EKOLOGICKÁ VÝROBA TEPLA A ELEKTRICKÉ ENERGIE

EKOLOGICKÁ VÝROBA TEPLA A ELEKTRICKÉ ENERGIE Mgr. Roman Mendrygal Ing. Rostislav Hegar I Ing. Václav Čížek

PODĚKOVÁNÍ Realizační tým Moravskoslezského energetického klastru věnuje poděkování autorům informačního manuálu „Ekologická výroba tepla a elektrické energie“.

Odborná práce byla realizována za finančního přispění Evropské unie v rámci projektu CZ.1.07/2.4.00/31.0080 Partnerství v oblasti energetiky.

1

2

OBSAH VÝVOJ VYUŽITÍ TEPLA Z KOMBINOVANÉ VÝROBY ELEKTŘINY A TEPLA PRO ABSORPČNÍ CHLAZENÍ 1. ÚVOD . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2. KOMBINOVANÁ VÝROBA TEPLA A ELEKTRICKÉ ENERGIE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.1. Parní kogenerační jednotky . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.2. Kogenerační jednotky s plynovou turbínou . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.3. Kogenerační jednotky s pístovými spalovacími motory . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3. TRIGENERACE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4. STROJNÍ CHLAZENÍ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.1. Kompresorové chlazení. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.1.1. Základní pojmy . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.1.2. Tepelná bilance chladícího okruhu . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.1.3. Chladiva . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2. Sorpční chlazení . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2.1. Základní pojmy . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2.2. Absorpční chladící oběh . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2.3. Princip absorpčního chladícího zařízení voda – LiBr, základní komponenty . . . . . . . 4.2.4. Pracovní dvojice látek v absorpčním oběhu . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2.5. Energetické a látkové bilance absorpčních chladících okruhů . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2.5.1. Základní vztahy pro bilance . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2.5.2. Postup při výpočtu bilancí . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2.6. Výhody a nevýhody absorpčního chladícího zařízení ve srovnání s kompresorovým . 5. VYUŽITÍ ABSORPČNÍHO CHLAZENÍ V KOMBINACI S KOGENERAČNÍ JEDNOTKOU S PÍSTOVÝMI MOTORY . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . PŘÍLOHY . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. .5 . .5 . .8 . 10 . 11 . 16 . 17 . 18 . 18 . 19 . 19 . 20 . 20 . 21 . 21 . 23 . 24 . 26 . 27 . 29

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

30 32

4

VÝVOJ VYUŽITÍ TEPLA Z KOMBINOVANÉ VÝROBY ELEKTŘINY Mgr. Roman Mendrygal, Ing. Václav Čížek, A TEPLA PRO ABSORPČNÍ CHLAZENÍ Ing. Rostislav Hegar 1. ÚVOD Ekonomika, ale i ekologie provozu každého tepelného zdroje, je ovlivňována především rozdílnou potřebou tepla v průběhu celého ročního období. Ve vytápěcím období (zima, přechodné období) se využívá kromě tepla pro výrobu elektrické energie i tepla na přípravu teplé vody (dříve teplé užitkové vody – TUV) a tepla pro technologické účely, především tepla na vytápění stavebních objektů. V letním období však tato významná část roční tepelné bilance schází. Pro každý tepelný zdroj takto vynucený provoz s proměnným zatížením v průběhu celého roku znamená negativní dopady jak do ekonomiky provozu (nízký modul teplárenské výroby, nižší tepelné účinnosti), tak do ekologie. Řešení tohoto problému se nabízí v doposud málo uplatňované možnosti, kterou je využití tepla určeného pro vytápění v letním a přechodném období ke chlazení. Tohoto tepla lze využít tam, kde postačuje chlad s relativně vyššími hodnotami chladné vody (cca 6 °C - 12 °C), tj. především pro účely klimatizace, technologická chlazení, chlazení skladovacích prostor a jiné. Výše zmíněnou teplotu lze dosáhnout v absorpčních chladících zařízeních. Zdrojem tepla pro výrobu chladu můžou být i kogenerační jednotky s pístovými spalovacími motory. Kogenerací, chladícími zařízeními s důrazem na absorpční chladící jednotky se zabývá především tato práce.

2. KOMBINOVANÁ VÝROBA TEPLA A ELEKTRICKÉ ENERGIE Výrobu tepla nebo elektrické energie pro zásobování distribučních sítí teplem nebo elektrickou energií můžeme zabezpečovat odděleně (samostatnou výrobou tepla ve výtopnách a samostatnou výrobou elektrické energie v elektrárnách) nebo společně. Pak hovoříme o kombinované výrobě tepla a elektrické energie nebo tzv. kogeneraci v teplárenském zdroji. Samostatná výroba elektrické energie je v ČR realizována prostřednictvím elektráren provozujících kondenzační turbíny. Účinnost výroby elektrické energie v těchto elektrárnách se pohybuje v rozmezí 33 % - 38 %. Výše této účinnosti je závislá především na parametrech admisní páry vstupující do kondenzační turbíny, na druhu paliva spalovaném v parních kotlích, na tom, zda se využívá meziohřevu páry mezi jednotlivými stupni turbíny nebo regeneračních ohříváků napájecí vody parního kotle a jiných provozních hodnotách. Bilanční schéma kondenzační turbíny s její provozní charakteristikou je zachyceno na Obr. 1.

Obr. 1

5

Tepelná účinnost zdroje tepla (výtopny) při samostatné výrobě tepla je definována jako poměr tepla dodaného z tepelného zdroje na prahu výrobny a tepla v palivu do zdroje vstupujícího. Matematicky pak vztahem:

Tato účinnost se při využití kotlů na pevná paliva pohybuje okolo 80 % a při využití klasických kotlů na plynná paliva okolo 90 %. Účinnosti nad 100 % lze dosáhnout jen u kondenzačních kotlů, které využívají kondenzačního tepla spalin, neboť účinnost kotle je vztažena k výhřevnosti paliva a ne k jeho spalnému teplu, které je právě vyšší o teplo kondenzující vodní páry ve spalinách. Tepelná charakteristika kondenzačního kotle při otopném systému 40/30 °C zachycuje Obr. 2.

Obr. 2 Při kogeneraci neboli kombinované výrobě tepla a elektrické energie se energetická účinnost stanovuje pomocí vzorce:

Kde: Pel…………..elektrický výkon z kombinované výroby Qtep…………tepelný výkon z kombinované výroby Qpa………….příkon v palivu Teplo v palivu při kogenerační výrobě se pak srovnává s teplem v palivu stanoveným pro oddělenou výrobu ve výtopně a elektrickou energií v kondenzační elektrárně při stejných výkonech Pel a Qtep pomocí vzorce:

6

Bilanční toky a ukazatele efektivnosti kogenerační výroby jsou zachyceny na Obr. 3.

Obr. 3

Úspora paliva při kombinované výrobě tepla a elektřiny dosahuje výše až 30 % oproti výrobě oddělené při zajištění požadovaných výkonů Pel a Qtep. Této úspory lze dosáhnout při teplárenském modulu rovném 0,6 a definovaném jako poměr Pel ku Qtep. Úspora v palivu při kogenerační výrobě se pozitivně odrazí i ve snížení emisí škodlivin vznikajících při spalování paliva.

7

2.1. Parní kogenerační jednotky U parních kogeneračních jednotek je pracovním médiem přehřátá pára, která se vyrábí v parních kotlích. Kotle mohou spalovat pevná paliva (uhlí, biomasu aj.), kapalná paliva (LTO, TTO, biopaliva aj.) nebo plynná paliva (ZP, koksárenský plyn, bioplyn apod.) Průměrné kvalitativní znaky paliv v ČR zobrazuje tabulka na Obr. 4. Hnací jednotkou, která pohání elektrický generátor je pak: • protitlaká turbína, • kondenzačně odběrová turbína, • parní motor. Bilanční schéma protitlaké turbíny s její provozní charakteristikou je zachyceno na Obr. 5.

Obr. 4

8

Obr. 5 Bilanční schéma kogenerační jednotky s parním kotlem na tuhá paliva a protitlakou parní turbínou v teplárně je zachyceno v Příloze 1. Elektrický výkon vyrobený parní turbínou závisí především na: • vstupních parametrech (tlaku, teplotě) admisní přehřáté páry vstupující do turbíny (čím jsou tyto parametry vyšší, tím vyššího výkonu turbína dosáhne), • hltnosti turbíny (množství přehřáté páry vstupující do turbíny v t/hod), • protitlaku v turbíně (tlak na výstupu z turbíny – čím je tento tlak nižší, tím vyššího výkonu dosáhneme), • termodynamické (vnitřní) účinnosti turbíny, • účinnosti generátoru, mechanické účinnosti a spojkové účinnosti. Protitlak se u protitlaké turbíny volí s ohledem na požadavky otopného systému nebo požadavky technologie, kterou protitlaká turbína zajišťuje. Vnitřní termodynamickou účinnost turbín udává výrobce turbín. U klasických protitlakých turbín se tato účinnost pohybuje v rozmezí 52,8 % (100 kW turbína) do cca 85 % (20 MW turbína). V dnešní době se protitlaké turbíny stále častěji uplatňují jako náhrada či doplnění stávajících redukčních a dochlazovacích stanic, kdy nejen redukují páru na požadované parametry, ale přitom i vyrábějí elektrickou energii. Těmto malým protitlakým turbínám se říká točivá redukce. Mechanická účinnost protitlakých turbín se pohybuje od cca 92,8 % (100 kW turbína) do 99,55 % (20 MW turbína). Účinnost generátoru (alternátoru) je odvislá od toho, zda je turbína spojena s generátorem přímo (bez převodovky) nebo je vybavena čelní, případně planetovou převodovkou. Při přímém spojení se tato účinnost pohybuje od 98 % (2 MW turbína) do 99, 6 % (100 MW turbína). Například 10 MW turbína dosahuje účinnosti generátoru cca 99 % při přímém zapojení. S planetovou převodovkou je účinnost generátoru při stejném výkonu 97 %, s čelní převodovkou pak jen 96,5 %. Pro nižší parametry páry nebo tam, kde potřebujeme pracovat se sytou párou lze použít pro kogenerační výrobu parního motoru. Ten může pracovat i na přehřátou páru. Parní motor, který pohání asynchronní elektrický generátor může pracovat do protitlaku nebo do kondenzačního provozu. Sytou párou či přehřátou párou je parní motor napájen parními kotly.

