Izračunajte protok pare. Proračun potrošnje pare za industrijsku zgradu. Proračun potrošnje pare za grijanje i ventilaciju

3.2.2 Proračun potrošnje pare za grijanje i ventilaciju

Izračun troškova topline za grijanje i ventilaciju određuje se formulom:

Q=q · V · (t pom – t calc ) · T godine , kW/god, (3.11)

gdje je q specifična potrošnja topline za grijanje i ventilaciju 1m 3 prostorije pri temperaturnoj razlici od 1 ° C, kW / (m 3 deg).

Prosječna vrijednost ove vrijednosti može se uzeti: za grijanje - 0,45 · 10 -3 kW / (m 3 .deg), za ventilaciju 0,9 · 10 -3 kW / (m 3 .deg).

V - ukupna zapremina prostorija lokacije bez uzimanja u obzir zapremine komore za sušenje, m 3 ;

t pom je temperatura u prostoriji za koju se pretpostavlja da je 20°S;

t calc - projektna temperatura za grijanje i ventilaciju;

T godina - trajanje grejne sezone određuje se formulom:

T godina \u003d 24 * τ od, h,

gdje je τ od trajanje grejne sezone, dani.

T godine = 24 · 205 = 4920 sati

Q od = 0,45 · 10 -3 · 4456,872 · (20-(-26)) · 4920 = 453,9 · 10 3 kW/god.

Q vent = 0,09 · 10 -3 · 4456,872 · (20-(-12)) · 4920 = 63,15 · 10 3 kW/god.

Tabela 3.3 - Proračun potrošnje topline za grijanje i ventilaciju

Kalkulacija godišnju potrebu u paru za grijanje i ventilaciju određuje se formulom:

3.2.3 Proračun potrošnje topline (pare) za domaće potrebe

Obračun potrošnje topline (pare) za kućne potrebe određuje se formulom:

gdje je q - potrošnja pare po 1 osobi po smjeni;

m je broj ljudi koji rade u najopterećenijoj smjeni;

n je broj smjena u radu sekcije (preporučljivo je uzeti 2);

τ je broj dana rada stranice u godini.

3.2.4 Proračun ukupne godišnje potrebe pare za tehnološke i domaće potrebe, grijanje i ventilaciju

Izračun ukupne godišnje potražnje pare za tehnološke i kućne potrebe, grijanje i ventilaciju određuje se po formuli:

D često = D akademska godina + D od + D život , t/god. (3.14)

D često \u003d 8,13 + 891,47 + 2,6 \u003d 902,2 tone / godišnje.

Prema dobijenoj vrijednosti η oe, preliminarno procijenjeni protok par

što će biti precizirano kasnije.

Za turbine sa jednom kontrolisanom ekstrakcijom pare (po narudžbini), 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 by - vrijednost kontrolirane (industrijske, grijaće) selekcije pri pritisku R po (po zadatku); H t 0pvd - toplotni pad idealne turbine od početnog pritiska R 0 na pritisak ekstrakcije R po (slika 6).

Prilikom izračunavanja putanje protoka turbine s kontroliranom ekstrakcijom:

1) sve faze pre kontrolisane ekstrakcije se izračunavaju za ukupni protok pare koji se nalazi pomoću formule (13);

2) faze nakon kontrolisane ekstrakcije izračunavaju se za protok u čisto kondenzacionom režimu, 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 termičke šeme, određivanje brzina protoka pare u odjeljcima turbine i smanjenje energetskog bilansa vrši se za dva načina rada turbine:

a) sa kontrolisanom ekstrakcijom na nazivnu električnu snagu (kogeneracijski režim);

b) bez kontrolisane ekstrakcije (kondenzacioni režim) pri nazivnoj električnoj snazi.

Podešavanje dužine mlaznice i radnih lopatica stepenica pre kontrolisanog izvlačenja vrši se prema brzinama protoka pare kroz odeljke dobijene u režimu grejanja, a preostalim stepenima ― o protoku pare kroz odjeljke u kondenzacijskom modu.

PRIMJER PRORAČUNA VIŠESTEPENOJNE PARNE TURBINE

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

nominalni 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. Prihvati

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 VP /100) 2 ,

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

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

pritisak pare iza lopatica poslednje faze

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

Otprilike opišite proces u h,s- dijagram

(vidi sliku 1), stavljajući tačke A "0, A 0, A" na t, A do t.

