Определение расхода пара при известной тепловой мощности. Расчет расхода пара на производственное здание. Расчёт расхода пара на отопление и вентиляцию

Расход пара промышленным потребителям

Для определения энтальпии пара в паровом коллекторе необходимо воспользоваться таблицами термодинамических свойств воды и пара, приведёнными в . Необходимые справочные материалы приведены в приложении Б данного пособия. По таблице Б1, в которой приведены удельные объёмы и энтальпии сухого насыщенного пара и воды на кривой насыщении для определённого давления приведены:

Температура насыщения - t О C (столбец 2);

Энтальпия воды на кривой насыщения - , кДж/кг (столбец 5),

Энтальпия пара на кривой насыщения - , кДж/кг (столбец 6).

Если необходимо определить энтальпии пара и воды при давлении, значение которого находится между величинами приведёнными в таблице, то нужно провести интерполирование между двумя соседними значениями величин между которыми находится искомая величина.

Энтальпия пара в паровом коллекторе определяется по давлению пара в нём () по таблице Б.1. Приложения Б.

Энтальпия конденсата, возвращаемого с производства, определяется по его температуре и по давлению конденсата по приложению А.

Количество конденсата, возвращаемого с производства

где – возврат конденсата с производства (задано).

Расход пара на покрытие нагрузки на отопление и вентиляцию

Температура конденсата греющего пара на выходе из поверхностного подогревателя принимается на 10-15 o С выше температуры нагреваемой среды на входе в этот подогреватель. В подогревателе 8 подогревается сетевая вода, которая поступает в него из обратного трубопровода тепловой сети с температурой 70 o С. Таким образом, принимаем температуру конденсата греющего пара на выходе из подогревателя 8 равной 85 o С.

По этой температуре и давлению конденсата по таблице приложения А находим энтальпию конденсата:

Расход пара на горячее водоснабжение

Расход пара на теплофикационную установку

Общий расход пара на покрытие производственной и жилищно-коммунальной нагрузок

Расход пара на собственные нужды котельной принимается в диапазоне 15-30% от величины внешней нагрузки, т.е. расхода пара на покрытие производственной и жилищно-коммунальной нагрузок . Пар, идущий на собственные нужды, используется в тепловой схеме котельной для подогрева добавочной и подпиточной вод, а также для их деаэрации.

Принимаем расход пара на собственные нужды равным 18%. Впоследствии эта величина уточняется в результате расчета тепловой схемы котельной.

Расход пара на собственные нужды:

Потери пара в тепловой схеме котельной составляют 2-3% от внешнего потребления пара, принимаем 3%.

Количество пара, подаваемое через паровой коллектор после редукционно-охладительной установки:

При прохождении пара через суженные сечения происходит процесс дросселирования, сопровождающийся уменьшением давления, температуры, увеличением объёма и энтропии пара. Для случая адиабатного процесса дросселирования выполняется условие:

где: - энтальпия пара после дросселирования, - энтальпия пара до дросселирования.

Таким образом, энергия пара в процессе дросселирования не изменяется. Температура насыщенного пара равна температуре насыщения (кипения) и является прямой функцией давления. Поскольку при дросселировании снижаются давление пара и температура насыщения, происходит некоторый перегрев пара. Для того чтобы пар после редукционно-охладительной установки оставался насыщенным в него подаётся питательная вода.

Расход воды на РОУ определяется по соотношению:

Энтальпия пара на выходе из котла определяется по давлению в барабане котла по таблице Б.1. Приложения Б,

Энтальпия пара в паровом коллекторе нами определена ранее, .

Давление питательной воды принимаем на 10% выше давления в барабане котла:

Энтальпия питательной воды при и давлении 1,5 МПа определяется по таблице приложение А , .

Полная производительность котельной.

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Теплоснабжение

Источниками теплоснабжения для предприятий кондитерской промышленности могут быть собственная котельная или посторонний централизованный источник тепла.

Расход тепловой энергии складывается из расходов горячей воды и пара на различные нужды:

технологические;

хозяйственно-бытовые;

санитарно-технические (отопление, вентиляция, кондиционирование воздуха).

В качестве теплоносителя для технологических нужд используется насыщенный пар (без присутствия гидрозина или других канцерогенных веществ) давлением 0,05-1,0 МПа (для специализированных шоколадных цехов 0,8-1,0; для других цехов 0,05-0,6 Мпа).

Теплоносителем для системы вентиляции и отопления служит высокотемпературная вода с параметрами 150 - 70 0 С, 130 - 70 0 С; для горячего водоснабжения - высокотемпературная вода тех же параметров ли пар давлением 0,3 Мпа - для нужд вентиляции и 0,07 МПа - для отопления.

В котельных кондитерских фабрик малой мощности рекомендуется устанавливать котлы типа Е-35/40-11, Е-50/40-11, Е-75/40-11, на фабриках средней и большой мощности - вертикально-водотрубные котлы типа ДКВР. Котлы работают при давлении 0,9 МПа и без перегрева пара. Пар с меньшим давлением для различных нужд получают редуцированием.