9

2.2. Kogenerační jednotky s plynovou turbínou Plynová turbína je točivý stroj, který je složen ze tří částí: 1. z axiálního kompresoru pro nasávání venkovního vzduchu a jeho stlačení na obvyklý kompresní poměr, který dosahuje výše 10 až 20. 2. ze spalovací komory, do které je přiváděno palivo (zemní plyn, generátorový plyn, mazut, nafta aj.) a stlačený vzduch z kompresoru. Protože teplota spalin převyšuje 1 500 °C, musí se přivádět vzduch se značným přebytkem, aby se teplota směsi dostala na 900 – 1 300 °C, což je teplota únosná pro žáruvzdorný materiál spalovací turbíny. 3. z vlastní turbíny, což je opět rotační stroj s řadou lopatek, ve kterém dochází k expanzi spalin. Z turbíny vystupující spaliny mají teplotu 450 až 600 °C, což je teplota využitelná k teplárenským účelům či technologickým účelům ve výměnících spaliny – voda. Spaliny vycházející z turbíny se mohou také zavést do spalinového kotle (bez přihřívání, s přihříváním), ve kterém je možno vyrábět páru pro parní turbíny (protitlaké, kondenzačně odběrové, kondenzační). Kogenerační jednotce složené z plynové turbíny, spalinového kotle a parní turbíny se říká paroplynový cyklus. Plynové turbíny se v současné době vyrábějí ve velkém výkonovém rozsahu. Od malých výkonů několika desítek kW (mikroturbíny), přes střední výkony stovky kW až po velké výkony přesahující výš 200 MW. Spalovací turbína, která je na společné hřídeli se vzduchovým kompresorem, alternátorem a pomocným elektromotorem k najíždění celého soustrojí, tedy pohání alternátor a kompresor. Užitečný výkon spalovací turbíny přeměněný v elektrickou energii je proto roven rozdílu vlastního výkonu turbíny a příkonu kompresoru, který dosahuje výše rovné až 70 % celkového výkonu spalovací turbíny. Kogenerační jednotka se spalovací turbínou odpovídá hlavním požadavkům kladeným na špičkové zdroje, kterými jsou: • rychlé najíždění a odstavování v řádu několika minut, • dobrá účinnost i u kogeneračních jednotek středních výkonů až 35 %. Každé najetí a odstavení turbíny při rychlých startech ze studeného stavu je však spojeno se snížením provozních hodin zkracujících dobu životnosti mezi jednotlivými opravami. Proto jsou doporučeny starty turbíny z teplého stavu. Elektrický výkon plynové turbíny a její elektrická účinnost závisí především na teplotě a tlaku nasávaného vzduchu. Platí obecné pravidlo, že čím vyšší je tlak a nižší teplota, tím vyššího elektrického výkonu se na turbíně dosáhne a naopak. Využitelný tepelný výkon je pak funkcí množství a teploty spalin vystupujících z turbíny a jejich vychlazení ve spalinovém kotli. Spalinový kotel se liší od klasického parního kotle především tím, že má k dispozici menší teplotní spád na straně spalin dosahujících obvyklé teploty 450 – 600 °C. Spalinový kotel bez přihřívání nemá vlastní ohniště a proto nepotřebuje spalovací vzduch. Spaliny obsahují cca 15 % kyslíku, neboť hoření ve spalovací komoře probíhá s velkým přebytkem vzduchu cca 3,5 z důvodu mezní teploty spalin, kterou snesou lopatky plynové turbíny. U klasického parního kotle bývá teplotní spád mezi spalinami a pracovní látkou (párou) stovky stupňů celsia. U spalinového kotle by měl být tento minimální teplotní spád na konci výparníku a ovlivňující teplotu a tlak páry pro parní turbínu co nejmenší. Čím menší je tento teplotní spád, tím vyšší je parní výkon kotle v (t/hod), ale tím větší vychází výhřevné plochy samotného výparníku, který ovlivňuje velikost celého spalinového kotle. Spalinové kotle se proto v současné době navrhují s kompromisním optimálním tepelným spádem, který se pohybuje v rozmezí od 7 do 15 °C. Účinnost spalinového kotle má podstatný vliv na tepelnou účinnost paroplynového oběhu. Účinnost je dána především tzv. komínovou ztrátou (ztráta fyzickým teplem spalin) a ztrátou sdílením tepla do okolí, která však při dnešní kvalitní tepelné izolaci spalinového kotle nedosahuje u jednotek o tepelném výkonu vyšším než 5 MW ani 1%. Přitápění ve spalinovém kotli se použije v případě, když chceme buď zvýšit tepelný výkon spalinového kotle, nebo zvýšit potřebné parametry páry vystupující z kotle a vstupující do parní turbíny. Přitápění se realizuje přídavným hořákem umístěným před vstupem spalin z plynové turbíny do spalinového kotle. Prioritním palivem přídavného hořáku bývá zemní plyn. Obsahují-li spaliny vstupující do spalinového kotle kyslík s obsahem větším než 13 %, nepotřebuje přídavný hořák samostatný spalovací vzduch. Přídavné hořáky, které se konstruují jako mřížové, mají velký regulační rozsah, nízké emise CO a NOx a jsou konstrukčně jednoduché. Na rozdíl od klasických parních kotlů, kde se značná část tepla přenáší sáláním spalin, je u spalinových kotlů přenos tepla realizován téměř výhradně konvekcí, kterou ovlivňuje rychlost spalin a uspořádání výhřevných ploch. Čím je rychlost spalin vyšší, tím vyšší je přestup tepla konvekcí, ale tím vyšší jsou i tlakové ztráty spalinového kotle, které dosahují hodnot cca 250 – 350 kPa. Tyto ztráty negativně snižují výkon plynové turbíny (zvýšení tlakové ztráty o 100 kPa snižuje výkon plynové turbíny o cca 0,05 %). Bilanční schéma kogenerační jednotky s plynovou turbínou a spalinovým kotlem je zachyceno v Příloze 2. V porovnání s dieselovými motory se dá u spalovacích turbín dosáhnout podstatně vyšších jednotkových výkonů. V dnešní době přesahujících 200 MW.

10

2.3. Kogenerační jednotky s pístovými spalovacími motory Kogenerační jednotky s pístovým spalovacím motorem jsou tvořeny spalovacím motorem, který pohání elektrický generátor a soustavou tepelných výměníků využívajících teplo z chlazení motoru a mazacího oleje (výměník glykol – voda nebo voda – voda) nebo výfukových spalin (výměník spaliny – voda). Spalovací motory jsou ve srovnání se spalovacími turbínami větší a technicky složitější, mají však vyšší tepelnou účinnost. Spalovací motory jsou tepelné stroje, které mění teplo v palivu při spalovacím procesu v mechanickou práci s využitím tlaku spalin na píst pohybující se uvnitř válce. Spaliny vznikající při spalování paliva ve válci mají vysoký tlak a teplotu pohybující se od 2 000 – 2 500 °C na začátku hoření až 1 000 – 1 500 °C na konci expanze. Posuvně vratným pohybem pístu se prostřednictvím ojnice a klikového mechanismu převádí tepelná energie na mechanickou práci (rotační pohyb klikového hřídele spalovacího motoru). Předností spalovacích motorů jsou především rychlé spouštění, stálá pohotovost, vyšší účinnost (u současných vznětových motorů dosahuje cca 45 %), malé vnější rozměry. Mezi nevýhody patří především omezenost horní hranice výkonnosti (cca 35 MW), malá možnost přetížení motoru, nemožnost a spouštění pod zatížením. Základní rozdělení spalovacích motorů: a. Dle pracovního oběhu • čtyřdobé – pracovní oběh probíhá během 4 zdvihů pístu (dvou otáček klikového hřídele) • dvoudobé – pracovní oběh realizován během dvou zdvihů pístu (jedné otáčky klikového hřídele) b. Dle použitého paliva • motory na kapalná paliva (benzín, nafta, líh, biopaliva) • motory na plynná paliva (zemní plyn, bioplyn) • motory duální, což jsou v principu vznětové motory se vstřikem cca 10 % dávky nafty k zapálení směsi plynu se vzduchem (základním palivem je zemní plyn, zápalným palivem nafta) • motory vícepalivové (pracující s několika druhy kapalných paliv od lehkých po těžké) c. Podle stupně rychloběžnosti • motory volnoběžné (se střední pístovou rychlostí pod 6,5 m/s) • motory rychloběžné (se střední pístovou rychlostí 6,5 m/s a vyšší) d. Dle plnění pracovního válce náplní • motory bez přeplňování (sání vzduchu nebo směsi probíhá pod tlakem vznikajícím při sacím zdvihu pístu ve válci motoru) • motory s přeplňováním (přívod vzduchu nebo směsi do válce se děje za pomocí dmýchadla, které vytváří přetlak zvyšující měrný výkon motoru) e. Dle způsobu tvoření směsi • s vnějším tvořením směsi (směs je tvořena mimo pracovní válec z par snadno odpařitelného kapalného paliva se vzduchem nebo plynu se vzduchem) • s vnitřním tvořením směsi (pracovní směs je tvořena uvnitř pracovního válce spalovacího motoru rozprášením paliva do válce pod vysokým tlakem, do kterého je palivo a vzduch přiveden odděleně) Generátor elektrické energie se u kogeneračních jednotek nižších výkonů používá asynchronní, u vyšších výkonů synchronní. Základní schéma kogenerační jednotky se spalovacím motorem je patrno z Obr. 6. Palivo, nejčastěji zemní plyn, tvoří se vzduchem ve směšovači směs, která je nasávána a komprimována turbodmychadlem poháněným spalinami, odcházejícími ze spalovacího motoru. Komprimovaná horká směs je v chladiči směsi (výměníku směs – glykol) dopravována do spalovacího motoru. Samotný glykol je ochlazován v uzavřeném vzduchovém chladiči. Odpadní teplo z chlazení směsi, které tvoří cca 8 % z celkového odpadního tepla se do tepelného výkonu jednotky nezahrnuje z důvodu nižších teplot.