Hajde da nađemo h 0 = 3304 kJ/kg; h′ To t= 2143 kJ/kg; h To t= 2162 kJ/kg;

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

η dr \u003d 1142/1161 \u003d 0,984.

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

η m =0,98; η g = 0,97.

Dakle, imamo

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

Procijenjeni protok pare za turbinu

Svi stupnjevi turbine će biti projektovani za ovaj protok pare.

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

H T i= 1142∙0,8=913,6 kJ/kg.

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

Zadatak povlačenja indikativne linije promjene stanja pare u h,s-dijagram je samo traženje specifične zapremine pare na izlazu poslednje faze. Stanje pare na izlazu iz ove faze nalazimo polaganjem duž izobare R do od A do gubitka izlaza

H u z =c 2 2 z/2000.

U preliminarnom proračunu H u z nalazi se iz izraza

H u z = ζ id ∙N t 0id ,

gdje je ζ id a koeficijent izlaznog gubitka posljednjeg stupnja.

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

Fig.6. Proces ekspanzije pare u prostoriji za kondenzaciju

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

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

Vrijednost ζ id a 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 protutlačne turbine ζ id a<0,015.

Uzmimo ζ id a = 0,0177. Onda

H u z = 0,0177∙1161 = 20,55 kJ/kg.

Stanje pare u tački a do z odgovara specifičnoj zapremini pare v 2 z\u003d 20,07 m 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 u provjeravanju mogućnosti konstruktivne implementacije posljednje faze i okvirnog određivanja izentropskog toplotnog pada u njoj.

2. Preliminarni proračun posljednjeg koraka

Za preliminarni proračun posljednje faze poznati su sljedeći parametri:

H t 0id, H u z ,ζ id a, G,n.

U daljem obračunu indeks z odbaciti.

Brzina pare na izlazu iz radne rešetke posljednje faze

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

U postojećim turbinama, vrijednost ν leži unutar 2,7 ... 50,0. Male vrijednosti vrijede za velike kondenzacijske turbine, velike vrijednosti su tipične za kondenzacijske turbine malog kapaciteta i turbine s protutlakom. Lopatice posljednjih stupnjeva mogu se izvoditi sa konstantnim ili sa promjenjivim profilom. Pitanje prijelaza sa lopatica sa konstantnim visinskim profilom u vrtložni treba odlučiti na osnovu poređenja gubitaka uzrokovanih strujanjem oko lopatica rotora s promjenom vrijednosti ν. Za ν<8 лопатки прихо­дится всегда выполнять закрученными. При ν >12, upotreba spina ne daje opipljivu dobit u efikasnosti.

Neka , na primjer, omjer ν = 5,2. Zatim, pretpostavljajući aksijalni izlaz pare u posljednjoj fazi, tj. α 2 \u003d 90 ° (i, prema tome, With 2a = sa 2), dobijamo:

Dakle, dužina lopatica rotora

l 2 =d/ν = 1,428 / 5,2 = 0,2746 m.

Obimna brzina pri prosječnom prečniku koraka

u=π ∙d∙n= 3,14∙1,428∙50 = 224,3 m/s.

Periferna brzina na kraju oštrice
u V =u∙(d+l 2 )/d\u003d 224,3 ∙ (1,428 + 0,2746) / 1,428 \u003d 267,4 m / s .

Takve brzine su sasvim prihvatljive.

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

Prečnik preseka korena

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

Periferna brzina lopatica u korijenskom dijelu

u To = π ∙ d To ∙n=181,17 m/s.

Određivanje toplotnog pada obrađenog u aksijalnom stepenu turbine vrši se za optimalne uslove rada koji se izražavaju optimalnim odnosom brzina.

(14)

gdje je ρ – stepen reaktivnosti koraka.

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 prosječnu dionicu koraka.

