Consum de abur pe oră. Determinarea consumului de abur estimat

În funcție de valoarea obținută a lui η oe, se determină consumul de abur de proiectare preliminară

care va fi apoi rafinat.

Pentru turbinele cu o singură extracție controlată a aburului (la cerere), debitul preliminar de abur este determinat printr-o formulă aproximativă (presupunând că eficiența internă relativă a părții de înaltă presiune și a turbinei în ansamblu sunt aceleași):

(13)

Unde G prin valoarea selectiei reglate (industrial, incalzire) la presiune R de (la misiune); N t 0chvd - diferența de căldură a unei turbine ideale față de presiunea inițială R 0 pentru a elimina presiunea R conform (fig. 6).

Când se calculează calea de curgere a unei turbine cu extracție controlată:

1) toate etapele înainte de extracția controlată sunt calculate pentru debitul total de abur găsit prin formula (13);

2) pașii după extracția controlată se calculează pentru debitul în regim pur condensat, determinat prin expresia (12).

Treptele de joasă presiune trebuie să asigure trecerea aburului atunci când turbina funcționează la puterea electrică nominală cu extracția controlată oprită (mod condensare).

Calculul schemei termice, determinarea consumului de abur în secțiunile turbinei și reducerea bilanțului energetic se efectuează pentru două moduri de funcționare a turbinei:

a) cu decolare reglabilă la puterea electrică nominală (mod încălzire);

b) fără selecție reglabilă (mod condensare) la puterea electrică nominală.

Corectarea lungimilor duzei și palelor rotorului treptelor înainte de extragerea controlată se efectuează în funcție de fluxul de abur prin compartimentele obținute în modul de încălzire, iar treptele rămase ― prin consumul de abur prin compartimentele în regim de condensare.

EXEMPLU DE CALCUL AL UNEI TURBINE CU ABUR ÎN MULTE ETAPE

K-12-35 cu trei extracții regenerative pentru încălzirea apei de alimentare până la 145 ° С cu următoarele date inițiale:

nominal energie electrică N e = 12000 kW;

frecventa de rotatie n= 50 s -1;

presiunea aburului în fața turbinei R„0 = 3,5 MPa;

temperatura aburului în fața turbinei t„0 = 435 ° C;

presiunea aburului de evacuare R"k = 0,006 MPa;

distribuția aburului este duză.

Determinarea consumului de abur

Calculăm turbina pentru capacitatea economică. Vom accepta

N ec = 0,9 N e = 0,9 ∙ 12000 = 10800 kW.

Presiune în fața duzelor etapei de control în modul de proiectare

R 0 = 0,95∙R„0 = 0,95 ∙ 3,5 = 3,325 MPa.

Pierderea de presiune în conducta de evacuare este determinată de formulă

Δ p = p" La ∙ λ∙( Cu vp / 100) 2,

adoptând Cu vp = 120 m / s, λ = 0,07, obținem

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

presiunea aburului în spatele palelor rotorului din ultima treaptă

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

Prezentăm aproximativ procesul în h, s- diagramă

(vezi Fig. 1), trasând punctele A „0, A 0, A” la t, A la t.

Găsi h 0 = 3304 kJ / kg; h ′ La t= 2143 kJ / kg; h La t= 2162 kJ/kg;

N t 0id = 3304-2143 = 1161 kJ / kg; N t 0 = 3304-2162 = 1142 kJ / kg;

η dr = 1142/1161 = 0,984.

Luăm η bvr = 1,0, η ′ o i= 0,8, conform datelor de referință

η m = 0,98; η g = 0,97.

Astfel, avem

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

Consumul de abur de proiectare preliminară pentru turbină

Toate treptele turbinei vor fi proiectate pentru acest consum de abur.

Linia de proces preliminară în h, s-diagrama este trasată conform valorii acceptate η "o i in felul urmator:

N T i= 1142 ∙ 0,8 = 913,6 kJ / kg.

Punând deoparte N T i v h, s-diagramă, obținem punctul A k pe izobară R la (fig. 6).

Sarcina de a trasa o linie de referință pentru schimbarea stării aburului în h, s-diagrama este doar găsirea volumului specific de abur la ieșirea din ultima etapă. Starea de vapori o găsim la ieșirea din această etapă prin amânarea în jos a izobarei R la de la A la pierderi de ieșire

Nîn z = c 2 2 z/2000.

În calculul preliminar N in z se gaseste din expresia

Nîn z = ζ id a ∙ N t 0id ,

unde ζ id a este coeficientul pierderii de ieșire a ultimei trepte.

La calcul, ζ id a este estimat și găsit N la z și Cu 2 z.

Fig. 6. Procesul de expansiune a aburului în condensare (a)

și cogenerare (b) turbine în h, s-diagramă

Cu cât ζ id a mai mic, cu atât mai puțin, prin urmare, Cu 2 z - viteza de ieșire a aburului în ultima etapă, dar cu cât lungimea lamei va fi mai mare.