11

Obr. 6 V případě potřeby ho lze využít pro temperování přilehlých prostor. Druhý bilanční okruh tvoří teplo z chlazení bloku motoru, teplo z chlazení motorového oleje a teplo z odcházejících spalin. Teplo z chlazení bloku motoru a teplo z chlazení oleje je odváděno pomocí glykolu (vody) do výměníku glykol – voda (voda, voda), pomocí něhož se ohřívá teplá voda případně horká voda teplovodního (horkovodního) okruhu. Ve výměníku ohřátá voda dále prochází výměníkem spaliny – voda, zapojeným s předchozím výměníkem glykol – voda (voda – voda) do série a sloužící ke konečnému ohřevu teplé (horké) vody pro zákaznický okruh. Elektrická účinnost kogenerační jednotky, která je odvislá od velikosti jednotky, se pohybuje v rozmezí cca 27 % – 42 %. Účinnost se stanoví z poměru elektrického výkonu jednotky k teplu přiváděnému v palivu (příkonu paliva). Tepelná účinnost spalovacího motoru se pohybuje v rozmezí cca 43 % - 53 %. Stanovuje se jako poměr tepelného výkonu kogenerační jednotky (součet odpadních tepel z chlazení bloku motoru, chlazení mazacího oleje a chladiče spalin) k příkonu motoru (tepla v palivu). Odpadní teplo spalin přitom tvoří cca 40 % z celkového odpadního tepla. Kogenerační jednotky mohou pracovat: • v paralerním provozu, • v ostrovním provozu, • v záložním provozu. Po nastartování motoru při paralerním provozu a po dosažení nominálních otáček dojde k automatickému fázování generátoru k elektrické síti. Pak kogenerační jednotka pracuje na zadané hodnotě elektrického výkonu paralerně s elektrickou sítí, kde dodává vyrobenou elektrickou energii. Po nastavení jednotky sníží jednotka výkon na tzv. prochlazovaní úroveň a po určité nastavené době se generátor od sítě odpojí, zastaví se motor a v chodu zůstanou pouze elektrické spotřebiče nutné k dochlazení celého soustrojí. Po ukončení prochlazování se po odstavení i těchto elektrických spotřebičů uvede kogenerační jednotka do klidu. V případě nouzového provozu plní kogenerační jednotka funkci záložního zdroje. Jednotka je v pohotovostním stavu. Napájení nouzové rozvodny probíhá z hlavní rozvodny, případně ze sítě. Při výpadku elektrické sítě dochází ke zpětnému připojování k síti. V ostrovním provozu pracuje jednotka autonomně bez připojení k rozvodné síti. Po nastartování kogenerační jednotky dochází k automatickému připojování generátoru k rozvodně, do které je vyveden jeho výkon. Generátor dodává výkon, jehož výše je dána okamžitou spotřebou elektrických spotřebičů. Po vypnutí kogenerační jednotky dochází k odpojení generátoru od rozvodny a po krátkém čase, kdy se soustrojí točí při jmenovitých otáčkách, se motor zastaví. Kogenerační jednotka, která pracuje v automatickém provozu, může být regulována dle potřeby elektrického či tepelného výkonu. Při návrhu kogenerační jednotky s pístovým spalovacím motorem se proto vychází z průběhu výkonu (elektrického, tepelného) charakteristického dne. Tímto dnem je den pracovní a den pracovního klidu vždy v zimním a letním období.

12

Na základě vstupních dat z typových listů výrobce kogenerační jednotky se vyčtou vstupní základní jmenovité hodnoty nutné pro zpracování energetických bilancí, jako jsou: • výkon motoru, • účinnost generátoru, • elektrický výkon, • tepelný výkon, • hodinová spotřeba paliva, • účinnost tepelná, elektrická, celková. Pro názornost se v Příloze 3 této práce nachází typový list kogenerační jednotky NATGAS 180 s generátorem BOOMEL. Pro stanovení provozních parametrů kogeneračních jednotek závislých na průměrném ročním zatížení kogenerační jednotky udávají někteří výrobci hodnoty výkonů a účinností i pro zatížení 75 % a 50 %. Pomocí polynomických rovnic 2. stupně lze pak vyčíslit provozní parametry kogeneračních jednotek v rozsahu zatížení 100 % až 50 % následovně: 1. z funkční závislosti vytvoříme polynomickou rovnici pro výpočet účinnosti generátoru pro rozsah zatížení 100 % až 50 %. Pomocí něho pak můžeme spočíst elektrický výkon nebo výkon motoru pomocí vzorce:

PE……..elektrický výkon kogenerační jednotky PM…….výkon motoru na hřídeli η ………účinnost generátoru 2. z funkční závislosti poměr výkonů vytvoříme polynomickou rovnici 2. stupně ke stanovení poměru výkonů (tepelný k elektrickému). Z takto stanovené hodnoty v rozsahu zatížení 100 % až 50 % můžeme stanovit tepelný výkon kogenerační jednotky při známém výkonu elektrickém a naopak. 3. z funkční závislosti spotřeba paliva vytvoříme polynomickou rovnici pro stanovení spotřeby paliva při normálních podmínkách, tj. při teplotě 0 °C a tlaku 101 325 Pa v rozsahu zatížení 100 % až 50 %. Takto stanovenou spotřebu ZP v [Nm3/n] pro libovolné provozní zatížení kogenerační jednotky přepočteme na obchodní podmínky, tj. na teplotu 15 °C a tlak 101 325 Pa. Na Obr. 7 jsou graficky zachyceny tři výše zmíněné funkční závislosti pro kogenerační jednotku NATGAS 180 poháněnou spalovacím motorem Caterpillar a vybavenou generátorem elektrické energie BOOMEL.

13

Obr. 7 Na základě jmenovitých a předpokládaných provozních hodnot výkonů a účinností a předpokládaného počtu provozních hodin kogenerační jednotky za den (8 hod, 12 hod, 24 hod, jiné) a rok stanovíme hmotové a energetické bilance kogenerační jednotky, tj. především: • výrobu elektrické energie, • výrobu tepla, • spotřebu paliva, • vlastní spotřebu elektrické energie. Bilance kogenerační jednotky pro jmenovité i předpokládané provozní parametry je pro názornost zachycena na Obr. 8 této práce. Kogenerační jednotky s pístovým motorem zpravidla slouží jako základní zdroj pro dodávku tepla pro vytápění a ohřev teplé vody. Dostatečnou rezervu tepelného výkonu v období maximální spotřeby tepla zajišťují špičkovací plynové kotle, které jsou s kogenerační jednotkou zapojeny paralerně. Kogenerační jednotky jsou schopny pracovat v automatickém (bezobslužném) režimu. Součástí kogenerační jednotky je autonomní systém nouzového chlazení, který umožňuje plnou výrobu elektrické energie i v situaci, kdy není dostatečný odběr tepla zákaznickým topným systémem. Elektrická silová a řídící část kogenerační jednotky je umístěna v rozváděčové skříni. Řídící část bývá vybavena především řídící jednotkou spalovacího motoru, jednotkou pro paralerní provoz s veřejnou distribuční sítí, zpětnou výkonovou ochranou a dalšími řídícími a regulačními prvky zabezpečující bezpečný a spolehlivý provoz kogenerační jednotky (tlak a teplotu oleje, přeběh jmenovitých otáček, teplota plnící směsi motoru, teplota chladící vody motoru apod.).