Budući da u bilo kojem dijelu po visini oštrice dolazi do pada topline H 0 mora biti isti (pritisak ispred i iza stepena je konstantan po visini), onda se može izračunati izrazom (15) za korijenski presjek posljednjeg stupnja, gdje je ρ c ≈ 0 (svi stupnjevi komore turbine su projektovane sa stepenom reaktivnosti u preseku korena ρ c ≈0), u=u da, uz pretpostavku približno φ = 0,95 i α 1 = 15 oko:

Za dati toplotni pad H 0 optimalni promjer korijenskog dijela stepenice d k se može odrediti nakon transformacije izraza (15):

. (16)

Uzimajući, na primjer, za korijenski presjek koraka ρ k = 0, φ = 0,955, α 1 = 15 o, dobivamo optimalni prečnik korijenskog presjeka na H 0 =78 kJ/kg:

3. Proračun kontrolne faze

Odabiremo kontrolnu fazu u obliku Curtis diska s dvije krune. Uzmimo toplinski pad u njemu jednak 30% ukupnog toplotnog pada H t 0 , što će biti

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

Iz preliminarnog proračuna turbine poznato je sljedeće:

1) Procijenjena 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, proces izentropske ekspanzije u ovoj fazi od početne tačke A 0 (slika 7) do tačke a do t pc, odgađajući toplotni pad H 0 rs =

342,6 kJ/kg, a nalazimo pritisak iza kontrolne faze R k rs = 0,953 MPa.

Rice. 7. Određivanje pritiska iza kontrolnog stepena i

dostupni toplotni pad H 0(2-z )

Prihvatamo stepen reaktivnosti rešetki

Prvi radni ρ p1 =0,

Vodič ρ n \u003d 0,05,

Drugi radni ρ p2 =0.

Toplotni pad obrađen u mreži mlaznica,

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

Pritisak iza prve radne rešetke, jednak pritisku iza mlaznica (jer je ρ p1 = 0), određen je h,s-grafikon:

R 11 =p 21 = 1,024 MPa.

Toplotni pad obrađen u mreži vodilice,

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

Pritisak iza vodeće mreže jednak je pritisku iza pozornice (jer je ρ p2 = 0):

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

Nakon što smo prethodno postavili koeficijent brzine φ=0,965, odredimo gubitak u mlaznicama:

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

odlaganje gubitka H od do h,s-dijagram (vidi sliku 2), nalazimo na izobari R 11 =p 12 tačka a 11 koja karakteriše stanje pare iza mlaznica. U ovom trenutku određujemo specifičnu zapreminu pare v 11 \u003d 0,24 m 3 / kg .

Izentropska (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

tab. 2 (u svim slučajevima, α 11 =12,5° je prihvaćeno).

Za prvu opciju stav u/c out = 0,2. Periferna brzina u ovoj varijanti

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

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

Stvarna brzina pare na izlazu 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

Dužina izlaza lopatica mlaznice

l 11 = ε l 11 / ε opt = 0,0243 m.

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

Rafinirani koeficijent brzine niza mlaznica određen je sa sl. 4 at b 11 /l 11 \u003d 0,04 / 0,0243 \u003d 1,646 i vrijednost ugla α 11 = 12,5 °:

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

Dimenzije lopatica mlaznica ostaju nepromijenjene. Dimenzije radnih i vodećih lopatica uzimaju se kako bi se osiguralo nesmetano otvaranje puta protoka u ovoj opciji proračuna 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 sumirani su u tabeli. 2. Formule za određivanje svih numeričkih vrijednosti ​​veličina su date gore, u primjeru proračuna turbine sa koracima brzine.

Iz varijantnih proračuna (tabela 2) proizilazi da je najveća unutrašnja relativna efikasnost kontrolnog stepena η o i max =0,7597 sa prosječnim prečnikom d pc =1,159 m (varijanta sa odnosom brzina u/c od =0,22). Entalpija pare nizvodno od kontrolnog stupnja u ovoj varijanti

h do r With =h 0 - H i kom \u003d 3304 -260,267 \u003d 3043,733 kJ / kg.

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

tabela 2

Glavni rezultati proračuna kontrolnog stupnja turbine

Potrošnja pare za industrijske potrošače

Za određivanje entalpije pare u parnom kolektoru potrebno je koristiti tablice termodinamičkih svojstava vode i pare. Potrebni 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 je vrijednost između vrijednosti datih u tabeli, onda je potrebno interpolirati između dvije susjedne vrijednosti veličina između kojih se nalazi se željena vrijednost.

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

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 bojleru 8 se grije 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 85 o C. .