Возвращаемый в котельную конденсат для систем отопления и вентиляции принимается за 100 %, для производственного пароснабжения - 80 %, системы горячего водоснабжения - 90%.

Расчет расхода пара

Расход пара на технологические нужды может быть определен по нормам потребления отдельными аппаратами и машинами или по укрупненным показателям.

Проектируемая или реконструируемая фабрика может включать различные цеха, в которых вырабатывается 2-3 группы кондитерских изделий (конфеты, карамель, печенье и т.д.).

Расход пара на технологические нужды Д 1 , кг/ч определяется по формуле:

Д 1 = Р 1 * q t

Где Р t - часовая производительность по готовой продукции, т/ч;

q t - удельный расход пара, кг/т.

Д 1 = 2,88*1200= 3456 кг/ч

Расход пара на отопление Д 2 , кг/ч рассчитывается по формуле:

где Q ОТ - максимальный тепловой расход теплоты на отопление, Вт;

ТО - КПД теплообменника (ТО =0,95).

При определении необходимого расхода теплоты следует учитывать район расположения кондитерской фабрики, длительность отопительного сезона, расчетные температуры.

Расход теплоты на отопление здания Q от, Вт определяется по формуле:

Q ОТ = Х 0 * V * q ОТ * (t П - t H)

Где Х 0 - удельная тепловая характеристика здания, Вт/(м 3 *К);

q ОТ - удельные теплопотери 1 м 3 здания, кдж/м 3 ;

V - объем отапливаемой части, м 3 (V=11750 м 3);

t П - средняя температура отапливаемого помещения, 0 С (t П =18-20 0 С);

t H - расчетная зимняя температура наружнего воздуха для отопления, 0 С;

Q ОТ = 0,5 * 11750 * 1,26 * (20-(-18))=281295 Вт

Расход пара на вентиляцию Д 3 , кг/ч определяется по формуле:

где Q в - часовой расход количества теплоты на вентиляцию (подогрев воздуха), Вт;

i n - энтальпия пара, кДж/кг (при давлении пара 0,07 МПа, i n =2666.6 кДж/кг);

i k - энтальпия конденсата, кДж/кг (i k =375,6 кДж/кг);

ТО - КПД теплообменника (ТО = 0,95).

Расход теплоты на вентиляцию Q в, Вт определяется по формуле:

где V в - общее кол-во вентилируемого воздуха, м 3 /ч;

Х в - удельная характеристика здания, Вт/(м 3 *К);

Плотность воздуха, кг/м 3 (= 1,2 кг/м 3);

с - массовая удельная теплоемкость воздуха, кДж/(кг*К) (с= 1,0 кДж/(кг*К);

t П - средняя температура вентилируемых помещений, 0 С (t П = 18-20 0 С);

t H - расчетная температура наружного воздуха в отопительный период, 0 С.

Общее кол-во вентилируемого воздуха V в, м 3 /ч определяется по формуле:

где П в - процент вентилируемых помещений (50-60);

V - объем зданния, м 3 ;

n - средняя кратность воздухообмена в час (n=3-5).

Расход пара на хозяйственно-бытовые нужды, Д 4 , кг/ч определяется по формуле:

где Q х/б - количество теплоты на подогрев воды для хозяйственно-бытовых нужд, Вт

где W - расход воды на хозяйственно-бытовые нужды, кг/ч (W=800 кг/ч);

с - удельная теплоемкость воды (с=4,19 кДж/кг*К);

t H , t K - начальная и конечная температура воды, (t H =10 0 С, t K = 75 0 С).

Суммарный расход пара на производство Д с, кг/ч равен:

Для определения расхода пара на собственные нужды котельной необходимо определить потери конденсата.

Возврат конденсата от системы производственного пароснабжения W k 1 , кг/ч кондитерской фабрики составляет 80 %, тогда

W k 1 = 0,8*Д 1

W k 1 = 0,8*3456=2764,8 кг/ч

Возврат конденсата W k 4 , кг/ч от системы горячего водоснабжения составляет 90 %, тогда

W k 4 = 0,9*Д 4

W k 4 = 0,9*100,11=90,1 кг/ч

Потери конденсата Д n . к, кг/ч составляют

Д n . к = Д с - (W k 1 - W k 4)

Д n . к = 4562,99 - (2764,8 + 90,1)=1708,1 кг/ч

Расход сырой воды В, кг/ч для покрытия потерь конденсата принимают на 20 % больше, тогда

В = 1,2 * Д n . к

В = 1,2 * 1708,1=2049,72 кг/ч

Расход пара на подогрев воды Д п.в. , кг/ч равен:

где i 1 - энтальпия воды при =40 0 С (168 кДж/кг);

i 2 - энтальпия воды при =5 0 С (21 кДж/кг);

i n - энтальпия пара при 0,6 Мпа (2763 кДж/кг);

i k - энтальпия конденсата, (669 кДж/кг);

КПД парового водонагревателя (= 0,95).