14

Obr. 8 Základní vztahy pro bilancování KGJ: VÝKONY:

VÝROBY: počet provozních hodin počet provozních hodin PŘÍKONY:

15

MĚRNÉ SPOTŘEBY PALIVA:

ÚČINNOSTI:

3. TRIGENERACE Pokud je k výrobě chladu použito kompresorové chlazení, narůstá v letním období spotřeba elektrické energie u klimatizovaných objektů. Tuto elektrickou energii lze ušetřit v případě, když nahradíme kompresorové chlazení chlazením absorpčním, při kterém bude využívána pro napájení absorpční chladící jednotky tepelná energie z kogeneračního stroje s pístovým motorem. Tímto řešením jednak snížíme spotřebu elektrické energie a také prodloužíme provoz kogenerační jednotky v letním období, čímž dosáhneme zvýšení podílu vyrobené elektrické energie. Systému společné výroby elektrické energie, tepla a chladu z tepla se říká trigenerace. Princip trigenerace je zachycen na Obr. 9. Bilanční schéma trigenerace zobrazující kogenerační jednotku, akumulační nádrž topné vody a absorpční chladící jednotku s otevřeným chladičem chladící vody je zachyceno v Příloze 4. Zdrojem výroby tepla pro chladící absorpční jednotku i pro klasické spotřebiče tepla je kogenerační jednotka s pístovým spalovacím motorem, která nejčastěji dodává zákaznickým okruhem teplou vodu o parametrech 90 °C/ 70 °C (100/80 °C). V absorpční chladící jednotce, která je podobně jako kompresorové chlazení vybavena výparníkem a kondenzátorem, pracuje místo kompresoru s elektrickým pohonem tzv. „termokompresor“ složený z absorbéru, vypuzovače a čerpadla. V absorbéru jsou páry chladiva odcházející z výparníku pohlcovány a vzniká tzv. „bohatý roztok“. Bohatý roztok je čerpán do vypuzovače, kde se chladivo přiváděným teplem z kogenerační jednotky vypudí z bohatého roztoku za vzniku tzv. „chudého roztoku“ a páry chladiva. Páry chladiva kondenzují v kondenzátoru za odvodu tepla v chladící věži a po seškrcení na redukčním ventilu jsou opět nastříknuty do výparníku. Chudý roztok se přes škrtící orgán vrací do absorbéru. Sorpční chlazení bude podrobněji popsáno v kapitole 4. 2 této práce.

16

Obr. 9

4. STROJNÍ CHLAZENÍ Pod pojmem strojní chlazení rozumíme dosahování a udržování teplot, které jsou nižší, než teplota okolí. Tekutina, která odvádí teplo z chlazené látky, se nazývá chladivo. Konstantní množství chladiva zpravidla obíhá v uzavřeném chladícím okruhu a po několika fyzikálních změnách svého stavu (kapalina, pára) se opět vrací do svého výchozího stavu. Strojní chladící zařízení využívají výparné teplo těkavých chladiv. Vypařování chladiva za teploty nižší než je teplota okolí se dosáhne snížením tlaku chladiva a přívodem tepla z chlazené látky. Tomuto tlaku se říká tlak na mezi sytosti. Každému tlaku na mezi sytosti odpovídá určitá teplota sytosti a naopak. Kondenzace par chladiva se dosáhne jejich stlačením a odvodem vzniklého tepla chladící vodou nebo okolním vzduchem. Udržování nízkého tlaku par chladiva vznikajících ve výparníku přívodem tepla z chlazené látky lze provést těmito způsoby: 1. odsáváním par pomocí kompresoru (kompresorové chlazení) 2. pohlcováním par absorbentem ve stavu kapaliny (absorpční chlazení) 3. odsávání par ejektorem – proudovým kompresorem (ejektorové chlazení) U absorpčního chlazení se roztok absorbentu s pohlceným chladivem stlačí za pomocí čerpadla na kondenzační tlak, přičemž se chladivo z roztoku vypudí ve formě páry zahřátím roztoku na teplotu sytosti při kondenzačním tlaku. Následně se pak páry chladiva ochladí a chladivo zkapalní v kondenzátoru. U kompresorových a ejektorových chladících zařízení se páry chladiva po stlačení kompresorem zkondenzují odvodem tepla z kondenzátoru.

17

4.1. Kompresorové chlazení 4.1.1.Základní pojmy 1. Hrubý chladící výkon kompresoru Hrubý chladící výkon kompresoru se stanoví jakou součin průtoku chladiva [kg/s] a rozdílu entalpií chladiva mezi sacím hrdlem kompresoru a místem těsně před škrtícím ventilem. Je ho možné také vyjádřit jako součet hrubého chladícího výkonu výparníku a tepelných ztrát (především tepla procházejícího z okolí do chladiva) nízkotlaké části okruhu, kde byl stanovován (měřen) hrubý chladící výkon výparníku. 2. Hrubý chladící výkon výparníku Hrubý chladící výkon výparníku se vypočte jako součin z průtoku chladiva a rozdílu jeho entalpií těsně za výparníkem a těsně před ním. Je to v podstatě užitečný chladící výkon zvětšený o veškeré tepelné ztráty prostupem tepla z okolí do chladiva a dále příkon strojů pro cirkulaci chlazené látky. 3. Užitečný chladící výkon Užitečný chladící výkon je výkon v místě spotřeby. Je ho možné vyjádřit jako čistý chladící výkon zvýšený o ztráty prostupem tepla z okolí do chlazené látky (není zde zahrnut příkon strojů pro cirkulaci chlazené látky). 4. Čistý chladící výkon Jedná se o výkon, který je potřebný k odvedení tepla chlazené látce za určitý čas pro dosažení žádaného chladícího účinku. Je to tedy průměrná hodnota chladícího výkonu, ke kterému přistupují tepelné ztráty, jimiž se výkon zvyšuje. Principiální schéma okruhu jednostupňového kompresorového chlazení s tepelným p - i diagramem je zobrazeno na Obr. 10.

Obr. 10 Ve výparníku se do okruhu přivádí teplo Qv [J] z chlazené látky. Vlivem tohoto tepla zde dochází k vypařování chladiva za teploty sytosti (o několik stupňů nižší, než je požadovaná teplota chlazené látky). Výparný tlak (tlak na mezi sytosti) chladiva daný teplotou varu se ve výparníku udržuje odsáváním vznikajících par kompresorem sacím potrubím. Páry se po stlačení kompresorem dopravují výtlačným potrubím do kondenzátoru. Kondenzační tlak pk je o něco vyšší než tlak sytých par při teplotě odtékající chladící vody tw2 při vodním chlazení nebo vzduchu při chlazení vzduchem. V kondenzátoru zkapalněné chladivo vlivem odvedeného tepla v chladící vodě Qk [J] se škrtí v redukčním ventilu z tlaku kondenzačního pk na tlak výparný ps a vede potrubím zpět do výparníku. Do výparníku vstupuje mokrá pára. Je-li okruh doplněn o odlučovač kapaliny, vstupuje do výparníku pára sytá. Po stlačení páry na kondenzační tlak se pára (téměř vždy přehřátá) ochladí na kondenzační teplotu, při které kondenzuje. Dalším ochlazením je možné kapalinu podchladit.

18

4.1.2. Tepelná bilance chladícího okruhu Při návrhu chladícího okruhu se vychází z idealizovaného (teoretického oběhu), který neuvažuje se sdílením tepla v potrubí, s průtokovými odpory ani s odchylkami od izoentropického stlačení. Pro kompresorový chladící okruh se zanedbatelnými tepelnými ztrátami pak platí tyto základní bilanční rovnice: 1. Hmotnostní průtok chladiva:

Pv……...výkon výparníku i1, i4……entalpie chladiva v místech zobrazených na Obr. 10 2. Výkon kondenzátoru:

3. Příkon kompresoru:

4. Průtok chlazené vody:

is1, is2…….entalpie chlazené vody 5. Průtok chladící vody:

iw1, iw2……..entalpie chladící vody 6. Účinnost chladícího okruhu vyjádřená chladícím faktorem EER:

4.1.3. Chladiva Chladiva jsou obecně látky (tekutiny), které v chladícím oběhu přijímají teplo při nízkém tlaku a teplotě a naopak teplo odevzdávají při tlaku a teplotě vyšším. Přívod i odvod tepla je spojen se změnou fáze chladiva. Při přívodu tepla nastává vypařování chladiva, při odvodu tepla z chladiva pak kondenzace par. Přívod tepla z chlazené látky a následné vypařování chladiva se u kompresorových chladících systémů odehrává ve výparníku. Odvod tepla z chladiva probíhá v kondenzátoru. Zde páry chladiva nasáté a stlačené kompresorem na tlak sytosti předávají teplo chladící vodě nebo vzduchu. Podle normy ISO jsou chladiva (jednoznačně určena svými názvy a vzorci) jednotně označována písmenem R s příslušným číselným označením. Dále uvádíme označení přírodních a syntetických chladiv na bázi fluorovaných uhlovodíků (nezatěžujících životní prostředí).

