Secondo il valore ottenuto di η oe, un preliminare flusso stimato paio

che verrà specificato in seguito.

Per le turbine con un'estrazione di vapore controllata (su ordinazione), la portata di vapore preliminare è determinata da una formula approssimativa (assumendo che il rendimento interno relativo della parte ad alta pressione e della turbina nel suo insieme siano gli stessi):

(13)

dove G per - il valore della selezione controllata (industriale, riscaldamento) alla pressione R per (per compito); H t 0pvd - caduta di calore di una turbina ideale dalla pressione iniziale R 0 alla pressione di estrazione R di (Fig. 6).

Quando si calcola il percorso del flusso di una turbina ad estrazione controllata:

1) tutti gli stadi prima dell'estrazione controllata sono calcolati per la portata totale di vapore rilevata mediante la formula (13);

2) gli stadi dopo l'estrazione controllata sono calcolati per la portata in modalità puramente condensante, determinata dall'espressione (12).

Gli stadi di bassa pressione devono garantire il passaggio del vapore quando la turbina funziona alla potenza elettrica nominale con estrazione controllata (modalità di condensazione).

Il calcolo dello schema termico, la determinazione delle portate di vapore nei vani turbina e la riduzione del bilancio energetico viene effettuato per due modalità di funzionamento della turbina:

a) con estrazione controllata alla potenza elettrica nominale (modalità cogenerazione);

b) senza estrazione controllata (modalità di condensazione) alla potenza elettrica nominale.

La regolazione delle lunghezze dell'ugello e delle lame di lavoro degli stadi prima dell'estrazione controllata viene effettuata in base alle portate di vapore attraverso i vani ottenuti in modalità riscaldamento, e gli stadi rimanenti ― sulle portate di vapore attraverso i vani in modalità condensazione.

ESEMPIO DI CALCOLO DI UNA TURBINA A VAPORE MULTISTADIO

K-12-35 con tre estrazioni rigenerative per il riscaldamento dell'acqua di alimentazione fino a 145 °C secondo i seguenti dati iniziali:

potenza elettrica nominale N e = 12000 kW;

frequenza di rotazione n=50 s -1 ;

pressione del vapore davanti alla turbina R"0 = 3,5 MPa;

temperatura del vapore davanti alla turbina t"0 = 435°C;

pressione del vapore di scarico R"k = 0,006 MPa;

distribuzione del vapore dell'ugello.

Determinazione del consumo di vapore

Calcoliamo la turbina per la potenza economica. Accettare

N eq =0,9 N e \u003d 0,9 ∙ 12000 \u003d 10800 kW.

Pressione davanti agli ugelli della fase di controllo nella modalità di progettazione

R 0 = 0,95∙R"0 = 0,95∙3,5=3,325 MPa.

La perdita di pressione nel tubo di scarico è determinata dalla formula

Δ p = p" a ∙ λ∙( insieme a VP /100) 2 ,

aver accettato insieme a vp = 120 m/s, λ = 0,07, otteniamo

Δ R\u003d 0,006 ∙ 0,07 ∙ (120/100) 2 \u003d 0,0006 MPa,

pressione del vapore dietro le lame dell'ultimo stadio

R a = p" a + Δ R= 0,006 +0,0006 = 0,0066 MPa.

Descrivi approssimativamente il processo in h,s- diagramma

(vedi Fig. 1), mettendo i punti A "0, A 0, A" a t, da A a t.

Cerchiamo h 0 = 3304 kJ/kg; h' a t= 2143 kJ/kg; h a t= 2162 kJ/kg;

H t 0id \u003d 3304-2143 \u003d 1161 kJ / kg; H t 0 \u003d 3304-2162 \u003d 1142 kJ / kg;

η dr \u003d 1142/1161 \u003d 0,984.

Accettiamo η vvr = 1.0, η ′ o io= 0,8, secondo i dati di riferimento

η m = 0,98; η g = 0,97.

Quindi, abbiamo

η oe \u003d η dr ∙η ′ o io∙η vvr ∙η m ∙η g = 0,984∙0,8∙1,0∙0,98∙0,97=0,748.

Portata di vapore stimata per la turbina

Tutti gli stadi della turbina saranno progettati per questa portata di vapore.

Linea di processo preliminare in h,s-diagramma è applicato secondo il valore accettato η " o io nel seguente modo:

H t io= 1142∙0,8=913,6 kJ/kg.

rimandare H t io in h,s-diagramma, otteniamo il punto Ak sull'isobar R a (Fig. 6).