Расход пара на деаэрацию воды Д аэ, кг/ч равен

где i cp - средняя энтальпия воды, поступающей в деаэратор, кДж/кг (i cp = 433кДж/кг);

W п.в. - конденсат от водоподогревателя перед химводоочисткой, кг/ч (W п.в = Д п.в.).

Общая потребность котельной в паре Д к, кг/ч

Д к = Д с + Д пв + Д аэ

Д к = 4562,99 + 151,46 + 683,31 = 5397,76 кг/ч

С учетом тепловых потерь в паропроводах, агрегатах и т.д., которые могут составлять 8-10 %, расчетная потребность в паре Д общ, кг/ч (для зимнего периода) будет

Д общ = Д к * 1,1

Д общ = 5397,76* 1,1 = 5937,54 кг/ч

Выбор паровых котлов

Выбор типа и количества котлов для обеспечения всех нужд предприятия производится из такого расчета, чтобы они обеспечили максимальную потребность пара в зимний период работы, а в летний период была возможность поочередного капитального ремонта котов. Подбор котлов производится по их паро- и теплопроводности. Если в справочной литературе приведена площадь поверхности нагрева, то суммарная площадь поверхности F, м 2 нагрева опредиляется по формуле:

где Д общ - расчетная потребность в паре для зимнего периода, кг/ч;

ч - коэффициент запаса, равный 1,1-1,2;

q k - удельный парообъем, кг/м 2 ч, равный 30-40 в зависимости от котла и вида топлива;

Определив суммарную поверхность нагрева, подбираем котел Е-35/40-11, и устанавливаем 2 шт.

теплоноситель вентиляция конденсат

Размещено на Allbest.ru

...

Подобные документы

Расчетная тепловая нагрузка на горячее водоснабжение. Определение расхода пара внешними потребителями. Определение мощности турбины, расхода пара на турбину, выбор типа и числа турбин. Расход пара на подогреватель высокого давления. Выбор паровых котлов.

курсовая работа , добавлен 26.01.2016


Построение процесса расширения пара в турбине в H-S диаграмме. Определение параметров и расходов пара и воды на электростанции. Составление основных тепловых балансов для узлов и аппаратов тепловой схемы. Предварительная оценка расхода пара на турбину.

курсовая работа , добавлен 05.12.2012


Процесс расширения пара в турбине в h,s-диаграмме. Баланс основных потоков пара и воды. Определение расхода пара на приводную турбину. Расчет сетевой подогревательной установки, деаэратора повышенного давления. Определение тепловой мощности энергоблоков.

курсовая работа , добавлен 09.08.2012


Краткое описание тепловой схемы турбины Т-110/120–130. Типы и схемы включения регенеративных подогревателей. Расчет основных параметров ПВД: греющего пара, питательной воды, расход пара в подогреватель, охладителя пара, а также охладителя конденсата.

курсовая работа , добавлен 02.07.2011


Расчет тепловой нагрузки и построение графика. Предварительный выбор основного оборудования: паровых турбин и котлов. Суммарный расход сетевой воды на теплофикацию. Расчет тепловой схемы. Баланс пара. Анализ загрузки турбин и котлов, тепловой нагрузки.

курсовая работа , добавлен 03.03.2011


Описание тепловой схемы, ее элементы и структура. Расчет установки по подогреву сетевой воды. Построение процесса расширения пара. Баланс пара и конденсата. Проектирование топливного хозяйства, водоснабжение. Расчет выбросов и выбор дымовой трубы.

курсовая работа , добавлен 13.12.2013


Параметры пара и воды турбоустановки. Протечки из уплотнений турбины. Регенеративные подогреватели высокого давления. Деаэратор питательной воды. Установка предварительного подогрева котельного воздуха. Расширитель дренажа греющего пара калориферов.

курсовая работа , добавлен 06.03.2012


Определение предварительного расхода пара на турбину. Расчет установки по подогреву сетевой воды. Построение процесса расширения пара. Расчёт сепараторов непрерывной продувки. Проверка баланса пара. Расчёт технико-экономические показателей работы станции.

курсовая работа , добавлен 16.10.2013


Определение максимальной тепловой мощности котельной. Среднечасовой расход теплоты на ГВС. Тепловой баланс охладителей и деаэратора. Гидравлический расчет тепловой сети. Распределение расходов воды по участкам. Редукционно-охладительные установки.

курсовая работа , добавлен 28.01.2011


Построение процесса расширения пара в h-s диаграмме. Расчет установки сетевых подогревателей. Процесс расширения пара в приводной турбине питательного насоса. Определение расходов пара на турбину. Расчет тепловой экономичности ТЭС и выбор трубопроводов.

По полученному значению η оэ определяют предвари­тельный расчетный расход пара

который потом будет уточнен.