Prema ovoj temperaturi i pritisku kondenzata, prema tabeli u Dodatku A, nalazimo entalpiju kondenzata:

Potrošnja pare za opskrbu toplom vodom

Potrošnja pare za toplanu

Ukupna potrošnja pare za pokrivanje industrijskih i stambenih i komunalnih opterećenja

Potrošnja pare za pomoćne potrebe kotlovnice uzima se u rasponu od 15-30% vanjskog opterećenja, tj. potrošnja pare za pokrivanje industrijskih i stambenih i komunalnih opterećenja. Para koja se isporučuje za sopstvene potrebe koristi se u toplotnoj shemi kotlovnice za zagrevanje dodatne i dopunske vode, kao i za njihovo odzračivanje.

Prihvatamo potrošnju pare za sopstvene potrebe od 18%. Nakon toga, ova vrijednost je određena kao rezultat proračuna toplinske sheme kotlovnice.

Potrošnja pare za vlastite potrebe:

Gubici pare u toplotnoj shemi kotlovnice su 2-3% vanjske potrošnje pare, prihvatamo 3%.

Količina pare koja se dovodi kroz parni razvodnik nakon redukcijske jedinice za hlađenje:

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. Pošto se pritisak pare i temperatura zasićenja smanjuju tokom prigušivanja, dolazi do određenog pregrijavanja pare. Da bi para ostala zasićena nakon redukciono-hlađenog postrojenja, u njega 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. aplikacije B,

Entalpiju pare u parnom kolektoru odredili smo ranije, .

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

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

Potpuna izvedba kotlarnice.

Članak sadrži fragment tablice zasićene i pregrijane pare. Uz pomoć ove tablice, prema vrijednosti tlaka pare, određuju se odgovarajuće vrijednosti parametara njenog stanja.

Kolona 1: Pritisak pare (p)

Tabela prikazuje apsolutnu vrijednost tlaka pare u barima. Ovu činjenicu treba imati na umu. Kada je u pitanju pritisak, po pravilu se govori o višku pritiska koji pokazuje manometar. Međutim, procesni inženjeri koriste apsolutni pritisak u svojim proračunima. U praksi, ova razlika često dovodi do nesporazuma i obično se obara.

Uvođenjem SI sistema prihvaćeno je da se u proračunima koristi samo apsolutni pritisak. Svi manometri za procesnu opremu (osim barometara) u osnovi pokazuju manometarski tlak, mislimo na apsolutni tlak. Normalni atmosferski uslovi (na nivou mora) znače barometarski pritisak od 1 bar. Manometarski tlak je obično prikazan u barima.

Kolona 2: Temperatura zasićene pare (ts)

U tabeli, zajedno sa pritiskom, data je odgovarajuća temperatura 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 data u m3/kg. Kako se pritisak pare povećava, specifična zapremina se smanjuje. Pri pritisku od 1 bar 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 početno tečno stanje. Pri pritisku od 10 bara specifična zapremina je 0,194 m3/kg, što je 194 puta više od vode. Specifična zapreminska vrijednost se koristi za izračunavanje promjera cjevovoda za paru i kondenzat.

Kolona 4: Specifična težina (ρ=po)

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 1 m3 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 toplotne energije potrebno da se 1 kg vode pod određenim pritiskom dovede u stanje ključanja, odnosno koliko toplotne energije je sadržano u kondenzatu koji se pri istom pritisku kondenzira iz 1 kg vode. pare. Pri pritisku od 1 bara 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 data u kJ/kg. Ova kolona daje količinu toplinske energije koja je potrebna da se 1 kg kipuće vode potpuno ispari pri odgovarajućem pritisku. I obrnuto - količina toplotne energije koja se oslobađa u procesu potpune kondenzacije (zasićene) pare pri određenom pritisku.

Na 1 bar r = 2258 kJ/kg, na 12 bara r = 1984 kJ/kg i na 80 bara r = samo 1443 kJ/kg. Sa povećanjem pritiska, količina toplotne energije isparavanja ili kondenzacije se smanjuje.

pravilo:

S povećanjem tlaka pare, količina toplinske energije potrebna za potpuno isparavanje kipuće vode se smanjuje. A u procesu kondenzacije zasićene pare na odgovarajućem pritisku, oslobađa se manje toplotne energije.