřebičů plynu v hutním závodě, kde jsou technologické teploty nad 1000 o C. Jsou to
např. ohřívací pece ve válcovnách, kovárnách a lisovnách, ohřev pánví a hlavových
nástavců v ocelárnách, pro výpal šamotu v keramických pecích atp.
8

V tomto případě se používá směsný plyn o výhřevnost 5,5 MJ.m -3 (n),( donedávna ve
Vítkovicích), nebo 7,5 MJ.m -3 (n),(např. Nová huť Ostrava). V některých případech se
vyskytuje i plyn tzv. čtyřsložkový, kdy se do koksárenského plynu přidává důlní plyn
degazační. (NHO).
Koksárenský plyn: teoretická teplota je okolo 2000 o C. Používá se buď samostatně (např. pro
technologie s technologickou teplotou nad 1200 o C (např. šamotárenské pece pro vysoký
výpal, vysoušení a ohřev ocelárenských pánví), nebo v již zmíněném směsném plynu. U
některých spotřebičů je možnost lokálního přidávání určitého množství samostatného
koksárenského plynu do směsného plynu (především u ohřívacích pecí periodicky pracujících
k rychlému dosažení maximální teploty ohřevu).
Konvertorový plyn:
Vzniká jako odpadní produkt při výrobě oceli v kyslíkových konvertorech
(Vítkovice,a.s., Třinecké železárny, a.s.).
Výskyt konvertorového plynu je periodický podle technologického procesu
konvertorů. Doba tavby jednoho konvertoru trvá cca do 20 minut. V průběhu tavby se
spalováním uhlíku ze surového železa (cca 4% C) snižuje obsah uhlíku na cca 0,2% i méně.
Vzniklý konvertorový plyn má proměnlivé složení a obsah hlavní složky, oxidu uhelnatého
kolísá až do 90%. Po dobu cca 30 až 40 minut je tavba přerušena, dochází k odpichu strusky a
oceli a k nasazování další vsázky surového železa a šrotu.
Je zde možnost využití jak chemického, tak i citelného tepla konvertorového plynu.
2.2 Způsoby využití konvertorového plynu:
1) Konvertorový plyn se spaluje pod kotlem na odpadní teplo (např. provedení ve
Východoslovenských železárnách v Košicích, ocelárna I.). – schéma obr. 3. Do
konvertoru A se shora fouká tryskou kyslík. Vzniklý konvertrový plyn z redukce
uhlíku v surovém železe je odsáván v době tavby do kotle B, kde se spaluje. Využívá
se tím jednak citelné teplo konvertorového plynu, jednak chemické teplo.Uprostřed
spalovací komory je přídavné spalování topného oleje nebo topného plynu, které
slouží k provozu kotle při sníženém výkonu v době cca 40 minut,, kdy je konvertor
mimo provoz (odlévání oceli a sázení vsázky do konvertoru). Kotel je dvoutahový
vertikální, dodatkové plochy jsou v druhém tahu kotle. Spaliny o teplotě cca 180 o C
jsou odtahovány ventilátorem F do plynočistírny, která pozůstává z mokrého čištění
ve skrubru D a elektrostatického filtru E. Vyrobená pára je pára sytá, která se následně
přehřívá ve zvláštním přehřívači páry, který je vytápěn topným plynem.S ohledem na
proměnlivou výrobu páry (např. od tří konvertorů) se pára dodává do parního
akumulátoru.
2) Konvertorový plyn z konvertoru se jímá v plynojemu – schéma obr. 4. V tomto
případě se konvertorový plyn vystupující z konvertoru 1 chlazeným kanálem 3 vede
do kotle na odpadní teplo, kde se využívá vysoké citelné teplo plynu. Ochlazený plyn
je veden do mokré čistírny plynu, která pozůstává ze skrubru 8 a Venturiho pračky 10
exhaustorem 12 do plynojemu 15 a odtud do rozvodu topného plynu.Případný
přebytek konvertorového plynu se spaluje na polnici 17. Využití jímaného
konvertorového plynu je potom možné buď pro:
‣ zásobování plynových spotřebičů topným plynem (např. průmyslových pecí a
ostatních hutních plynových spotřebičů,
‣ nebo pro energetiku (např. výrobu elektrické energie a tepla – KVET se
spalovací turbinou ),
‣ příp. kombinací obou způsobů využití konvertorového plynu.
9

V prvém případě je zpravidla nutno do systému zařadit směsnou stanici topného
plynu, kde se pro vyrovnávání disproporcí mezi výrobou a spotřebou topného plynu zařazuje
výroba, příp. úprava tohoto plynu na požadované množství plynu podle spotřeby a konstantní
výhřevnost topného plynu, příp. Wobbeho číslo. Schéma tohoto způsobu je na obr.5.
Schéma využití konvertorového plynu pro energetiku je na obr.6.
Obdobně je možno řešit využití chemického tepla i jiných odpadních plynů. Např.
využití vysokopecního plynu, degazačního plynu, odpadních bioplynů a procesních plynů
z chemické výroby. Při tomto způsobu využití je výhodou oproti prostému spalování vyšší
transformace energie v plynu na elektrickou energii než např. při spalování plynu v kotli a
vyrobenou páru použít v parní turbině k výrobě elektrické energie. Přímému využití ve
spalovací turbině však často brání znečištění plynu mechanickými částicemi (např. v případě
vysokopecního plynu).
Rozšiřuje také využití tohoto druhu odpadní energie prostřednictvím kogeneračních
jednotek se spalovacími motory. Jedná se o jednotky řádově 10 kW až 2 000 kW. Jsou
provozovány na bioplyn skládkový, z čistíren odpadních vod a degazační plyn a jiné druhy
odpadních plynů (produkce zpracování odpadů živočišné zemědělské výroby). Měrné náklady
těchto jednotek jsou řádově 25 000 až 15 000 Kč/kW e .(s rostoucím výkonem se měrné
investiční náklady snižují).
V posledních 10 letech se objevují na trhu malé spalovací turbiny, poměrně levné,
které mají oproti pístovým motorům výhodu v menších rozměrech a nižšími náklady na
údržbu. Jedná se o jednotky o výkonech 30 až 200 kW e , měrné investiční náklady jsou 29 000
až 16 000 Kč/kW e .
Příklad výpočtu využití konvertorového plynu v kogenerační jednotce se spalovací
turbinou.
Schéma zařízení:
T-s Diagram ideálního a skutečného
oběhu:
Výpočty: (Poznámka: Veškeré objemy jsou vztaženy na normální stav plynu)
Stanovení měrné izotermické práce vzduchového kompresoru:
aizK
i2izK
− i1K
Teplota na konci izotermické komprese
2izPK
−3
= [ kJ . m ]
κ −1
⎛ p κ
κ 1
2
⎞
−
= T
ε κ
1
⎜
⎟
K
= T1
K k
p1
T [ K ]
⎝ ⎠
Termodynamická účinnost (izoentropická) kompresoru
10

i
− i
a
2izK
1 izK
η
izK
= =
[ − ]
´
i2K
− i1
avnK
Ńa základě zvolené hodnoty η
izK
, která bývá 0,8 až 0,96 (podle velikosti) se určí entalpie
spalovacího vzduchu na konci skutečné komprese i ´
2K
a z regresní funkce pro entalpii vzduchu nebo plynu (obecně)
2
i = a. t + b.
t
[ C]
o
´
určíme teplotu vzduchu na konci komprese T
2K
Vnitřní měrná práce vzduchového kompresoru je
´
−3
avnk
= i2K
− i1K
[ kJ . m ]
Obdobně se určí měrná práce plynového kompresoru:
−3
aizPK
= i2izPK
− i1PK
[ kJ . m ]
Teplota na konci izoentropické komprese
κ −1
⎛ p κ
κ −1
2PK
⎞
ε κ
2 1
⎜
⎟
izPK
= T
PK
= T1
PK
.
PK
p1PK
T [ ]
K
⎝ ⎠
Kompresní poměr plynového kompresoru ε
PK
nemusí být stejný jako kompresní poměr
vzduchového kompresoru ε
K
Ze zvolené hodnoty termodynamické účinnosti plynového kompresoru stejným způsobem
stanovíme entalpii na konci skutečné komprese i ´
2PK
i2izPK
− i1PK
aizPK
η
izPK
=
=
´
i − i a
2PK
1PK
a následně z regresní funkce pro entalpii plynu teplotu na konci komprese
Vnitřní měrná práce plynového kompresoru bude
´
i i
avnk
2PK
−
1PK
vnPK
´
T
2PK
.
−3
= [ kJ . m ]
Bilance spalovací komory:
Teplota spalin před spalovací turbinou
T 1 ST
je omezena materiálem lopatek, proto musí být
spalování ve spalovací komoře s chudou směsí (vysoký přebytek vzduchu n ).
Schéma spalovací komory:
Bilance spalovací komory pro 1 m 3 n spalovaného plynu::
[ V sp −min
+ ( n −1 ).
V vzd min
] i ST
−3
+ η [ kJ.
m plynu]
´ ´
n. V vzd −min . i2
K
i2
PK
+ Q i SK
=
−
.
1
Z této rovnice se určí požadovaný přebytek vzduchu n .
´
i2PK
+ Qi.
ηSK
−Vsp−min.
i1ST
+ Vvzd
−min.
i1
n =
´
V . i − i
vzd −min
( )
1ST
2K
ST
[ − ]
11

Problém spočívá v tom, že na přebytku vzduchu závisí složení spalin za spalovací komorou a
tím i entalpie spalin na výstupu ze spalovací komory.
Účinnost spalovací komory ηSK
je vysoká, cca 0,95.
Výpočet přebytku vzduchu je možno provést iterací na EXCELU nebo postupným
dosazování, nejprve zvolením přebytku vzduchu přibližně a postupným přibližováním
výsledné hodnoty až odpovídá zvolené hodnotě n.
Jiný způsob je možný také graficky:
Stanoví se entalpie spalin na výstupu ze spalovací komory z tepelné bilance:
´ ´
nV .
vzd −min.
i2K
+ i2PK
+ Qi
. ηSK
1)
i1ST
=
Vsp−min
+ Vvzd
−min.
( n −1)
a entalpie spalin na základě teploty a přebytku vzduchu (tj. podle složení spalin)
2) i1 ST
= f ( t1ST
, n)
při požadované teplotě spalin před turbinou t 1ST = konst.
Určíme tedy podle prvé rovnice závislost entalpie spalin na přebytku vzduchu, obdobně podle
druhé rovnice. V průsečíku obou funkcí je určen přebytek vzduchu n .
Diagram pro určení přebytku vzduchu
Entalpie spalin [ kJ/m3 ]
1600
1500
1400
1300
1200
1100
1000
4 4,5 5 5,5 6 6,5 7 7,5
Přebytek vzduchu [ - ]
Řada1
Řada2
Spalovací turbina:
Měrná práce ideální spalovací turbiny
−3
aizST
= ( i1ST
− i2izST
)
[ kJ . m ]
Teplota na konci izoentropické expanze je
κ −1
p2
T ε κ
2 izST
= T1
ST
.
ST
[ K ] , kde ε
ST
=
p1
Z rovnice pro termodynamickou účinnost turbiny se určí entalpie na konci expanze a z toho
teplota spalin na výstupu ze spalovací turbiny a tím i teplota na vstupu do spalinového kotle.
η bývá 0,8 až 0,9 (podle velikosti turbiny)
td −vnST
i
− i
´
1ST 2ST
η
td −vnST
=
[ − ]
i1ST
− i2izST
12

Teplotu spalin na výstupu z turbiny t ´
2ST
stanovíme z regresní funkce entalpie spalin,tj.
z rovnice
´
´
i2 ST
= f ( t2ST
,n)
Měrná vnitřní práce spalovací turbiny je pak
´
−3
avnST
= i1ST
− i2ST
[ kJ . m ]
Výpočet výkonu turbiny:
3 −1
V zadání je stanoveno množství konvertorového plynu V [ m . s ], které má být spalováno ve
pl
spalovací komoře.
Celkové množství spalovacího vzduchu stlačovaného kompresorem je
. 1
Vvzd = V
pl
.n V.
vzd −min
[ m ]
3
.s
−
a vnitřní příkon vzduchového kompresoru
P
vnK
= Vvzd
. avnK
[ kW ]
Celkové množství spalin, které expandují ve spalovací turbině je
. 1
V sp
= [ V sp −min
+ ( n −1)
. V vzd −min
].
V pl
[ m ]
3
.s
−
Vnitřní výkon spalovací turbiny
P
vnST
= Vsp
. avnST
[ kW ]
Výkon elektrického generátoru při zvolené mechanické účinnosti agregátu η a účinnosti
m
generátoru η
g
P
= ( PvnST
− PvnK
).
ηm
ηg
[ kW ]
g
.
V případě, že je do systému zařazen plynový kompresor, bude čistá výroba elektrické energie
nižší o spotřebu elektrické energie k pohonu plynového kompresoru.
Příkon plynového kompresoru:
Množství plynu, dodávaného kompresorem je V a měrná práce ke stlačení a . Zvolíme-li
pl
vnPK
izoentropickou účinnost kompresoru ηizPK
elektromotoru
1
PelPK
V
pl
.a
vnPK
.
η . η
izPK
el
a účinnost poháněcího elektromotoru η bude příkon
el
= [ kW ]
Čistý elektrický výkon dodaný do sítě bude
Pd
Pg
− PelPK
Účinnost celého agregátu
Pd
=
V . Q
= [ kW ]
η [ − ]
pl
i
Výpočet výkonu spalinového kotle:
Tepelný příkon kotle ve spalinách ze spalin turbiny je
P [ ( ) ] ´
k
V
pl
Vsp−min + n −1 . Vvzd
−min
. i2ST
kW
Tepelný výkon v odcházejících spalinách z kotle při teplotě spalin za kotlem t 3
je
P V V + n −1 . V i
kW
= [ ]
3
=
pl
[
sp−
min
( )
vzd − min
].
3
[ ]
Zde je opět entalpie spalin dána regresní funkcí i 3
= f ( t,n)
.
Tepelný výkon P
3
je v podstatě komínová ztráta. Další ztráta vzniká vedením tepla z kotle do
okolí, kterou stanovíme ze zvolené poměrné ztráty sáláním
P
zs
P k
zs
ζ
zs
= . ζ
[ kW ]
13

