Kako izračunati potrošnju pare prema pritisku. Određivanje procijenjene potrošnje pare. Primjer proračuna višestepene parne turbine

U preduzećima se vodena para koristi u tehnološke, kućne i energetske svrhe.

U tehnološke svrhe, mrtva i živa para se koristi kao rashladno sredstvo. Živa para se koristi, na primjer, za prokuvavanje sirovina u kotlovima ili za zagrijavanje i miješanje tekućina mehurićenjem, za stvaranje viška tlaka u autoklavima, kao i za promjenu stanje agregacije supstance (isparavanje ili isparavanje tečnosti, sušenje materijala, itd.). Mrtva para se koristi u površinskim izmenjivačima toplote sa parnim grejanjem. Pritisak pare koji se koristi u postrojenjima za preradu mesa kreće se od 0,15 do 1,2 MPa (1,5÷12 kg/cm2).

Za svaku tehnološku operaciju koja koristi vodenu paru, njena potrošnja se utvrđuje prema podacima toplotni bilans svaki termički proces. U ovom slučaju se koriste podaci iz materijalnih bilansa kalkulacija proizvoda. Za serijske procese uzima se u obzir vrijeme toplinske obrade za svaki ciklus.

U svakom konkretan slučaj termičko opterećenje aparata (utrošena toplota) može se odrediti iz toplotnog bilansa procesa. Na primjer, toplina utrošena na zagrijavanje proizvoda od početnog ( t n) do konačnog ( t j) temperature uređaja kontinuirano djelovanje, određeno formulom 72:

Q = Gc (t k – t n)φ, (72)

Gdje Q– toplina utrošena na grijanje, J/s (W), tj. termičko opterećenje uređaja;

G

With– specifični toplotni kapacitet proizvoda pri njegovoj srednjoj temperaturi, J/kg K;

t za, t n – početna i krajnja temperatura, °C;

φ – koeficijent koji uzima u obzir gubitak toplote u okolinu
srijeda ( φ = 1,03÷1,05).

Toplotni kapacitet proizvoda bira se ili iz poznatih referentnih knjiga, ili se izračunava prema principu aditivnosti za višekomponentne sisteme.

Za promjenu agregacijskog stanja tvari (stvrdnjavanje, topljenje, isparavanje, kondenzacija) se troši toplotnu energiju, čiji je iznos određen formulom 73:

Gdje Q– količina toplote, J/s (W);

G– maseni protok proizvoda, kg/s;

r– toplina faznog prijelaza, J/kg.

Značenje r određuje se iz referentnih podataka ovisno o vrsti proizvoda i vrsti faznog prijelaza tvari. Na primjer, uzima se da je toplina topljenja leda jednaka r 0 = 335,2 10 3 J/kg, mast

r w = 134·10 3 J/kg. Toplota isparavanja zavisi od pritiska u radnoj zapremini aparata: r = f (P a). At atmosferski pritisak r= 2259·10 3 J/kg.

Za kontinualne aparate izračunava se potrošnja toplote po jedinici vremena (J/s (W) - protok toplote), a za periodične aparate - po radnom ciklusu (J). Za određivanje potrošnje topline po smjeni (danu) potrebno je protok topline pomnožiti s vremenom rada uređaja po smjeni, danu ili brojem radnih ciklusa uređaja periodično djelovanje i broj sličnih uređaja.

Potrošnja zasićene vodene pare kao rashladnog sredstva pod uslovom njene potpune kondenzacije određena je jednadžbom:

Gdje D– količina vodene pare za grijanje, kg (ili protok, kg/s);

Q generalno - ukupna potrošnja toplota ili toplotno opterećenje termalni aparat(kJ, kJ/s), određeno iz jednačine toplotnog bilansa aparata;

– entalpija suve zasićene pare i kondenzata, J/kg;

r– latentna toplota isparavanja, kJ/kg.

Potrošnja žive pare za miješanje tekućih proizvoda (mjehurića) uzima se brzinom od 0,25 kg/min po 1 m 2 poprečnog presjeka aparata.