Il compito di tracciare una linea indicativa di cambiamento nello stato del vapore h,s-diagram è solo una ricerca del volume specifico di vapore all'uscita dell'ultimo stadio. Troviamo lo stato del vapore all'uscita di questa fase adagiando lungo l'isobare R a da A a perdita di uscita

H in z =c 2 2 z/2000.

Nel calcolo preliminare H in z si trova dall'espressione

H in z = ζ id ∙N t 0id ,

dove ζ id a è il coefficiente di perdita in uscita dell'ultimo stadio.

Durante il calcolo, valuta ζ id a e trova H in z e insieme a 2z.

	un)
		b)

Fig.6. Processo di espansione del vapore nella/e camera/e di condensazione

e cogenerazione (b) turbine in h,s-diagramma

Più piccolo è z id a, più piccolo, quindi, insieme a 2 z- la velocità di uscita del vapore nell'ultima fase, ma maggiore sarà la lunghezza della lama.

Il valore di ζ id a dovrebbe essere impostato sulla base dei dati disponibili su progetti di turbine simili.

Per piccole turbine a condensazione ζ id a = = 0,015…0,03; per grandi turbine a condensazione ζ id a = = 0,05 ... 0,08.

Per turbine a contropressione ζ id a<0,015.

Prendiamo ζ id a = 0,0177. Quindi

H in z = 0,0177∙1161 = 20,55 kJ/kg.

Lo stato del vapore al punto da a a z corrisponde al volume specifico di vapore v 2 z\u003d 20,07 m 3 / kg. Entalpia del vapore dietro la turbina h k =

2390,4 kJ/kg.

La prima fase del calcolo preliminare si conclude con la determinazione del flusso approssimativo di vapore attraverso la turbina e del volume specifico approssimativo di vapore all'uscita dell'ultimo stadio.

La seconda fase consiste nel verificare la possibilità di attuazione costruttiva dell'ultima fase e nella determinazione provvisoria del calo isoentropico in essa contenuto.

2. Calcolo preliminare dell'ultimo passaggio

Per il calcolo preliminare dell'ultimo stadio sono noti i seguenti parametri:

H t 0id, H in z ,ζ id a, G,n.

Nell'ulteriore calcolo, l'indice z scartare.

Velocità del vapore all'uscita della griglia di lavoro dell'ultimo stadio

Per determinare il diametro dell'ultimo gradino, è necessario impostare il rapporto ν = g/l 2, dove dè il diametro medio dell'ultimo gradino; l 2 - la lunghezza di uscita della lama dell'ultimo stadio.

Nelle turbine esistenti, il valore ν si trova entro 2,7 ... 50,0. Piccoli valori si applicano a grandi turbine a condensazione, valori grandi sono tipici per turbine a condensazione di piccola capacità e turbine con contropressione. Le lame delle ultime fasi possono essere eseguite sia con profilo costante che variabile. La questione del passaggio da lame con profilo costante lungo l'altezza ad una vorticosa va decisa sulla base di un confronto delle perdite causate dal flusso attorno alle lame di lavoro con una variazione del valore di ν. Per ν<8 лопатки прихо­дится всегда выполнять закрученными. При ν >12, l'uso della rotazione non dà un tangibile guadagno di efficienza.

Lascia stare , ad esempio, il rapporto ν = 5,2. Quindi, supponendo l'uscita assiale del vapore nell'ultimo stadio, cioè α 2 \u003d 90 ° (e, quindi, insieme a 2a =c 2), otteniamo:

Pertanto, la lunghezza delle pale del rotore

l 2 =d/ν \u003d 1,428 / 5,2 \u003d 0,2746 m.

Velocità circonferenziale a diametro medio del gradino

u=π ∙d∙n= 3,14∙1,428∙50 = 224,3 m/s.

Velocità periferica all'estremità della lama
tu in =u∙(d+l 2 )/d\u003d 224,3 ∙ (1,428 + 0,2746) / 1,428 \u003d 267,4 m / s .

Tali velocità sono abbastanza accettabili.

Quando si calcolano le turbine di piccola potenza, non è necessario verificare la forza delle pale del rotore se tu in non supera i 300 m/s .

Diametro della sezione della radice

d a \u003d d - l 2 \u003d 1,428 - 0,2746 \u003d \u003d 1,153 m .

La velocità periferica delle lame nella sezione della radice

tu a = π ∙ d a ∙n=181,17 m/s.

La determinazione della dispersione termica elaborata nello stadio assiale della turbina viene effettuata per condizioni di funzionamento ottimali, che sono espresse dal rapporto ottimale delle velocità

(14)

dove ρ – grado di reattività al gradino.