Poměrnou ztrátu sáláním můžeme určit z nomogramů v závislosti na výkonu kotle např. ČSN
07 0302 Přejímací zkoušky parních kotlů.
Tepelný výkon kotle pak bude
P P − P − P
kW
t
= [ ]
.
Množství vyrobené páry m [ kg. s ]
−1
p
.
P = m p .( i − i )
k
3
zs
pak můžeme určit z rovnice
t
p nv
→ ṁ p
Účinnost spalinového kotle je pak
Pt
η
k
=
[ − ]
P3
Jako ekonomické ukazatele využití energie co do množství i co do kvality lze určit tyto
parametry:
a) celková účinnost KVET (kombinované výroby elektrické energie a tepla, nebo také
P
d
+ Pt
kogenerace) η
c
=
Vpl
.Q
i
b) modul teplárenské výroby
Pd
ε =
Pt
který vyjadřuje podíl vyrobené ušlechtilejší elektrické energie a ovlivňuje tak ekonomii tohoto
způsobu využití odpadního tepla.
Klasické spalovací turbiny jsou o výkonech řádově od 1 000 kW do 10 MW a výše.
Většinou jsou na topný olej nebo zemní plyn. Použití jiného druhu odpadního plynu je nutno
projednat s výrobcem.
Způsoby využití DEZ z chemického tepla plynných látek vzniklých při biologickém
rozkladu pevných odpadů byly zmíněny již v kapitole 2.1, kde je zařízení pro využití
bioplynu, který vzniká při anaerobním čištění odpadních vod v biologických čistírnách nebo
na skládkách městských odpadů v kogenerační jednotce se spalovacím motorem, resp.
spalovací turbinou..Obdobou je možnost využití bioplynu, který vzniká rozkladem chlévské
mrvy v zemědělství. Na obr.7. je schéma takového zařízení (zemědělská farma fy
AGROKLAS,a.s. Slavkov u Brna). Existují také zařízení na využití skládkového bioplynu,
plynu ze zplyńovacích zařízení dřevních odpadů v kogeneračních jednotkách se spalovacími
motory.
Nejnověji se ukazuje možnost využití těchto odpadních plynů pomocí spalovací
Mikroturbíny.. Na obr. 7a je schéma mikroturbíny na zemní plyn o výkonu 28 kW e
v kogeneraci s využitím odpadního tepla spalin turbiny pro vnitřní rekuperaci tepla (ohřev
dmychaného vzduchu do spalovací komory) a s dalším využitím odpadního tepla spalin ve
výměníku tepla spaliny – voda pro vytápění o tepelném výkonu 54 kW. (zatím jediná
takováto jednotka je v kotelně Český Brod MTH Kolín,s.r.o. Uvažuje se o možnosti nasazení
mikroturbíny pro využití degazačního plynu v OKR. V poslední době se konstrukcí
mikroturbin zabývá také domácí výrobce PBS Velká Bíteš.(výkon mikroturbíny 100kW e ),
teplota spalin na výstupu z turbiny 650 o C.
3. Využití citelného tepla pevných, kapalných a plynných látek
Při využívání citelného tepla platí zásada: pokud je to možné, vrátit odpadní teplo zpět do
technologického procesu (tzv. rekuperace tepla). Tím je možno snížit spotřebu primární
energie v technologickém procesu, což je podstatné ze dvou hledisek:
a) využití tohoto tepla je bezprostředně vázáno časově na technologický proces
14

) v mnohých případech se šetří drahá primární energie (např. zemní plyn), takže
využití odpadního tepla tímto způsobem zvyšuje ekonomickou efektivnost.
3.1 Využití citelného tepla pevných látek
Klasickým příkladem využití citelného tepla pevných látek je zařízení na suché hašení
koksu v koksovnách.
Hotový koks se z koksárenských pecí vytlačuje z komor ve žhavém stavu o teplotě
1 000 až 1 100 o C. S jednou tunou koksu tak odchází cca 1,7 až 1,9 GJ citelného tepla, což činí
cca 45 až 50% celkově spotřebovaného tepla na karbonizaci uhlí v koksárenských bateriích.
Orientačně je celková bilance technologického procesu koksovny v tabulce:
Položka v bilanci Z tepla na karbonizaci %
Citelné teplo žhavého koksu 45 – 50
Citelné teplo koksárenského plynu 25 – 30
Citelné teplo spalin za regenerátory 13 – 18
Ztráty tepla do okolí 7 – 10
Na karbonizaci se spotřebuje cca 3,6 až 3,8 GJ.t -1 koksu.
Žhavý koks se musí po vytlačení z komor rychle ochladit pod zápalnou teplotu, aby se snížil
propal. Běžný způsob je ten, že se koks zaveze pod sprchový chladič, kde se vodou prudce
zchladí. Citelné teplo koksu se tak předává vodě, která se tak v převážné míře vypaří a
odpadní teplo tak odchází nevyužito do atmosféry. Je to způsob sice jednoduchý, ale
nehospodárný. Nevýhody tohoto způsobu
‣ značná ztráta tepla,
‣ velká spotřeba chladící vody,
‣ znečišťování ovzduší (s parou odchází do ovzduší drobné částice koksu).:
V moderních koksovnách se proto aplikuje tzv. suché hašení koksu. Schéma tohoto zařízení
jsou na obr.8 a 9.
Na obr. 8 je centrální zařízení na suché hašení koksu. Pozůstává z korečkového výtahu do
kterého se z hasícího vozu vysype žhavý koks, který poté padá do zásobníku 3.Přes vrstvu
žhavého koksu se fouká inertní plyn ventilátorem 2, ohřátý plyn prochází přes kotel na
odpadní teplo, který je tvořen přehřívačem páry 4, výparníkem 5 a sběračem páry 7.
Ve světě se tento způsob hašení koksu v posledních letech značně rozšířil, u nás se zatím
neuplatňuje, i když v 80. letech byly zpracovány v Nové huti Ostrava studie využití tohoto
tepla. Je nutno poznamenat, že v minulosti bylo využívání odpadního tepla v našich hutích na
vysoké úrovni, Tak např. v r. 1927 byl zahájen provoz takového zařízení jako vůbec první
v Evropě na koksovně Karolina v Ostravě.
Na obr. 9 je schéma tohoto původního zařízení. Zařízení postavily Vítkovické železárny
v licenci švýcarské firmy Gebrüder Sulzer Winterthur. Zařízení sloužilo k hašení koksu ze
skupiny 75 komor. Bylo zásobníkového typu a pozůstávalo ze tří nezávislých souprav, z nichž
vždy dvě byly v provozu, jedna v opravě nebo rezervě. Zařízení pozůstávalo z výtahové věže,
do které se vytáhl celý hasící vůz se žhavým koksem. Koks se vsypal do zásobníku , ve
kterém se chladil inertním plynem z původní teploty 900 až 1 000 o C na 100 až 150 o C.
Ochlazený koks padající na šikmou rampu po vypuštění ze zásobníku měl teplotu asi 70 o C.
Ohřátý inertní plyn se protahoval ventilátorem o tlakovém spádu Δp cca 1 000 Pa. Teplota
plynu za ventilátorem byla cca 200 o C, nad vrstvou koksu na vstupu do kotle cca 900 o C.
Jednalo se o strmotrubný vodotrubný čtyřbubnový kotel typu Garbe s přehřívačem páry.
Teplosměnná plocha kotle byla 1 200m 2 , tlak páry 1,5MPa, teplota přehřáté páry 350 O C.
Výroba páry byla cca 400 až 440 kg.t -1 koksu.
Inertní plyn má mít složení N 2 …79%, CO 2 …21 – 16%, CO …0 – 5%. Musí se
udržovat nízký obsah kyslíku, aby nedocházelo k nadměrnému propalu koksu. Obsah do 1,5%
O 2 způsobuje propal asi 3%. Propal u suchého hašení koksu v porovnání s mokrým hašením je
15

o něco vyšší, podíl zrnitosti koksu pod 40 mm je asi 15%, proti mokrému hašení kde je cca
10%.
Pro orientaci uveďme příklad:
Při výrobě surového železa v závodě o produkci 1 mil. tun ročně při měrné potřebě
500 kg koksu na tunu s.ž. a podílu tzv. celkoksu (hutní koks) 85% je potřebná produkce
koksu celkem 1 000 000 x 0,5 x 1/0,85 = 588 235 t koksu
výroba páry 588 235 x 0,4 = 235 294 t páry.
Na toto množství páry bychom spotřebovali v kotelně cca 47 000 t uhlí o výhřevnosti 16,7
MJ.kg -1 a vyprodukovali příslušné odpovídající množství škodlivin.
Z tohoto příkladu je zřejmé, že využití odpadního tepla umožňuje v tomto případě:
a) uspořit prvotní energetické zdroje,
b) snížit škodlivé emise do ovzduší.
Pořízení suchého hašení koksu je investičně náročnější, než kotle na odpadní teplo např.
z průmyslových pecí nebo klasické palivové kotle.
Značná část hutnických pochodů je provázena tvorbou roztavené strusky, se kterou
v některých případech odchází 30 až 40% tepla, spotřebovaného na technologické pochody.
Jedná se zejména o citelné teplo strusky z vysokých pecí (teplota 1 300 až 1 400 o C) a
ocelářských pecí (teplota 1 500 až 1 550 o C).
Na obr.10 je příklad zařízení na využití citelného tepla vysokopecní strusky.
Zařízení bylo navrženo prof. Richardem Doležalem (který také mimo jiné působil na fakultě
báňského strojnictví, katedře energetiky VŠB v Ostravě) v r. 1953. Zařízení mělo sloužit
k výrobě nízkotlaké páry, která se měla využívat pro předehřev a vlhčení vysokopecního
větru.
Na obr. 11 a 12 je zařízení na využití citelného tepla výrobků (v tomto případě při
výpalu šamotových tvárnic).
Na obr. 11 je starší způsob, který se uplatňoval u staršího způsobu výpalu u tzv.periodických
pecí.
Jedná se o pece s pevnou nístějí, do nichž se ukládá šamotový materiál. Pece jsou
vytápěny koksárenským plynem postupně podle teplotního diagramu na teplotu max. 1600 až
1800 o C (při vysokém výpalu). Po výpalu následuje postupné chlazení materiálu (opět podle
teplotního diagramu) chladícím vzduchem z ventilátoru. Za pecemi je instalován parní kotel
na odpadní teplo, který využívá jednak citelné teplo spalin při otopu pecí, jednak citelné teplo
vypálených výrobků, které přechází do chladícího vzduchu a mísí se se spalinami
z vytápěných pecí.
Periodické pece v tomto případě pracují cyklicky:
1) zavážení pece I surovým polotovarem,
2) výpal materiálu v peci II podle zadaného teplotního režimu,
3) chlazení materiálu v peci III.
Na obr. 12 je schéma nového uspořádání vypalovací šamotové pece, kde se citelné teplo
vypáleného materiálu vrací do technologického procesu jednak k předehřevu materiálu na
vstupu do pece, jednak k předehřevu spalovacího vzduchu do hořáků. Tím se sníží měrná
spotřeba plynu k výpalu a využívání odpadního tepla je bezprostředně svázáno
s technologickým režimem, takže nevznikají disproporce mezi výrobou a možnostmi využití
odpadního tepla.
Tunelová pec podle tohoto schématu má tři pásma:
‣ pásmo předehřívací,
‣ pásmo vypalovací
‣ pásmo chladící, které pozůstává ze dvou částí: pásmo rychlochlazení a pásmo mírnějšího
chlazení.
16

Materiál postupuje proti proudu spalin, resp. chladícího vzduchu. Ve vypalovacím pásmu
jsou umístěny hořáky, do kterých se přivádí plyn z rozvodu plynu a spalovací vzduch
ventilátorem V 1. Do tohoto pásma se také přivádí ohřátý vzduch z pásma rychlochlazení,
který je dodáván ventilátorem V 2. Chladící vzduch do pásma mírnějšího chlazení se přivádí
ventilátorem V 3, a ohřátý z pásma se vede do pásma předehřívacího. Jeho teplem se
předehřívá surový materiál. Spaliny spolu s přisátým vzduchem z pásma vypalovacího se
odsávají ventilátorem V 4 do komína. U těchto pecí je důležité správné seřízení tlakových
poměrů v peci.
Pod schématem je naznačen průběh teplot v jednotlivých pásmech.
3.2 Využití citelného tepla plynných látek
Jedná se především o spaliny z různých typů průmyslových pecí i technologických
agregátů se spalovacím zařízením (např. rotační cementářské pece, spalovny odpadů apod.)
V zásadě se toto teplo využívá dvěma způsoby:
1) pro ohřev spalovacího vzduchu příp.i topného plynu nebo paliva v rekuperátorech a
regenerátorech (tzv. rekuperace tepla),
2) pro výrobu tepla k vytápění, ohřevu teplé užitkové vody (TUV) příp. i pro
technologické účely v dalších navazujících zařízeních za producentem DEZ (parní a
horkovodní spalinové kotle, výměníky tepla apod.
1) Rekuperace tepla
Má míti přednost před dalšími jinými způsoby využití citelného tepla spalin z těchto
důvodů:
a) Využití tepla bezprostředně navazuje na technologický režim agregátu.
b) Snižuje spotřebu paliva pro příslušný agregát.
c) Toto teplo se využívá celoročně po dobu tolika hodin, kolik hodin je agregát
v provozu na rozdíl od druhého způsobu, kde je využití tepla závislé na potřebě
využitého DEZ.
Často se využívá i kombinace obou způsobů, zejména u vysokoteplotních procesů, kde
spaliny i po rekuperaci mají ještě dostatečně vysokou teplotu, aby bylo možno teplo
v odcházejících spalinách využít způsobem podle bodu 2)
Schéma využití odpadního tepla spalin průmyslových pecí je na obr.13.
Rekuperátory
Výměna tepla mezi spalinami a vzduchem, resp. plynem probíhá kontinuálně – obě
media jsou od sebe oddělena stěnou (trubky, lamely, desky).
Podle druhu materiálu stěny jsou:
‣ kovové,
‣ keramické.
Podle způsobu přenosu tepla je dělíme na:
‣ sálavé,
‣ konvekční,
‣ kombinované.
Využití tepla u rekuperátorů je omezena teplotou stěny, která může být u kovových max.
700 až 800 o C (pro vyšší tepoty je nutno použít legované žáruvzdorné oceli), u keramických až
1000 o C i vyšší. Tím je také dána maximální teplota spalin před rekuperátorem, resp. ohřátého
vzduchu nebo plynu za rekuperátorem. U kovových rekuperátorů je teplota spalin max. 800 až
950 o C, ohřev vzduchu pak 300 až 500 o C, u keramických je max. teplota spalin 1200 až
1400 o C, teplota vzduchu 850 až 950 o C. Tyto hodnoty jsou samozřejmě závislé na
parametrech prostupu tepla, především na součinitelích přestupu tepla ze spalin do stěny a ze
stěny do vzduchu, resp. plynu.
17