Для турбин с одним регулируемым отбором пара (по заданию) предварительный расходпара определяется по приближенной формуле (в предположении, что относитель­ный внутренний КПД части высокогодавления и турбины вцелом одинаковы):

(13)

гдеG по -величина регулируемого (промышленного, теплофикационного) отбора при давлении р по (по заданию); Н т 0чвд -теплоперепад идеальной турбины от начального давления р 0 до давления отборар по (рис. 6).

При расчете проточной части турбины с регулируемым отбором:

1) все ступени до регулируемого отбора рассчитывают­ся на полный расход пара, найденныйпо формуле (13);

2) ступени после регулируемого отбора рассчитываются на расход при чисто конденсационномрежиме, определяе­мый по выражению (12).

Ступени низкого давлении должны обеспечить пропуск пара при работе турбины с номинальной электрической мощностью при отключенном регулируемом отборе (конденсационный режим).

Расчет тепловой схемы, определениерасходов пара по отсекам турбины и сведение энергетическогобаланса прово­дится на два режима работы турбины:

а) с регулируемым отбором при номинальной электрической мощности (теплофикационный режим);

б) без регулируемого отбора (конденсационный режим) при номинальной электрической мощности.

Корректировка длин сопловых и рабочих лопаток ступеней до регулируемого отбора производится по расходам пара через отсеки, полученные при теплофикационном режиме, а остальных ступеней ― по расходам пара через отсеки при конденсационном режиме.

ПРИМЕР РАСЧЕТА МНОГОСТУПЕНЧАТОЙ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ

К-12-35 с тремя регенератив­ными отборами для подогрева питательной воды до 145 °Спо следующим исходным данным:

номинальная электрическая мощность N э = 12000 кВт;

частота вращения n =50 с -1 ;

давление пара перед турбиной р " 0 = 3,5 МПа;

температура пара перед турбиной t " 0 = 435 o С;

давление отработавшего пара р " к = 0,006 МПа;

парораспределение сопловое.

Определение расхода пара

Расчет турбины проводим на экономическую мощность. Примем

N эк =0,9N э =0,9∙12000 = 10800 кВт.

Давление перед соплами регулирующей ступени при расчетном режиме

р 0 = 0,95∙р " 0 = 0,95∙3,5=3,325 МПа.

Потерю давления в выхлопном патрубке определим по формуле

Δр = р " к ∙ λ∙(с вп /100) 2 ,

приняв с вп =120 м/с, λ = 0,07, получим

Δр =0,006∙0,07∙(120/100) 2 = 0,0006 МПа,

давление пара за рабочими лопатками последней ступени

р к =р " к + Δр = 0,006 +0,0006 = 0,0066 МПа.

Ориентировочно изображаем процесс в h,s- диаграмме

(см. рис. 1), нанеся точки А" 0 , А 0 , А" к t , А к t .

Найдем h 0 = 3304 кДж/кг; h ′ к t = 2143 кДж/кг; h к t = 2162 кДж/кг;

Н т 0ид = 3304-2143 = 1161 кДж/кг; Н т 0 = 3304-2162= 1142 кДж/кг;

η др = 1142/1161 = 0,984.

Принимаем η ввр = 1,0, η ′ oi = 0,8, по справочным данным

η м =0,98; η г =0,97.

Таким образом, имеем

η оэ = η др ∙η ′ oi ∙η ввр ∙η м ∙η г =0,984∙0,8∙1,0∙0,98∙0,97=0,748.

Предварительный расчетный расход пара на турбину

На этот расход пара будут рассчитаны все ступени турбины.

Предварительная линия процесса в h,s -диаграмме наносится по принятому значению η " oi следующим образом:

Н т i = 1142∙0,8=913,6 кДж/кг.

Откладывая Н т i в h,s -диаграмме, получим точку А к на изобаре р к (рис. 6).

Задачей нанесения ориентировочной линии изменения состояния пара в h,s -диаграмме является только отыс­кание удельного объема пара на выходе из последней ступени. Состояние пара на выходе из этой ступени найдем, отложив вниз по изобаре р к от А к выходную потерю

Н в z =c 2 2 z /2000.

В предварительном расчете Н в z находят из выраже­ния

Н в z = ζ ид а ∙Н т 0ид ,

где ζ ид а -коэффициент выходной потери последней ступе­ни.

При расчете оценивают ζ ид а и находят Н в z и с 2 z .

	а)
		б)

Рис.6. Процесс расширения пара в конденсационной(а)

и теплофикационной (б) турбинах в h,s -диаграмме

Чем меньше ζ ид а, тем меньше, следовательно, с 2 z – выходная скорость пара в послед­ней ступени, но тем больше будет длина лопатки.

Величиной ζ ид а следует задаваться на основании име­ющихся данных по аналогичным конструкциям турбин.

Для небольших конденсационных турбин ζ ид а = =0,015…0,03; для крупных конденсационных турбин ζ ид а = =0,05 … 0,08.

Для турбин с противодавлением ζ ид а <0,015.

Примем ζ ид а =0,0177. Тогда

Н в z = 0,0177∙1161 =20,55кДж/кг.