Potrošnja pare za potrebe domaćinstva i domaćinstva prema ovom članu, para se koristi za zagrijavanje vode za tuševe, pranje rublja, pranje podova i opreme, te opremu za opekotine.

Potrošnja pare za opremu za opekotine i inventar određuje se njenim protokom iz cijevi prema jednačini protoka:

(75)

Gdje D w – potrošnja pare za opekotine, kg/smjeni;

d – unutrašnji prečnik crijevo (0,02÷0,03 m);

ω – brzina strujanja pare iz cijevi (25÷30 m/s);

ρ – gustina pare, kg/m3 (prema Vukalovićevim tabelama ρ = f(ρ ));

τ – vrijeme opekotina, h (0,3÷0,5 h).

Ako uzmemo u jednačinu τ = 1 h, tada se potrošnja pare određuje u kg/h.

Obračun potrošnje pare za sve artikle je sažet u tabeli 8.3.

Tabela 8.3 - Potrošnja pare, kg

Specifična potrošnja pare izračunava se pomoću formule 76.

Na osnovu dobijene vrijednosti η oe odrediti preliminarnu procijenjeni protok par

što će kasnije biti razjašnjeno.

Za turbine sa jednom kontrolisanom ekstrakcijom pare (kako je navedeno), preliminarni protok pare se određuje približnom formulom (pod pretpostavkom da je relativna unutrašnja efikasnost dela visokog pritiska i turbine u celini ista):

(13)

Gdje G- vrijednost regulisane (industrijske, daljinske) ekstrakcije pod pritiskom R prema (dodijeljen); N t 0chvd - toplotni pad idealne turbine od početnog pritiska R 0 na pritisak ekstrakcije R prema (sl. 6).

Prilikom izračunavanja putanje protoka turbine s kontroliranom ekstrakcijom:

1) sve faze do kontrolisane ekstrakcije izračunavaju se za ukupnu potrošnju pare koja se nalazi pomoću formule (13);

2) faze nakon kontrolisane ekstrakcije su izračunate za brzinu protoka u režimu čiste kondenzacije, određen izrazom (12).

Stepeni niskog pritiska moraju da obezbede prolaz pare kada turbina radi na nazivnoj električnoj snazi ​​sa isključenom kontrolisanom ekstrakcijom (kondenzacioni režim).

Proračun termičkog kruga, određivanje protoka pare u odjeljcima turbine i smanjenje energetskog bilansa vrše se za dva režima rada turbine:

a) sa kontrolisanom ekstrakcijom pri nazivnoj električnoj snazi ​​(kogeneracioni režim);

b) bez kontrolirane ekstrakcije (kondenzacijski mod) pri nazivnoj električnoj snazi.

Podešavanje dužine mlaznice i radnih lopatica stepenica na kontrolisanu ekstrakciju vrši se prema protoku pare kroz odjeljke dobijene u režimu kogeneracije, a preostalim fazama ― protokom pare kroz odjeljke u načinu kondenzacije.

PRIMJER PRORAČUNA VIŠESTEPENOJNE PARNE TURBINE

K-12-35 sa tri regenerativne selekcije za zagrevanje napojne vode na 145 °C prema sledećim početnim podacima:

nominalno električna energija N e = 12000 kW;

frekvencija rotacije n=50 s -1 ;

pritisak pare ispred turbine R" 0 = 3,5 MPa;

temperatura pare ispred turbine t"0 = 435 o C;

pritisak izduvne pare R" k = 0,006 MPa;

distribucija pare mlaznica.

Određivanje potrošnje pare

Izračunavamo turbinu za ekonomsku snagu. Hajde da prihvatimo

N eq =0,9 N e =0,9∙12000 = 10800 kW.

Pritisak ispred mlaznica kontrolnog stupnja u načinu projektovanja

R 0 = 0,95∙R"0 = 0,95∙3,5=3,325 MPa.

Gubitak tlaka u ispušnoj cijevi određuje se formulom

Δ p = p„Za ∙ λ∙( With ch /100) 2,

prihvativši With VP =120 m/s, λ = 0,07, dobijamo

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

pritisak pare iza lopatica rotora zadnje faze

R To =p„Za + Δ R= 0,006 +0,0006 = 0,0066 MPa.