19

Přírodní chladiva: • R 729……….VZDUCH (malé měrné teplo vzduchu vyžaduje oběh velkého množství, oběh probíhá v oblasti vyšších tlaků pro zmenšení rozměrů zařízení) • R 710………VODA (pro výparné teploty vyšší než 5 °C) • R 717………ČPAVEK (nejobvyklejší chladivo pro průmyslová chladící zařízení s pístovými kompresory a absorpční chladící zařízení všech výkonů) • R 744………OXID UHLIČITÝ (pro vysoké tlaky 7 – 9 MPa, uplatňuje se hlavně jako suchý led sublimující za atmosférického tlaku při - 78,5 °C) • R 290………PROPAN • R 1270……PROPYLEN • R 600 a……IZOBUTAN Syntetická chladiva – HFC: • R 134 a …(jednosložkové, nízkotlaké pro vypařovací teploty - 30 °C až - 5 °C) • R 404 a …(vícesložkové chladivo, nízkotlaké, pro vypařovací teploty - 40 °C až - 5 °C) • R 407 c …(vícesložkové, náhrada za R22, s vypařovacími teplotami do - 10 °C) • R 410 A….(vysokotlaké chladivo) • R 507……. (vícesložkové chladivo, termodynamicky stejné jako R 404 a, pro rozsah vypařovacích teplot – 40 °C až + 7 °C) V dřívějších dobách se hojně používala v kompresorových chladících zařízeních syntetická chladiva plně halogenová (CFC) známá po názvem „tvrdé freony“, jako například R 11, R 12, R 113, R 114 aj. Tato chladiva však byla k datu 1. 10. 2000 v EU zakázána. K datu 1. 1. 2015 jsou Nařízením Evropského parlamentu č. 2037/2000 k používání pro chladící techniku zakázány i tzv. „ měkké freony “. Jsou to chladiva částečně halogenová (HCFC), jako například R 122, R 123, R 124 aj. Ze syntetických chladiv jsou pro klimatizační a chladící zařízení povolena pouze chladiva na bázi fluorovaných uhlovodíků (HFC) jako je R 134 a, R 404 a, R 407 c, R 410 A aj. Funkční závislost entalpie na tlaku u jednoho z těchto chladiv, konkrétně chladiva R134 a používaného také u tepelných čerpadel, je zachycena v Příloze 5. Vlastnosti jednotlivých chladiv mají zásadní vliv na konstrukci a provoz chladících zařízení. Z vlastností chladiv jsou především důležité tlaky odpovídající provozním teplotám, objemová chladivost při žádané vypařovací teplotě (množství tepla, které v chladícím oběhu přejde ve výparníku do chladiva tak, že vznikne 1 m3 syté páry), rozpustnost vody v chladivu, měrný objem, hustota, teplota trojného bodu chladiva, vliv chladiva na životní prostředí a lidské zdraví, účinek na konstrukční kovy použité v chladícím okruhu, výbušnost, hořlavost a cena chladiva. U chladiv je žádoucí, aby bod varu za atmosférického tlaku byl co nejnižší a aby tlak chladiva při vypařovací teplotě byl vyšší než atmosférický. Vyšší tlak zabraňuje při možných netěsnostech chladícího systému unikání vzduchu do chladícího zařízení. Vzduch totiž zhoršuje účinnost oběhu, zvyšuje svým parciálním tlakem kondenzační tlak a snižuje součinitel přestupu tepla. Z dalších požadavků kladených na chladiva jsou co nejvyšší výparné teplo, neagresivnost, nejedovatost, nehořlavost, nízká viskozita, velký součinitel tepelné vodivosti, malá měrná tepelná kapacita v kapalné fázi a dostupná cena.

4.2. Sorpční chlazení 4.2.1. Základní pojmy Sorpční chladící zařízení jsou založeny na fyzikálním principu absorpce nebo adsorpce. Při absorpci dochází k průniku molekul chladiva ve formě par do látky zvané absorbent a k následnému uchycení v ní. Opačným jevem k absorpci je desorpce, při níž naopak dochází k vypuzování molekul chladiva z absorbentu. Při fyzikálním jevu zvaném adsorpce dochází k ulpívání molekul par na povrchu látky (sorbentu). Sorpce je exotermní jev, při němž dochází k uvolňování tepelné energie do okolí. Při desorpci, která je endoterním jevem, se naopak musí tepelná energie z okolí přivést, aby mohla proběhnout.

20

4.2.2. Absorpční chladící oběh Chladivo ve formě páry se nejprve absorbuje do kapalného absorbentu a následně z něho vypuzuje. Vypařování a kondenzace chladiva probíhá obdobně jako u parních oběhů. Absorpční chladící oběhy se navrhují jako jednostupňové a dvoustupňové. Pracovní látky zvané pracovní dvojice (chladivo – absorbent) musí především splňovat dvě základní podmínky. První je ta, že musí mít co nejvíce odlišné teploty varu při pracovním tlaku, aby se zaručil co nejnižší podíl absorbentu ve vypuzujících se parách chladiva. Druhou vlastností pro volbu pracovních dvojic je jejich neazeotropnost. Neazeotropní (zeotropní) látky se dají ohřevem (na rozdíl od azeotropních) rozdělit na složky, které jsou neomezeně míchatelné s malou potřebou směšovacího tepla v celém rozsahu pracovních tlaků i teplot. U neazeotropních směsí jsou fázové změny izobarické, ne však izotermické. Teplotní skluz, ke kterému u neazeotropních směsí dochází, je znázorněn v p – i diagramu na Obr.11. U azeotropních směsí jsou fázové změny izobarické i izotermické. Výše zmíněné vlastnosti splňují pracovní dvojice čpavek – voda a voda – bromid litný.

Obr. 11

4.2.3. Princip absorpčního chladícího zařízení voda – LiBr, základní komponenty Princip absorpčního chladícího zařízení zobrazuje principiální schéma na Obr. 12. Z něho je patrné, že základními zařízeními absorpčního chladiče jsou: • výparník, • absorbér, • vypuzovač (generátor, zahušťovač), • kondenzátor, • výměník tepla silný/ slabý roztok, • expanzní ventily, • vývěva (pro tvorbu vakua ve výparníku).

Obr. 12 Výparník Do měděných trubek výparníku vstupuje chladná voda z klimatizačních systémů budov či průmyslových chladících zařízení o tepelném spádu v našem případě 12/ 7 °C.

21

Voda (chladivo) o teplotě cca 5 °C se odčerpává z dolní části výparníku při nízkém tlaku cca 0,87 kPa a rozstřikuje se v horní části výparníku na trubkový systém s chladnou vodou uvnitř trubek a tu ochlazuje (z 12 °C na 7 °C). Teplo odebrané z okruhu studené vody uvede do varu chladivo (vodu) nacházející se ve výparníku. Odpařování probíhá ve vakuu, které je udržováno pomocí vývěvy. Voda se vypařuje při atmosférickém tlaku 101,325 kPa při teplotě 100 °C. Vytvořením vakuových podmínek s tlaky podstatně nižšími než atmosférický se však může vypařovat i při podstatně nižších teplotách. Závislost výparné teploty vody na tlacích nižších od atmosférického zachycuje graf na Obr. 13.

Obr. 13 Chladivo absorbující teplo z chlazené (chladné) vody a přecházející ve vakuu do stavu páry je z výparníku odváděno pomocí potrubí do absorbéru, s kterým je výparník spojen. Absorbér Do měděných trubek absorbéru je dopravována chladící voda z chladící věže. Tato voda, jejíž teplota určuje koncovou teplotu absorbéru, slouží k odebrání tepla vznikajícího při absorpci vodních par do hydroskopického roztoku LiBr, neboť absorpce je děj exotermický (s vývinem tepla do okolí). V horní části absorbéru je rozstřikován silný roztok H2O – LiBr (cca 65 % koncentrace), který proudí do absorbéru z vypuzovače (zahušťovače) přes výměník tepla a expanzní ventil. Silný roztok LiBr má při nízkých teplotách silnou slučitelnost s vodou. Tento silný roztok absorbuje vodní páry z výparníku, které ho ředí. Ve spodní části absorbéru se nachází již zředěný (slabý roztok). Narůstající množství zředěného roztoku se dopravuje čerpadlem přes výměník tepla do vypuzovače. V absorbéru se udržuje stálá teplota cca 40 °C. Vypuzovač (generátor, zahušťovač) Do měděných trubek vypuzovače vstupuje topné médium (teplá voda, horká voda, pára, spaliny – dle typu chladícího zařízení), které zahřívá zředěný (slabý) roztok čerpaný z absorbéru a proudící kolem trubek do spodní části vypuzovače. Teplota do vypuzovače vstupujícího slabého roztoku je po ohřátí ve výměníku cca 75 °C. Pomocí topného média je tento chudý roztok uveden do varu. Ve vypuzovači je vyšší tlak než v absorbéru cca 9,6 kPa. Přivedené teplo způsobí v neazeotropní směsi její rozdělení na vodu a LiBr. Ve spodní části vypuzovače se hromadí roztok H2O – LiBr, který se dopravuje do absorbéru. Ve vypuzovači vznikající vodní páry se dopravují potrubím do kondenzátoru. Kondenzátor Chladící voda vystupující z absorbéru prochází výměníkem tepla z měděných trubek v kondenzátoru a odebírá teplo chladivu (vodě ve formě vodní páry) protékající okolo trubek. Takto ohřátá chladící voda z teploty 35 °C na 40 °C se odvádí na chladící věž. Kondenzátor pracuje při stejném tlaku jako vypuzovač, tj. cca 9,6 kPa. Aby při tomto tlaku docházelo ke kondenzaci vodních par, musí být v kondenzačním prostoru teplota cca 45 °C. Aby se této kondenzační teploty vodní páry dosáhlo, musí se pára přicházející z vypuzovače do kondenzátoru o teplotě 90 – 100 °C ochladit chladící vodou přicházející z absorbéru o teplotě cca 35 °C. Zkondenzovaná voda bez absorbentu LiBr se po seškrcení expanzním ventilem na vypařovací tlak 0,87 kPa vrací zpět do výparníku a celý proces se opakuje. Závislost kondenzační teploty vody na tlacích absorpčních chladících zařízení pro pracovní dvojici voda – bromid litný zachycuje graf na Obr. 14.

22

Výměník tepla silný/ slabý roztok Výměník tepla je hlavním faktorem úspory tepelné energie chladícího absorpčního zařízení. Díky němu vysokoteplotní koncentrovaný (silný) roztok proudící přes výměník z vypuzovače předává teplo nízkoteplotnímu zředěnému (slabému) roztoku čerpaného z absorbéru. Teplota zředěného roztoku se před vstupem do absorbéru zvýší ze 40 °C na cca 75 °C. Teplota koncentrovaného (silného) roztoku se naopak před vstupem do absorbéru sníží z cca 90 °C až 100 °C na 65 °C. Tímto řešením se jednak podstatným způsobem snižuje spotřeba tepla topného média dodávaného do vypuzovače a také se snižuje i průtok chladící vody nutné pro chlazení roztoku v absorbéru.

