Berechnen Sie den Dampfverbrauch. Berechnung des Dampfverbrauchs für ein Industriegebäude. Berechnung des Dampfverbrauchs für Heizung und Lüftung

3.2.2 Berechnung des Dampfverbrauchs für Heizung und Lüftung

Die Berechnung der Heizkosten für Heizung und Lüftung erfolgt nach folgender Formel:

Q=q · V · (T pom – T Berechnung ) · T Jahr , kW/Jahr, (3.11)

Dabei ist q der spezifische Wärmeverbrauch für Heizung und Lüftung von 1 m 3 Raum bei einem Temperaturunterschied von 1 °C, kW/(m 3 Grad).

Der Durchschnittswert dieses Wertes kann angenommen werden: zum Heizen - 0,45 · 10 -3 kW/(m 3 .deg), für Belüftung 0,9 · 10 -3 kW/(m 3 .Grad).

V – das Gesamtvolumen der Räumlichkeiten des Standorts ohne Berücksichtigung des Volumens Trockenkammern, m 3;

t Raum – Raumtemperatur, angenommen 20°C;

t calc – Auslegungstemperatur für Heizung und Lüftung;

T Jahr - Die Dauer der Heizperiode wird durch die Formel bestimmt:

T Jahr = 24*τ von, h,

wobei τ von die Dauer der Heizperiode in Tagen ist.

T Jahr = 24 · 205 = 4920 Stunden.

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

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

Tabelle 3.3 – Berechnung des Wärmeverbrauchs für Heizung und Lüftung

Berechnung Jahresbedarf paarweise für Heizung und Lüftung wird durch die Formel bestimmt:

3.2.3 Berechnung des Wärme-(Dampf-)Verbrauchs für den häuslichen Bedarf

Die Berechnung des Wärme- (Dampf-) Verbrauchs für den Haushaltsbedarf erfolgt nach folgender Formel:

wobei q der Dampfverbrauch pro Person und Schicht ist;

m – Anzahl der Personen, die in der arbeitsreichsten Schicht arbeiten;

n ist die Anzahl der Arbeitsschichten am Standort (es wird empfohlen, 2 zu nehmen);

τ – Anzahl der Betriebstage des Standorts pro Jahr.

3.2.4 Berechnung des gesamten jährlichen Dampfbedarfs für den technischen und häuslichen Bedarf, Heizung und Lüftung

Die Berechnung des jährlichen Gesamtdampfbedarfs für Technik- und Haushaltsbedarf, Heizung und Lüftung erfolgt nach folgender Formel:

D allgemein = D Studienjahr + D aus + D Alltagsleben , t/Jahr. (3.14)

D allgemein =8,13+891,47+2,6=902,2 t/Jahr.

Basierend auf dem erhaltenen Wert η oe bestimmen Sie den vorläufigen Wert geschätzte Durchflussrate Paar

was später geklärt wird.

Bei Turbinen mit einer kontrollierten Dampfentnahme (wie angegeben) wird der Vordampfstrom durch eine Näherungsformel bestimmt (unter der Annahme, dass der relative innere Wirkungsgrad des Hochdruckteils und der Turbine insgesamt gleich sind):

(13)

Wo G- Wert der regulierten Entnahme (Industrie, Fernwärme) bei Druck R gemäß (zugewiesen); N t 0chvd – Wärmeabfall einer idealen Turbine vom Anfangsdruck R 0 bis Extraktionsdruck R gemäß (Abb. 6).

Bei der Berechnung des Strömungswegs einer Turbine mit kontrollierter Entnahme:

1) alle Stufen bis zur kontrollierten Entnahme werden für den ermittelten Gesamtdampfverbrauch nach Formel (13) berechnet;

2) Die Stufen nach der kontrollierten Extraktion werden für die Durchflussrate im reinen Kondensationsmodus berechnet, bestimmt durch Ausdruck (12).

Die Niederdruckstufen müssen den Dampfdurchtritt bei Turbinenbetrieb mit elektrischer Nennleistung und abgeschalteter geregelter Entnahme (Kondensationsbetrieb) gewährleisten.

Die Berechnung des thermischen Kreislaufs, die Bestimmung der Dampfströme in den Turbinenräumen und die Reduzierung der Energiebilanz werden für zwei Turbinenbetriebsarten durchgeführt:

a) mit geregelter Entnahme bei elektrischer Nennleistung (KWK-Betrieb);

b) ohne geregelte Absaugung (Kondensationsbetrieb) bei elektrischer Nennleistung.

Die Anpassung der Längen der Düsen und Arbeitsschaufeln der Stufen zur kontrollierten Entnahme erfolgt entsprechend dem Dampfstrom durch die im Kraft-Wärme-Kopplungsmodus erhaltenen Kammern und die übrigen Stufen ― durch Dampfströmung durch die Kammern im Kondensationsbetrieb.

BEISPIEL FÜR DIE BERECHNUNG EINER MEHRSTUFIGEN DAMPFTURBINE

K-12-35 mit drei regenerativen Auswahlmöglichkeiten zur Erwärmung des Speisewassers auf 145 °C nach folgenden Ausgangsdaten:

nominal elektrische Energie N e = 12000 kW;

Rotationsfrequenz N=50 s -1 ;

Dampfdruck vor der Turbine R" 0 = 3,5 MPa;

Dampftemperatur vor der Turbine T„0 = 435 °C;

Abdampfdruck R" k = 0,006 MPa;

Düsendampfverteilung.

Ermittlung des Dampfverbrauchs

Wir berechnen die Turbine nach wirtschaftlicher Leistung. Akzeptieren wir

N Gl. =0,9 N e =0,9∙12000 = 10800 kW.