Ugrubo opisujemo proces h,s- dijagram

(vidi sliku 1), crtanje tačaka A" 0, A 0, A" do t, A do t.

Naći ćemo h 0 = 3304 kJ/kg; h′ To t= 2143 kJ/kg; h To 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.

Prihvatamo η vr = 1.0, η ′ o i= 0,8, prema referentnim podacima

η m =0,98; η g =0,97.

Tako imamo

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.

Preliminarno izračunati protok pare po turbini

Svi stupnjevi turbine će biti projektovani za ovaj tok pare.

Linija preliminarne obrade h,s- dijagram je iscrtan prema prihvaćenu vrijednostη " o i na sljedeći način:

N T i= 1142∙0,8=913,6 kJ/kg.

Odlaganje N T i V h,s-dijagram, dobijamo tačku A k na izobari R k (slika 6).

Zadatak crtanja približne linije promjene stanja pare u h,s-dijagram je samo za pronalaženje specifične zapremine pare na izlazu iz poslednje faze. Nalazimo stanje pare na izlazu iz ove faze crtanjem niz izobaru R do od A do gubitka izlaza

N u z =c 2 2 z/2000.

U preliminarnom proračunu N u z nalazi se iz izraza

N u z = ζ id a ∙H t 0id ,

gdje je ζ id a koeficijent izlaznog gubitka posljednjeg stupnja.

Prilikom izračunavanja, procijenite ζ id a i pronađite N u z i With 2z.

Fig.6. Proces ekspanzije pare u prostoriji za kondenzaciju

i grejne (b) turbine u h,s-dijagram

Što je manji ζ id a, manji je, dakle, With 2 z – izlaznu brzinu pare u posljednjoj fazi, ali dužina oštrice će biti duža.

Vrijednost ζ id treba postaviti na osnovu dostupnih podataka o sličnim konstrukcijama turbina.

Za male kondenzacijske turbine ζ id a = =0,015...0,03; za velike kondenzacijske turbine ζ id a = 0,05 ... 0,08.

Za turbine sa povratnim pritiskom ζ id a<0,015.

Uzmimo ζ id a =0,0177. Onda

N u z = 0,0177∙1161 =20,55 kJ/kg.

Stanje pare u tački a do z odgovara specifičnoj zapremini pare v 2 z=20,07m 3 /kg. Entalpija pare iza turbine h k =

2390,4 kJ/kg.

Određivanjem približnog protoka pare kroz turbinu i približne specifične zapremine pare na izlazu iz posljednje faze završava se prva faza preliminarnog proračuna.

Druga faza se sastoji od provjere mogućnosti konstruktivne implementacije posljednje faze i približnog određivanja izentropske toplinske razlike u njoj.

2. Preliminarni proračun posljednje faze

Za preliminarni proračun posljednje faze poznati su sljedeći parametri:

N t 0id, N u z ,ζ id a, G,n.

U daljim proračunima, indeks z odbaciti.

Brzina pare na izlazu iz zadnje faze radne rešetke

Za određivanje promjera posljednje stepenice potrebno je postaviti omjer ν = d/l 2 gdje d– prosječni prečnik posljednje faze; l 2 – izlazna dužina oštrice posljednje faze.

U postojećim turbinama vrijednost ν leži unutar 2,7 ... 50,0. Male vrijednosti se odnose na kondenzacijske turbine velike snage, velike vrijednosti su tipične za kondenzacijske turbine male snage i turbine s protutlakom. Oštrice posljednjih stupnjeva mogu se izraditi sa konstantnim ili promjenjivim profilom. Pitanje prijelaza sa lopatica sa konstantnim visinskim profilom na uvijeni treba odlučiti na osnovu poređenja gubitaka uzrokovanih strujanjem oko lopatica rotora kako se mijenja vrijednost ν. Za vrijednosti ν<8 лопатки прихо­дится всегда выполнять закрученными. При ν >12, upotreba uvijanja ne daje primjetan dobitak u efikasnosti.