Obr. 14 4.2.4. Pracovní dvojice látek v absorpčním oběhu V absorpčním oběhu mohou kolovat různé pracovní dvojice, například NH3 – voda, voda – LiBr, voda – NaOH, NH3 – LiCl a jiné. V praktickém životě našly však většího uplatnění pouze dvojice čpavek – voda (NH3 / H2O) a voda – bromid litný (H2O / LiBr). Tyto dvě dvojice mají zejména velmi dobrou rozpustnost chladiva v absorbentu. U pracovní dvojice NH3 / H2O je chladivem čpavek a absorbentem voda. U dvojice H2O / LiBr je naopak voda chladivem a bromid litný absorbentem. U pracovních dvojic nabývá na významu co nejvyšší rozdíl teplot varu obou látek (chladiva a absorbentu). Teploty varu jsou následující:

TEPLOTA VARU [°C] 100 - 33,34 1 265

LÁTKA voda čpavek bromid litný

Chladivo, které se odpařuje a kondenzuje, musí mít nižší bod varu než absorbent, který páry chladiva absorbuje. Také možnost práce v oblasti požadovaných teplotních a tlakových úrovních hraje velkou roli u pracovních dvojic absorpčních chladících zařízeních. Pracovní dvojice čpavek – voda Jde o historicky nejstarší pracovní dvojici na světě, neboť byla představena již v roce 1859 ve Francii. Tato dvojice má velmi dobré chladící účinky. V porovnání s chladící dvojicí H2O / LiBr však má nižší účinnost pracovního oběhu. To je způsobeno tím, že ve vypuzovači dochází kromě tvorby par čpavku i k nežádoucí tvorbě par absorbentu – vodní páry. Tuto vodní páru je nutno od čpavku oddělit a vodu vrátit zpět do vypuzovače. Z tohoto důvodu musí být vypuzovač čpavkového chladícího oběhu vybaven i deflegmátorem a rektifikační kolonou. V deflegmátoru část par kondenzuje a odtéká do vypuzovače přes rektifikační kolonu. V rektifikační koloně dochází díky zpětnému toku k promývání a koncentraci par čpavku. Do kondenzátoru se pak dostávají páry čpavku s téměř 100 % - ní koncentrací. Tímto řešením však vznikají i tepelné ztráty vyžadující vyšší spotřebu tepla v absorpčním chladícím oběhu. Výparné teplo vody, které dosahuje při tlaku 101,325 kPa hodnoty cca 2 261 kJ/ kg, je téměř dvojnásobné oproti výparnému teplu čpavku, které při stejném tlaku činí 1 369 kJ/ kg. Rozdíl teplot varu mezi vodou a čpavkem dosahuje cca 133 °C.

23

Čpavek je přírodní látka s pronikavým zápachem, toxická, hořlavá a v určitých koncentracích i výbušná. Proto je u absorpčních chladících zařízení na bázi čpavku požadována bezpečnost celého systému a těsnost absorpčního chladícího okruhu. Čpavek, který je k uhlíkovým ocelím netečný, je velmi agresivní vůči barevným kovům. Korozívně napadá především měď a její slitiny. Pracovní dvojice čpavek – voda, která pracuje v přetlaku, nachází uplatnění v absorpčních chladících zařízeních s chladícím účinkem pod 0 °C a to až do – 60 °C. Spotřebu tepla v chladícím okruhu pomáhá snížit výměník tepla BOHATÝ/CHUDÝ ROZTOK. Horký chudý roztok, který se vrací z vypuzovače do absorbéru, zde předává teplo chladnému bohatému roztoku proudícímu opačným směrem z absorbéru do vypuzovače. Celé absorpční chladící zařízení je řízeno automaticky v závislosti na odebíraný chlad. Množství chudého roztoku nastříkávaného do absorbéru je řízeno výstupní teplotou chlazené látky a to tak, aby tato teplota zůstala konstantní. Konstantní je také udržována hladina v absorbéru, pomocí níž je ovládán regulační ventil na výtlaku čerpadla dopravujícího bohatý roztok do vypuzovače. Konstantní teplota bohatého roztoku za absorbérem je udržována regulací přítoku chladící vody do absorbéru. Konstantní kondenzační tlak v kondenzátoru se obdobně udržuje regulací chladící vody protékající kondenzátorem. Konstantní teplota chlazené látky odcházející z výparníku je zajišťována regulací nastřikovaného chladiva do výparníku s možností téměř okamžitého přerušení chladícího účinku s ohledem na malou tepelnou setrvačnost výparníku. Pracovní dvojice voda- bromid litný Tato dvojice našla své uplatnění po druhé světové válce v USA. Používá se u chladících oběhů s chladícím účinkem nad 0 °C (od 5 °C). U tohoto zařízení odpadá zdroj tepelných ztrát, neboť tato dvojice nepotřebuje rektifikátor a deflegmátor. Je to způsobeno velkým rozdílem výparných teplot bromidu litného (1 265 °C) a vody (100 °C), který činí 1 165 °C. Díky tomuto velkému rozdílu výparných tepel unikají z vypuzovače do kondenzátoru jen čisté vodní páry. Příznivou ekonomií provozu ovlivňuje i velké výparné teplo vody, které při daných tlacích a teplotách dosahuje cca 2 491 kJ/kg. Díky tomu protéká systémem nízké oběhové množství roztoku, které zmenšuje ztráty nedokonalou výměnou tepla. Spotřeba tepla u této dvojice je proto menší, než u pracovní dvojice čpavek – voda. Nízká vypařovací teplota vody, která bývá kolem 2 – 5°C je však podmíněna vysokým vakuem. Ve vypuzovači – kondenzátoru je tlak cca 9,6 kPa a ve výparníku – absorbéru cca 0,87 kPa. Z tohoto důvodu pracovní dvojice pracující v podtlakovém režimu, vyžadují naprosto těsné provedení všech prvků absorpčního chladícího systému. Těsnost je důležitá nejen pro dodržení chladícího účinku, ale i k zabránění korozního působení bromidu litného. Bromid litný (pevná látka získávaná z mořské vody) sice negativně neovlivňuje životní prostředí, má však velmi korozivní účinky vůči uhlíkovým ocelím. Proto se zařízení, ve kterém proudí bromid litný, vybavuje trubkami z mědi nebo nerezové oceli. Výpočty absorpčních chladících zařízení jsou usnadněny diagramy i - ξ, p - t , sestrojenými pro pracovní dvojice chladiv a absorbentů na základě laboratorních měření. V Příloze 6 této práce se nachází diagram pro funkční závislost entalpie na tlaku pro čpavek a v Příloze 7 pak diagram zachycující funkční závislost entalpie na koncentraci roztoku H2O – LiBr. 4.2.5. Energetické a látkové bilance absorpčních chladících okruhů V absorpčním chladícím okruhu na sebe navazují dva oběhy, a to oběh chladiva a oběh zeotropního roztoku. Při výpočtu je proto nutné kromě energetických bilancí provádět i bilance hmotové (látkové). Základní schéma teoretického absorpčního jednostupňového oběhu (oběhu bez tepelných a hydraulických ztrát s nulovou prací čerpadel) je zachyceno na Obr. 15.

24

Obr. 15 Bilanční schéma je platné pro obě pracovní dvojice, tj. dvojici čpavek – voda i voda – bromid litný s tím rozdílem, že v pracovním okruhu druhé dvojice se neuvažuje s rektifikátorem, deflegmátorem a dochlazovačem (podchlazovačem). V bilančním schématu značí: mm [kg/h] ............................ hmotnostní průtok chladiva mb [kg/h]............................. hmotnostní průtok bohatého roztoku mch [kg/h] ........................... hmotnostní průtok chudého roztoku ξd [kg/kg chladiva] ............ koncentrace chladiva ξd= 1 ξb [kg/kg chladiva] ............ koncentrace bohatého roztoku ξch [kg/kg chladiva] ........... koncentrace chudého roztoku f [kg/kg chladiva] .............. poměrné obíhající množství bohatého roztoku na 1 kg chladiva f - 1[kg/kg chladiva] ......... poměrné obíhající množství chudého roztoku na 1 kg chladiva QK [MJ/hod] ....................... tepelný výkon odváděný z kondenzátoru chladící vodou QA [MJ/hod] ....................... tepelný výkon odváděný z absorbéru chladící vodou QD [MJ/hod]....................... tepelný výkon odváděný z deflegmátoru chladící vodou QV [MJ/hod] ....................... tepelný výkon přivedený do výparníku ochlazovaným médiem QG [MJ/hod]....................... tepelný výkon přivedený do výparníku topným médiem Přitom platí převodní vztah: 1 kW = 1 MJ / hod /3,6

25

4.2.5.1. Základní vztahy pro bilance Základní vztahy pro tepelné a látkové bilance je možné vyjádřit těmito níže uváděnými rovnicemi:

Koncentrace chladiva v roztoku je dána obecným vztahem:

Výpočet absorpčního chladícího oběhu si dále vyžaduje zavedení poměrných veličin vztažených k váhové jednotce obíhajícího chladiva: a. poměrná tepla (1): • výparníku:

• absorbéru:

• kondenzátoru:

• vypuzovače:

• deflegmátoru: b. poměrná obíhající množství (2): • bohatého roztoku:

• chudého roztoku: Z bilančního schématu na Obr. 15 pak můžeme stanovit za pomocí entalpií měrná tepla jednotlivých technologických prvků zapojených v jednostupňovém absorpčním chladícím oběhu. Entalpie pro chladivo či roztok se stanovují za pomocí tepelných tabulek, popřípadě tepelných diagramů p – i pracovních dvojic v závislosti na tlaku a teplotě, tlaku a koncentraci, teplotě a koncentraci: c. měrná tepla (3): • výparníku: • absorbéru: • kondenzátoru: • vypuzovače: • deflegmátoru: kde: ip…..entalpie horního pólu rektifikace (vztah pro její výpočet bude uveden v další kapitole 4.2.5.2)

26

4.2.5.2. Postup při výpočtu bilancí Postup při výpočtu energetických a látkových bilancí lze shrnout do následujících tří kroků: I. V prvním kroku je nutné definovat požadované výkony a parametry: • topného média, • chlazené látky, • chladící vody. II. Ve druhém kroku volíme parametry absorpčního oběhu a to: 1. kondenzační tlak chladiva pKO kondenzátoru odpovídající kondenzační teplotě stanovené ze vztahu: tKO = tw2 + (3 až 10°C) 2. vypařovací tlak chladiva ve výparníku pV odpovídající vypařovací teplotě stanovené ze vztahu: tv = ts2 + (3 až 10°C) 3. tlak v absorbéru pa = (10 až 49 kPa) zajišťující proudění par a přestup hmoty v absorbéru 4. teplotu chudého roztoku vystupujícího z vypuzovače: t3 = tt2 + (3 až 15°C) 5. teplotu bohatého roztoku vystupujícího z absorbéru: t6 = tw4 + (2 až 10°C) 6. koncentraci chladiva: ξd = 1 III. Ve třetím kroku stanovíme parametry bilančního výpočtu pro jednotlivé body bilančního schématu na Obr. 15 (entalpie, teploty, koncentrace) a provádíme samotné bilancování absorpčního chladícího okruhu následujícím způsobem: 1. stanovení entalpie i3 = [kJ / kg] a koncentrace chudého roztoku ξch například z diagramu i – p pracovní dvojice pro zadané parametry {pKO ; t3} 2. stanovení entalpie i6 = i1 a koncentrace bohatého roztoku ξb pro zadané parametry {pa ; t6} 3. stanovení entalpie i2́ a teploty t2́ pro zadané parametry {pKO ; ξb} 4. stanovení poměrných obíhajících množství: • chudého roztoku:

• bohatého roztoku: 5. stanovení pomocné entalpie iA nezohledňující výměník tepla BOHATÝ/CHUDÝ roztok: iA = i3 − f (i3 − i6) 6. zohlednění vlivu výměníku tepla: · stanovení teploty t4 = t6 + (3 až 5°C) · stanovení entalpie i4 pro parametry {t4 ; ξch} · stanovení množství měrného tepla vyměněného mezi bohatým a chudým roztokem: qVT = (f−1) × (i3−i4) 7. stanovení entalpie i12 pro parametry {pv ; ξd} 8. stanovení entalpie i8 pro parametry {pKO ; ξd} a entalpie i9 pro parametry {pKO ; tKO} 9. stanovení teploty t13 = t9 − (5 až 10°C) a entalpie i13 pro parametry {t13 ; ξd} 10. výpočet měrného tepla vyměněného v dochlazovači: qDO = i13−i12

27

11. stanovení entalpie i10 pomocí vzorce i10 = iq − qDO a stanovení teploty t10 pro parametry {i10 ; ξd} 12. stanovení entalpie i7 a koncentrace ξm v bodě 7 bilančního schématu pro parametry {pKO ; t2́} 13. stanovení entalpie ip ve skutečném horním pólu rektifikace:

kde ηREK ……………je účinnost rektifikace (pro dvojici čpavek – voda rovna 0,72 až 0,9) 14. stanovení jednotlivých měrných tepel qV, qA, qK, qG, qD dle vztahů (3) uváděných v bodě c. kapitoly 4.2.5.1 a kontrola správnosti výpočtu dle vztahu: qV + qG = qK + qA + qD 15. výpočet chladícího faktoru dle vzorce:

16. stanovení skutečně obíhajících množství chladiva, bohatého roztoku, chudého roztoku pomocí vzorců:

17. stanovení skutečných tepelných (chladících) výkonů v jednotlivých zařízeních sorpčního chlazení dle vztahů (1) uváděných v bodě b. kapitoly 4.2.5.1:

18. výpočet spotřeby chladící vody pro kondenzátor, absorbér a deflegmátor:

28

19. výpočet spotřeby topného média:

Výše uvedeným a podrobně popsaným způsobem by se dalo bilancovat i dvoustupňové absorpční chladící zařízení, jehož bilanční schéma je zobrazeno na Obr. 16.

Obr. 16 4.2.6. Výhody a nevýhody absorpčního chladícího zařízení ve srovnání s kompresorovým Z prvkového srovnání kompresorového parního oběhu s absorpčním chladícím oběhem vyplývá, že funkci kompresoru přebírá u absorpčního chladícího systému několik prvků (strojních zařízení) a to vypuzovač, absorbér, čerpadlo bohatého roztoku, škrtící ventil chudého roztoku a výměník tepla chudý roztok / bohatý roztok. Z tohoto důvodu je absorpční zařízení ve srovnání s kompresorovým rozměrově větší, hmotnostně těžší, investičně náročnější a navíc vyžadující i větší množství pracovních náplní. Díky vysokým nárokům na materiál a samotnou technologii absorpčního chlazení je ve světě jen málo výrobců vyrábějících tato zařízení a tím i slabší konkurence. Spotřeba elektrické energie absorpčních chladičů (dosahující cca 5 % výkonu) je nižší, než u kompresorových zařízení se spotřebou pohybující se v rozmezí 30 % – 50 % výkonu. Je to způsobeno tím, že absorpční chladící jednotka je napájená tepelnou energií (s možností využití i odpadního tepla) a to ve formě teplé vody 75 °C – 120 °C (při využití kogenerační jednotky s pístovými motory 90/ 80 °C), horké vody, páry nebo spalin.

29

Ve srovnání s kompresorovým chlazením je však množství této tepelné energie 4 až 5–ti násobně větší, než tepelný ekvivalent práce kompresoru. Samotné kompresorové zařízení nevyžaduje žádnou tepelnou energii. Také spotřeba chladící vody je u absorpčního chlazení o minimálně 30 % větší oproti kompresorovému, neboť kromě kondenzačního tepla je nutné chladící vodou odvádět i teplo absorpční a u pracovní dvojice čpavek – voda i teplo deflegmátorové. Co se týče životnosti zařízení a nákladů na údržbu a servis, pak vyšší životnosti dosahují kompaktní absorpční jednotky s nižšími náklady na údržbu a servis ve srovnání se zařízením kompresorovým. Také hlučnost absorpčního zařízení je ve srovnání s kompresorovým nižší. Výhodou absorpčních chladících zařízení je jejich rychlý náběh při spouštění z teplého stavu a plynulá regulovatelnost chladícího výkonu v regulačním rozsahu 10 % – 100 %. Jejich nevýhodou je pak to, že potřebují chladící věže. Obě srovnávaná chladící zařízení nevyžadují žádnou obsluhu. Nespornou výhodou absorpčních chladičů je i to, že oproti kompresorovému chlazení u nich odpadá možnost přetížení sítí v letním období v důsledku chodu klimatizačních jednotek.

5. VYUŽITÍ ABSORPČNÍHO CHLAZENÍ V KOMBINACI S KOGENERAČNÍ JEDNOTKOU S PÍSTOVÝMI MOTORY Princip, výhody i ekonomická efektivnost kogenerační výroby jsou v odborných kruzích dostatečně známé. Využití společné výroby tepla, elektrické energie a chladu je však v evropských podmínkách relativně novou věcí, i když se jedná jen o zapojení kogenerační jednotky s absorpčním chladícím zařízením za účelem využití části tepla z kogenerační výroby pro výrobu chladu. Tímto řešením dochází k maximálnímu využití kogeneračních jednotek v letních měsících, neboť spotřeba tepla v letních měsících je omezujícím faktorem pro velikost i efektivitu kogenerační jednotky. Velikost absorpčního chladícího zařízení, a tím i jeho cena, je ovlivněna jednak velikostí požadovaného chladícího výkonu a také teplotami topného média. Obecně platí zásada, že čím vyšší je teplota topného média pro napájení absorpčního chladícího zařízení, tím menší a investičně méně náročnější budou absorpční chladiče. Jen samotný návrh kogenerační jednotky s pístovým motorem je poměrně složitá záležitost, která si vyžaduje velké množství vstupních dat (viz Bilanční schéma kogenerační jednotky s pístovými motory). Při trigeneraci vstupují do bilančních výpočtů další parametry, které je třeba zohlednit, a to: • TOPNÝ VÝKON a parametry topného média (vstupní a výstupní teplota, průtok média) • CHLADÍCÍ VÝKON V CHLAZENÉ VODĚ a parametry chlazené vody (vstupní, výstupní teplota, průtok) • VÝKON V CHLADÍCÍ VODĚ a parametry chladící vody (vstupní a výstupní teplota, průtok) • VÝKONOVÝ KOEFICIENT COP Velikost topného výkonu pro napájení absorpčního chladícího zařízení je cca 1,3 x větší než potřebný chladící výkon v chlazené (chladné) vodě. Výkon v chladící vodě je pak roven součtu topného výkonu a výkonu ve vodě chlazené. Velikost kogenerační jednotky s pístovým motorem se zpravidla volí podle jiných kritérií, než je výkon v chlazené vodě absorpčního chladiče. Proto je nutno vždy posoudit, zda velikost tepelného výkonu navrhované kogenerační jednotky s pístovým motorem postačuje i na provoz chladícího zařízení (zda je jednotka schopna pokrýt požadovaný průměrný denní hodinový chladící výkon). Pokud ne, je třeba potřebný tepelný výkon zajistit plynovými kotly, popřípadě rozdělit chladící výkon v chladné vodě mezi absorpční a kompresorová chladící zařízení. Parametry topného média závisí na druhu absorpčního chladiče. Absorpční chladící zařízení, které mají tři okruhy, v nichž probíhá výměna tepla (okruh topné vody, okruh chladné vody a okruh vody chladící), se dělí na: • jednostupňové (s jedním vypuzovačem), • dvoustupňové (se dvěma vypuzovači), • třístupňové (se třemi vypuzovači). Výše uvedené druhy lze dále dělit na: • nepřímo vytápěné, • přímo vytápěné. Nepřímo vytápěné používají k tepelnému napájení absorpčních chladičů tato topná média: • teplou vodu: 75 °C – 120 °C pro 1° chladiče • horkou vodu: s t ≥ 140 °C pro 2° chladiče • páru: 0,1 – 0,2 MPa (teplota sytosti ts = 100 °C – 120 °C) pro 1° chladiče 0,25 – 0,8 MPa (ts = 127 °C – 170 °C) pro 2° chladiče • spaliny: 260 °C – 380 °C pro 1° chladiče 400 °C – 550 °C pro 2° chladiče