La caduta di calore disponibile, elaborata nello stadio di turbina con la massima efficienza, può essere determinata dall'espressione (14):

,

dopo la trasformazione che troviamo

In questa formula, le quantità tu,ρ , φ, α 1 si riferiscono alla sezione media del gradino.

Poiché in qualsiasi sezione lungo l'altezza della lama, il calore diminuisce H 0 deve essere lo stesso (la pressione davanti e dietro lo stadio è costante in altezza), quindi può essere calcolato dall'espressione (15) per la sezione radice dell'ultimo stadio, dove ρc ≈0 (tutti gli stadi delle turbine a camera sono progettati con un grado di reattività nella sezione radice ρc ≈0), u=u a, supponendo circa φ \u003d 0,95 e α 1 \u003d 15 circa:

Per un dato calo di calore H 0 diametro ottimale della sezione radice del gradino d k può essere determinato dopo aver trasformato l'espressione (15):

. (16)

Prendendo, ad esempio, per la sezione della radice del passaggio ρ k \u003d 0, φ \u003d 0,955, α 1 \u003d 15 o, otteniamo il diametro ottimale della sezione della radice in H 0 =78 kJ/kg:

3. Calcolo della fase di controllo

Selezioniamo la fase di controllo sotto forma di un disco Curtis a due corone. Prendiamo il calo di calore in esso pari al 30% del calo di calore totale H t 0 , che sarà

H 0 rs \u003d 0,3 1142 \u003d 342,6 kJ / kg.

Dal calcolo preliminare della turbina sono noti:

1) Consumo di vapore stimato G= 12.436 kg/s;

2) pressione di progetto davanti agli ugelli dello stadio di controllo p 0 = 3.325 MPa;

3) entalpia del vapore davanti agli ugelli dello stadio di controllo h 0 = 3304 kJ/kg.

Il metodo per calcolare uno stadio di controllo a due file praticamente non differisce dal metodo sopra per calcolare una turbina monostadio con una girante a due file.

Noi costruiamo h,s-diagramma del vapore acqueo, un processo di espansione isoentropico in questa fase dal punto iniziale A 0 (Fig. 7) al punto da a t pc, posticipando il calo di calore H 0 rs =

342,6 kJ/kg, e troviamo la pressione dietro lo stadio di controllo R krs = 0,953 MPa.

Riso. 7. Determinazione della pressione dietro la fase di controllo e

calo di calore disponibile H 0(2-z )

Accettiamo il grado di reattività dei reticoli

Prima lavorazione ρ p1 =0,

Guida ρ n \u003d 0,05,

La seconda lavorazione ρ p2 =0.

La goccia di calore elaborata nella griglia degli ugelli,

H 011 \u003d (1- ρ p1 - ρ n - ρ p2) ∙ H 0 rs \u003d 0,95 342,6 \u003d 325,47 kJ / kg.

La pressione dietro la prima griglia di lavoro, uguale alla pressione dietro gli ugelli (perché ρ p1 = 0), è determinata da h,s-grafico:

R 11 = p 21 = 1.024 MPa.

La goccia di calore elaborata nella griglia di guida,

H 012 = ρ n ∙ H 0 rs \u003d 0,05 432,6 \u003d 17,13 kJ / kg.

La pressione dietro la griglia di guida è uguale alla pressione dietro lo stadio (perché ρ p2 = 0):

R 12 = p 22 = pag a r insieme a=0,953 MPa .

Avendo precedentemente impostato il coefficiente di velocità φ=0,965, determiniamo la perdita negli ugelli:

H c \u003d (1- φ 2) H 011 \u003d (1-0,965 2) ∙ 325,47 \u003d 22,384 kJ / kg.

rimandare la perdita H da A h,s-diagramma (vedi Fig. 2), troviamo sull'isobar R 11 = p 12 punto a 11 che caratterizza lo stato del vapore dietro gli ugelli. A questo punto determiniamo il volume specifico di vapore v 11 \u003d 0,24 m 3 / kg .

Velocità isoentropica (condizionale) del flusso di vapore in uscita dall'array di ugelli

insieme a da = .

Prendiamo i valori u/c di pari a 0,2; 0,22; 0,24; 0,26; 0,28 ed eseguire calcoli di variante, i cui risultati sono riassunti in

scheda. 2 (è accettato in tutti i casi α 11 =12,5°).

Per la prima opzione atteggiamento u/c fuori = 0,2. Velocità periferica in questa variante

tu=(u/c a partire dal)· c fuori \u003d 0,2 827,8 \u003d 165,554 m / s.