Neka , na primjer, omjer ν =5,2. Zatim, pretpostavljajući aksijalni izlaz pare u posljednjoj fazi, tj. α 2 = 90° (i stoga With 2a =c 2), dobijamo:

Dakle, dužina radnih noževa

l 2 =d/ν =1,428/5,2=0,2746 m.

Periferna brzina na srednjem prečniku pozornice

u =π ∙d∙n= 3,14∙1,428∙50 = 224,3 m/s.

Periferna brzina na vrhu oštrice
u V =u∙(d+l 2 )/d=224,3∙(1,428+0,2746)/1,428=267,4m/s .

Takve brzine su sasvim prihvatljive.

Prilikom proračuna turbina male snage, nema potrebe testirati snagu lopatica rotora ako u ne prelazi 300 m/s .

Prečnik preseka korena

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

Periferna brzina lopatica u korijenskom dijelu

u To = π ∙d To ∙n=181,17 m/s.

Toplotni pad obrađen u stupnju aksijalne turbine određuje se za optimalne radne uslove koji se izražavaju optimalnim omjerom brzine

(14)

gdje je ρ – stepen scenske reaktivnosti.

Dostupni toplotni pad obrađen u turbinskom stupnju sa najvećom efikasnošću može se odrediti iz izraza (14):

,

nakon transformacije koje nalazimo

U ovoj formuli količine u,ρ , φ, α 1 se odnose na srednji dio stepenice.

Budući da u bilo kojem dijelu po visini oštrice pada toplina N 0 mora biti isti (pritisak ispred i iza stepena je konstantan po visini), onda se može izračunati pomoću izraza (15) za korijenski presjek posljednjeg stupnja, gdje je ρ k ≈0 (svi stupnjevi komornih turbina projektovani su sa stepenom reaktivnosti u preseku korena ρ k ≈0), u=u k, uzimajući približno φ = 0,95 i α 1 = 15 o:

Pri datoj razlici topline N 0 optimalni promjer korijenskog dijela stepenice d k se može odrediti nakon transformacije izraza (15):

. (16)

Uzimajući, na primer, za presek korena korake ρ k =0, φ=0,955, α 1 =15 o, dobijamo optimalni prečnik preseka korena pri N 0 =78 kJ/kg:

3. Proračun kontrolne faze

Odabiremo kontrolni stupanj u obliku Curtis diska s dvostrukom krunom. Uzmimo da je toplinski pad u njemu jednak 30% ukupnog toplotnog pada N t 0, što će biti

N 0 rs =0,3∙1142=342,6 kJ/kg.

Iz preliminarnog proračuna turbine znamo:

1) približna potrošnja pare G= 12,436 kg/s;

2) projektni pritisak ispred mlaznica kontrolnog stepena str 0 =3,325 MPa;

3) entalpija pare ispred mlaznica kontrolnog stepena h 0 =3304 kJ/kg.

Metoda za proračun dvorednog upravljačkog stupnja praktički se ne razlikuje od gornje metode za proračun jednostepene turbine s dvorednim radnim kolom.

Ugrađujemo se h,s- dijagram vodene pare je izentropski proces ekspanzije u ovoj fazi od početne tačke A 0 (slika 7) do tačke a do t pc, ostavljajući po strani toplotni pad N 0 rs =

342,6 kJ/kg, i pronađite pritisak iza kontrolnog stupnja R do rs =0,953 MPa.

Rice. 7. Određivanje pritiska iza kontrolnog stepena i

dostupni toplotni pad N 0(2- z )

Prihvatamo stepen reaktivnosti rešetki

Prvi radni ρ r1 =0,

Vodilica ρ n =0,05,

Drugi radni ρ r2 =0.

Toplinska razlika obrađena u rešetki mlaznice je

N 011 =(1- ρ r1 -ρ n - ρ r2)∙ N 0 rs =0,95∙342,6=325,47 kJ/kg.

Pritisak iza prve radne rešetke, jednak pritisku iza mlaznica (pošto ρ r1 =0), određen je h,s-dijagram:

R 11 =p 21 =1,024 MPa.

Toplotna razlika obrađena u vodilici je

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

Pritisak iza rešetke vodilice jednak je pritisku iza pozornice (pošto ρ r2 =0):

R 12 =p 22 = str k p With=0,953 MPa .