Состоянию пара в точке а к z соответствует удельный объём пара v 2 z =20,07м 3 /кг. Энтальпия пара за турбиной h к =

2390,4 кДж/кг.

Определением ориентировочного расхода пара через турбину и приблизительного удельного объема пара на вы­ходе из последней ступени заканчивается первая стадия предварительного расчета.

Вторая стадия заключается в проверке возможности конструктивного осуществления последней ступени и ориен­тировочном определении изоэнтропийного теплоперепада в ней.

2. Предварительный расчет последней ступени

Для предварительного расчета последней ступени известны следующие параметры:

Н т 0ид, Н в z ,ζ ид а, G, n .

В дальнейшемрасчете индекс z отбрасываем.

Скорость пара навыходе из рабочей решетки последней сту­пени

Дляопределения диаметра последней ступени необхо­димо задаться отношением ν = d/l 2 , где d – средний диаметр последней ступени; l 2 – выходная длина лопаткипоследней ступени.

В существующих турбинах величина ν лежит в пре­делах 2,7 … 50,0. Малые значения относятся кмощным конденсационнымтурбинам, большие-характерны для кон­денсационныхтурбин небольшой мощности и турбин с противодавлением. Лопатки последних ступеней могут выпол­няться либо с постоянным, либо с переменным профилем. Вопрос о переходе от лопаток с постоянным по высоте профилем кзакрученным должен решаться на основании сопо­ставления потерь, вызываемых обтеканием рабочих лопаток, при изменении величины ν. При значениях ν <8 лопатки прихо­дится всегда выполнять закрученными. При ν >12 приме­нение закрутки не дает ощутимого выигрыша в КПД.

Пусть, например, отношениеν =5,2. Тогда, предполагая в последней ступени осевой выход пара, т.е. α 2 = 90° (и, следовательно, с 2а =с 2), получим:

Таким образом, длина рабочих лопаток

l 2 =d/ ν =1,428/5,2=0,2746 м.

Окружная скорость на среднем диаметре ступени

u = π∙d∙n = 3,14∙1,428∙50 = 224,3 м/с.

Окружная скорость на конце лопатки
u в =u∙(d+l 2 )/d =224,3∙(1,428+0,2746)/1,428=267,4м/с.

Такие скорости вполне допустимы.

При расчете турбин небольшой мощности нет необходи­мости производить проверку на прочность рабочие лопатки, если u в не превышает 300 м/с.

Диаметр корневого сечения

d к = d - l 2 = 1,428 - 0,2746 = =1,153 м.

Окружная скорость лопаток в корневом сечении

u к = π∙ d к ∙n =181,17 м/с.

Определение теплоперепада, перерабатываемого в осевой тур­бинной ступени, производится для оптимальных условий работы, которые выражаются оптимальным отношением скоростей

(14)

где ρ – степень реактивности ступени.

Располагаемый теплоперепад, перерабатываемый в турбин-ной ступени с наибольшей экономичностью, можно определить из выражения (14):

,

после преобразования которого находим

В этой формуле величины u, ρ, φ, α 1 относятся к среднему сечению ступени.

Поскольку в любом сечении по высоте лопатки теплоперепад Н 0 должен быть одинаков (давление перед и за сту­пенью по высоте постоянно), то его можно рассчитать по выражению (15) и для корневого сечения последней ступени, где ρ к ≈0 (все ступени камерных турбин проектируют со степенью реактивности в корневом сечении ρ к ≈0), u=u к,приняв ориентировочно φ=0,95 и α 1 = 15 о:

При заданном теплоперепаде Н 0 оптимальный диаметр корневого сечения ступени d к можно определить после преобразования выражения (15):

. (16)

Приняв, например, для корневого сечения ступени ρ к =0 , φ=0,955, α 1 =15 о, получим оптимальный диаметр корневого сечения при Н 0 =78 кДж/кг:

3. Расчет регулирующей ступени

Выбираем регулирующую ступень в виде двухвенечного диска Кертиса. Примем теплоперепад в ней равным 30 % от общего теплоперепада Н т 0 , что составит

Н 0 рс =0,3∙1142=342,6кДж/кг.

Из предварительного расчета турбины известны:

1) ориентировочный расход пара G = 12,436 кг/с;

2) расчетное давление перед соплами регулирующей ступени p 0 =3,325 МПа;

3) энтальпия пара перед соплами регулирующей ступе­ни h 0 =3304 кДж/кг.

Методика расчета двухвенечной регулирующей ступени практически не отличается от изложенной выше методики расчета одноступенчатой турбины с двухвенечным рабочим колесом.

Строим в h,s -диаграмме водяного пара изоэнтропийный процесс расширения в этой ступени из начальной точки А 0 (рис. 7) до точки а к t рс, откладывая теплоперепад Н 0 рс =

342,6кДж/кг, и находим давление за регулирующей ступенью р к рс =0,953 МПа.

Рис. 7. Определение давления за регулирующей ступенью и

располагаемого теплоперепада Н 0(2- z )

Принимаем степень реактивности решёток

Первой рабочейρ р1 =0,

Направляющей ρ н =0,05,

Второй рабочей ρ р2 =0.