Valoarea lui ζ id a ar trebui stabilită pe baza datelor disponibile privind modelele de turbine similare.

Pentru turbinele mici de condensare ζ id a = 0,015… 0,03; pentru turbine mari cu condensare ζ id a = 0,05 ... 0,08.

Pentru turbinele cu contrapresiune ζ id a<0,015.

Să luăm ζ id a = 0,0177. Atunci

N la z = 0,0177 ∙ 1161 = 20,55 kJ / kg.

Starea vaporilor la punctul a la z corespunde volumului specific de abur v 2 z= 20,07 m 3 / kg. Entalpia aburului în spatele turbinei h k =

2390,4 kJ/kg.

Prima etapă a calculului preliminar se încheie cu determinarea debitului aproximativ de abur prin turbină și a volumului specific aproximativ de abur la ieșirea ultimei etape.

A doua etapă constă în verificarea posibilității de implementare constructivă a ultimei etape și determinarea provizorie a căderii de căldură izoentropică în aceasta.

2. Calculul preliminar al ultimei etape

Pentru calculul preliminar al ultimei etape se cunosc următorii parametri:

N t 0id, N la z, ζ id a, G, n.

În calculul suplimentar, indicele z arunca.

Viteza aburului la iesirea din grila de lucru a ultimei trepte

Pentru a determina diametrul ultimei trepte, este necesar să se stabilească raportul ν = d/l 2, unde d- diametrul mediu al ultimei trepte; l 2 - lungimea lamei de ieșire a ultimei trepte.

În turbinele existente, valoarea ν se află în intervalul 2,7 ... 50,0. Valorile mici se referă la turbinele puternice cu condensare, valorile mari sunt tipice pentru turbinele mici de condensare și turbinele cu contrapresiune. Lamele ultimelor trepte pot fi realizate fie cu profil constant, fie cu profil variabil. Problema trecerii de la palete cu profil constant în înălțime la unul turbitor ar trebui rezolvată pe baza comparării pierderilor cauzate de curgerea în jurul palelor rotorului cu o modificare a valorii lui ν. Pentru valorile ν<8 лопатки прихо­дится всегда выполнять закрученными. При ν >12, utilizarea răsucirii nu oferă un câștig tangibil în eficiență.

Lăsa , de exemplu, raportul ν = 5,2. Apoi, presupunând ieşirea axială a aburului în ultima etapă, adică. α 2 = 90 ° (și, prin urmare, Cu 2a = cu 2), obținem:

Astfel, lungimea palelor rotorului

l 2 = d /ν = 1,428 / 5,2 = 0,2746 m.

Viteza periferică la diametrul mijlociu al treptei

u =π ∙ d ∙ n= 3,14 ∙ 1,428 ∙ 50 = 224,3 m/s.

Viteza periferică la capătul lamei
u v = u ∙ (d + l 2 )/d= 224,3 ∙ (1,428 + 0,2746) / 1,428 = 267,4 m / s .

Astfel de viteze sunt destul de acceptabile.

Când se calculează turbine de putere mică, nu este nevoie să se verifice rezistența palelor rotorului, dacă u c nu depășește 300 m/s .

Diametrul secțiunii rădăcinii

d La = d - l 2 = 1,428 - 0,2746 = = 1,153 m .

Viteza periferică a lamelor în secțiunea rădăcină

u La = π ∙ d La ∙ n= 181,17 m/s.

Determinarea căderii de căldură procesată în treapta turbinei axiale se realizează pentru condiții optime de funcționare, care sunt exprimate prin raportul optim de viteză.

(14)

unde ρ – gradul de reactivitate al etapei.

Pierderea de căldură disponibilă procesată în treapta turbinei cu cea mai mare eficiență poate fi determinată din expresia (14):

,

după transformarea cărora găsim

În această formulă, cantitățile tu,ρ , φ, α 1 se referă la secțiunea din mijloc a pasului.

Deoarece în orice secțiune de-a lungul înălțimii lamei scade căldura N 0 trebuie să fie același (presiunea în fața și în spatele etajului în înălțime este constantă), atunci poate fi calculată prin expresia (15) și pentru secțiunea rădăcină a ultimei etape, unde ρ până la ≈0 (toate etapele de turbinele cu cameră sunt proiectate cu un grad de reactivitate în secțiunea rădăcină ρ până la ≈0), u = u la, luând aproximativ φ = 0,95 și α 1 = 15 о:

La o scădere de căldură dată N 0 diametrul optim al secțiunii de rădăcină a treptei d k poate fi determinat după transformarea expresiei (15):

. (16)

Luând, de exemplu, pentru secțiunea rădăcină a pasului ρ к = 0, φ = 0,955, α 1 = 15 о, obținem diametrul optim al secțiunii rădăcinii la N 0 = 78 kJ / kg:

3. Calculul etapei de control

Alegem treapta de reglare sub forma unui disc Curtis cu două coroane. Să luăm o cădere de căldură în ea egală cu 30% din căderea totală de căldură N t 0, care va fi

N 0 buc = 0,3 ∙ 1142 = 342,6 kJ / kg.