Nakon što smo prethodno odredili koeficijent brzine φ=0,965, određujemo gubitak u mlaznicama:

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

Odlaganje gubitka N od do h,s-dijagram (vidi sliku 2), nalazimo na izobari R 11 =p 12 tačka a 11, karakterizira stanje pare iza mlaznica. U ovom trenutku određujemo specifičnu zapreminu pare v 11 =0,24 m 3 /kg .

Izoentropska (uslovna) brzina istjecanja pare iz niza mlaznica

With od = .

Uzmimo vrijednosti u/c od 0,2; 0,22; 0,24; 0,26; 0,28 i izvršiti varijantne proračune čiji su rezultati sažeti u

sto 2 (u svim varijantama uzima se α 11 =12,5°).

Za prvu opciju stav u/c od = 0,2. Periferna brzina u ovoj verziji

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

Prosječni prečnik koraka d=u/(π n)= 1.054 m.

Stvarna brzina pare na izlazu iz niza mlaznica

778,57 m/s .

Iz jednačine kontinuiteta za izlazni dio niza mlaznica

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

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

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

Izlazna dužina lopatica mlaznice

l 11 = ε l 11 / ε opt =0,0243 m.

Uzimamo širinu lopatica mlaznice b 11 = 0,04 m .

Prilagođeni koeficijent brzine niza mlaznica određen je sa Sl. 4 at b 11 /l 11 = 0,04/0,0243 = 1,646 i ugao α 11 = 12,5°:

Prilagođeni koeficijent brzine niza mlaznica φ se ne razlikuje od ranije usvojenog, stoga je brzina pare na izlazu iz niza mlaznica c 11 i gubitak energije u nizu mlaznica H c ne navodimo.

Dimenzije lopatica mlaznice ostaju nepromijenjene. Kako bi se osiguralo nesmetano otvaranje protočnog dijela u ovoj opciji proračuna, dimenzije radnih i vodećih lopatica uzimaju se kako slijedi:

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 .

Glavni rezultati proračuna stepena upravljanja turbinom za svih pet opcija sažeti su u tabeli. 2. Formule za određivanje svih numeričkih vrijednosti veličina date su gore, u primjeru proračuna turbine sa koracima brzine.

Iz varijantnih proračuna (tabela 2) proizilazi da je najveća unutrašnja relativna efikasnost upravljačkog stupnja η o i max =0,7597 pri prosječnom prečniku d rs =1,159 m (verzija sa omjerom brzina u/s od =0,22). Entalpija pare iza kontrolnog stupnja u ovoj izvedbi

h k p With =h 0 - H i rs =3304 -260,267=3043,733 kJ/kg.

Ova entalpija odgovara stanju pare u tački od a do p With na izobari R k p With=0,953 MPa h,s-dijagrama (vidi sliku 7) i uzima u obzir sve lopatice i dodatne gubitke kontrolnog stupnja. Od ove tačke počinje proces ekspanzije pare u neregulisanim fazama turbine.

tabela 2

Glavni rezultati proračuna stupnja upravljanja turbinom

Potrošnja pare za industrijske potrošače

Za određivanje entalpije pare u parnom kolektoru potrebno je koristiti navedene tablice termodinamičkih svojstava vode i pare. Neophodni referentni materijali dati su u Dodatku B ovog priručnika. Prema tabeli B1, koja pokazuje specifične zapremine i entalpije suhe zasićene pare i vode na krivulji zasićenja za određeni pritisak, dato je sledeće:

Temperatura zasićenja - t O C(kolona 2);

Entalpija vode na krivulji zasićenja - , kJ/kg (kolona 5),

Entalpija pare na krivulji zasićenja - , kJ/kg (kolona 6).

Ako je potrebno odrediti entalpije pare i vode pri pritisku čija vrijednost leži između vrijednosti ​​datih u tabeli, onda je potrebno interpolirati između dvije susjedne vrijednosti vrijednosti između kojih se tražena vrijednost se nalazi.

Entalpija pare u parnom kolektoru određena je pritiskom pare u njemu () prema tabeli B.1. Dodaci B.