Nevýhodou keramických rekuperátorů je netěsnost, nižší součinitel prostupu tepla (důvod
- nižší součinitel tepelné vodivosti materiálu stěny) a v důsledku toho větší rozměry a
problémy s utěsněním.
Kovové rekuperátory mohou být ocelové a litinové. Nevýhodou litinových, které mají
naopak vyšší životnost je nižší těsnost ve spojích u znečištěných spalin (např. spaliny
z tavících pecí), zanášení povrchu a tím zhoršení prostupu tepla.
Předehřívání plynu se vyplatí jen u spalování chudých plynů (vysokopecní nebo směsný
plyn o nízké výhřevnosti) u kterých je spotřeba plynu na 1 MJ výhřevnosti větší a tím také
předané teplo v rekuperátoru z důvodu větších objemů plynu vyšší).
Výměna tepla v rekuperátoru
Schéma:
Bilance tepla v rekuperátoru ( vztaženo na m 3 (n) spalin, resp. vzduchu) podle schématu:
V
sp1 . c
psp1.
tsp
1
+ Vvzd1.
c
pvzd1.
tvzd1
= Vsp2.
c
psp2.
tsp2
+ Vvzd
2.
c
pvzd 2.
tvzd
2
+ Qz
Na levé straně bilanční rovnice je vstup energie do rekuperátoru, na pravé straně výstup
energie z rekuperátoru.
Q
z
je tepelná ztráta povrchem do okolí.
Pro dokonale těsný rekuperátor lze psát V
sp1 = Vsp2
, resp. V
vzd1 = Vvzd
2
. Jinak dochází
zpravidla k tomu, že studený vzduch netěsnostmi částečně přechází do spalin a tím je zřeďuje
a ochlazuje (na straně vzduchu je z důvodu tlaku za ventilátorem přetlak, zatímco na straně
spalin je podtlak). Takže je zpravidla Vvzd
2
≤ Vvzd1
a Vsp2 ≥ Vsp
1
.
V případě těsného rekuperátoru lze dále z bilanční rovnice odvodit.
Využitelné teplo
Qu
= Vvzd1. c
pvzd
.( tvzd
2
− tvzd1)
= Vsp
1.
c
psp.(
tsp
1
− tsp2
). η
z
[kW]
kde η
z
je účinnost rekuperátoru, vyjadřující tepelné ztráty do okolí (jeho definice vyplývá
z předchozí rovnice). Velikost tohoto ukazatele je závislá na relativní velikosti povrchu a
teplotním spádu, bývá 0,9 až 0,95.
Účinnost rekuperace
Vyjadřuje podíl využitého nebo využitelného tepla k teplu přivedenému citelným
teplem spalin. Je tedy definována jako:
18

Vvzd
. c
pvzd
.( tvzd
2
− tvzd1)
Vsp.
c
psp.(
t
sp1
− t
sp2
). η
z
ηr
=
=
.
Vsp.
c
psp1.
t
sp1
Vsp.
c
psp1.
tsp
1
Zavedeme-li přibližně c
psp
≈ c psp 1
, bude
⎛ tsp2
⎞
η = ⎜ − ⎟
r
η
z
. 1
⎝ t
sp1
⎠
Je tedy účinnost využití odpadního tepla spalin závislá :
a) na teplotě spalin tsp
1
na vstupu do rekuperátoru (čím vyšší, tím je i vyšší využitelnost
tepla),
b) na teplotě spalin t
sp2
na výstupu spalin (čím nižší, tím vyšší využitelnost.).
Teplota tsp
1
je v podstatě dána teplotním režimem v agregátu. Teplota t
sp2
je omezena
rosným bodem spalin, kdy dochází ke kondenzaci vodních par ve spalinách a korozi
kouřových tahů a zařízení za rekuperátorem (např. spalinový ventilátor). Ke korozi
dochází zejména v případech, kdy je ve spalinách oxid siřičitý (např. při spalování
koksárenského plynu). Teplota rosného bodu je závislá na parciálním tlaku H 2 O ve
spalinách, což je dáno v podstatě druhem paliva a složením spalin.
Výpočet rekuperátoru se děje v podstatě stejným způsobem jako u výměníků tepla,
tedy
Q = S. k.
Δ
[W]
u
t s
Z této rovnice se vypočítá velikost teplosměnné plochy rekuperátoru S [m 2 ]. Součinitel
prostupu tepla k , resp. součinitelé přestupu tepla na straně spalin α
1
, resp. na straně vzduchu
α
2
se vypočítají pomocí bezrozměrných kriterií Re a Pr,
spád: Pro protiproudý výměník tepla je
Δ t
s
t
=
sp1
− t
vzd 2
( t
ln
( t
− ( t
− t
− t
sp1
sp2
sp2
vz2
vzd1
− t
)
)
vzd1
)
Δ ts
je střední logaritmický teplotní
Omezení využitelnosti odpadního tepla spalin v rekuperátorech
Vyplývá z maximální přípustné teploty stěny rekuperátoru, resp. teploty ohřátého
vzduchu nebo plynu.
V rovnici pro využitelné teplo
Qu
zaveďme za:
V nV
a V V + V n −1)
vzd
= .
vzd −min
sp
=
sp−min
vzd −min.(
[m 3 .s -1 ]
Zde jest
Vvzd −min
teoretické množství spalovacího vzduchu
V
sp−min
teoretické množství spalin,
které určíme z daného paliva a množství spáleného plynu.
Potom bude:
n. Vvzd
− min.
c
pvzd
.( tvzd
2
− tvzd1)
= [ Vsp−min
+ Vvzd
−min.(
n −1)
].
c
psp.(
tsp
1
− tsp2
). η
z
Zavedeme-li přibližně c ≈ c , bude teplota vzduchu na výstupu z rekuperátoru
pvzd
psp
⎛ Vsp−min
1 ⎞
t
vzd 2
=
⎜ + 1−
.( tsp
1
− t
sp2
).
z
+ tvzd1
nV .
vzd min
n
⎟ η
⎝ − ⎠
Např. při spalování zemního plynu v ohřívací kovářské peci a teplotě spalin před
o
rekuperátorem tsp 1
= 1200 C a jejich ochlazením v rekuperátoru na t = o
sp2 200 C , při
19

3 −3
o
přebytku vzduchu n = 1, 05 , V sp − min
= 10,43m
. m plynu , teplotě vzduchu t
1
= C a
vzd
20
o
η
z
= 0,95 vychází teplota vzduchu za rekuperátorem tvzd 2
= 1054 C , což je pro kovový
rekuperátor z hlediska materiálu nepřijatelné. Proto často nelze v rekuperátoru využít veškeré
teplo, které je ve spalinách k dispozici. Je nutno zařadit ochranu rekuperátoru před spálením
ochlazováním spalin na vstupu do rekuperátoru na maximální teplotu, přijatelnou s hlediska
žáruvzdornosti materiálu.
Ochlazování spalin se může provádět:
a) studeným vzduchem (z ventilátoru spalovacího vzduchu nebo i samostatným
ventilátorem),
b) vstřikováním studené vody před rekuperátor (méně časté – zvyšuje se rosný bod
spalin),
c) přisáváním vzduchu z atmosféry pod tlakem před rekuperátorem.
Schéma ochlazování spalin studeným vzduchem odebíraným z rozvodu spalovacího vzduchu
je na obr.14a).
Přidávání potřebného množství chladícího vzduchu se děje automaticky regulačním
ventilem RV v potrubí chladícího vzduchu podle teploty spalin na vstupu do rekuperátoru při
překročení nastavené maximální teploty spalin. Regulace může být též odvozena od teploty
stěny rekuperátoru v teplotně exponovaném místě rekuperátoru.
Přidáváním vzduchu do spalin se ovšem zvětšuje množství spalin a snižuje jejich
teplota, takže se zhoršuje účinnost rekuperace tepla, resp.následného zařízení pro využití
odpadního tepla spalin (spalinového kotle nebo výměníku tepla).
Jednoduchý způsob ochlazování spalin je nasávání chladícího vzduchu přímo
z atmosféry (viz schéma, obr. 14 b)). Musí však být dostatečný podtlak před rekuperátorem.
Schéma přisávání chladícího vzduchu z atmosféry.
Provedení rekuperátorů
Na obr. 15 a) až d je provedení kovových sálavých a konvekčních rekuperátorů.
Sálavé rekuperátory jsou v podstatě tvořeny dvěma souosými válci o malém rozdílu
průměrů z ocelového vysoce legovaného plechu. (obr.15 a). Ve vnitřním válci proudí spaliny,
v prostoru mezikruží vzduch. Jsou vhodné pro větší výkony a vyšší teploty spalin nad 700 o C.
Přestup tepla na straně spalin se děje především sáláním, předané teplo závisí na čtvrté
mocnině rozdílu teplot. Při nižších teplotách je tepelný tok při stejné ploše malý. Používají se
buď samostatně před konvekčními rekuperátory nebo jako rekuperátory kombinované.
Konvekční rekuperátory (obr.15b) a c) ) jsou buď z ocelových trubek hladkých, nebo za
účelem zvětšení teplosměnné plochy z litinových žebrovaných trubek, příp. tzv. jehlové
rekuperátory (obr. 15 d ). Přestup tepla je dán hlavně konvekcí. Uplatní se pro teplotu spalin
do 700 o C.
Kombinovaný rekuperátor (obr. 15 e ) spojuje výhody konvekčního a sálavého typu, takže
je možno jej použít v širším rozsahu teplot spalin.
Výpočet sálavého rekuperátoru se provádí v podstatě stejným způsobem jako při
výpočtu přestupu tepla do sálavých teplosměnných ploch ve spalovací komoře kotlů. Jako
teplosměnná plocha se bere vnitřní povrch roury sálavého rekuperátoru.
Keramický rekuperátor (obr. 16) je tvořen keramickými trubkami, které jsou složeny ve
tvaru plástů. Trubkami prochází vzduch, kolem trubek spaliny. Spoje trubek musí být dobře
utěsněny.
Na obr. 17 je nakresleno celkové uspořádání odtahu ohřívací pece s umístěním
rekuperátoru.
20

Regenerátory
U nich se děje výměna tepla mezi spalinami a vzduchem periodicky akumulací tepla
ve výplni regenerátoru. Podle provedení je rozdělujeme takto:
a) regenerátory s pevnými komorami,
b) regenerátory otočné (typ Ljungstroem).
Regenerátory s pevnými komorami (obr.18)
Jsou to v podstatě dvě komory vyplněné mřížovím ze žáruvzdorných tvarovek. Na
obrázku je příklad regenerativního ohřevu vzduchu u ohřívací pece s bočním umístěním
hořáků. Spalování plynu je střídavě (periodicky) na levé a pravé straně. Přívod plynu se na
jednotlivé strany řídí tzv. revertovacím uzávěrem plynu, odtah spalin střídavě z levé a pravé
strany se usměrňuje pomocí revertovací klapy v odtahu spalin do komína. Spaliny tak z jedné
strany pece proudí prostorem pece kolem ohřívaného materiálu a jsou na druhé straně pece
odsávány podtlakem komína kouřovými kanály ve zdivu pece přes regenerační komoru a
revertační klapu do komína. Spaliny odevzdávají citelné teplo akumulací do výplně
regenerátoru. Po určité době se provede revertování, tzn. uzavře se revertovací uzávěr na
přívodu plynu na straně pece, která byla vytápěna plynem, přehodí se spalinová klapa a
spalovací vzduch tak proudí přes vyhřátou výplň kouřovými kanálky na druhou stranu pece.
Jako poslední operace se otevře revertovací uzávěr plynu na druhé straně pece a tím se změní
proud spalin a vzduchu. Revertování se provádí podle průběhu teploty předehřátého vzduchu.
Pokud je teplota vzduchu již nízká, provede se revertování. U ohřívacích pecí pecí pro tepelné
zpracování je doba revertování cca po 1 až 2 hodinách, u ocelářských pecí cca 10 až 30 minut.
Uvedený typ regenerátorů se běžně používal u Siemens-Martinských pecí v ocelárnách
a tandemových pecí a také dosud používá u starých typů pecí pro ohřev a tepelné zpracování
ingotů a polotovarů, dále pak u ohřívačů větru vysokých pecí.
Nevýhody regenerátorů:
‣ proměnlivá teplota ohřátého vzduchu na začátku a konci periody (rozdíl 150 až 200 o C),
‣ ztráta asi 5% objemu ohřátých spalin při revertování,
‣ velký objem a hmotnost regenerátoru – zaujímá velký prostor.
Otočné regenerátory (Obr. 19)
Nejznámější je typ Ljungstroem. Skládá se z rotoru vyplněného zvlněnými ocelovými
plechy tloušťky 0,5 až 0,7 mm, mezi nimiž vznikají kanálky široké 3 mm, ve vyjímečných
případech až 5 mm. Výška plechů bývá zpravidla 600 až 1 200 mm. Rotor vykonává 3 až 4
otáčky za minutu a při otáčení jednou polovinou proudí spaliny, které předávají teplo výplni.
Po otočení o 180 stupňů se příslušná ohřátá část dostane do vzduchové komory regenerátoru.
Vzduch, který pak proudí kanálky regenerátoru se akumulovaným teplem ohřívá.
Předností je, že rozdíl teplot mezi vstupem spalin a výstupem vzduchu může být
značně nižší než u předchozího typu regenerátoru (40 až 50 o C). Nepodléhají také tak snadno
korozím. Střídavým směrem proudění spalin a vzduchu kanálky se teplosměnné plochy
samočinně čistí. Obestavěný prostor je menší.
Nevýhodou je také ztráta netěsnostmi, které rostou s rostoucím přetlakem
předehřívaného vzduchu.
2) Využití citelného tepla spalin k vytápění, ohřevu TUV, resp. pro technologické účely
Odpadní teplo se v tomto případě předává:
a) vodě – výměníky tepla spaliny – voda,
b) páře – parní kotle na odpadní teplo (spalinové kotle).
Výměníky tepla (obr. 20 a) až c) )
V podstatě se jedná o klasické výměníky tepla, zpravidla trubkami prochází voda,
kolem trubek spaliny. Výpočet teplosměnné plochy se provádí stejným způsobem jako u
21