Теплоперепад, перерабатываемый в сопловой решётке,

Н 011 =(1- ρ р1 -ρ н - ρ р2)∙Н 0 рс =0,95∙342,6=325,47 кДж/кг.

Давление за первой рабочей решёткой, равное давлению за соплами (т. к. ρ р1 =0), определяем по h,s -диаграмме:

р 11 =р 21 =1,024 МПа.

Теплоперепад, перерабатываемый в направляющей решётке,

Н 012 = ρ н ∙ Н 0 рс =0,05∙432,6=17,13 кДж/кг.

Давление за направляющей решёткой равно давлению за ступенью (т. к. ρ р2 =0):

р 12 =р 22 = р к рс =0,953 МПа.

Задавшись предварительно коэффициентом скорости φ=0,965, определяем потерю в соплах:

Н с =(1- φ 2) Н 011 =(1-0,965 2)∙325,47 =22,384 кДж/кг.

Откладывая потерю Н с в h,s -диаграмме (см. рис. 2), находим на изобаре р 11 =р 12 точку а 11 , характеризующую состояние пара за соплами. В этой точке определяем удельный объём пара v 11 =0,24 м 3 /кг.

Изоэнтропийная (условная) скорость истечения пара из сопловой решетки

с из = .

Примем значения u/c из равными 0,2; 0,22; 0,24; 0,26; 0,28 и проведем вариантные расчеты, результаты которых сведены в

табл. 2 (во всех вариантах принято α 11 =12,5°).

Для первого варианта отношение u/c из = 0,2. Окружная скорость в этом варианте

u =(u/c из)·c из = 0,2·827,8= 165,554 м/с.

Средний диаметр ступени d=u/(π·n)= 1,054 м.

Действительная скорость пара на выходе из сопловой решетки

778,57 м/с.

Из уравнения сплошности для выходного сечения сопловой решетки

ε·l 11 = G·v 11 / (π·d·c 11 · sinα 11)=

12,436·0,24/(π·1,054·778,57·sin12,5°)= 0,00536 м.

Так как ε·l 11 <0,02 м, принимаем парциальный подвод пара к рабочим лопаткам и находим оптимальную степень парциальности

Выходная длина сопловых лопаток

l 11 = ε·l 11 / ε опт =0,0243 м.

Ширину сопловых лопаток принимаем b 11 = 0,04 м.

Уточненный коэффициент скорости сопловой решетки определяем по рис. 4 при b 11 /l 11 = 0,04/0,0243 = 1,646 и значении угла α 11 = 12,5°:

Уточненный коэффициент скорости сопловой решеткиφне отличается от принятого ранее, поэтому скорость пара на выходе из сопловой решетки c 11 и потерю энергии в сопловой решетки H c не уточняем.

Размеры сопловых лопаток остаются неизменными. Размеры рабочих и направляющих лопаток принимаем для обеспечения плавности раскрытия проточной части в этом варианте расчёта такими:

l 21 = 0,0268 м, l 12 =0,0293 м, l 22 =0,0319 м,

b 21 =0,025 м, b 12 = 0,03 м, b 22 = 0,030 м.

Основные результаты расчетов регулирующей ступени турбины для всех пяти вариантов сведены в табл. 2. Формулы для определения всех численных значений величин приведены выше, в примере расчёта турбины со ступенями скорости.

Из вариантных расчётов (табл. 2) следует, что наибольший внутренний относительный КПД регулирующей ступени η oi max =0,7597 при среднем диаметре d рс =1,159 м (вариант с отношением скоростей u/с из =0,22). Энтальпия пара за регулирующей ступенью в этом варианте

h к рс =h 0 - H i рс =3304 -260,267=3043,733 кДж/кг.

Эта энтальпия соответствует состоянию пара в точкеа к рс на изобаре р к рс =0,953 МПа h,s -диаграммы (см. рис. 7) и учитывает все лопаточные и дополнительные потери регулирующей ступени. Из этой точки начинается процесс расширения пара в нерегулируемых ступенях турбины.