30

Přímo vytápěné absorpční chladiče používají jako napájecí energii plynná a kapalná paliva, jako například zemní plyn, bioplyn, LTO a další. Výkonový koeficient zvaný také koeficient účinnosti COP (z anglického coeficient of performace) vyjadřuje, jak velký je nutný tepelný výkon topného média pro dosažení požadovaného chladícího výkonu v chlazené (chladné) vodě. Vyjádřeno matematicky:

Pro pracovní dvojici H2O – LiBr nemá výkonový koeficient COP v regulačním rozsahu chladícího výkonu chlazené vody 100 % – 10 % přímkovou závislost. Všeobecně u jednostupňových absorpčních chladičů má tvar křivky podobné kopci s vrcholem v cca 44 % chladícího výkonu. V tomto bodě dosahuje COP své maximální procentní změny oproti jmenovité hodnotě ve výši 110,5 %. Od jmenovité (100 % - ní) hodnoty chladícího výkonu do hodnoty výkonu 44 % křivka stoupá. Od 44 % chladícího výkonu do minimálně regulovatelné 10-ti % hodnoty chladícího výkonu křivka klesá. Při 10 % - ním výkonu dosahuje procentní změna chladícího výkonu výše 93,7 % z jmenovité hodnoty koeficientu COP. Všeobecná křivka výkonového koeficientu pro pracovní dvojici H2O – LiBr platná pro 1° absorpční chladící zařízení je zachycena na Obr. 17

Obr. 17 Koeficient COP u jednostupňových chladících zařízení napájených teplou vodou dosahuje výše až 0,76. Pro tatáž zařízení, avšak napájená spalinami, dosahuje COP výše až 0,79. Dvoustupňové absorpční chladící jednotky napájené spalinami o teplotě 400 °C – 550 °C dosahují koeficientu účinnosti COP až 1,41. Specialita absorpčních jednotek využívajících spaliny z kogeneračních jednotek s pístovými motory pro výrobu chladu je v tom, že v zimních měsících mohou pracovat jako spalinové výměníky sloužící k výrobě topné vody pro vytápění. U pracovní dvojice čpavek – voda závisí hodnota výkonového koeficientu na vypařovací teplotě chladiva – čpavku. Například při vypařovací teplotě čpavku – 20 °C dosahuje výkonový koeficient výše 0, 3. Při vypařovací teplotě 5 °C se zvedne jeho hodnota na 0,5 a podobně. Nevýhodou absorpčního zařízení na bázi čpavku je také to, že u něj nelze použít vícestupňového vypuzovače. Pracovní dvojice čpavek – voda nachází uplatnění především při využití levného odpadního tepla pro chlazení technologických procesů. Největším výrobcem absorpčních chladících zařízení na světe je společnost BROAD, která nabízí všechny již výše popsané druhy chladících absorpčních zařízení pro obě pracovní dvojice, tj. H2O – LiBr a NH3 – H2O. Po zohlednění toho, že pro klimatizaci i většinu technologických procesů postačuje takzvaný pozitivní chlad s nadnulovými teplotami, kde plně vyhovuje pracovní dvojice voda - bromid litný, další úvahy budou směřovány pouze na absorpční chladící zařízení používající tuto dvojici.

31

Většina vyráběných kogeneračních jednotek s pístovými spalovacími motory je schopna vyrábět a dodávat tepelnou energii o tepelném spádu 100/80 °C, případně 90/70 °C. Teplota spalin vycházejících z motoru a proudících do spalinového výměníku se pohybuje mezi cca 400 °C – 550 °C. Tyto parametry také ovlivňují využití určitých druhů absorpčních chladících zařízení ve spojení s kogeneračními jednotkami. Zmíněným parametrům vyhovují: • teplou vodou napájený 1° absorpční chladící stroj, • spalinami napájený 2° absorpční chladící stroj. Společnost BROAD nabízí teplou vodou napájené jednostupňové absorpční chladiče v rozmezí chladících výkonů 209 – 6 138 kW s jmenovitými parametry chlazené vody 7/12 °C. Spalinami napájené 2° chladící absorpční jednotky nabízí tatáž společnost v rozmezí chladících výkonů 233 kW – 6 978 kW. Pro teplou vodu napájený jednostupňový absorpční chladič lze teoreticky využít celý tepelný výkon kogenerační jednotky. U dvoustupňových spalinami napájených absorpčních zařízení lze využít cca 40 % - 50 % tepelného výkonu kogenerační jednotky, což je podíl tepelného výkonu připadající na výměník tepla spaliny – voda z celkového tepelného výkonu kogenerační jednotky.

POUŽITÁ LITERATURA 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8.

Jiří Mayer a kolektiv: „Energetické stroje“. SNTL Praha, 1969. Vladimír Chlumský a kolektiv: „Technika chlazení“. SNTL Praha, 1971. Zdeněk Dvořák: „Základy chladící techniky“. SNTL Praha, 1986. Zdeněk Dvořák a Oldřich Červenka: „Průmyslová chladící zařízení“. SNTL Praha, 1962. Josef Vlach: „Teplárenství“. SNTL Praha, 1972. Milan Kousal: „ Spalovací turbíny stacionární (teorie a výpočty)“. SNTL Praha, 1965. Katalog výrobků firmy SOKRA: „Sorpční jednotky pro chlazení a vytápění“. Srpen 2011 Odborné články: · L´udomil Pastor, Miloslav Horák, Štefan Antal: „Technicko-ekonomické posúdenie zaradenia sorpčních chladiacich zariadení v energetike“. Energetika 10/95. · Karel Trnobranský a kol.: „Zlepšení ekonomie provozu kogeneračních jednotek využitím doprovodných technologií pro zrovnoměrnění ročního odběru tepla“. · Ladislav Ochrana: „ Moderní spalinové kotle paroplynových bloků“. Energetika 10/99. · „Provozní chování malých absorpčních chladících zařízení na horkou vodu jako zdroje energie“. Eurohead & Power č. 9/98. · „Výroba, transport a akumulace chladu pro klimatizování budov“. Fernwärme 9/98. · Eduard Křivánek: „Centrální příprava otopného a chladícího media“. · Odborné články volně dostupné na internetu. Mgr. Roman Mendrygal, MENERGO a.s., Hlávkova 463/6, 702 00 Ostrava – Přívoz tel: (+420) 602 771 243, e-mail: [email protected] Ing. Rostislav Hegar, MENERGO a.s., Hlávkova 463/6, 702 00 Ostrava – Přívoz tel.: (+420) 776 118 899, e-mail: [email protected] Ing. Václav Čížek, MENERGO a.s., tel: (+420) 777 877 002, e-mail: [email protected]

PŘÍLOHY • PŘÍLOHA 1 – Kogenerační jednotka s parním kotlem na pevná paliva a parní protitlakou turbínou • PŘÍLOHA 2 – Kogenerační jednotka s plynovou turbínou a spalinovým kotlem • PŘÍLOHA 3 – Typový list KGJ NATGAS 180 • PŘÍLOHA 4 – Bilanční schéma trigenerace • PŘÍLOHA 5 – p - i diagram chladiva R 134 a • PŘÍLOHA 6 – p - i diagram čpavku • PŘÍLOHA 7 - i - ξ diagram dvojice voda- bromid litný

32

PŘÍLOHA 1

PŘÍLOHA 2

33

PŘÍLOHA 3

34

PŘÍLOHA 4

PŘÍLOHA 5

35

PŘÍLOHA 6

PŘÍLOHA 7

36

Název projektu:

Partnerství v oblasti energetiky

Registrační číslo projektu: CZ.1.07/2.4.00/31.0080 Realizátor projektu:

Moravskoslezský energetický klastr, občanské sdružení Studentská 6202/17 708 33 Ostrava-Poruba IČ: 26580845 Tel.: +420 558 272 429 www.msek.cz

Partneři projektu:

Vysoká škola báňská-Technická univerzita Ostrava, Fakulta strojní, Fakulta elektrotechniky a informatiky, Fakulta stavební Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství SLEZSKÁ MECHATRONIKA a.s.

ISBN 978-80-905392-8-0

IVESTICE DO ROZVOJE VZDĚLÁVÁNÍ