ekuperátorů pomocí bezrozměrných kriterií. Trubky mohou být hladké (obr.20 a)) nebo
žebrované (Obr.20 b,c)) za účelem zvětšení teplosměnnné plochy.
Kotle na odpadní teplo (spalinové)
Podle konstrukce se dělí obdobně jako klasické parní kotle na:
a) žárotrubné,
b) vodotrubné.
Typické pro kotle na odpadní teplo je, že přehřívač páry na rozdíl od klasických
palivových kotlů je umístěn před vlastní odparnou plochou. Je to z důvodu nízkých teplot na
vstupu do kotle, aby byla zajištěna dostatečná teplota přehřáté páry.
Dále mohou být tyto kotle také konstruovány jako:
‣ bez přitápění,
‣ s přitápěním.
Kotle na odpadní teplo bez přitápění.
Na obr. 21 je řez žárotrubným kotlem na odpadní teplo .Používají se zejména v případě
silně znečištěných spalin a jako kotle menších výkonů. Výkon kotle je 1,0 až 10 t.h -1 .
Jsou konstruovány pro sytou i přehřátou páru. Teplota spalin na vstupu do kotle je 500 až
600 o C, tlak páry okolo 1 MPa, teplota páry 200 až 300 o C.
Prakticky je tento kotel konstruován jako klasický kotel žárotrubný s tím rozdílem, že
nemá spalovací komoru a jako první teplosměnná plocha je zařazen přehřívač páry.
Na obr. 22 je schéma vodotrubného kotle.
Tyto kotle se staví jako
‣ jednotahové – vertikální (věžové) nebo horizontální,
‣ dvoutahové – viz schéma.
Staré kotle typu Garbe byly s přirozenou cirkulací, nové kotle např. typu La Mont mají za
účelem zvýšení součinitele prostupu tepla ve výparníku nucenou několikanásobnou cirkulaci
vody.
Na obr. 23 jsou řezy vodotrubného spalinového kotle s nucenou cirkulací.
Na obr. 23a) je kotel dvoutahový vertikální o výkonu max. 15 t páry za hodinu,tlak páry 1,8
MPa, teplota 375 o C. Teplota spalin před kotlem max. 650 o C.
Na obr. 23 b) je kotel horizontální.
Na obr. 24 je schéma dvoutahového vertikálního spalinového kotle k využití odpadního tepla
spalin z ohřívacích pecí. U tohoto kotle kotlový buben současně zastupuje akumulátor páry
pro vyrovnávání disproporcí mezi výrobou a spotřebou páry (nárazová spotřeba v paroproudé
vakuové stanici). Kotel vyrábí sytou páru, která se dodatečně přehřívá ve zvláštním přehřívači
páry, vytápěném zemním plynem.
Postup výpočtu spalinového kotle bez přitápění
Jednotlivé veličiny jsou podle obr. 22.
1) Stanovíme tepelný příkon kotle:
P
1
= V sp
. i sp1
[kW]
2) Určíme účinnost kotle:
ηk
= ( 1−
ς
zk
− ς
zp
).100
[%]
V rovnici je
V sp
. i sp 4
ς
zk
poměrná komínová ztráta ς
zk
=
[-]
P1
poměrná tepelná ztráta povrchem kotle. Dá se určit odhadem nebo podle výkonu kotle
ς
zp
orientačně z diagramu v normě pro přejímací zkoušky parních kotlů ČSN 07 0302. (Zde je
třeba brát v úvahu, že se jedná o kotle u nichž jsou v tazích kotle nižší teploty).
Matematicky je možno tuto ztrátu povrchem podle této normy stanovit pomocí vztahu
22

ς
−0,35
−2
zp
= k1.
Pt
. 10
Zde je P t jmenovitý výkon kotle [MW].
Koeficient k 1 je možno brát pro spalování topného oleje a plynu k 1 =1,5.
3) Určíme výkon kotle na straně páry
P1 . ηk
m
p
=
100. i − i
( )
p
nv
[kg.s -1 ]
kde i p
a i nv
je entalpie přehřáté páry a entalpie napájecí vody.
4) Rozdělíme celkově předané teplo na straně páry do jednotlivých teplosměnných ploch:
a)pro přehřívač páry:
Ppp
= m
p. ( i
p
− i
ps
)
[kW]
b)pro výparník:
P = m . i − i
[kW]
výp
p
( )
ps
nvs
c) pro ohřívač vody (ekonomizér):
P = m . i − i
[kW]
Zde jest i ps
e
p
( )
nvs
nv
entalpie syté páry, i nvs
entalpie vody na mezi sytosti.
5) Stanovíme teplotu spalin za jednotlivými teplosměnnými plochami z bilance příslušného
úseku toku spalin, tj.
Předané teplo do nositele energie (páry, resp.vody) = úbytek tepelné energie spalin.
Např. pro přehřívač páry (viz schéma na obr. 22):
P
pp
12
( i − i ) − P ς
sp. sp1 sp2
1.
zp
= V
[kW]
12
ξ
zp
je poměrná ztráta tepla povrchem do okolí v úseku přehřívače páry, tj. v úseku 1 – 2.
Velikost odhadneme podílem z celkové tepelné ztráty povrchem ξ
zp
, při čemž musí
i
samozřejmě platit ∑ ς
zp
= ς zp
6) Teplo předané do jednotlivých teplosměnných ploch musí odpovídat prostupu tepla dle
rovnice:
Pi
= ki. Si.
Δt
si
[W]
Střední logaritmický teplotní spád mezi spalinami a teplotou media uvnitř trubek se určí
pomocí rovnice, uvedené v kapitole “Rekuperátory”.
Výpočet velikosti teplosměnných ploch kotle, resp. výměníku tepla
Výpočet je možno provádět podle bývalé ON 07 0417 Tepelný výpočet parných kotlov.
Výpočet provedeme podle základní rovnice v odst. 6).
Obecně je součinitel prostupu tepla
1
k =
[W.m
1 ∑
-2 .K -1 ]
δ
i 1
+ +
α λ α
1
i
2
α
1
je součinitel přestupu tepla ze spalin do vnějšího povrchu stěny trubky,
α
2
je součinitel přestupu tepla z vnitřního povrchu trubky do ohřívaného prostředí
(vody nebo páry)
23

δ
i
je tloušťka stěny trubky, resp. vrstva znečištění povrchu (u často zanášených
trubek např. popílkem, sazemi nebo mechanickými částicemi z technologického procesu –
např. spaliny a pecní plyny z ocelářských pecí)
λ
i
součinitel tepelné vodivosti materiálu stěny trubky, příp. vrstvy nánosu.
V některých případech je možno výpočet součinitele prostupu tepla k zjednodušit,
protože ostatní členy je možno vůči prvému členu, tj. α
1
zanedbat. Tak např.
‣ pro čisté trubky je možno zanedbat člen ∑ λ
δ ,
‣ pro ohřívače vody je α
2
několikanásobně větší než α
1
, takže lze psát k =
1
Je-li nutno počítat v tomto případě se znečištěním trubek, je možno upravit vztah pro
součinitel prostupu tepla
α1
k =
1+
ε.
α1
kde součinitel ε vyjadřuje míru znečištění trubek na vnější straně stěny. Hodnoty pro ε jsou
uvedeny např. v ON 07 0417, tak např. při spalování plynu bez dalšího znečištění lze brát
2 −1
ε = 0,002m
. K.
W , při spalování těžkého topného oleje ε = 0, 0025pro stěnové plochy, resp.
ε = 0,005 pro konvekční svazky.
Pro přehřívače páry nelze velikost součinitele α
2
zanedbat, v tomto případě lze použít
upravený vztah
α1
k =
⎛ 1 ⎞
1+
⎜ε
+ . α1
α
⎟
⎝ 2 ⎠
Pro výparníky,kde dochází k vypařování vody (tedy pro parovodní směs) je součinitel
přestupu tepla α
2
ze stěny do parovodní směs rovněž v řádu vyšším než pro součinitel α
1.
Jinak je možno jeho hodnotu při přesnějším výpočtu stanovit v závislosti na měrném tepelném
toku do teplosměnné plochy viz tabulka, event. diagram na následující straně.
tepelné zatížení
plochy
součinitel přestupu
tepla
tepelné zatížení
plochy
součinitel přestupu
tepla
kcal/(m2.h) kcal/(m2.h.K) W/m2 W/(m2.K)
0 0 0 0
50000 4800 58153 5583
100000 8200 116306 9537
150000 11500 174458 13375
200000 14500 232611 16864
Z této tabulky a diagramu lze také určit regresní funkci pro matematický výpočet součinitele
přestupu tepla α
2
v závislosti na měrném tepelném toku q [W/m 2 ]
α = 0,0714.q 767,62 [W/m 2 .K]
2
+
.
α
24

Součinitel přestupu tepla ze stěny do vroucí vody
20000
18000
součinitel přestupu tepla [W/(m 2 .K)]
16000
14000
12000
10000
8000
6000
4000
2000
0
y = 0,0714x + 767,62
R 2 = 0,9912
0 50000 100000 150000 200000 250000
tepelný tok do stěny [W/m 2 ]
Obrázek 0-1
Jak je známo z termomechaniky, přestup tepla ze spalin do stěny výměníku tepla se
děje
1) sáláním a
2) konvekcí.
Výpočtové vztahy:
1) Přestup tepla sáláním:
Pro výpočet součinitele přestupu tepla α
1
platí vztah (dle ON 07 0417):
α
1−s
= 5,7.10
−8
aza
+ 1
. . a
2
sn
. T
3
sp−stř
⎛ Ttr
1−
⎜
⎝ T
.
T
1−
T
sp−stř
tr
⎞
⎟
⎠
sp−stř
Tento vztah platí pro nezaprášený proud spalin. Pro zaprášené spaliny se bere místo
exponentu 3 , 6 exponent 4 .
V rovnici jsou dále:
T −
střední teplota spalin v daném úseku,
sp stř
T
tr
střední teplota vnějšího povrchu trubky, lez brát o 5 až 10 o C nižší než Tsp
− stř
a součinitel černosti stěn – volí se 0 , 8 ,
za
a
sn
stupeň černosti proudu spalin při střední teplotě spalin
sp stř
Pro vyhořelé spaliny se určí tento součinitel pomocí vztahu
3,6
T −
.
25

−k.
p.
s
a sn
= 1−
e
Exponent je tzv. sumární optická tloušťka sálavé vrstvy.
Pro zaprášený proud spalin se určí
k. p.
s = k . ω + μ . k . p
( ) s
sn c pk pk
.
Hodnoty pro druhý člen v závorce je možno najít ve zmíněné ON. Pro nezaprášený proud
spalin je druhý člen roven nule.
Člen k
sn. ω
c
je součinitel oslabení sálání tříatomovými plyny, tj. především CO 2 a H 2 O a určí
se z rovnice
⎛ 2,49 + 5,11. ω ⎞
H O ⎛ T
2
sp−stř
⎞
k
sn.
ω
c
= ⎜
−1,02⎟.
1 0,37 . ω
c
pc.
s
⎜ −
1000
⎟
⎜
⎟
⎝
⎠ ⎝
⎠
V rovnici je
ω celkový poměrný objem CO 2 +H 2 O ve spalinách,
c
ω poměrný objem H 2 O,
H 2 O
p absolutní tlak v kotli. Pro kotle bez přetlaku se bere p = 0,1013MPa
pc
= p.
ω
c
parciální tlak složek spalin CO 2 +H 2 O,
s efektivní sálavá tloušťka vrstvy spalin.
Pro svazky trubek se určí ze vztahu
⎛ 4 s
pr
. s
pz ⎞
s = 0,9.
d
⎜ . −1
⎟
2
⎝π
d ⎠
Zde je:
d vnější průměr trubky [m],
s střední hodnota příčného rozestupu trubek (kolmo ke směru proudění spalin) [m] ,
pr
s
pz
střední hodnota podélného rozestupu trubek[m],
2) Přestup tepla konvekcí
Pro přestup tepla konvekcí se využívají klasické kriteriální rovnice.
V našem případě je nutno rozlišovat tyto druhy proudění:
1) Příčné proudění spalin kolmo k trubkám
a) s trubkami vystřídanými,
b) s trubkami za sebou,
2) Podélné proudění v trubkách (pára v přehřívači páry.
Součinitel přestupu tepla konvekcí při příčném obtékání svazků trubek s vystřídaným
uspořádáním trubek.
Základní vztah pro výpočet součinitele přestupu tepla vychází ze základní kriteriální rovnice
pro přestup tepla konvekcí, kde Nusseltovo číslo je funkcí Reynoldsova a Prandtlova čísla.
α.
d
Nu = = f λ
( Re,Pr)
26

Schéma:
spaliny
spr
s pz
λ
sp 0,6 0,33
1−
k
Cs.
C
z.
.Re . Pr
α =
d
Součinitelé uspořádání trubek se stanoví na základě poměrných hodnot geometrického
uspořádání trubek:
Poměrný příčný rozestup
s pr
σ
pr
= , volí se 2 až 4,
d
Poměrný podélný rozestup σ
pz
=
d
, volí se 1,7 až 3
Poměrný úhlopříčný rozestup
1 2 2
σ
úp
= . σ
pr
+ σ
4
Dále se určí součinitel
σ
pr
−1
ϕ σ
=
σ
úp
−1
Korekční součinitel podle uspořádání trubek C
s
se pak volí:
0,5
Pro 0,1
< ϕ σ
≤ 1, 7 …………….. C
s
= 0,34.
ϕσ
,
0,1
pro 1,7
< ϕ σ
≤ 4, 5 a σ
pr
< 3….
C
s
= 0,275.
ϕσ
,
0,5
pro σ
pr
≥ 3…………………….
C
s
= 0,34.
ϕσ
,
Korekční součinitel na počet řad
0,05
Pro počet řad z < 10 a σ
pr
< 3… C z
= 3,12. z − 2,5,
0,02
pro z < 10 a σ
pr
≥ 3… C z
= 4. z − 3,2,
pro z ≥ 10 ……………. C
z
= 1.
Další veličiny pro výpočet součinitele přestupu tepla α :
C
z
λ sp
součinitel tepelné vodivosti spalin při střední teplotě v úseku
teplosměnné plochy,
s pz
1−k
pz
27

w.d
Re =
ν
Reynoldsovo číslo,
ηsp.
c
psp ν
Pr = =
λ a
Prandtlovo číslo,
sp
sp
ηsp
ν = kinematická viskozita spalin při střední teplotě spalin,
ρ
η dynamická viskozita spalin při střední teplotě spalin,
sp
ρ
sp
hustota spalin při střední teplotě spalin,
w
skutečná střední rychlost spalin mezi trubkami,
a
součinitel teplotní vodivosti spalin.
Součinitel přestupu tepla konvekcí při příčném obtékání svazků trubek s trubkami za
sebou.
Schéma:
spaliny
spr
s pz
λ
sp 0,65 0,33
1−
k
0,2. Cs.
C
z
. .Re . Pr
α =
V tomto případě budou korekční koeficienty:
Korekční součinitel podle uspořádání trubek
d
C se vypočítá z rovnice:
3
⎡
⎛ σ ⎤
pz ⎞
C s = ⎢1
+ ( 2. σ − 3 ).
⎜1
− ⎥
⎢
2
⎟
pr
⎣
⎝ ⎠ ⎥
⎦
Je-li σ
pz
≥ 2 , nebo σ
pr
≤ 1, 5 bere se C
s
= 1
Je-li σ
pz
< 2 a σ
pr
> 3 dosazuje se do výše uvedené rovnice pro C
s
za σ
pr
= 3.
Součinitel přestupu tepla na straně spalin je pak
α α
1
=
1− s
+ α1
−k
s
−2
28