Таблица 2

Основные результаты расчета регулирующей ступени турбины

№ пп	Физическая величина и обозначение её единицы	Обо-значение	Отношение скоростей u /с из
0,20	0,22	0,24	0,26	0,28
	Окружная скорость, м/с	u	165,55	182,11	198,66	215,22	231,78
	Средний диаметр ступени, м	d	1,054	1,159	1,265	1,37	1,476
	Угол выхода потока пара из сопловой решетки, град.	α 11	12,5
	Произведение ε l 11 , м	ε·l 11	0,00536	0,00487	0,00443	0,00414	0,00384
	Степень парциальности	ε o пт	0,2205	0,2094	0,2006	0,1929	0,1859
	Длина сопловых лопаток, м	l 11	0,0243	0,0233	0,0223	0,0214	0,0207
	Ширина сопловых лопаток, м	b 11	0,04	0,04	0,04	0,04	0,04
	Коэффициент скорости сопловой решетки	φ	0,965	0,965	0,964	0,963	0,963
	Размеры лопаток рабочих и направляющих решеток, м	l 21 l 12 l 22 b 21 b 12 b 22	0,0268 0,0293 0,0319 0,025 0,03 0,03	0,0257 0,0282 0,0308 0,025 0,03 0,03	0,0247 0,0272 0,0298 0,025 0,03 0,03	0,0239 0,0263 0,0289 0,025 0,03 0,03	0,0231 0,0255 0,0280 0,025 0,03 0,03
	Абс. скорость пара на выходе из сопловой решетки, м/с	с 11	778,57	778,57	777,76	776,96	776,96
	Потеря энергии в сопловой решетке, кДж/кг	H с	22,384	22,384	23,012	23,639	23,639
	Отн. скорость пара на входе в первую рабочую решетку, м/с	w 11	617,98	602,07	585,39	568,75	552,96
	Угол входа потока в первую рабочую решетку, град.	β 11	15,82	16,25	16,71	17,20	17,71
	Коэффициент скорости первой рабочей решетки	Ψ p 1	0,947	0,946	0,946	0,945	0,945
	Потери энергии в первой рабочей решетке, кДж/кг	Н л1	19,786	18,939	18,043	17,156	16,331
	Отн. скорость пара на выходе из первой рабочей решетки, м/с	w 21	585,09	569,75	553,71	537,74	522,59
	Удельный объем пара за первой рабочей решеткой, м 3 /кг	v 21	0,2449	0,2448	0,2447	0,2446	0,2445
	Угол выхода потока пара из первой рабочей решётки, град.	β 21	15,44	15,80	16,18	16,59	17,01
	Абс. скорость пара на выходе из первой рабочей решетки, м/с	с 21	427,79	397,62	367,11	337,12	308,50
	Угол выхода потока пара из первой рабочей решётки в абсолютном движении, град.	α 21	21,28	22,96	24,85	27,09	29,71
	Коэффициент скорости направляющей решётки	φ н	0,946	0,945	0,945	0,944	0,944
	Скорость пара на выходе из направляющей решётки, м/c	с 12	440,84	414,61	388,47	363,23	339,65
	Потери энергии в направляющей решётке, кДж/кг	H н	11,459	10,231	9,060	7,985	7,036

В статье приведен фрагмент таблицы насыщенного и перегретого пара. С помощью этой таблицы по значению давления пара определяются соответствующие значения параметров его состояния.

Давление пара	Температура насыщения	Удельный объем	Плотность		Энтальпия пара	Теплота парообразования (конденсирования)

Столбец 1: Давление пара (p)

В таблице указано абсолютное значение давления пара в бар. Этот факт необходимо иметь ввиду. Когда речь идет о давлении, как правило говорят об избыточном давлении, которое показывает манометр. Однако, инженеры-технологи в своих расчетах используют значение абсолютного давления. В практике эта разница часто приводит к недоразумениям и обычно с неприятными последствиями.

С введением системы СИ было принято, что в расчетах должно использоваться только абсолютное давление. Все приборы измерения давления технологического оборудования (кроме барометров) в основном показывают избыточное давление, мы подразумеваем абсолютное давление. Под нормальными атмосферными условиями (на уровне моря) понимают барометрическое давление 1 бар. Избыточное давление обычно указывается в бари (barg).

Столбец 2: Температура насыщенного пара (ts)

В таблице, наряду с давлением, приведена соответствующая температура насыщенного пара. Температура при соответствующем давлении определяет точку кипения воды и таким образом температуру насыщенного пара. Значения температуры в этом столбце определяют также температуру конденсации пара.

При давлении 8 бар температура насыщенного пара составляет 170оС. Конденсат, образованный из пара при давлении 5 бар, имеет соответствующую температуру 152 оС.

Столбец 3: Удельный объем (v”)

Удельный объем указывается в м3/кг. С увеличением давления пара величина удельного объема уменьшается. При давлении 1 бар удельный объем пара составляет 1,694 м3/кг. Или иначе говоря 1 дм3 (1 литр или 1 кг) воды при испарении увеличивается в объеме в 1694 раза по сравнению с первоначальным жидким состоянием. При давлении 10 бар удельный объем составляет 0,194 м3/кг, что в 194 раза больше, чем у воды. Значение удельного объема используются в расчетах диаметров паро- и конденсатопроводов.

Столбец 4: Удельный вес (ρ=ро)

Удельный вес (также называется плотность) указан в кДж/кг. Он показывает, сколько килограмм пара содержится в 1 м3 объема. С увеличением давления удельный вес увеличивается. При давлении 6 бар пар объемом 1м3 имеет вес 3,17 кг. При 10 бар – уже 5,15 кг и при 25 бар – более 12,5 кг.