Diametro del gradino medio d=u/(π n)= 1.054 m

Velocità effettiva del vapore all'uscita dell'array di ugelli

778,57 m/s .

Dall'equazione di continuità per la sezione di uscita dell'array di ugelli

ε l 11 = Gv 11 / (π dc 11 · sinα 11)=

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

Dal momento che ε l 11 <0,02 м, принимаем парциальный подвод пара к рабочим лопаткам и находим оптимальную степень парциальности

Lunghezza di uscita delle alette degli ugelli

l 11 = ε l 11 / ε opt \u003d 0,0243 m.

Accettiamo la larghezza delle lame degli ugelli b 11 = 0,04 m .

Il coefficiente di velocità raffinato dell'array di ugelli è determinato dalla fig. 4 a b 11 /l 11 \u003d 0,04 / 0,0243 \u003d 1,646 e il valore dell'angolo α 11 \u003d 12,5 °:

Il coefficiente di velocità raffinato dell'array di ugelli φ non differisce da quello adottato in precedenza, pertanto la velocità del vapore all'uscita dell'array di ugelli c 11 e perdita di energia nell'array di ugelli H c non è specificato.

Le dimensioni delle alette degli ugelli rimangono invariate. Le dimensioni delle alette di lavoro e di guida sono prese per garantire l'apertura regolare del percorso del flusso in questa opzione di calcolo come segue:

l 21 = 0,0268 m, l 12 \u003d 0,0293 m, l 22 = 0,0319 m ,

b 21 \u003d 0,025 m, b 12 = 0,03 m, b 22 = 0,030 m .

I principali risultati dei calcoli della fase di controllo della turbina per tutte e cinque le opzioni sono riassunti nella tabella. 2. Le formule per determinare tutti i valori numerici delle grandezze sono riportate sopra, nell'esempio di calcolo di una turbina a gradini di velocità.

Dai calcoli delle varianti (Tabella 2) ne consegue che la massima efficienza relativa interna dello stadio di controllo η o io max =0,7597 con diametro medio d pc =1,159 m (variante con rapporto di velocità u/c di =0,22). Entalpia del vapore a valle dello stadio di controllo in questa variante

h a r insieme a =h 0 - H io pc \u003d 3304 -260.267 \u003d 3043.733 kJ / kg.

Questa entalpia corrisponde allo stato del vapore nel punto da a a p insieme a sull'isobara R a r insieme a=0,953 MPa h,s-diagrammi (vedi Fig. 7) e tiene conto di tutte le lame e perdite aggiuntive della fase di controllo. Da questo punto inizia il processo di espansione del vapore negli stadi di turbina non regolati.

Tavolo 2

I principali risultati del calcolo dello stadio di controllo della turbina

No pp	Quantità fisica e designazione della sua unità	Designazione	Rapporto di velocità tu/insieme a a partire dal
0,20	0,22	0,24	0,26	0,28
	Velocità periferica, m/s	tu	165,55	182,11	198,66	215,22	231,78
	Diametro medio del gradino, m	d	1,054	1,159	1,265	1,37	1,476
	Angolo di uscita del flusso di vapore dalla schiera di ugelli, gradi.	a11	12,5
	Prodotto ε l 11 , m	ε· l 11	0,00536	0,00487	0,00443	0,00414	0,00384
	Grado di parzialità	ε o pt	0,2205	0,2094	0,2006	0,1929	0,1859
	Lunghezza lama ugello, m	l 11	0,0243	0,0233	0,0223	0,0214	0,0207
	Larghezza delle lame degli ugelli, m	b 11	0,04	0,04	0,04	0,04	0,04
	Coefficiente di velocità dell'ugello	φ	0,965	0,965	0,964	0,963	0,963
	Dimensioni lame di lavoro e griglie guida, m	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
	Addominali. velocità del vapore all'uscita dell'ugello, m/s	insieme a 11	778,57	778,57	777,76	776,96	776,96
	Perdita di energia nell'array di ugelli, kJ/kg	H insieme a	22,384	22,384	23,012	23,639	23,639
	rel. velocità del vapore all'ingresso della prima griglia di lavoro, m/s	w 11	617,98	602,07	585,39	568,75	552,96
	Angolo di ingresso del flusso nella prima griglia di lavoro, gradi.	β11	15,82	16,25	16,71	17,20	17,71
	Coefficiente di velocità della prima griglia di lavoro	Ψ p 1	0,947	0,946	0,946	0,945	0,945
	Perdita di energia nella prima griglia di lavoro, kJ/kg	H l1	19,786	18,939	18,043	17,156	16,331
	rel. velocità del vapore all'uscita della prima griglia di lavoro, m/s	w 21	585,09	569,75	553,71	537,74	522,59
	Volume specifico di vapore dietro la prima griglia di lavoro, m 3 /kg	v 21	0,2449	0,2448	0,2447	0,2446	0,2445
	Angolo di uscita del flusso di vapore dalla prima griglia di lavoro, gradi.	β21	15,44	15,80	16,18	16,59	17,01
	Addominali. velocità del vapore all'uscita della prima griglia di lavoro, m/s	insieme a 21	427,79	397,62	367,11	337,12	308,50
	L'angolo di uscita del flusso di vapore dalla prima griglia di lavoro in moto assoluto, gradi.	un 21	21,28	22,96	24,85	27,09	29,71
	Coefficiente di velocità della griglia di guida	φ n	0,946	0,945	0,945	0,944	0,944
	Velocità vapore all'uscita della griglia guida, m/s	insieme a 12	440,84	414,61	388,47	363,23	339,65
	Perdita di energia nella griglia guida, kJ/kg	H n	11,459	10,231	9,060	7,985	7,036