Din calculul preliminar al turbinei se cunosc următoarele:

1) consumul aproximativ de abur G= 12,436 kg/s;

2) presiunea de proiectare în fața duzelor etajului de control p 0 = 3,325 MPa;

3) entalpia aburului în fața duzelor etajului de control h 0 = 3304 kJ / kg.

Metoda de calcul a unei trepte de reglare cu două coroane practic nu diferă de metoda descrisă mai sus pentru calcularea unei turbine cu o singură treaptă cu un rotor cu două coroane.

Construim în h, s-diagrama procesului de expansiune izoentropică a vaporilor de apă în această etapă de la punctul inițial A 0 (Fig. 7) până la punctul a la t pc, amânând căderea de căldură N 0 buc =

342,6 kJ / kg și găsiți presiunea din spatele etapei de reglare R k pc = 0,953 MPa.

Orez. 7. Determinarea presiunii în aval de treapta de control şi

picătură de căldură disponibilă N 0 (2-z )

Acceptați gradul de reactivitate a rețelei

Primul lucru p1 = 0,

Orientare ρ n = 0,05,

Al doilea lucru ρ p2 = 0.

Picătură de căldură procesată în rețeaua duzei,

N 011 = (1- ρ p1 -ρ n - ρ p2) ∙ N 0 buc = 0,95 ∙ 342,6 = 325,47 kJ / kg.

Presiunea din spatele primului grătar de lucru, egală cu presiunea din spatele duzelor (deoarece ρ p1 = 0), este determinată de h, s-diagramă:

R 11 = p 21 = 1,024 MPa.

Transfer de căldură procesat în grila de ghidare,

N 012 = ρ n ∙ N 0 buc = 0,05 ∙ 432,6 = 17,13 kJ / kg.

Presiunea din spatele grătarului de ghidare este egală cu presiunea din spatele treptei (deoarece ρ p2 = 0):

R 12 = p 22 = p la p Cu= 0,953 MPa .

Având presetat coeficientul de viteză φ = 0,965, determinăm pierderea în duze:

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

Amânarea pierderii N de la catre h, s-diagrama (vezi Fig. 2), găsim pe izobară R 11 = p 12 pct. a 11, care caracterizează starea aburului din spatele duzelor. În acest moment, determinăm volumul specific de abur v 11 = 0,24 m 3 / kg .

Viteza izoentropică (condițională) a curgerii aburului din matricea de duze

Cu de la =.

Să acceptăm valorile u/c de a fi egal cu 0,2; 0,22; 0,24; 0,26; 0,28 și efectuați calcule variante, ale căror rezultate sunt rezumate în

fila. 2 (în toate versiunile, se presupune că α 11 = 12,5 °).

Pentru prima varianta atitudine u/c de la = 0,2. Viteza periferică în această variantă

u=(u/c din)· c de la = 0,2 827,8 = 165,554 m/s.

Diametrul mediu al treptei d = u / (π N) = 1.054 m.

Viteza reală a aburului la ieșirea din grătarul duzei

778,57 m/s .

Din ecuația de continuitate pentru secțiunea de ieșire a matricei de duze

ε L 11 = G v 11 / (π DC 11 · sinα 11) =

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

Din moment ce ε L 11 <0,02 м, принимаем парциальный подвод пара к рабочим лопаткам и находим оптимальную степень парциальности

Lungimea de ieșire a lamelor duzei

l 11 = ε L 11 / ε opt = 0,0243 m.

Luăm lățimea lamelor duzei b 11 = 0,04 m .

Coeficientul rafinat al vitezei matricei de duze este determinat din Fig. 4 la b 11 / l 11 = 0,04 / 0,0243 = 1,646 și valoarea unghiului α 11 = 12,5 °:

Coeficientul rafinat al vitezei rețelei de duze φ nu diferă de cel acceptat anterior, prin urmare viteza aburului la ieșirea din rețeaua de duze este c 11 și pierderea de energie în matricea de duze H c nu este specificat.

Dimensiunile lamelor duzei rămân neschimbate. Dimensiunile paletelor de lucru și de ghidare sunt luate pentru a asigura deschiderea lină a căii de curgere în această versiune a calculului, după cum urmează:

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

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

Principalele rezultate de calcul ale etapei de control al turbinei pentru toate cele cinci opțiuni sunt rezumate în tabel. 2. Formulele pentru determinarea tuturor valorilor numerice ale cantităților sunt date mai sus, în exemplul de calcul al unei turbine cu trepte de viteză.

Din calculele variantelor (Tabelul 2) rezultă că cea mai mare eficiență relativă internă a etapei de control η o i max = 0,7597 cu un diametru mediu d pc = 1,159 m (variantă cu raportul vitezei u/s de la = 0,22). Entalpia aburului în spatele etapei de control în această versiune

h la p Cu = h 0 - H i pc = 3304 -260,267 = 3043,733 kJ / kg.