V případech, kdy má přestup tepla ze spalin do teplosměnné plochy zanedbatelnou
hodnotu (tj. při teplotách spalin pod cca 600 o C) je možno součinitel přestupu tepla sáláním
zanedbat a pak je
α 1
= α 1−k
Součinitel přestupu tepla konvekcí při podélném obtékání teplosměnné plochy
Tento způsob přestupu tepla přichází v úvahu při přestupu tepla ze stěny do páry nebo
vody protékající trubkami
λ 0,8 0,4
α
2
= 0,023. Ct
. Cd
. Cl
.Re . Pr
d
ek
Korekční koeficienty se volí takto:
korekční koeficient na teplotu média a stěny – pro páru C
t
= 1
korekční koeficient na tvar trubky (jen u prstencových potrubí), jinak C
d
= 1,
l
korekční koeficient na poměrnou délku trubek C l případě, že < 50 , jinak C
l
d
= 1.
λ je součinitel tepelné vodivosti protékajícího media,
d je ekvivalentní vnitřní průměr trubky (u nekruhového průřezu). Pro kruhový je
ek
d
ek
= d vn
Hodnoty kriteriálních čísel Re a Pr se stanoví obdobně jako pro příčné proudění spalin s tím
rozdílem, že se dosazují hodnoty, odpovídající protékajícímu mediu v trubkách, tj. páry nebo
vody.
Kotle na odpadní teplo s přitápěním.
V případech, kdy chceme vyrovnat disproporce mezi výrobou páry a spotřebou páry,
lze instalovat spalinový kotel s přitápěním.
Způsoby přitápění:
1) spalovací komora pro přitápění je provedena samostatně a míšení spalin z hořáků
s odpadními spalinami probíhá před vlastními teplosměnnými plochami spalinového kotle .
Při tom může být spalovací komora
a) nevychlazená, tj. má pouze vyzděnou spalovací komoru,
b) vychlazená, tj. spalovací komoru tvoří trubkové stěny, které jsou součástí výparníku.
2) spalovací komora je součástí kotle – odpadní spaliny se přivádí do oblasti hořáků a mísí
se tak bezprostředně se spalinami, vzniklými spalováním přídavného paliva.
Způsob 1a) je schematicky znázorněn na obr.25 a.
V tomto případě probíhá spalování přídavného paliva ve spalovací komoře
adiabaticky, tj. v podstatě bez odvodu tepla teplosměnnými plochami.
Při výpočtu teplosměnných ploch spalinového kotle je nutno nejprve stanovit teplotu
spalin na výstupu ze spalovací komory a teplotu spalin po smíšení s odpadními spalinami, tj.
teplota spalin před první teplosměnnou plochou spalinového kotle (např. přehřívačem páry) .
Bilance spalovací komory:
Množství tepla, které vstupuje do kotle:
1) Množství tepla ve spalinách ze zdroje odpadního tepla, tj.
P
1
= V sp 1. i sp 1
[kW]
2) množství tepla, které se uvolní spálením přídavného množství plynu (resp. paliva)
P
2
= V pl
. Q i
[kW]
Citelné teplo vzduchu i plynu je možno zanedbat (pokud se nepředehřívá cizím zdrojem).
Množství tepla, které vystupuje ze spalovací komory:
29

3) Množství tepla ve spalinách po smíšení
P
3
= V sp 3. i sp 3
[kW]
4) Tepelná ztráta povrchem spalovací komory do okolí
Pzp = ς
zp−sk
.( P1
+ P2
)
[kW]
kde ς
zp−sk
je poměrná hodnota tepelné ztráty povrchem do okolí.
Množství spalin V
sp3 = Vsp
1
+ Vsp2
[m 3 (n).s -1 ]
Z tepelné bilance
P
1
+ P2
= P3
+ P zp
se určí entalpie spalin i sp3 po smíšení na vstupu do spalinového kotle a z ní teplota spalin na
vstupu do kotle t sp3, resp..
P1
+ P2
− Pzp
tsp3
= [ o C]
Vsp3. c
psp3
Množství spalin Vsp2
vzniklých přídavným spalováním paliva se určí běžným způsobem ze
spalovacích rovnic.
Vzhledem k tomu, že měrná tepelná kapacita spalin c
psp3
je závislá na teplotě spalin, je
vhodné vyjádřit závislost měrné tepelné kapacity na teplotě pomocí regresní funkce a iterací
se stanoví teplota spalin.
Způsob 1b) je schematicky znázorněn na obr.25 b.
U tohoto uspořádání je spalovací komora vychlazená a sálavá teplosměnná plocha je
součástí spalinového kotle. Při stanovení velikosti jednotlivých teplosměnných ploch je nutno
provést výpočet teploty spalin na výstupu ze spalovací komory a po smíšení s odpadními
spalinami z obdobné bilance jako v případě 1a) s tím rozdílem, že teplota spalin ve spalovací
komoře se vlivem odvodu tepla do sálavého výparníku má jiný průběh.
V tomto případě platí bilance tepla
P
1
+ P2
= Pod + P3
+ P zp
P od je teplo odvedené do teplosměnných ploch vychlazené spalovací komory. Pro přesnější
výpočet velikosti této plochy je účelné použít pásmovou bilanci . (Princip je uveden u
způsobu 2)).
Způsob 2) je schematicky znázorněn na obr.25 c.
U tohoto způsobu se odpadní spaliny přivádí přímo na začátek spalovací komory , takže se
bezprostředně mísí se vznikajícími spalinami z přídavného spalování. Tento způsob je vhodný
zejména tam, kde odpadní spaliny z technologických procesů obsahují značné množství
kyslíku, který je možno při spalování přídavného paliva využít. Výhodou je, že se sníží o
odpovídající hodnotu množství potřebného vzduchu pro přídavné spalování a tím také
množství spalin V
sp3, které vstupuje do kotle a vystupuje z kotle. Sníží se tím komínová ztráta
a zlepší využití energie.
V průběhu spalování ve spalovací komoře s vychlazenou komorou dochází ke změně
průběhu teploty po dráze spalin ve spalovací komoře proti adiabatickému průběhu a tím také
je ovlivněn přestup tepla do teplosměnných ploch, který se děje především sáláním z plamene
a proudu spalin. Je proto nutno pro stanovení potřebné velikosti teplosměnné plochy
stanovit průběh teploty spalin ve spalovací komoře. To lze nejlépe provést pomocí tzv.
pásmového výpočtu spalovací komory.
Princip pásmového výpočtu:
30

Za základ se bere bilance energie, která pro ustálený stav určuje vazbu mezi
uvolňováním tepla a výměnou tepla v jednotlivých pásmech spalovací komory.
Teplota spalin se v každém pásmu stanoví tak, že se vychází z tepla, uvolňovaného
v pásmech postupným vyhoříváním přídavného paliva, ze změny entalpie spalin a odvodu
tepla z pásma do stěn.
Spalovací komora se pro tento účel rozdělí do dvou částí:
1) Část spalovací komory s maximálním tepelným zatížením, ve kterém probíhá
spalování přídavného paliva a kde se uskutečňuje přestup tepla jednak sáláním vrstvy
spalin, jednak sáláním svítivých částic paliva.
2) Zbývají část spalovací komory se uvažuje jako oblast za maximálním tepelným
zatížením, kde se přestup tepla uskutečňuje sáláním vyhořené vrstvy spalin.
Každou z těchto částí spalovací komory je možno rozdělit na několik stejných pásem, ve
kterých se stanoví tepelná bilance a z ní teplota spalin na výstupu z pásma.
Ad 1) Oblast maximálního tepelného zatížení:
Délka této části spalovací komory musí být rovna minimálně délce plamene zvolených
hořáků tak, aby před přehřívačem bylo palivo úplně vyhořelé. Nejlépe je, známe-li délku
plamene od výrobce.
V této části se dále stanoví průběh stupně vyhoření paliva
β
vy
- (viz diagram)a
z pásmového výpočtu postupně i teploty na výstupu z jednotlivých pásem spalovací komory.
Pásmový výpočet spalovací komory
Teplota spalin [ o C]
1400
1200
1000
800
600
400
200
1,2
1
0,8
0,6
0,4
0,2
Stupeň vyhoření paliva
βvy [-]
0
0 1 2 3 4 5
Vzdálenost od ústí hořáků [m]
0
teplota
vyhoření βvy
Bilance pásma (např. pro spalování plynu) se určí takto (např. pro úsek 0 – 1):
1
Vsp0 isp0
+ V
pl
. Qi
( β
vy1
− β
vy0
) = ψ.
S01.(
α
s
+ α
k
).( Tsp− stř 01
− Ttr
). + Vsp
1.
isp
1
+ Pzp−01
[kW]
1000
ψ ..S 01
je součin součinitele efektivnosti a sumární plochy, která ohraničuje pásmo a určí se
ze vztahu:
ψ .. S
01
= ψ.
S
proj
+ ψ
1.
S
h
+ ψ
2.
S
d
[m 2 ]
ψ je střední součinitel tepelné efektivnosti stěn pásma,
31

ψ ,ψ 1 2
jsou součinitelé charakterizující odevzdávání tepla do horní nebo dolní části spalovací
komory,
S
h
, S d
průřezy spalovací komory, ohraničující pásmo nahoře a dole (u svislé spalovací
komory).
S se určí jako součet jednotlivých ploch, které jsou vloženy trubkami výparníku,
α
s
proj
je součinitel přestupu tepla sáláním do teplosměnné plochy, určí se z rovnice
α
−8
4
s
= 5,67.10
. a0.
T sp −stř
a0
je stupeň černosti spalovací komory
a
pl
a0
=
a + ( 1−
a )ψ.
pl
pl
a
pl
je efektivní stupeň černosti plamene, který se určí pro spalování plynu nebo kapalného
paliva ze vzorce
−( ksn
. ωc
+ ksz
).
p.
s
a
pl
= 1−
e
Zde jsou:
Součinitel oslabení sálání tříatomovými plyny a parami (CO 2 a H 2 O)
⎛ 2,49 + 5,11. ω ⎞
H O ⎛ T
2
sp−stř
⎞
k
sn.
ω
c
= ⎜
−1,02⎟.
1 0,37. . ω
c
pc.
s
⎜ −
1000
⎟
⎜
⎟
⎝
⎠ ⎝
⎠
Veličiny ve vzorci
ω
H O
, ω
c ,
p
2 c
mají stejný význam, jako při výpočtu přestupu tepla sáláním konvekčních ploch.
Součinitel oslabení částicemi sazí k
sz
se může určit z rovnice
r
⎛ Tsp−stř
⎞ C
k
sz
= 0,306. ( 2 − n) .
⎜1,6.
− 05 .
r
1000
⎟
⎝
⎠ H
Zde jest
n přebytek vzduchu . je-li přebytek n > 2 bere se k
sz
= 0
r
C m
= 0 ,12.
r ∑ Cm.
H
n
pro plyn poměr uhlíku a vodíku v palivu.
H n
Efektivní sálavá tloušťka vrstvy se stanoví pro spalovací komoru z geometrických rozměrů
komory
V
s = 3,6.
S
Kde V je objem příslušného pásma spalovací komory [m 3 ] a S její povrch [m 2 ].
Tsp
− stř
je střední teplota plamene v pásmu, kterou je nutno při výpočtu určit nejprve odhadem
a iterací se kontroluje výsledná teplota pomocí tepelné bilance tak, aby rozdíl nebyl vyšší než
± 30 o C.
T je teplota vnější strany trubky teplosměnné plochy, volí se o 5 až 10 o C nižší než T −
.
tr
α
k
je součinitel přestupu tepla konvekcí, který je možno vypočítat na základě obtékání trubek
stěny,. Je však vůči součiniteli α
s
podstatně menší a dá se proto zanedbat.
Tepelnou ztrátu do okolí stěnou pásma P
zp
je možno stanovit odhadem, příp. i zanedbat.
Výpočtem je možno ji stanovit pomocí vztahu
sp
stř
32