Consumo di vapore per i consumatori industriali

Per determinare l'entalpia del vapore in un collettore di vapore, è necessario utilizzare le tabelle delle proprietà termodinamiche dell'acqua e del vapore cedute. I materiali di riferimento richiesti sono forniti nell'appendice B di questo manuale. Secondo la tabella B1, che mostra i volumi specifici e le entalpie del vapore saturo secco e dell'acqua sulla curva di saturazione per una certa pressione, sono dati:

Temperatura di saturazione - t o C(colonna 2);

L'entalpia dell'acqua sulla curva di saturazione - , kJ / kg (colonna 5),

Entalpia del vapore sulla curva di saturazione - , kJ/kg (colonna 6).

Se è necessario determinare le entalpie del vapore e dell'acqua ad una pressione il cui valore è compreso tra i valori riportati in tabella, allora è necessario interpolare tra due valori adiacenti delle grandezze tra cui si trova il valore desiderato.

L'entalpia del vapore in un collettore di vapore è determinata dalla pressione del vapore in esso () secondo la tabella B.1. Applicazioni B.

L'entalpia del condensato restituito dalla produzione è determinata dalla sua temperatura e pressione del condensato secondo l'Appendice A.

Quantità di condensa restituita dalla produzione

dove è il ritorno della condensa dalla produzione (dato).

Consumo di vapore per coprire il carico di riscaldamento e ventilazione

Si presume che la temperatura della condensa del vapore di riscaldamento all'uscita del riscaldatore di superficie sia di 10-15 o C superiore alla temperatura del fluido riscaldato all'ingresso di questo riscaldatore. Nel riscaldatore 8 viene riscaldata l'acqua di rete, che entra dalla tubazione di ritorno della rete di riscaldamento con una temperatura di 70 o C. Pertanto, prendiamo la temperatura della condensa del vapore di riscaldamento all'uscita del riscaldatore 8 uguale a 85°C.

In base a questa temperatura e pressione del condensato, secondo la tabella dell'Appendice A, troviamo l'entalpia del condensato:

Consumo di vapore per la fornitura di acqua calda

Consumo di vapore per impianto di riscaldamento

Consumo totale di vapore per coprire carichi industriali, abitativi e comunali

Il consumo di vapore per i bisogni ausiliari del locale caldaia è compreso tra il 15 e il 30% del carico esterno, ad es. consumo di vapore per coprire carichi industriali, abitativi e comunali. Il vapore fornito per il proprio fabbisogno viene utilizzato nello schema termico del locale caldaia per il riscaldamento dell'acqua aggiuntiva e di reintegro, nonché per la loro disaerazione.

Accettiamo un consumo di vapore per il proprio fabbisogno pari al 18%. Successivamente, questo valore viene specificato come risultato del calcolo dello schema termico del locale caldaia.

Consumo di vapore per le proprie esigenze:

Le perdite di vapore nello schema termico del locale caldaia sono il 2-3% del consumo di vapore esterno, accettiamo il 3%.

La quantità di vapore fornita attraverso il collettore vapore dopo l'unità di raffreddamento a riduzione:

Quando il vapore passa attraverso sezioni ristrette, si verifica un processo di strozzatura, accompagnato da una diminuzione della pressione, della temperatura e da un aumento del volume e dell'entropia del vapore. Nel caso di un processo di strozzatura adiabatica, è soddisfatta la seguente condizione:

dove: - entalpia del vapore dopo la strozzatura, - entalpia del vapore prima della strozzatura.