Această entalpie corespunde stării aburului în punctul p Cu pe izobară R la p Cu= 0,953 MPa h, s- diagrame (vezi Fig. 7) și ia în considerare toate lamele și pierderile suplimentare ale etapei de control. Din acest punct, procesul de expansiune a aburului începe în etapele nereglementate ale turbinei.

masa 2

Principalele rezultate ale calculului etapei de control a turbinei

Trimiteți-vă munca bună în baza de cunoștințe este simplu. Utilizați formularul de mai jos

Studenții, studenții absolvenți, tinerii oameni de știință care folosesc baza de cunoștințe în studiile și munca lor vă vor fi foarte recunoscători.

postat pe http://www.allbest.ru/

Furnizare de căldură

Sursele de alimentare cu căldură pentru întreprinderile industriei de cofetărie pot fi propria lor boiler sau o sursă de căldură centralizată exterioară.

Consumul de energie termica consta in consumul de apa calda si abur pentru diverse nevoi:

tehnologic;

gospodărie;

sanitare (incalzire, ventilatie, aer conditionat).

Abur saturat (fara prezenta hidrozinei sau a altor substante cancerigene) cu o presiune de 0,05-1,0 MPa (pentru magazinele specializate de ciocolata 0,8-1,0; pentru alte magazine 0,05-0,6 MPa).

Purtătorul de căldură pentru sistemul de ventilație și încălzire este apa la temperatură înaltă cu parametrii 150 - 70 0 С, 130 - 70 0 С; pentru alimentare cu apă caldă - apă la temperatură înaltă de aceiași parametri sau abur cu o presiune de 0,3 MPa - pentru nevoile de ventilație și 0,07 MPa - pentru încălzire.

Se recomandă instalarea cazanelor de tip E-35 / 40-11, E-50 / 40-11, E-75 / 40-11 în cazanele fabricilor de cofetărie de putere mică și în fabrici de putere medie și mare. - cazane verticale cu tub de apa de tip DKVR. Cazanele functioneaza la o presiune de 0,9 MPa si fara supraincalzire a aburului. Aburul cu presiune mai mica pentru diferite nevoi se obtine prin reducere.

Condensul returnat în camera cazanelor pentru sistemele de încălzire și ventilație este considerat 100%, pentru alimentarea cu abur industrial - 80%, pentru sistemele de alimentare cu apă caldă - 90%.

Calculul consumului de abur

Consumul de abur pentru nevoi tehnologice poate fi determinat în funcție de ratele de consum ale dispozitivelor și mașinilor individuale, sau în funcție de indicatori agregați.

O fabrică proiectată sau reconstruită poate include diverse ateliere în care se produc 2-3 grupe de produse de cofetărie (dulciuri, caramel, prăjituri etc.).

Consumul de abur pentru nevoi tehnologice D 1, kg / h este determinat de formula:

D 1 = P 1 * q t

Unde P t - productivitatea orară pentru produsele finite, t / h;

q t - consum specific de abur, kg/t.

L 1 = 2,88 * 1200 = 3456 kg / h

Consumul de abur pentru încălzire D 2, kg / h este calculat prin formula:

unde Q OT este consumul maxim de căldură pentru încălzire, W;

TO - randamentul schimbatorului de caldura (TO = 0,95).

Atunci când se determină consumul de căldură necesar, ar trebui să se ia în considerare locația fabricii de cofetărie, durata sezonului de încălzire și temperaturile de proiectare.

Consumul de căldură pentru încălzirea clădirii Q din, W este determinat de formula:

Q OT = X 0 * V * q OT * (t P - t H)

Unde X 0 este caracteristica termică specifică a clădirii, W / (m 3 * K);

q DIN - pierderi specifice de căldură de 1 m 3 din clădire, kJ / m 3;

V este volumul piesei încălzite, m 3 (V = 11750 m 3);

t P - temperatura medie a camerei încălzite, 0 С (t P = 18-20 0 С);

t H - temperatura de iarnă de proiectare a aerului exterior pentru încălzire, 0 С;

Q OT = 0,5 * 11750 * 1,26 * (20 - (- 18)) = 281295 W

Consumul de abur pentru ventilație D 3, kg / h este determinat de formula:

unde Q în - consumul orar al cantității de căldură pentru ventilație (încălzire cu aer), W;

i n este entalpia aburului, kJ / kg (la o presiune a aburului de 0,07 MPa, i n = 2666,6 kJ / kg);

i k - entalpia condensatului, kJ / kg (i k = 375,6 kJ / kg);

TO - randamentul schimbatorului de caldura (TO = 0,95).

Consumul de căldură pentru ventilație Q in, W este determinat de formula:

unde V in - cantitatea totală de aer ventilat, m 3 / h;

X în - caracteristica specifică a clădirii, W / (m 3 * K);

Densitatea aerului, kg / m 3 (= 1,2 kg / m 3);

c - capacitatea termică specifică masei aerului, kJ / (kg * K) (c = 1,0 kJ / (kg * K);

t P - temperatura medie a spațiilor ventilate, 0 С (t P = 18-20 0 С);

t H - temperatura de proiectare a aerului exterior în timpul sezonului de încălzire, 0 С.