1
α [kW]
Pzp
=
k −st. . S
st
.( tst
− to
).
1000
kde = [ ,84 + 0,06. ( t − t )].1,
163
st
α −
[W.m -2 .K -1 ]
k
st
0
st o
S je vnější povrch spalovací komory daného pásma,
t
st
a t
o
jsou teploty vnějšího povrchu a okolí.
Ad 2) Oblast sálání vyhořelých spalin
Délka této části spalovací komory odpovídá zbytku spalovací komory. Rozdělí se opět
na několik pásem, předpokládá se úplné vyhoření paliva. Je proto bilanční rovnice pásma
v této oblasti
1
Vspiispi
= ψ . Si.(
α
s
+ α
k
).( Tsp− stři
− Ttr
). + Vspi+
1. ispi+
1
+ Pzp−i
[kW]
1000
Součinitel přestupu tepla sáláním se stanoví obdobně jako v oblasti s maximálním tepelným
zatížením s tím rozdílem, že se neuvažuje součinitel zeslabení sálání svítivými částečkami,
tedy k = 0 a
sz
a pl
= a
ns
= 1−
e
−k
. ω . p.
s
sn
c
Na obr. 25 d je schéma návrhu využití horizontálního kotle typu ČKD jako kotle spalinového
s přitápěním s využitím odpadního tepla spalin z kogenerační jednotky se spalovacím
motorem nebo spalovací turbinou.
3.3 Využití citelného tepla kapalných látek
Jedná se vesměs o nízkopotenciální teplo, zejména teplo chladící vody.
Běžné způsoby chlazení pracují s teplotním spádem rozdílem mezi chladící a
chlazenou vodou 10 až 30 o C, takže k přenosu a odvodu tepla je zapotřebí velkého množství
chladící vody. Teplota vody na výstupu z chladiče by neměla být vyšší než 40 o C, protože
neupravená chladící voda má rozpuštěno značné množství hydrogenuhličitanů hořčíku a
vápníku. Při zvýšení teploty vody dochází k vylučování nerozpustných uhličitanů Ca a Mg.
Jejich usazeniny zhoršují prostup tepla.Voda se pak musí upravovat k odstranění tvrdosti
vody.
Použití chladící vody
1) k chlazení nositelů energie v energetických zařízeních – chladící voda
- kondenzátorů parních turbin,
- mezichladičů turbokompresorů,
- chlazení válců a mezichladičů pístových kompresorů..
2) k chlazení tepelně namáhaných konstrukčních částí technologických zařízení.
Jedná se např. o chlazení vyzdívky a výfučen vysokých pecí, vyzdívky ocelářských pecí a
chlazení vysoce tepelně namáhaných kovových armatur těchto pecí a některých druhů
ohřívacích pecí.
Ad 1) Chlazení v energetických zařízeních
Kondenzátory parních turbin:
Jedná se v podstatě o využití odpadního tepla páry z parní turbiny, tedy
kondenzačního tepla. Na 1 kg páry připadá při kondenzaci páry cca 2 400 kJ, tedy značné
množství energie. Za účelem vyššího využití tepelné energie z páry při transformaci na
mechanickou práci je tlak v kondenzátoru 0,005 až 0,01 MPa, čemuž odpovídá teplota
kondenzátu cca 30 až 50 o C. Teplota chladící vody musí být na výstupu z kondenzátoru
minimálně.o 5 až 10 o C nižší, takže cca 25 až 45 o C. Jedná se tedy o velmi nízké teploty vody a
velká množství vody. Na 1 t kondenzované páry je zapotřebí cca 50 až 60 t chladící vody.
33

Proto se tč. toto odpadní teplo nedá hospodárně využívat. Takové zařízení by bylo velkých
rozměrů a tudíž velmi drahé.
Jediná cesta pro využití kondenzačního tepla páry je při vyšších tlacích na výstupu
z turbiny v turbinách odběrových a protitlakých a předání tohoto tepla do horkovodního nebo
teplovodního systému centrálního zásobování teplem, nebo využití odběrové páry pro
technologické účely. Využití v tzv. kogeneraci je velmi výhodné, avšak omezené možnostmi
využití tohoto tepla.
Chladiče kompresorů
Situace je zde obdobná, i když v tomto případě je možno pracovat s o něco vyššími
teplotami vystupující vody z chladičů.
Tak např. u turbokompresorů jsou mezichladiče vzduchu za jednotlivými skupinami
stupňů, ve kterých dochází po částečné kompresi vzduchu vždy k jeho ochlazení za účelem
snížení potřebné práce ke kompresi vzduchu. Průběh teplot vzduchu v kompresoru se dá
znázornit v T – s diagramu, viz obrázek:
Za poslední skupinou stupňů se zpravidla ještě zařazuje dochlazovač, aby se v něm odloučila
část vlhkosti ze vzduchu.
Obdobné je to u pístových kompresorů, u nichž jsou mezichladiče mezi jednotlivými
stupni a také se chladí vlastní válce kompresoru. (viz přednášky pístové kompresory).
Množství tepelné energie, která přechází ze vzduchu do chladící vody je možno
stanovit z teplot vzduchu na vstupu a výstupu z jednotlivých mezichladičů a dochlazovače,
.
= ∑ .
vzd 2−i1
vzd1−i+
1
tedy m vzd ( i − i )
kde
.
vzd
P [kW]
t−vzd
m je výkonnost kompresoru [kg.s -1 ],
i
vzd 2 −i
entalpie vzduchu na výstupu z i –té skupiny stupňů [kJ.kg -1 ],
i
vzd1 −i+1
entalpie vzduchu na vstupu do následující skupiny stupňů [kJ.kg -1 ], resp. z
dochlazovače.
34

Tak např. při výkonnosti turbokompresoru 40 000 m 3 .h -1 a kompresním poměru
ε = 7 je množství tepla předaného ze vzduchu do chladící vody cca 3 200 kWh, což při
elektrickém příkonu cca 4 000 kW představuje téměř 80% přivedené energie.
Přesto i zde je množství chladící vody velké, při jejím oteplení např. z 10 na 40 o C je to
v tomto případě 92 t.h -1 chladící vody.
Obdobná je situace u pístových a rotačních objemových kompresorů, kde však kromě
chlazení plynu v mezichladičích dochází i ke chlazení pracovního prostoru kompresoru.
Možnosti využití odpadního tepla chladící vody.
1) ve výměnících tepla voda – voda,
2) ve výměnících tepla voda – vzduch.
3) pomocí tepelných čerpadel.
Ad 1) Výměníky tepla voda – voda.
S ohledem na poměrně nízké teploty oteplené chladící vody je teplota vody v sekundární části
výměníku tepla omezena tím, že musí být minimálně o 5 až 10 o C nižší, než teplota odpadní
vody vstupující na primární straně do výměníku tepla. I tak vychází rozměry výměníku
značné. Tento způsob je možno uplatnit jen pro ohřev TUV, příp. jako první stupeň ohřevu
napájecí vody pro parní kotle (voda se ohřívá na teplotu 105 až 150 o C).
Ad 2) Výměníky tepla voda – vzduch.
Možnosti využití pro tento účel jsou rovněž omezené. Hlavně se jedná o větrací a klimatizační
zařízení, příp. externí částečný ohřev spalovacího vzduchu spalovacích zařízení (kotlů,
průmyslových pecí apod.).
Ad 3) Využití citelného tepla chladící vody pomocí tepelných čerpadel.
Tímto způsobem je možno dosáhnout vyšších teplot v sekundárním okruhu a využít tak
odpadní teplo pro systémy vytápění, ohřev TUV, větrání a klimatizaci.
Efektivnost nasazení tepelných čerpadel závisí na konkrétních podmínkách a musí se
vyhodnotit v každém jednotlivém případě.
Princip oběhu tepelného čerpadla
Schéma je na obr. 26.společně s průběhem oběhu, znázorněného v T – s diagramu.
Tepelné čerpadlo je v podstatě chladící kompresorové zařízení s tím rozdílem, že se ve
výparníku 4 využívá pro odpaření chladiva oběhu tepelného čerpadla zmíněné odpadní teplo
chladící vody ze zdroje tepla. Odpařené chladící medium kompresorem 1 zvyšuje tlak a
teplotu, páry se přehřívají a vedou se do kondenzátoru 2, kde se tepelná energie chladiva
předává topnému mediu, např. v systému CZT (centrální zásobování teplem) pro vytápění a
klimatizaci objektů. V redukčním ventilu 3 se tlak chladiva snižuje na původní hodnotu, aby
byl tepelný oběh uzavřen.
Celý oběh je znázorněn v T – s diagramu. Zde jsou stavové změny:
4 – 1 odpařování chladiva ve výparníku,
1 – 2´ komprese v ideálním kompresoru (1 – 2 komprese skutečná),
2´- 3 ochlazení a kondenzace par chladiva v kondenzátoru,
3 – 4 redukce tlaku v redukčním ventilu.
Celý tepelný oběh nemůže probíhat samovolně, protože by to odporovalo II. zákonu
termodynamiky. Proto je nutno oběhu dodávat mechanickou práci zvenčí, což se děje
kompresorem.
Pro porovnání efektu využití energie byl u tepelných čerpadel zaveden tzv. topný
faktor (obdoba chladícího faktoru u chladících zařízení), který vyjadřuje poměr mezi
získanou tepelnou energií dodanou do systému CZT a energií dodanou do oběhu ve formě
mechanické práce kompresoru.
35

Topný faktor ideálního oběhu je tak vyjádřen rovnicí
i2´
−i3
ε
i
=
[-]
i2
− i1
Carnotův oběh tepelného čerpadla je obrácený klasický oběh, který je vyjádřen v T-s
diagramu jako obdélník, kde tepelný oběh probíhá mezi teplotami T 2 a T 1 . Potom Carnotova
účinnost tepelného čerpadla je definována jako
Q2
T2
ε
C
= =
Q2
− Q1
T2
− T1
kde Q
2
je teplo odevzdané do okruhu CZT,
Q
1
je teplo odebrané ze zdroje odpadního tepla,
Q2 − Q 1
je mechanická práce dodaná kompresorem.
Topný faktor skutečného oběhu je vždy nižší než Carnotova oběhu. Snížení je v důsledku
jednak nedokonalosti ideálního oběhu ve vztahu k oběhu Carnotovu, jednak v důsledku
vnitřních ztrát v kompresoru, tepelných ztrát ve výměnících tepla ( ve výparníku a
kondenzátoru) a ztráty energie hnacího agregátu (elektromotoru nebo spalovacího motoru,
příp. spalovací turbiny).
Skutečnou efektivní hodnotu topného faktoru je tedy možno vyjádřit pomocí vztahu:
ε
ef
= ε
i. ηtd
−vn.
ηmech.
ηm
Vnitřní termodynamickou účinnost kompresoru můžeme vyjádřit pomocí entalpií (viz T –
s diagram) jako
i2´
−i1
η
td −vn
=
i − i
η je mechanická účinnost kompresoru,
mech
2
1
η
m
je účinnost hnacího motoru.
Hodnotu ε
ef
pro tepelné čerpadlo s elektrickým pohonem je možno brát přibližně
T2
ε
ef
= ( 0,4 − 0,6 ).
ε
C
= ( 0,4 − 0,6 ).
T2
− T1
Z tohoto výrazu je zřejmé, že velikost topného faktoru bude záviset na teplotách, mezi kterým
tepelný oběh probíhá.
Při vyšších hodnotách teploty T
2
a konstantní hodnotě T1
se topný faktor s rostoucí teplotou
v kondenzátoru zmenšuje, naopak při konstantní teplotě T
2
se s rostoucí teplotou T
1
topný
faktor zvyšuje.
Teplotní poměry ve výparníku a kondenzátoru jsou na obr. 27 a).
Topný faktor pro některé druhy chladiv při konstantní teplotě ve výparníku 10 o C v závislosti
na teplotě v kondenzátoru je na obr. 27 b).
Získané teplo z oběhu tepelného čerpadla lze bohužel využít pouze pro tepelné účely, takže
energetickou hospodárnost je nutno porovnávat s obdobnými tepelnými agregáty (např.
kotle), které však mají vysokou tepelnou účinnost.
Budeme uvažovat toto srovnání:
Tepelné čerpadlo poháněné elektromotorem s topným faktorem ε
ef
= 4 dodá z 1 GJ
elektrické energie do rozvodu 4 GJ tepla, naproti tomu u kotle při účinnosti ηk
= 90%
se dodá
z 1 GJ paliva pouze 0,9 GJ tepla do rozvodu. Zdálo by se tedy, že z energetického hlediska je
tepelné čerpadlo výhodnější než dodávka tepla z palivového kotle.V tomto případě si musíme
uvědomit, že elektrická energie se u nás vyrábí převážně v kondenzačních tepelných
elektrárnách, takže toto porovnání je nutno provést až na primární zdroje energie (PEZ). To
36

znamená, že výroba elektrické energie je zatížena účinností výroby elektrické energie a
rozvodu na místě spotřeby, takže měrná spotřeba energie z PEZ bude
1
q TČ
= [GJ.GJ -1 ]
. η
el
. ηr
. ε
ef
Bude-li tedy např.
Účinnost výroby elektrické energie η
el
= 0,35,
účinnost transformace a rozvodu elektrické
energie η
r
= 0, 95 , zatím co účinnost kotle je η
k
= 0, 9 , vychází minimální hodnota topného
faktoru z rovnice
1
1
q TČ
= < qk
=
0,35.0,95. ε
ef
ηk
0,9
čili ε
ef
> > 2, 7
0,35.0,95
to znamená, že z energetického hlediska musí být topný efekt větší než 2,7, aby spotřeba
energie v PEZ byla nižší než v případě dodávky tepla z výtopny.
Porovnání z hlediska ekonomické efektivnosti je však spíše nepříznivé tepelnému čerpadlu,
protože jde o zařízení investičně dražší a spotřebuje se hodnotnější energie elektrická. Takže
je nutno pro každý jednotlivý případ provést rozbor ekonomické efektivnosti.
Energetickou i ekonomickou efektivnost využití odpadní energie kapalných látek je
možno zlepšit, použijeme-li pro pohon tepelného čerpadla spalovací motor, protože v tomto
případě je možno dodat do rozvodu tepla také odpadní teplo spalovacího motoru (tj. teplo
chladící vody, spalin, chlazení oleje příp. u přeplňovaných spalovacích motorů i teplo
chlazení směsi v mezichladiči za turbodmychadlem).
Základní zapojení zařízení s tepelným čerpadlem poháněným spalovacím motorem je
na obr. 28.
V tomto případě je možno celkovou měrnou spotřebu zařízení stanovit jako
QB
q = [GJ.GJ -1 ]
Q + Q
TČ
SM
Q
B
je spotřeba energie v palivu k pohonu motoru,
Q je tepelná energie dodaná do systému z tepelným čerpadlem,
TČ
Q
SM
tepelná energie dodaná využitím odpadního tepla spalovacího motoru.
Označíme-li dále
SM
Q
SM
SM
sp
Q = Q
TČ sp
. ε
ef
a Qsp
= QB
η.
SM
a e
sp
=
QSM
SM
kde Q
sp
je mechanická práce na spojce motoru a e poměr spojkové práce motoru a
tepelné energie získané z motoru, bude po dosazení měrná spotřeba tepla pro tepelné čerpadlo
s pohonem spalovacím motorem
QB
1
q =
=
SM
Qsp
⎛ ⎞
+
⎜
1
Q
+ ⎟
B. η
SM
. ε
ef ηSM
. ε
ef
e
⎝ esp
⎠
Ekonomickou efektivnost celého systému je možno zvýšit zapojením využití odpadního tepla
do zařízení pro kombinovanou výrobu tepla a elektrické energie. Schéma plynofikované
energetické centrály pro KVET se špičkovými kotli je na obr. 29.
Určitého snížení investičních i provozních nákladů by bylo možno v tomto případě dosáhnout
spojením tepelného čerpadla, spalovacího motoru a generátoru v jeden blok, při čemž
37