Pertanto, l'energia del vapore non cambia durante il processo di regolazione. La temperatura del vapore saturo è uguale alla temperatura di saturazione (ebollizione) ed è una funzione diretta della pressione. Poiché la pressione del vapore e la temperatura di saturazione si riducono durante la regolazione, si verifica un certo surriscaldamento del vapore. Affinché il vapore rimanga saturo dopo l'impianto di raffreddamento a riduzione, gli viene fornita acqua di alimentazione.

Il consumo di acqua alla ROU è determinato dal rapporto:

L'entalpia del vapore all'uscita della caldaia è determinata dalla pressione nel tamburo della caldaia secondo la tabella B.1. Applicazioni B,

L'entalpia del vapore nel collettore di vapore è stata determinata da noi in precedenza, .

Si presume che la pressione dell'acqua di alimentazione sia del 10% superiore alla pressione nel tamburo della caldaia:

L'entalpia dell'acqua di alimentazione ad una pressione di 1,5 MPa è determinata dalla tabella dell'appendice A.

Piena prestazione del locale caldaia.

L'articolo contiene un frammento della tavola del vapore saturo e surriscaldato. Con l'aiuto di questa tabella, in base al valore della pressione del vapore, vengono determinati i valori corrispondenti dei parametri del suo stato.

Pressione del vapore	Temperatura di saturazione	Volume specifico	Densità		Entalpia del vapore	Calore di vaporizzazione (condensazione)

Colonna 1: Pressione del vapore (p)

La tabella mostra il valore assoluto della pressione del vapore in bar. Questo fatto deve essere tenuto presente. Quando si tratta di pressione, di norma, parlano dell'eccesso di pressione che mostra il manometro. Tuttavia, gli ingegneri di processo utilizzano la pressione assoluta nei loro calcoli. In pratica, questa differenza porta spesso a malintesi e di solito si ritorce contro.

Con l'introduzione del sistema SI, è stato accettato che nei calcoli si dovesse utilizzare solo la pressione assoluta. Tutti i manometri delle apparecchiature di processo (tranne i barometri) mostrano sostanzialmente la pressione relativa, intendiamo la pressione assoluta. Per condizioni atmosferiche normali (al livello del mare) si intende una pressione barometrica di 1 bar. La pressione relativa è solitamente indicata in barg.

Colonna 2: Temperatura vapore saturo (ts)

Nella tabella, insieme alla pressione, è indicata la corrispondente temperatura del vapore saturo. La temperatura alla pressione appropriata determina il punto di ebollizione dell'acqua e quindi la temperatura del vapore saturo. I valori di temperatura in questa colonna determinano anche la temperatura di condensazione del vapore.

Ad una pressione di 8 bar, la temperatura del vapore saturo è di 170°C. La condensa formata dal vapore ad una pressione di 5 bar ha una corrispondente temperatura di 152°C.

Colonna 3: Volume specifico (v”)

Il volume specifico è espresso in m3/kg. All'aumentare della tensione di vapore, il volume specifico diminuisce. Ad una pressione di 1 bar, il volume specifico di vapore è 1.694 m3/kg. O in altre parole, 1 dm3 (1 litro o 1 kg) di acqua durante l'evaporazione aumenta di volume di 1694 volte rispetto allo stato liquido iniziale. Ad una pressione di 10 bar, il volume specifico è 0,194 m3/kg, ovvero 194 volte quello dell'acqua. Il valore del volume specifico viene utilizzato per calcolare i diametri delle tubazioni del vapore e della condensa.

Colonna 4: Peso specifico (ρ=po)

Il peso specifico (chiamato anche densità) è espresso in kJ/kg. Mostra quanti chilogrammi di vapore sono contenuti in 1 m3 di volume. All'aumentare della pressione, aumenta il peso specifico. Ad una pressione di 6 bar, il vapore con un volume di 1 m3 ha un peso di 3,17 kg. A 10 bar - già 5,15 kg e a 25 bar - più di 12,5 kg.

Colonna 5: Entalpia di saturazione (h')

L'entalpia dell'acqua bollente è espressa in kJ/kg. I valori in questa colonna mostrano quanta energia termica è necessaria per portare 1 kg di acqua ad una certa pressione allo stato di ebollizione, oppure quanta energia termica è contenuta nella condensa, che condensa contemporaneamente da 1 kg di vapore pressione. Alla pressione di 1 bar, l'entalpia specifica dell'acqua bollente è 417,5 kJ/kg, a 10 bar è 762,6 kJ/kg e a 40 bar è 1087 kJ/kg. Con l'aumento della pressione del vapore, l'entalpia dell'acqua aumenta e la sua quota nell'entalpia totale del vapore è in costante aumento. Ciò significa che maggiore è la pressione del vapore, maggiore è l'energia termica rimasta nella condensa.