Cantitatea totală de aer ventilat V in, m 3 / h este determinată de formula:

unde P in - procentul camerelor ventilate (50-60);

V este volumul clădirii, m 3;

n este rata medie de schimb de aer pe oră (n = 3-5).

Consumul de abur pentru nevoile casnice, D 4, kg / h este determinat de formula:

unde Q x / b este cantitatea de căldură pentru încălzirea apei pentru nevoile casnice, W

unde W este consumul de apă pentru nevoile casnice, kg/h (W = 800 kg/h);

c - capacitatea termică specifică a apei (c = 4,19 kJ / kg * K);

t H, t K - temperatura inițială și finală a apei, (t H = 10 0 С, t K = 75 0 С).

Consumul total de abur pentru producerea de D s, kg / h este egal cu:

Pentru a determina consumul de abur pentru nevoile auxiliare ale cazanului, este necesar să se determine pierderile de condens.

Returul condensului din sistemul de alimentare cu abur industrial W k 1, kg / h al fabricii de cofetărie este de 80%, apoi

W k 1 = 0,8 * D 1

W k 1 = 0,8 * 3456 = 2764,8 kg / h

Returul condensului W k 4, kg / h din sistemul de alimentare cu apă caldă este de 90%.

W k 4 = 0,9 * D 4

W k 4 = 0,9 * 100,11 = 90,1 kg / h

Pierderea condensului D n. k, kg / h sunt

D n. k = D s - (W k 1 - W k 4)

D n. k = 4562,99 - (2764,8 + 90,1) = 1708,1 kg / h

Consumul de apă brută B, kg/h pentru a acoperi pierderile de condens este luat cu 20% mai mult, atunci

B = 1,2 * D n. La

B = 1,2 * 1708,1 = 2049,72 kg / h

Consum de abur pentru încălzirea apei D p.h. , kg / h este egal cu:

unde i 1 este entalpia apei la = 40 0 ​​​​С (168 kJ / kg);

i 2 - entalpia apei la = 5 0 С (21 kJ / kg);

i n este entalpia aburului la 0,6 MPa (2763 kJ / kg);

i k este entalpia condensatului, (669 kJ / kg);

Eficiența încălzitorului de apă cu abur (= 0,95).

Consumul de abur pentru dezaerarea apei Da, kg/h este

unde i cp este entalpia medie a apei care intră în dezaerator, kJ / kg (i cp = 433 kJ / kg);

W p.v. - condens de la încălzitorul de apă înainte de tratarea chimică a apei, kg/h (W p.w = D p.h.).

Cererea totală a cazanului în abur D k, kg / h

D k = D s + D pv + D ae

D k = 4562,99 + 151,46 + 683,31 = 5397,76 kg / h

Luând în considerare pierderile de căldură în conductele de abur, unități etc., care pot fi de 8-10%, necesarul estimat de abur D total, kg/h (pentru perioada de iarnă) va fi

D total = D k * 1,1

D total = 5397,76 * 1,1 = 5937,54 kg / h

Alegerea cazanelor cu abur

Alegerea tipului și numărului de cazane care să răspundă tuturor nevoilor întreprinderii se face în așa fel încât să asigure cererea maximă de abur în perioada de funcționare de iarnă, iar în perioada de vară exista posibilitatea unei revizii alternative a pisicile. Alegerea cazanelor se face în funcție de conductibilitatea aburului și termică a acestora. Dacă suprafața de încălzire este dată în literatura de referință, atunci suprafața totală F, m2 de încălzire este determinată de formula:

unde D total este necesarul de abur estimat pentru perioada de iarnă, kg/h;

h - factor de siguranță egal cu 1,1-1,2;

q k - volum specific de abur, kg/m 2 h, egal cu 30-40, în funcție de cazan și tipul de combustibil;

După ce am determinat suprafața totală de încălzire, selectam centrala E-35 / 40-11 și instalăm 2 buc.

condens de ventilație a lichidului de răcire

Postat pe Allbest.ru

Documente similare

Sarcina termică estimată pentru alimentarea cu apă caldă. Determinarea consumului de abur de către consumatorii externi. Determinarea puterii turbinei, a consumului de abur per turbină, selectarea tipului și numărului de turbine. Consum de abur pentru încălzitorul de înaltă presiune. Alegerea cazanelor cu abur.

lucrare de termen, adăugată 26.01.2016


Construirea procesului de expansiune a aburului într-o turbină în diagrama H-S. Determinarea parametrilor și a consumului de abur și apă la o centrală electrică. Întocmirea bilanțurilor termice principale pentru unitățile și dispozitivele circuitului termic. Estimare preliminară a consumului de abur pentru turbină.