spalovací motor může v tomto případě pracovat s plným zatížením, při němž je účinnost
spalovacího motoru nejvyšší i při měnících se parametrech tepelného čerpadla. Schéma tohoto
bloku je na obr. 30.
Obdobně jako v předchozích případech můžeme vyjádřit měrnou spotřebu energie
v palivu na dodané teplo tohoto zařízení takto (označení dle obrázku 30):
QB
1
q =
=
[GJ.GJ -1 nebo kWh.kWh -1 ]
Q + Q Q
B SM c TČ
TČ
.
. η
−
+ ηSM
−c
QB
Zde je
Q
el
+ Qcl
+ Qsp
η
SM −c
=
QB
celková účinnost spalovacího motoru (bývá 0,8 až 0,9).
Z tohoto výrazu vyplývá, že měrná spotřeba energie celého zařízení bude tím menší,
1) čím bude vyšší podíl získaného tepla v tepelném čerpadle vůči spotřebě energie
v palivu,
2) čím bude vyšší účinnost pohonu (spalovacího motoru).
Zavedeme-li dále, jak je obvyklé u teplárenských zařízení, modul teplárenské výroby
Qel
e =
Qchl.
+ Qsp
bude
QB
1
q =
=
Q + Q Q
TČ B.
ηSM
− c TČ
+ ηSM
−c
Q
Ad 2) Chlazení konstrukčních částí technologických zařízení.
Např. se to týká vysokých pecí, kde se chladí vyzdívka a výfučny pece prakticky od
nístěje až po sazebnu. Schéma rozdělení odvedeného tepla v chladící vodě v jednotlivých
částech vysoké pece ukazuje obr. 31.
Tak např. u vysoké pece o obsahu 1 300 m 3 je odvedené teplo cca 18 až 30GJ.h -1 , což
představuje tepelný tok 5 až 8 MW.Při provozu 8760 hodin za rok to představuje v průměru
cca 5 000 t oe . (1 t oe = 1 tuna ropného ekvivalentu – odpovídá 41,87 GJ.t -1 ).
U Siemens-Martinských pecí se chladily hlavy pecí, rámy sázecích otvorů,
záklenkové desky (ve stropní části), klenba, vrata a další tepelně namáhané armatury
pece.Obdobně u tandemových ocelářských pecí.
U kyslíkových ocelářských konvertorů je nutno chladit odtahový kanál
konvertorového plynu z konvertoru, případně u zařízení pro jímání konvertorového plynu je
nutno plyn před plynočistírnou chladit v odtahové šachtě (viz obr. 4.)
U elektrických ocelářských pecí se chladí plášť pece, víko pece, uchycení elektrod a
odtahové potrubí pecních plynů do plynočistírny.
U některých ohřívacích pecí (např.průběžné ohřívací pece ve válcovnách) se chladí
skluznice po nichž se posouvají předvalky, vrata a rámy vrat, a další kovové armatury.
Obdobně u kovářských ohřívacích pecí.
Účel chlazení:
1) udržet teplotu konstrukčních částí technologických zařízení v přípustných mezích
pevnosti materiálu (např. výfučnami vysokých pecí protéká vzduch o teplotě 1000 až 1
200 o C).
2) přispívat ke tvorbě ochranných povlaků na ochlazovaném materiálu.
B
38

Možnosti využití odpadního tepla chladící vody technologických zařízení:
V podstatě jsou tři:
1) chladící voda nemění v průběhu předávání tepla skupenství.
2) chladící voda mění skupenství (tzv. odparné chlazení),
3) využití odpadního tepla pomocí tepelných čerpadel.
Ad 1) Chladící voda nemění skupenství
Jedná se v podstatě o obdobné řešení jako u využití odpadního tepla chladící vody
energetických zařízení ve výměnících tepla voda – voda a voda – vzduch. Také v tomto
případě jsou omezené možnosti využití odpadního tepla (jedná se však o nízkopotenciální
teplo a tudíž problematické následné využití v zásobování teplem závodu). Získané teplo se
dá využít většinou jen pro ohřev TUV, příp. předehřev napájecí vody kotlů. Výpočet
výměníku tepla lze provést klasickým způsobem jako výměník tepla voda – voda, resp. voda
– vzduch (pro případný ohřev vzduchu v klimatizačním zařízení).Je možno použít trubkové
výměníky tepla, v poslední době také deskové. S ohledem na malé teplotní spády a velká
množství chladící i oteplené vody vychází specifické rozměry vysoké.
Ad 2) Odparné chlazení
Tento způsob využití odpadního tepla chladící vody se používá velmi často. Buď se
jedná o samostatný systém, který využívá pouze odpadní teplo chladící vody a vyrábí páru
(např. u vysokých pecí, SM pecí a ohřívacích pecí) , nebo v kombinaci s využitím odpadního
tepla spalin (např. kyslíkové konvertory a elektrické ocelářské pece, příp. i některé ohřívací
pece).
Výhodou je, že se podstatně snižuje spotřeba chladící vody, protože se k odvodu tepla
využívá nejen citelné teplo vody, ale také výparné teplo. U chladících systémů bez změny
skupenství při ohřevu vody o 10 o C je potřebné množství vody až 60 krát větší než u
odparného chlazení. Na druhé straně vyžaduje odparné chlazení úpravu přídavné vody,
zejména odstranění přechodné tvrdosti a odplynění, aby nedocházelo k zanášení chladnic
usazeninami Ca a Mg (tzv. kotelní kámen) a tím ke zhoršení přestupu tepla a snížení
životnosti zařízení).
Přes nesporné výhody odparného chlazení z hlediska energetického, stále se používají
klasické způsoby chlazení bez změny skupenství. Provozní technici požadují především
spolehlivost zařízení a méně problémů v provozu (např. tlakové zařízení odparné spadá do
kategorie vyhrazených zařízení – tlakové nádoby, pro něž platí přísnější předpisy).
Z hlediska tepelně- technického nemá první důvod opodstatnění, protože zkušenosti
z provozu kotlů potvrdily, že ocel a litina až do teploty 400 o C neztrácejí pevnost a že horká a
vroucí voda má za určitých podmínek vyšší součinitel přestupu tepla než voda studená.
Z konstrukčního hlediska je nutno u odparného chlazení zajistit, aby u profilovaných
chladících elementů, které mají často různé tvary (např. výfučny, skříně, deskové chladiče
apod.) byl zajištěn průtok vody všemi částmi. Nesmí vznikat mrtvé kouty, kde by se vytvářel
parní polštář. V těchto místech pak dochází z důvodu špatného odvodu tepla k přehřátí stěn a
praskání materiálu (pára má podstatně nižší součinitel přestupu tepla než vroucí voda).
Velmi dobře se odparné chlazení uplatnilo u SM pecí. Např.u SM pece o obsahu 70 t
byla výroba páry o tlaku 1,2 MPa a teplotě 180 o C okolo 1 t.h -1 , takže u skupiny 4 pecí vč.
využití odpadního tepla spalin ve spalinových kotlích činila průměrná výroba 20 až 25 t.h -1 .
V odparném chlazení lze vyrábět páru s atmosférickým tlakem (pak je ovšem teplota
páry jen 100 o C), nebo s přetlakem řádově 1,0 až 1,5 MPa. V prvém případě je výhodou, že
tento systém nespadá do kategorie vyhrazených tlakových zařízení. Tlak je pak možno zvýšit
parním kompresorem. Energeticky je i tento systém hospodárný, protože např. na zvýšení
tlaku páry z 0,1 MPa na 0,6 MPa u 1 tuny páry je zapotřebí elektrickou energii pro pohon
kompresoru cca 90 kWh, což při měrné spotřebě 12 000 kJ.kWh -1 odpovídá cca 26 t oe ,
39

zatímco pro výrobu páry v palivové kotelně je zapotřebí k výrobě 1 tuny páry cca 80 t oe
v palivu. (1 t oe je tuna ropného ekvivalentu = 41,87 GJ)
Na obr. 32 je schéma odparného chlazení:
a) tlakového,
b) schéma odparného chlazení beztlakého se zvýšením tlaku v parním kompresoru.
Na obr. 33 je schéma odparného chlazení elektrické obloukové pece. V tomto případě se
využívá jednak odpadní teplo chladící vody nístěje (8), víka a uchycení elektrod (7), jednak
chlazení odtahového potrubí pecních plynů (9). Oba systémy jsou zapojeny do jednoho celku
se společným parním bubnem (14) a oběhovým čerpadlem (3).
Na obr. 34 je schéma odparného chlazení odtahové šachty kyslíkového konvertoru. Odparný
systém je zde rozdělen na dvě části. Nízkotlaký systém, kde chladící voda se ohřívá teplem
z konvertoru (1) a pohyblivého límce (2) a vede se čerpadly (5) do napájecí nádrže (4), ze
které se voda čerpá napájecím čerpadlem (6) do bubnu (7). Vysokotlaký systém je tvořen
výparníkem pro chlazení odtahové šachty (3), bubnem a oběhovým čerpadlem (8).
Na obr. 35 je schéma kombinovaného využití odpadního tepla spalin ohřívací pece
v rekuperátoru a spalinovém kotli a citelného tepla chladící vody odparným chlazením.
Na obr. 36 je schéma kombinovaného systému využití odpadního tepla u ohřívací narážecí
pece ve válcovnách. V tomto případě je spojeno využití tepla chladící vody armatur pece (4)
s využitím odpadního tepla spalin z pece prostřednictvím spalinového kotle (2), který je
tvořen ekonomizérem (10), výparníkem (11) a přehřívačem páry (12). Z bubnu (9) je vedena
sytá pára do přehřívače páry a z něho do parního potrubí, k příp. využití v parní turbině (14).
Ve schématu je také nakreslen odplyňovač (5) a napájecí nádrž (6) a napájecí čerpadlo (7).
U technologických agregátů je nutno brát v úvahu proměnlivost tepelného toku do
chladící vody v průběhu technologického procesu a v důsledku toho také dochází
k proměnlivému vývinu páry v odparném chlazení. Z tohoto hlediska je pak nutno navrhnout
jak chladící elementy, tak i velikost parojemu zařízení.
Na obr. 37 je znázorněn průběh vývinu tepla v jednotlivých částech elektrické obloukové
pece ocelárny. V prvé části procesu dochází ke zvyšování teploty vsázky (především se jedná
o šrot) a uvolňování prchavých látek ze vsázky. Postupně se teplota zvyšuje , vsázka se taví a
uvolňuje se zbytkový uhlík. Tepelný příkon pece roste a ke konci rafinace dosahuje
maximálních hodnot. Tomu také odpovídá tepelný tok stěnami i víkem do chladících
elementů a chladící vody. V průběhu tavby pak dochází také k několikerému přerušení
elektrického příkonu k přidávání vsázky, příp. legur.
Ad 3) Využití odpadního tepla pomocí tepelných čerpadel
Možnosti jsou obdobné jako v ostatních případech použití tepelných čerpadel.Zdrojem tepla
je odpadní teplo chladící vody technologických agregátů.
Na obr. 38 je schéma projektu na využití odpadního tepla chladící vody elektrické obloukové
pece a jeho zapojení spolu s využitím odpadního tepla pecních plynů do rozvodu tepla
závodu.
4. Využití potenciální energie kapalných a plynných látek
V technologických procesech je v některých případech nutno pracovat s kapalným
nebo plynným pracovním mediem při vyšších tlacích než atmosférickém. Na stlačení plynu,
nebo zvýšení tlaku kapaliny, což se uskutečňuje v kompresorech a čerpadlech, je jak známo,
nutno dodat mechanickou práci. Pohon bývá převážně elektromotorem pro menší výkony,
nebo parní či spalovací turbinou pro vyšší výkony. Plynu nebo kapalině se tak dodá
potenciální (tlaková) energie. Často se v průběhu pracovního procesu nevyužije celá část
40

této energie a na výstupu se pak jako nepotřebná maří (transformuje na energii tepelnou)
škrcením, takže vystupuje z technologického procesu jako ztrátová energie.
4.1 Potenciální energie plynů a par
Klasickým příkladem nevyužívané potenciální energie (především v našich
podmínkách) je výroba surového železa ve vysokých pecích. K redukci rudy ve vysokých
pecích je zapotřebí koks a dmychaný vzduch. Dmychaný vzduch na vstupu do vysoké pece
má tlak řádově 0,25 až 0,3 MPa a teplota dmychaného větru je 1000 až 1200 o C. Vysoký tlak
je nutný jednak z důvodů překonání odporů vsázky ve vysoké peci, jednak se dosahuje snížení
rychlosti oproti nižším tlakům a zvýšení intenzity redukce. Dochází také k dokonalejšímu
využití energie z koksu a snížení měrné spotřeby koksu. Na sazebně vysoké pece je však při
tomto druhu provozu ještě přebytečný přetlak 0,1 až 0,15 MPa, který se před napojením na
plynovodní síť podniku musí redukovat na nízký tlak – přetlak 5 až 10 kPa. To se děje
v redukční stanici škrcením. Škrcením se tak tato odpadní potenciální energie plynu mění bez
užitku na tepelnou energii.
Využití tlakové energie vysokopecního plynu je technicky možné expanzí plynu v turbině
s vykonáním mechanické práce k pohonu elektrického generátoru. Princip expanzní turbiny je
v podstatě stejný jako u běžných spalovacích turbin. Vykonání mechanické práce se děje na
úkor vnitřní energie plynu. Běžná teplota vysokopecního plynu je na sazebně 120 až 200 o C,
po průchodu čistírnou plynu se teplota ještě o něco sníží, takže na vstupu do turbiny je teplota
pod 100 o C. Základní podmínkou pro správnou funkci expanzní turbiny je dokonalé vyčištění
plynu od mechanických částic, které jinak způsobují silné opotřebení (abraze) na lopatkách
turbiny.
Schéma využití tlaku vysokopecního plynu v expanzní turbině je na obr. 39.
V tomto případě je paralelně k expanzní turbině přiřazena spalovací komora
s výměníkem tepla spaliny – plyn, kde se spaluje část vysokopecního plynu a tím se plyn před
turbinou předehřívá. Je tak možno využívat i přebytky vysokopecního plynu.
Využití tlakové energie zemního plynu v plynovodech.
Značné množství nevyužité energie odchází rovněž škrcením při redukci tlaku
z dálkových plynovodů z velmi vysokého tlaku na vysoký tlak (nad 4 MPa), resp. z vysokého
tlaku na střední tlak (nad 0,3 MPa). Dosud se redukce prováděla pouze škrcením v redukčních
stanicích plynu. V poslední době se také zde zavádí redukce tlaku v expanzních turbinách.
Jedná se často o velká množství redukovaného plynu a tak energetický přínos je značný.
Schéma využití tlaku plynu v redukčních stanicích topných plynů je na obr. 40.
Protože se při expanzi snižuje teplota plynu, v případě značného snížení tlaku i pod 0 o C, ba
mohlo docházet k namrzání průtočných částí turbiny. Proto se v těchto případech plyn před
expanzí předehřívá ve výměníku tepla parou nebo horkou vodou.
Paralelně k expanzní turbině musí být vždy ještě redukční stanice, aby bylo možno
provádět redukci i při odstavení turbiny.
Výpočet využitelného výkonu tlaku plynu v expanzní turbině je možno provést
obdobně jako při výpočtu spalovací turbiny s tím rozdílem, že není nutné z turbiny odebírat
práci k pohonu kompresoru jako u úplného oběhu spalovací turbiny.
41