Colonna 6: Entalpia totale (h”)

L'entalpia è espressa in kJ/kg. Questa colonna della tabella mostra i valori di entalpia del vapore. La tabella mostra che l'entalpia aumenta fino ad una pressione di 31 bar e diminuisce con un ulteriore aumento della pressione. Ad una pressione di 25 bar, il valore di entalpia è di 2801 kJ/kg. Per confronto, il valore di entalpia a 75 bar è 2767 kJ/kg.

Colonna 7: Energia termica di vaporizzazione (condensazione) (r)

L'entalpia di vaporizzazione (condensazione) è data in kJ/kg. Questa colonna fornisce la quantità di energia termica necessaria per far evaporare completamente 1 kg di acqua bollente alla pressione appropriata. E viceversa - la quantità di energia termica che viene rilasciata nel processo di condensazione completa del vapore (saturo) a una certa pressione.

A 1 bar r = 2258 kJ/kg, a 12 bar r = 1984 kJ/kg e a 80 bar r = solo 1443 kJ/kg. All'aumentare della pressione, la quantità di energia termica di vaporizzazione o condensazione diminuisce.

Regola:

Con l'aumento della pressione del vapore, la quantità di energia termica necessaria per far evaporare completamente l'acqua bollente diminuisce. E nel processo di condensazione del vapore saturo alla pressione appropriata, viene rilasciata meno energia termica.

Steam si distingue in base alla destinazione.

Vapore per esigenze tecnologiche

Vapore per riscaldamento

Vapore per la ventilazione

Vapore per esigenze economiche e domestiche.

La fonte di approvvigionamento di vapore per le imprese di lavorazione del legno sono solitamente le proprie caldaie o centrali termiche comunali, a seconda dell'ubicazione.

Dopo aver calcolato il vapore per ciascuna produzione e officina ausiliaria dell'impresa, viene calcolato il consumo totale di vapore e viene selezionata una centrale termica oppure si ottengono le condizioni tecniche per collegare l'impresa alla cogenerazione cittadina. Le specifiche tecniche indicano il punto di collegamento del gasdotto dell'impresa e il percorso del suo passaggio.

Lo sviluppo della documentazione di progettazione e turno per le caldaie e il collegamento al cogeneratore viene effettuato dalle organizzazioni di progettazione di Santekhproekt.

In base alle caratteristiche tecniche dell'attrezzatura tecnologica, viene selezionato il consumo orario medio di vapore all'ora. Il calcolo della richiesta di vapore si basa sul consumo orario medio di vapore.

8.1 Consumo di vapore per riscaldamento

La temperatura dell'aria nei locali industriali secondo SNIP 245-87 dovrebbe essere 18 ± 2ºС; a tal fine, il riscaldamento è previsto in autunno, inverno e primavera. L'impianto di riscaldamento e il liquido di raffreddamento sono selezionati in base ai requisiti delle norme antincendio e sanitarie. Secondo il vettore di calore, gli impianti di riscaldamento si dividono in: vapore, acqua, aria e combinati.

Il calcolo del consumo di vapore per il riscaldamento viene effettuato secondo la formula:

Q= *g*Z*N, (8.1)

dove: V è il volume della stanza V =24*66*6=9504;

g - consumo specifico di vapore per 1000 all'ora g = 17;

N - durata della stagione di riscaldamento N=215;

Z - la durata dell'impianto di riscaldamento al giorno Z=24.

Q=0,009504*17*215*24=833,7t

8.2 Calcolo del vapore per la ventilazione

Tutte le officine delle industrie della lavorazione del legno sono dotate di una potente ventilazione, che comporta una grande aspirazione di aria calda da questi locali. Per mantenere la temperatura e l'umidità nella stanza, è necessario prevedere, oltre al riscaldamento centralizzato. Ventilazione artificiale di mandata con preriscaldamento dell'aria immessa nell'ambiente.

Il consumo di vapore per la ventilazione è determinato dalla formula:

Q= *g*Z*N*K, (8.2)

dove: Z=16 – durata dell'operazione di ventilazione in ore con funzionamento su 2 turni;

N – durata del lavoro per anno N=260;

K – fattore di carico dell'attrezzatura K=0,83;

G - consumo specifico di vapore per ventilazione 1000 all'ora g=100.