Столбец 5: Энтальпия насыщения (h’)

Энтальпия кипящей воды указана в кДж/кг. Значения в этом столбце показывают, какое количество тепловой энергии необходимо, чтобы 1 кг воды при определенном давлении довести до состояния кипения, или какое количество тепловой энергии содержит конденсат, который при том же давлении сконденсировался из 1 кг пара. При давлении 1 бар удельная энтальпия кипящей воды составляет 417,5 кДж/кг, при 10 бар – 762,6 кДж/кг, и при 40 бар – 1087 кДж/кг. С увеличением давления пара энтальпия воды увеличивается, причем ее доля в суммарной энтальпии пара при этом постоянно растет. Это значит, чем выше давление пара, тем больше тепловой энергии остается в конденсате.

Столбец 6: Суммарная энтальпия (h”)

Энтальпия указан в кДж/кг. В этом столбце таблицы приведены значения энтальпии пара. Из таблицы видно, что энтальпия растет до давления 31 бар и при дальнейшем увеличении давления снижается. При давлении 25 бар значение энтальпии 2801 кДж/кг. Для сравнения значение энтальпии при 75 бар составляет 2767 кДж/кг.

Столбец 7: Тепловая энергия парообразования (конденсации) (r)

Энтальпия парообразования (конденсации) указана в кДж/кг. В этом столбце приведены значения количества тепловой энергии, которое требуется для полного испарения 1 кг кипящей воды при соответствующем давлении. И наоборот – количество тепловой энергии, которое высвобождается в процессе полной конденсации (насыщенного) пара при определенном давлении.

При давлении 1 бар r = 2258 кДж/кг, при 12 бар r = 1984 кДж/кг и при 80 бар r = лишь 1443 кДж/кг. С увеличением давления количество тепловой энергии парообразования или конденсации снижается.

Правило:

При увеличении давления пара количество тепловой энергии, необходимое для полного испарения кипящей воды, уменьшается. И в процессе конденсации насыщенного пара при соответствующем давлении высвобождается меньше тепловой энергии.

Поскольку вы оказались на нашем сайте, логичным будет предположить, что вас интересует промышленное паровое оборудование. Возможно вы подбираете компактный или мобильный электропарогенератор для своего цеха по производству молочной или хлебобулочной продукции, возможно вы ищете оптимальный вариант с паровым котлом на газе, жидком или твердом топливе для установки на бетонном заводе, а может ваш бизнес имеет отношение к производству пенополистирола и вопрос о техническом оснащении необходимо решать и не ошибаться с выбором.

К сожалению, несмотря на огромную востребованность паровых генераторов и котлов для технологических нужд, к настоящему времени нет обобщенной информации для потенциальных потребителей, которая помогла бы им получить хотя-бы минимальное представление о преимуществах и недостатках различных моделей, а также самостоятельно подобрать те из них, что вписываются в бюджет и соответствуют требованиям процесса производства.

Учитывая 20-летний опыт работы с такого рода оборудованием, учитывая требования технологических процессов, а также принимая во внимание достоинства и недостатки тех или иных моделей, не вдаваясь глубоко в теорию термодинамики, в популярной форме ознакомим вас с основными моментами, которые нужно знать при выборе электрических и топливоиспользующих котлов по производству сухого насыщенного пара.

В заключение хотелось бы коротко остановиться на некоторых цифрах, которые помогут вам сориентироваться при выборе парового оборудования и которыми часто интересуются заказчики.

1.- Зная мощность установки можно ориентировочно оценить расход пара (в кг/ч), разделив ее (мощность в кВт) на 0.75 . И, наоборот, умножаем расход на 0.75 - получаем мощность. В зависимости от КПД котла погрешность составит 5 - 7 %.

2.- Перевести кКал в кВт можно, учитывая соотношение 1 кКал = 1.16 Вт

3.- Точно определить мощность можно по разнице энтальпий, взятых из таблиц насыщенного и перегретого пара. Методика не сложная. Звоните. Проконсультируем.

Также по таблице легко определить температуру пара при известном давлении и наоборот.

ФРАГМЕНТ ТАБЛИЦЫ НАСЫЩЕННОГО ВОДЯНОГО ПАРА

Температура, °С	Давление (абсолютное) кгс/см 2	Удельный объем м 3 /кг	Плотность кг/м 3	Удельная энтальпия жидкости i’ кДж/кг	Удельная энтальпия пара i’’ кДж/кг	Удельная теплота парообразования r кДж/кг

4.- Для трехфазных электропарогенераторов условно можно принять следующие соотношения:

100 кг/ч - 100 л/ч - 75кВт - 112А

5.- Подбор сечения питающего кабеля зависит не только от потребляемого тока, но и от длины этого кабеля.

6.- Полезная информация для владельцев пропарочных камер.

При выборе парового котла без учета потерь можно приблизительно оценить расход пара, зная объем камеры по соотношению: на 1 куб.м - 2 кг сухого насыщенного пара низкого (до 0.7 атм) давления.

7.- При установке двух и более парогенераторов на одного потребителя подключение к паропроводу должно производиться через коллектор (гребенку).