Entalpija kondenzata vraćenog iz proizvodnje određena je njegovom temperaturom i pritiskom kondenzata prema Dodatku A.

Količina kondenzata vraćenog iz proizvodnje

gdje je povrat kondenzata iz proizvodnje (navedeno).

Potrošnja pare za pokrivanje opterećenja grijanja i ventilacije

Pretpostavlja se da je temperatura kondenzata grijaće pare na izlazu iz površinskog grijača za 10-15 o C viša od temperature zagrijanog medija na ulazu u ovaj grijač. U grijaču 8 grije se mrežna voda, koja u nju ulazi iz povratnog cjevovoda toplovodne mreže sa temperaturom od 70 o C. Dakle, uzimamo temperaturu kondenzata ogrjevne pare na izlazu iz grijača 8 jednaku 85 o C.

Koristeći ovu temperaturu i pritisak kondenzata, koristeći tabelu u Dodatku A, nalazimo entalpiju kondenzata:

Potrošnja pare za opskrbu toplom vodom

Potrošnja pare za toplanu

Ukupna potrošnja pare za pokrivanje proizvodnih i stambenih i komunalnih opterećenja

Pretpostavlja se da je potrošnja pare za vlastite potrebe kotlovnice u rasponu od 15-30% vanjskog opterećenja, tj. potrošnja pare za pokrivanje proizvodnje i stambeno-komunalnih opterećenja. Para koja se koristi za pomoćne potrebe koristi se u toplotnom krugu kotlarnice za zagrijavanje dodatne i dopunske vode, kao i za njihovo odzračivanje.

Uzimamo da je potrošnja pare za vlastite potrebe 18%. Nakon toga, ova vrijednost se pojašnjava kao rezultat izračunavanja toplotnog dijagrama kotlovnice.

Potrošnja pare za vlastite potrebe:

Gubici pare u toplotnom krugu kotlovnice su 2-3% vanjske potrošnje pare, pretpostavljamo 3%.

Količina pare koja se dovodi kroz parni kolektor nakon redukciono-hlađene jedinice:

Kada para prolazi kroz sužene dijelove, dolazi do procesa prigušivanja, praćenog smanjenjem tlaka, temperature i povećanjem volumena i entropije pare. Za slučaj adijabatskog procesa prigušivanja, ispunjen je sljedeći uvjet:

gdje je: entalpija pare nakon prigušivanja, entalpija pare prije prigušivanja.

Dakle, energija pare se ne mijenja tokom procesa prigušivanja. Temperatura zasićene pare jednaka je temperaturi zasićenja (ključanja) i direktna je funkcija pritiska. Budući da se pritisak pare i temperatura zasićenja smanjuju tokom prigušivanja, dolazi do određenog pregrijavanja pare. Da bi para nakon redukciono-hlađene jedinice ostala zasićena, u nju se dovodi napojna voda.

Potrošnja vode na ROU određena je omjerom:

Entalpija pare na izlazu iz kotla određena je pritiskom u bubnju kotla prema tabeli B.1. Dodatak B,

Ranije smo odredili entalpiju pare u kolektoru pare, .

Uzimamo da je pritisak napojne vode 10% veći od pritiska u bubnju kotla:

Entalpija napojne vode pri pritisku od 1,5 MPa određena je iz tabele u Dodatku A,.

Pune performanse kotlarnice.

Članak daje fragment tablice zasićene i pregrijane pare. Koristeći ovu tablicu, odgovarajuće vrijednosti parametara njegovog stanja određuju se iz vrijednosti tlaka pare.

Kolona 1: Pritisak pare (p)

Tabela prikazuje apsolutnu vrijednost tlaka pare u barima. Ovu činjenicu treba imati na umu. Kada govorimo o pritisku, obično govorimo o višku pritiska, što pokazuje manometar. Međutim, procesni inženjeri koriste apsolutni pritisak u svojim proračunima. U praksi ova razlika često dovodi do nesporazuma i obično s neugodnim posljedicama.