lucrare de termen adăugată la 12.05.2012


Procesul de expansiune a aburului într-o turbină în diagrama h, s. Echilibrul fluxurilor principale de abur și apă. Determinarea consumului de abur pentru turbina de antrenare. Calculul instalatiei de incalzire in retea, dezaerator de inalta presiune. Determinarea puterii termice a unităților de putere.

lucrare de termen, adăugată 08.09.2012


Scurtă descriere a schemei termice a turbinei T-110 / 120-130. Tipuri și scheme de pornire a încălzitoarelor regenerative. Calculul parametrilor principali ai LDPE: abur de încălzire, apă de alimentare, consum de abur în încălzitor, răcitor de abur și răcitor de condens.

lucrare de termen, adăugată 07.02.2011


Calculul încărcării termice și reprezentarea grafică. Preselecția echipamentelor de bază: turbine cu abur și cazane. Consumul total de apă de încălzire pentru termoficare. Calculul circuitului termic. Echilibrul de abur. Analiza sarcinii turbinelor si cazanelor, sarcina termica.

lucrare de termen, adăugată 03.03.2011


Descrierea circuitului termic, elementele și structura acestuia. Calculul instalatiei de incalzire a retelei de apa. Construirea procesului de expansiune cu abur. Echilibru abur și condens. Proiectare economie de combustibil, alimentare cu apă. Calculul emisiilor și selectarea coșului de fum.

lucrare de termen, adăugată 13.12.2013


Parametrii aburului și apei ai instalației cu turbine. Scurgeri de la etanșările turbinei. Încălzitoare regenerative de înaltă presiune. Dezaerator de apă de alimentare. Unitate de preîncălzire a aerului cazanului. Expansor de drenaj pentru încălzirea încălzitoarelor cu abur.

lucrare de termen, adăugată 03.06.2012


Determinarea consumului preliminar de abur pentru turbină. Calculul instalatiei de incalzire a retelei de apa. Construirea procesului de expansiune cu abur. Calculul separatoarelor de purjare continuă. Verificarea echilibrului aburului. Calculul indicatorilor tehnici și economici ai stației.

lucrare de termen, adăugată 16.10.2013


Determinarea puterii termice maxime a cazanului. Consumul mediu orar de căldură pentru alimentarea cu apă caldă. Bilanțul termic al răcitoarelor și al dezaeratorului. Calcul hidraulic al rețelei de încălzire. Repartizarea consumului de apă pe zone. Unitati de reducere si racire.

lucrare de termen, adăugată 28.01.2011


Construirea procesului de expansiune a aburului în diagrama h-s. Calculul instalării încălzitoarelor de rețea. Procesul de expansiune a aburului în turbina de antrenare a pompei de alimentare. Determinarea consumului de abur pentru o turbină. Calculul eficienței termice a TPP și selectarea conductelor.

3.2.2 Calculul consumului de abur pentru încălzire și ventilare

Calcularea costurilor de căldură pentru încălzire și ventilație este determinată de formula:

Q = q · V · (t pom – t aşezare ) · T an , kW / an, (3.11)

unde q este consumul specific de căldură pentru încălzire și ventilare a 1m 3 din încăpere la o diferență de temperatură de 1 ° C, kW / (m 3. grade).

Valoarea medie a acestei valori poate fi luată: pentru încălzire - 0,45 · 10 -3 kW / (m 3. Deg), pentru ventilare 0,9 · 10 -3 kW / (m 3. Oraș).

V este volumul total al incintei amplasamentului fără a se lua în considerare volumul camerelor de uscare, m 3;

t pom - temperatura camerei, luată 20 ° C;

t calc - temperatura de proiectare pentru încălzire și ventilație;

T an - durata sezonului de încălzire este determinată de formula:

T an = 24 * τ din, h,

unde τ de la este durata sezonului de încălzire, zile.

T an = 24 · 205 = 4920 h.

Q din = 0,45 · 10 -3 · 4456,872 · (20-(-26)) · 4920 = 453,9 · 10 3 kWh/an.

Q aerisire = 0,09 · 10 -3 · 4456,872 · (20-(-12)) · 4920 = 63,15 · 10 3 kWh/an.

Tabel 3.3 - Calculul consumului de căldură pentru încălzire și ventilație

Calculul cererii anuale de abur pentru încălzire și ventilație este determinat de formula:

3.2.3 Calculul consumului de căldură (abur) pentru nevoile casnice

Calculul consumului de căldură (abur) pentru nevoile casnice este determinat de formula:

unde q este consumul de abur pentru 1 persoană pe schimb;

m este numărul de persoane care lucrează în tura cea mai aglomerată;

n este numărul de schimburi de lucru ale secției (este indicat să luați 2);

τ este numărul de zile de funcționare a șantierului pe an.

3.2.4 Calculul cererii totale anuale de abur pentru nevoi tehnologice și casnice, încălzire și ventilație

Calculul cererii totale anuale de abur pentru nevoile tehnologice și casnice, încălzire și ventilație este determinat de formula:

D total = D anul universitar + D din + D viata de zi cu zi , t/an. (3.14)

D total = 8,13 + 891,47 + 2,6 = 902,2 t / an.