Q=16*260*0.009504*0.83*100=3281.5t

8.3 Calcolo del vapore per il fabbisogno domestico

Al fine di creare normali condizioni di lavoro igienico-sanitarie per i lavoratori, l'acqua fredda viene riscaldata con vapore per il fabbisogno domestico e potabile, per docce e lavandini.

Il calcolo del consumo di vapore per il riscaldamento dell'acqua di docce e lavandini viene effettuato secondo la formula:

G*n*ɽ, (8.5)

G*n*ɽ, (8.6)

dove: g - flusso d'acqua

Per doccia (500)

Per un lavabo (180);

n - il numero di docce o bagni;

ɽ – durata di utilizzo

Doccia (0.75h)

lavabo (0,1 h);

– numero di giorni doccia all'anno (260);

– temperatura dell'acqua calda (50±5ºС);

– temperatura dell'acqua fredda (5ºС);

– contenuto termico del vapore (157,4 kJ/h).

8.4 Calcolo del vapore per il fabbisogno domestico e potabile

Il calcolo del vapore per il fabbisogno domestico e per bere viene effettuato secondo la formula:

Q= , (8.7)

Dal momento che sei atterrato sul nostro sito Web, sarebbe logico presumere che tu sia interessato alle apparecchiature industriali a vapore. Forse stai cercando un generatore di vapore elettrico compatto o mobile per la tua officina di produzione lattiero-casearia o panetteria, forse stai cercando l'opzione migliore con una caldaia a vapore a gas, liquido o solido per l'installazione in un impianto di betonaggio, o forse la tua attività è relativo alla produzione del polistirene espanso e la questione dell'attrezzatura tecnica deve essere decisa e non confusa con la scelta.

Purtroppo, nonostante l'enorme richiesta di generatori di vapore e caldaie per esigenze tecnologiche, ad oggi non ci sono informazioni generalizzate per i potenziali consumatori che li aiutino a farsi almeno un'idea minima dei vantaggi e degli svantaggi dei vari modelli, oltre che in modo autonomo selezionare quelli che si adattano al budget e soddisfano i requisiti del processo produttivo.

Dati i 20 anni di esperienza con questo tipo di apparecchiature, tenendo conto dei requisiti dei processi tecnologici, nonché tenendo conto dei vantaggi e degli svantaggi di alcuni modelli, senza approfondire la teoria della termodinamica, in una forma popolare informarti sui punti principali che devi sapere quando scegli le caldaie elettriche ea combustibile per la produzione di vapore saturo secco.

In conclusione, vorrei soffermarmi brevemente su alcune cifre che ti aiuteranno a orientarti nella scelta delle apparecchiature a vapore e che spesso interessano ai clienti.

1.- Conoscendo la potenza dell'impianto, è possibile stimare approssimativamente il consumo di vapore (in kg/h), dividendo (potenza in kW) per 0,75. E, al contrario, moltiplichiamo il consumo per 0,75: otteniamo la potenza. A seconda dell'efficienza della caldaia, l'errore sarà del 5 - 7%.

2.- Puoi convertire kcal in kW, dato il rapporto 1 kcal = 1,16 W

3.- La potenza può essere determinata con precisione dalla differenza di entalpie ricavata dalle tabelle del vapore saturo e surriscaldato. La tecnica non è difficile. Chiamata. Ci consulteremo.

È anche facile determinare la temperatura del vapore ad una pressione nota dalla tabella e viceversa.

FRAMMENTO DELLA TAVOLA DEL VAPORE ACQUEO SATURO

Temperatura, °С	Pressione (assoluta) kgf / cm 2	Volume specifico m 3 /kg	Densità kg/m3	Entalpia specifica del liquido i’ kJ/kg	Entalpia specifica del vapore i'' kJ/kg	Calore specifico di vaporizzazione r kJ/kg

4.- Per i generatori di vapore elettrici trifase possono essere accettati condizionatamente i seguenti rapporti:

100 kg/h - 100 l/h - 75kW - 112A

5.- La scelta della sezione del cavo di alimentazione dipende non solo dalla corrente assorbita, ma anche dalla lunghezza di tale cavo.

6.- Informazioni utili per i possessori di camere di cottura a vapore.

Quando si sceglie una caldaia a vapore senza tener conto delle perdite, è possibile stimare approssimativamente il consumo di vapore, conoscendo il volume della camera in base al rapporto: per 1 metro cubo - 2 kg di vapore saturo secco di basso (fino a 0,7 atm ) pressione.

7.- Quando si installano due o più generatori di vapore per un'utenza, il collegamento alla tubazione del vapore deve essere effettuato tramite un collettore (pettine).