Na základě průběhu ideální a skutečné expanze plynu v TS diagramu (viz obrázek) je výkon
generátoru
P
g
.
pl .
2
( i1
− i
iz
).
η
iz−vn.
ηm.
η
g
= V
[kW]
V . pl je průtok plynu turbinou [m 3 (n).s -1 ],
i
1
je entalpie plynu na vstupu do turbiny při tlaku p
1
a teplotě t 1
[kJ.m -3 (n).K -1 ],
i 2 −iz
je entalpie plynu na konci izoentropické expanze [kJ.m -3 (n).K -1 ],
η
iz−vn
je izoentropická vnitřní účinnost turbiny
i1
− i2
η
iz−vn
= ,
i − i
η
m
a η
g
je mechanická účinnost turbiny a účinnost elektrického generátoru.
Entalpii na konci izoentropické expanze určíme z teploty a tlaku na konci expanze, při čemž
platí
κ
⎛ p
1
2
⎞ κ −
T2 iz
= T1
.
⎜
⎟ .
p1
⎝ ⎠
Řez dvoustupňovou radiální expanzní turbinou pro redukci tlaku plynu je na obr. 41. Oběžná
kola turbiny a rotor elektrického generátoru jsou na společné hřídeli, generátor je uprostřed.
Sání obou stupňů je provedeno proti sobě za účelem vyrovnání axiálního tlaku rotorů turbiny.
Obdobné možnosti a příklady je možno najít zejména v chemickém průmyslu. Tak
např. při výrobě kyslíku, resp. v chladících obězích při velmi nízkých teplotách se využívá
vlivu expanze plynu na snížení teploty plynu v expandérech pod teplotu nasycených par
daného plynu, takže dojde ke kondenzaci plynu, resp. zkapalnění. Tímto způsobem lze část
kompresní práce, nutné pro stlačení plynu získat zpět k výrobě elektrické energie a snížit tak
měrnou spotřebu energie k výrobě daného plynu (např. zmíněného kyslíku nebo dusíku
zkapalněním a následnou rektifikací vzduchu v kyslíkárnách).
Využití tlakového spádu vodní páry v parních turbinách malých výkonů
Klasické parní turbíny pracují převážně v parních elektrárnách a teplárnách velkých a
středních výkonů. V poslední době se začínají uplatňovat i pro malé výkony a to především
při využívání tepelného spádu v parních teplárnách, kde se dosud ke snížení tlakového spádu
do systému rozvodu tepla používaly redukční stanice.
1
2iz
42

V teplárnách s protitlakými turbinami, u nichž je dodávka tepla do systému
centrálního zásobování teplem (SCZT) jednoznačně závislá n a množství vyrobené elektrické
energie, převažuje v určité části otopného období potřeba tepla množství tepla v páře, která
prochází protitlakými turbinami. V těchto případech je nutno paralelně k protitlakým
turbinám zařadit redukční stanice, které snižují tlakový spád, potřebný v rozvodu tepla
škrcením. Tím se však pára znehodnocuje, protože se škrcením zvyšuje entropie páry. Tento
nevyužívaný tepelný spád je možno využít hospodárněji k výrobě elektrické energie v parní
turbině malého výkonu, která je zařazena místo a nebo paralelně k redukční stanici.
Toto uspořádání je také možné např. v parních výtopnách, ve kterých se pára před
vstupem do výměníkové stanice pára – horká voda redukuje na nižší tlak, potřebný pro
výrobu horké vody do SCZT.
Proto se v poslední době začíná rozvíjet výroba malých parních vysokootáčkových
parních turbin.
Schéma zařazení takové turbiny do tepelného schématu výtopny a teplárny je na obr. 42.
V ČR je v současné době několik dodavatelů, kteří nabízejí tyto jednotky pro průmyslové
závody a menší teplárny a výtopny. Jedná se o turbiny jednostupňové radiální o výkonu 150
až 6 000 kW a axiální turbiny o výkonu 10 až 750 kW (PBS a.s. Velká Bíteš) o parametrech
ostré páry 1,0 až 4,5 MPa a teplotě 200 až 450 o C nebo 50 až 300 kW (POLYCOMP a.s.
Poděbrady), parametry páry 0,6 až 1,4 MPa a 200 až 250 o C, pro malé a střední výkony
pak100 až 25 000 kW (EKOL,s.r.o. Brno) tlak páry 0,4 až 9 MPa, teplota 200 až 560 o C.
Turbiny malého výkonu mají vysoké otáčky – až 30 000 min -1 . Vysokofrekvenční elektrická
energie se mění na frekvenci 50 Hz v měniči frekvence. Tyto turbiny mají sice horší účinnost,
než klasické parní turbiny (termodynamické účinnost turbiny okolo 0,6) avšak využitím
odpadního tepelného spádu proti redukční stanici se vyrobí hodnotnější elektrická energie,
než energie tepelná.
Je nutno se také zmínit o opětném nástupu pístových parních strojů pro tyto účely. Tyto parní
motory nabízí v ČR fy POLYCOMP (typové označení PM-VS) . Elektrický výkon je 20 až
120 kW. Vstupní tlak páry 2,0 MPa, teplota páry 240 o C, výstupní tlak páry 0,2 MPa.
4.2 Zpětné využití potenciální energie kapalných látek
Je méně časté a je možné v některých technologických procesech chemického
průmyslu, kdy pochody probíhají při vysokém tlaku. Zpětné využití odpadní energie se děje
v zařízení na principu malých vodních turbin.
V posledních letech je snaha využívat i malé zdroje vodní energie a tak jsou na trhu
vodní turbinky malých výkonů, označují se také jako vodní mikroturbíny pro malé spády 3 až
20 m, průtok 3 až 900 litrů/s, elektrický výkon 0,5 až 50 kW.
Např. na domácím trhu takové turbiny o výkonu 2 až 50 kW nabízí fa ZIROMONT,s.r.o 530
03 Smiřice. Zdá se, že tento typ turbin by bylo možno využít i pro zpracování odpadní
potenciální energie v různých odvětvích průmyslu.
Seznam obrázků:
Sada je k zapůjčení na katedře energetiky – A 608
Obr. 1. Sušárna uhelných a flotačních kalů.
Obr. 2a. Spalovna odpadů z ČOV a likvidace odpadů.
Obr. 2b. Biostatice s mikroturbinovou kogenerace.
Obr. 2c. Schéma zplyňování CarboCompact TAF, SRN.
Obr. 2d. Biostanice s turbinovou kogenerace na bioolej.
Obr. 3. Kotel na odpadní teplo za konvertorem.
Obr. 4. Jímání konvertorového plynu.
43

Obr. 5. Směsná stanice pro úpravu topného plynu.
Obr. 6. Schéma využití konvertorového plynu pro energetiku.
Obr. 7. Zařízení na využití bioplynu z chlévské mrvy v kogenerační jednotce.
Obr. 7a. Schéma spalovací mikroturbíny.
Obr. 8. Centrální zařízení pro suché hašení koksu.
Obr. 9. Původní zařízení na suché hašení koksu na koksovně Karolina.
Obr. 10. Využití citelného tepla vysokopecní strusky.
Obr. 11. Využití citelného tepla vypáleného šamotu (starší způsob)
Obr. 12. Využití citelného tepla vypáleného šamotu v tunelové peci.
Obr. 13. Využití odpadního tepla spalin za ohřívací pecí.
Obr. 14. Schéma ochlazování spalin vzduchem z rozvodu spalovacího vzduchu.
Obr. 15 a) až d) Provedení kovových rekuperátorů.
Obr. 16. Keramický rekuperátor.
Obr. 17. Uspořádání rekuperátoru za ohřívací pecí-
Obr. 18. Regenerátor s pevnými komorami.
Obr. 19. Otočný rekuperátor.
Obr. 20. Výměníky tepla spaliny – voda.
Obr. 21. Žárotrubný kotel na odpadní teplo.
Obr. 22. Schéma vodotrubnatého kotle na odpadní teplo.
Obr. 23a. Řezy spalinového vertikálníhovodotrubného kotle.
Obr. 23b. Řezy spalinového horizontálního vodotrubného kotle.
Obr. 24. Schéma využití odpadního tepla spalin za ohřívacími pecemi.
Obr. 25a. Schéma kotle na odpadní teplo s přitápěním, nevychlazená spalovací komora.
Obr. 25b. Schéma kotle na odpadní teplo s přitápěním, vychlazená spalovací komora.
Obr. 25c. Schéma kotle na odpadní teplo s přitápěním, spalovací komora s míšením
spalin.
Obr. 25d. Schéma horizontálního kotle na odpadní teplo s přitápěním.
Obr. 26. Schéma tepelného čerpadla a průběh oběhu v T-s diagramu.
Obr. 27a Teplotní poměry ve výparníku a kondenzátoru tepelného čerpadla.
Obr. 27b. Topný faktor tepelného čerpadla..
Obr. 28. Schéma využití odpadního tepla pomocí tepelného čerpadla se spalovacím
motorem.
Obr. 29. Plynofikovaná centrála s kogeneračními jednotkami a tepelným čerpadlem.
Obr. 30. Kombinovaný pohon tepelného čerpadla a elektrického generátoru s pohonem
spalovacím motorem.
Obr. 31. Schéma chlazení pláště vysokých pecí.
Obr. 32. Schéma odparného chlazení.
Obr. 33. Schéma odparného chlazení elektrické obloukové pece.
Obr. 34. Schéma odparného chlazení kyslíkového konvertoru.
Obr. 35. Schéma kombinovaného využití odpadního tepla spalin a chladící vody.
Obr. 36. Odparné chlazení ohřívací pece.
Obr.37. Využití energie chlazení stěn a odtahového kanálu EOP v průběhu tavby.
Obr. 38. Schéma návrhu projektu využití tepla chladicí vody EOP pomocí tepelného
čerpadla.
Obr. 39. Schéma využití tlaku vysokopecního plynu v expanzní turbině.
Obr. 40. Schéma redukce tlaku zemního plynu v expanzní turbině.
Obr. 41. Řez dvoustupňovou radiální expanzní turbinou na zemní plyn.
Obr. 42. Schéma zařazení malé expanzní parní turbiny ve výtopně a teplárně.
44

Otázky ke zkoušce z předmětu „Využití druhotných energetických zdrojů“
Školní rok 2006/2007
2. ročník NMS SF
1. Sekundární zdroje energie, klasifikace, výskyt. Odpadní teplo, charakteristika.10 bodů.
2. Chemicky vázané teplo. Druh, klasifikace, výskyt. Minerální odpady,možnosti využití. 20
bodů.
3. Odpady organického původu, způsoby likvidace a využití energie. 20 bodů
4. Způsoby využití odpadních plynů hutních a chemických provozů. 20 bodů.
5. Využití odpadních plynů pomocí kogenerace se spalovacím motorem a spalovací turbinou.
20 bodů.
6. Citelné teplo pevných látek. Charakteristika, výskyt a možnosti využití. 20 bodů. 20 bodů.
7. Citelné teplo plynů. Charakteristika, výskyt a možnosti využití.Rekuperace tepla. 20 bodů.
8. Kotle na odpadní teplo, druhy a charakteristiky.20 bodů.
9. Základní výpočet teplosměnných ploch kotle na odpadní teplo.20 bodů.
10. Přídavné vytápění spalinového kotle. Způsoby provedení, pásmový výpočet chlazené
spalovací komory 10 bodů.
11. Citelné teplo kapalin. Charakteristika, výskyt a možnosti využití.10 bodů.
12. Chlazení v energetických zařízeních. Možnosti a způsoby využití.10 bodů.
13. Využití nízkopotenciálního tepla pomocí tepelných čerpadel. Základní oběhy, topný
faktor, pohon elektrický a spalovacím motorem. 20 bodů.
14. Chlazení technologických agregátů. Možnosti a způsoby využití. Odparné chlazení.20
bodů.
15. Zařízení pro kombinované využití citelného tepla chladící vody a citelného tepla plynů.
20 bodů.
16. Potenciální energie. Charakteristika, výskyt a možnosti využití. Základní výpočet
expanzní turbiny. 10 bodů.
17. Členění energie a energetická odvětví. Bilance energií v ČR. 10 bodů.
18. Celková účinnost energetického systému, dílčí účinnosti. Palivo energetická náročnost
výroby, palivo energetická náročnost státu..10 bodů.
19. Prostředky kontroly hospodaření s energií. Energetický audit. 10 bodů.
20. Energetické charakteristiky. Druhy charakteristik, účel. Stanovení TZN spotřeby energie.
Dispečerské diagramy.20 bodů.
21. Energetická bilance. Účel a princip sestavení. Příklady. 20 bodů.
22. Investiční náklady, měrné investiční náklady.20 bodů.
23. Výrobní náklady. Struktura výrobních nákladů, měrné výrobní náklady. Cena energie,
energetické tarify.20 bodů.
24. Ekonomická efektivnost investic do energetiky. Hrubá návratnost, Cash-flow ( tok peněz )
20 bodů.
Zkouška spočívá v písemné přípravě, obhajobě jednoho programu ze cvičení a ústní zkoušky.
Základní literatura ke zkoušce:
Kysela: Využití odpadního tepla. Poznámky k přednáškám. Katedra energetiky 2005.
Kysela, Tomčala: Ekonomika v energetice. ES VŠB – TU Ostrava 2000.
Bodové hodnocení: Zápočet ze cvičení max.. 30 bodů,
Hodnocení aktivity
max.. 10 bodů
Obhajoba jednoho programu max.. 10 bodů
Ústní zkouška
max.. 50 bodů.
Zkoušející: Doc. Ing. Ladislav Kysela, CSc a Doc. Ing. Jiří Míka, CSc
Otázky č. 17 až 24 najdete ve skriptech Kysela – Tomčala: Ekonomika v energetice.
45