La întreprinderi, vaporii de apă sunt consumați în scopuri tehnologice, casnice și energetice.

În scopuri tehnologice, aburul surd și viu este folosit ca purtător de căldură. Aburul viu este folosit, de exemplu, pentru fierberea materiilor prime în bere sau pentru încălzirea și amestecarea lichidelor prin barbotare, pentru a crea exces de presiune în autoclave, precum și pentru a modifica starea de agregare a unei substanțe (evaporarea sau evaporarea lichidului, uscare). de materiale etc.). Aburul mort este utilizat în schimbătoarele de căldură de suprafață cu încălzire cu abur. Presiunea aburului utilizată în instalațiile de prelucrare a cărnii variază de la 0,15 la 1,2 MPa (1,5 ÷ 12 kg/cm2).

Pentru fiecare operațiune tehnologică cu vapori de apă, consumul acestuia este determinat în funcție de datele bilanțului termic al fiecărui proces termic. În acest caz, sunt utilizate date din bilanțele materiale ale calculelor produsului. Pentru procesele discontinue se ia în considerare timpul de tratament termic pentru fiecare ciclu.

În fiecare caz specific, sarcina termică a aparatului (căldura consumată) poate fi determinată din balanța termică a procesului. De exemplu, căldura cheltuită pentru încălzirea produsului de la începutul ( t n) în finală ( t j) temperaturile pentru un aparat continuu sunt determinate de formula 72:

Q = Gc (t k - t n) φ, (72)

Unde Q- căldură consumată pentru încălzire, J / s (W), adică sarcina termică a aparatului;

G

Cu- capacitatea termică specifică a produsului la temperatura medie a acestuia, J/kg · K;

t La, t n - temperatura inițială și finală, ° С;

φ - coeficient luând în considerare pierderile de căldură către mediul înconjurător
miercuri ( φ = 1,03 ÷ 1,05).

Capacitatea termică a produsului este selectată fie conform cărților de referință binecunoscute, fie calculată după principiul aditivității pentru sistemele multicomponente.

Pentru a schimba starea de agregare a unei substanțe (solidificare, topire, evaporare, condensare), se consumă energie termică, a cărei cantitate este determinată de formula 73:

Unde Q- cantitatea de căldură, J/s (W);

G- consumul de masă al produsului, kg/s;

r- căldură de tranziție de fază, J/kg.

Sens r determinată de date de referință în funcție de tipul de produs și de tipul de tranziție de fază a substanței. De exemplu, căldura de topire a gheții este considerată r 0 = 335,2 10 3 J / kg, grăsime

r w = 134 · 10 3 J / kg. Căldura de vaporizare depinde de presiunea din volumul de lucru al aparatului: r = f (P A). La presiunea atmosferică r= 2259 · 10 3 J / kg.

Pentru dispozitivele cu funcționare continuă, consumul de căldură se calculează pe unitatea de timp (J/s (W) - flux de căldură), iar pentru dispozitivele cu acțiune periodică - pe ciclu de lucru (J). Pentru a determina consumul de căldură pe schimb (zi), este necesar să se înmulțească fluxul de căldură cu timpul de funcționare al aparatului pe schimb, zi sau cu numărul de cicluri de funcționare ale unui aparat lot și numărul de aparate similare.

Consumul de vapori de apă saturați ca purtător de căldură în condiția condensării sale complete este determinat de ecuația:

Unde D- cantitatea de vapori de apă de încălzire, kg (sau consum, kg/s);

Q total - consumul total de căldură sau sarcina termică a dispozitivului de încălzire (kJ, kJ / s), se determină din ecuația de echilibru termic a dispozitivului;

- entalpia aburului saturat uscat și a condensatului, J/kg;

r- căldură latentă de vaporizare, kJ/kg.

Consumul de abur viu pentru amestecarea produselor lichide (barbotare) este luat la o rată de 0,25 kg / min la 1 m 2 de secțiune transversală a aparatului.

Consum de abur pentru nevoi casnice și casnice Potrivit acestui articol, aburul este consumat pentru a încălzi apa pentru dușuri, spălătorie, curățarea podelelor și echipamentelor și a echipamentelor de sprijinire.

Consumul de abur pentru echipamentul de răzuit și stocul este determinat de scurgerea acestuia din țeavă conform ecuației debitului:

(75)

Unde D w este consumul de abur pentru casare, kg/tur;

d- diametrul interior al furtunului (0,02 ÷ 0,03 m);

ω - viteza de ieșire a aburului din conductă (25 ÷ 30 m/s);

ρ - densitatea vaporilor, kg / m 3 (conform tabelelor Vukalovich ρ = f(ρ ));

τ - timpul de opărire, h (0,3 ÷ 0,5 h).

Dacă luăm în considerare ecuația τ = 1 h, apoi se determină consumul de abur în kg/h.

Calculul consumului de abur pentru toate articolele este rezumat în tabelul 8.3.