Uvođenjem SI sistema prihvaćeno je da se u proračunima koristi samo apsolutni pritisak. Svi instrumenti za merenje pritiska tehnološke opreme (osim barometara) uglavnom pokazuju višak pritiska, mislimo na apsolutni pritisak. Normalni atmosferski uslovi (na nivou mora) srednji barometarski pritisak od 1 bar. Manometarski tlak je obično prikazan u barima.

Kolona 2: Temperatura zasićene pare (ts)

Tabela, zajedno sa pritiskom, pokazuje odgovarajuću temperaturu zasićene pare. Temperatura pri odgovarajućem pritisku određuje tačku ključanja vode, a time i temperaturu zasićene pare. Vrijednosti temperature u ovoj koloni određuju i temperaturu kondenzacije pare.

Pri pritisku od 8 bara temperatura zasićene pare je 170°C. Kondenzat formiran od pare pod pritiskom od 5 bara ima odgovarajuću temperaturu od 152 °C.

Kolona 3: Specifični volumen (v”)

Specifična zapremina je naznačena u m3/kg. Sa povećanjem pritiska pare, specifična zapremina se smanjuje. Pri pritisku od 1 bara specifična zapremina pare je 1.694 m3/kg. Ili drugim riječima, 1 dm3 (1 litar ili 1 kg) vode tokom isparavanja poveća se u zapremini za 1694 puta u odnosu na prvobitno tečno stanje. Pri pritisku od 10 bara specifična zapremina je 0,194 m3/kg, što je 194 puta veće od količine vode. Specifične vrijednosti zapremine koriste se za izračunavanje promjera cjevovoda za paru i kondenzat.

Kolona 4: Specifična težina (ρ=rho)

Specifična težina (takođe nazvana gustina) je data u kJ/kg. Pokazuje koliko kilograma pare sadrži 1 m3 zapremine. Kako pritisak raste, raste i specifična težina. Pri pritisku od 6 bara, para zapremine 1m3 ima težinu od 3,17 kg. Na 10 bara - već 5,15 kg, a na 25 bara - više od 12,5 kg.

Kolona 5: Entalpija zasićenja (h’)

Entalpija kipuće vode data je u kJ/kg. Vrijednosti u ovoj koloni pokazuju koliko je toplinske energije potrebno da se 1 kg vode dovede do ključanja pri određenom tlaku, odnosno koliko toplinske energije je sadržano u kondenzatu koji se kondenzirao iz 1 kg pare pod istim tlakom. Pri pritisku od 1 bar specifična entalpija ključale vode je 417,5 kJ/kg, na 10 bara – 762,6 kJ/kg, a pri 40 bara – 1087 kJ/kg. Sa povećanjem pritiska pare, entalpija vode raste, a njen udio u ukupnoj entalpiji pare stalno raste. To znači da što je veći pritisak pare, više toplotne energije ostaje u kondenzatu.

Kolona 6: Ukupna entalpija (h”)

Entalpija je data u kJ/kg. Ova kolona tabele prikazuje vrijednosti entalpije pare. Tabela pokazuje da se entalpija povećava do tlaka od 31 bar i opada s daljnjim povećanjem tlaka. Pri pritisku od 25 bara vrijednost entalpije je 2801 kJ/kg. Za poređenje, vrijednost entalpije na 75 bara je 2767 kJ/kg.

Kolona 7: Toplotna energija isparavanja (kondenzacije) (r)

Entalpija isparavanja (kondenzacije) je naznačena u kJ/kg. Ovaj stupac pokazuje količinu toplinske energije koja je potrebna za potpuno isparavanje 1 kg kipuće vode pri odgovarajućem pritisku. I obrnuto - količina toplotne energije koja se oslobađa tokom procesa potpune kondenzacije (zasićene) pare pri određenom pritisku.

Pri pritisku od 1 bara r = 2258 kJ/kg, pri 12 bara r = 1984 kJ/kg i pri 80 bara r = samo 1443 kJ/kg. Kako pritisak raste, količina toplotne energije isparavanja ili kondenzacije se smanjuje.

pravilo:

Kako se tlak pare povećava, količina toplinske energije potrebna za potpuno isparavanje kipuće vode se smanjuje. A u procesu kondenzacije zasićene pare pri odgovarajućem pritisku, oslobađa se manje toplotne energije.