Tabel 8.3 - Consum de abur, kg

Consumul specific de abur este calculat folosind formula 76.

Articolul conține un fragment din masa de abur saturat și supraîncălzit. Cu ajutorul acestui tabel, valorile corespunzătoare ale parametrilor stării sale sunt determinate din valoarea presiunii vaporilor.

Coloana 1: Presiunea aburului (p)

Tabelul arată valoarea absolută a presiunii aburului în bar. Acest fapt trebuie avut în vedere. Când vine vorba de presiune, de obicei se vorbește despre excesul de presiune, care este indicat de un manometru. Cu toate acestea, inginerii de proces folosesc valoarea presiunii absolute în calculele lor. În practică, această diferență duce adesea la neînțelegeri și de obicei cu consecințe neplăcute.

Odată cu introducerea sistemului SI, s-a acceptat că numai presiunea absolută ar trebui utilizată în calcule. Toate instrumentele de măsurare a presiunii ale echipamentelor tehnologice (cu excepția barometrelor) indică în general suprapresiune, ne referim la presiune absolută. Condițiile atmosferice normale (la nivelul mării) înseamnă o presiune barometrică de 1 bar. Presiunea manometrică este de obicei raportată în barg.

Coloana 2: Temperatura aburului saturat (ts)

Tabelul prezintă temperatura corespunzătoare a aburului saturat împreună cu presiunea. Temperatura la presiunea corespunzătoare determină punctul de fierbere al apei și astfel temperatura aburului saturat. Temperaturile din această coloană determină și punctul de rouă al aburului.

La o presiune de 8 bar, temperatura aburului saturat este de 170 ° C. Condensul format din abur la o presiune de 5 bar are o temperatură corespunzătoare de 152 ° C.

Coloana 3: volum specific (v”)

Volumul specific este indicat în m3/kg. Odată cu creșterea presiunii de vapori, volumul specific scade. La o presiune de 1 bar, volumul specific de abur este de 1,694 m3/kg. Sau, cu alte cuvinte, 1 dm3 (1 litru sau 1 kg) de apă în timpul evaporării crește în volum de 1694 de ori în comparație cu starea lichidă inițială. La o presiune de 10 bar, volumul specific este de 0,194 m3/kg, ceea ce este de 194 de ori mai mare decât cel al apei. Valoarea specifică a volumului este utilizată la calcularea diametrelor conductelor de abur și condens.

Coloana 4: Greutate specifică (ρ = po)

Greutatea specifică (numită și densitate) este indicată în kJ/kg. Arată câte kilograme de abur sunt conținute în 1 m3 de volum. Odată cu creșterea presiunii, greutatea specifică crește. La o presiune de 6 bar, aburul cu un volum de 1 m3 are o greutate de 3,17 kg. La 10 bar - deja 5,15 kg și la 25 bar - mai mult de 12,5 kg.

Coloana 5: Entalpia de saturație (h ')

Entalpia apei clocotite este indicată în kJ/kg. Valorile din această coloană arată câtă energie termică este necesară pentru a aduce 1 kg de apă la fierbere la o anumită presiune sau câtă energie termică este conținută în condens, care a fost condensat din 1 kg de abur la aceeași presiune. . La o presiune de 1 bar, entalpia specifică a apei clocotite este de 417,5 kJ/kg, la 10 bar - 762,6 kJ/kg, iar la 40 bar - 1087 kJ/kg. Odată cu creșterea presiunii vaporilor, entalpia apei crește, iar ponderea acesteia în entalpia totală a vaporilor crește constant. Aceasta înseamnă că, cu cât presiunea aburului este mai mare, cu atât mai multă energie termică rămâne în condens.

Coloana 6: Entalpia totală (h”)

Entalpia este dată în kJ/kg. Această coloană a tabelului arată valorile entalpiei aburului. Tabelul arată că entalpia crește până la o presiune de 31 bar și scade odată cu o creștere suplimentară a presiunii. La o presiune de 25 bar, valoarea entalpiei este de 2801 kJ/kg. Pentru comparație, valoarea entalpiei la 75 bar este de 2767 kJ / kg.

Coloana 7: Energia termică de vaporizare (condensare) (r)

Entalpia de vaporizare (condensare) este indicată în kJ/kg. Această coloană oferă valorile cantității de energie termică necesară pentru a evapora complet 1 kg de apă clocotită la presiunea corespunzătoare. Și invers - cantitatea de energie termică care este eliberată în timpul condensării complete a aburului (saturat) la o anumită presiune.

La o presiune de 1 bar r = 2258 kJ / kg, la 12 bar r = 1984 kJ / kg și la 80 bar r = doar 1443 kJ / kg. Odată cu creșterea presiunii, cantitatea de energie termică de vaporizare sau condensare scade.

Regulă:

Pe măsură ce presiunea aburului crește, cantitatea de energie termică necesară pentru evaporarea completă a apei clocotite scade. Și în procesul de condensare a aburului saturat la presiunea corespunzătoare, se eliberează mai puțină energie termică.