Druck vor den Düsen der Regelstufe im Auslegungsmodus

R 0 = 0,95∙R„0 = 0,95∙3,5=3,325 MPa.

Der Druckverlust im Abgasrohr wird durch die Formel ermittelt

Δ p = p" Zu ∙ λ∙( Mit ch /100) 2,

akzeptiert zu haben Mit VP =120 m/s, λ = 0,07, wir erhalten

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

Dampfdruck hinter den Rotorblättern der letzten Stufe

R Zu =S" Zu + Δ R= 0,006 + 0,0006 = 0,0066 MPa.

Wir stellen den Prozess grob dar in h,s- Diagramm

(siehe Abb. 1), Zeichnen der Punkte A" 0, A 0, A" zu T, A bis T.

Wir werden finden H 0 = 3304 kJ/kg; H' Zu T= 2143 kJ/kg; H Zu 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.

Wir akzeptieren η вр = 1,0, η ′ o ich= 0,8, gemäß Referenzdaten

ηm =0,98; η g =0,97.

So haben wir

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

Vorläufig berechneter Dampfdurchsatz pro Turbine

Alle Stufen der Turbine werden für diesen Dampfstrom ausgelegt.

Vorläufiger Prozess-Line-In h,s-Das Diagramm ist entsprechend dargestellt akzeptierter Wertη " o ich auf die folgende Weise:

N T ich= 1142∙0,8=913,6 kJ/kg.

Aufschieben N T ich V h,s-Diagramm erhalten wir den Punkt A k auf der Isobare R k (Abb. 6).

Die Aufgabe besteht darin, eine ungefähre Änderungslinie des Dampfzustands zu zeichnen h,s-Diagramm dient nur dazu, das spezifische Dampfvolumen am Ausgang der letzten Stufe zu ermitteln. Wir ermitteln den Zustand des Dampfes am Ausgang dieser Stufe, indem wir die Isobare auftragen R von A bis Ausgangsverlust

N in z =c 2 2 z/2000.

In vorläufiger Berechnung N in z wird aus dem Ausdruck gefunden

N in z = ζ id a ∙H t 0id ,

wobei ζ id a der Ausgangsverlustkoeffizient der letzten Stufe ist.

Bewerten Sie bei der Berechnung ζ id a und finden Sie N in z und Mit 2z.

Abb.6. Der Prozess der Dampfexpansion im Kondensationsraum(en)

und Heizung (b) Turbinen in h,s-Diagramm

Je kleiner ζ id a, desto kleiner also Mit 2 z – die Dampfausstoßgeschwindigkeit in der letzten Stufe, aber desto länger wird die Klingenlänge sein.

Der Wert von ζ id sollte auf der Grundlage verfügbarer Daten zu ähnlichen Turbinenkonstruktionen festgelegt werden.

Für kleine Kondensationsturbinen ζ id a = =0,015...0,03; für große Kondensationsturbinen ζ id a = 0,05 ... 0,08.

Für Turbinen mit Gegendruck ζ id a<0,015.

Nehmen wir ζ id a =0,0177. Dann

N in z = 0,0177∙1161 =20,55 kJ/kg.

Dampfzustand an Punkt a bis z entspricht der spezifischen Dampfmenge v 2 z=20,07 m 3 /kg. Dampfenthalpie hinter der Turbine H k =

2390,4 kJ/kg.

Mit der Bestimmung des ungefähren Dampfstroms durch die Turbine und des ungefähren spezifischen Dampfvolumens am Ausgang der letzten Stufe endet die erste Stufe der Vorberechnung.

Die zweite Stufe besteht darin, die Möglichkeit einer konstruktiven Umsetzung der letzten Stufe zu prüfen und die darin enthaltene isentrope Wärmedifferenz näherungsweise zu bestimmen.

2. Vorläufige Berechnung der letzten Stufe

Zur vorläufigen Berechnung der letzten Stufe sind folgende Parameter bekannt:

N t 0id, N in z ,ζ id a, G,n.

In weiteren Berechnungen wird der Index z verwerfen.

Dampfgeschwindigkeit am Austritt des Arbeitsrostes der letzten Stufe

Um den Durchmesser der letzten Stufe zu bestimmen, muss das Verhältnis ν eingestellt werden = d/l 2 wo D– durchschnittlicher Durchmesser der letzten Stufe; l 2 – Ausgangslänge des Messers der letzten Stufe.

Bei bestehenden Anlagen der Wert ν liegt innerhalb von 2,7 ... 50,0. Kleine Werte gelten für Kondensationsturbinen mit hoher Leistung, große Werte sind typisch für Kondensationsturbinen mit geringer Leistung und Turbinen mit Gegendruck. Die Schaufeln der letzten Stufen können entweder mit konstantem oder variablem Profil hergestellt werden. Die Frage des Übergangs von Blättern mit einem konstanten Höhenprofil zu einem verdrehten Profil sollte auf der Grundlage eines Vergleichs der Verluste entschieden werden, die durch die Umströmung der Rotorblätter bei einer Änderung des Wertes von ν verursacht werden. Für Werte von ν<8 лопатки прихо­дится всегда выполнять закрученными. При ν >12 führt der Einsatz von Verdrillung nicht zu einem spürbaren Effizienzgewinn.

Lassen , zum Beispiel Verhältnisν =5,2. Geht man dann von einem axialen Dampfaustritt in der letzten Stufe aus, d.h. α 2 = 90° (und daher Mit 2a =c 2) erhalten wir:

Somit die Länge der Arbeitsmesser

l 2 =d/ν =1,428/5,2=0,2746 m.

Umfangsgeschwindigkeit am mittleren Durchmesser der Bühne

u =π ∙d∙n= 3,14∙1,428∙50 = 224,3 m/s.

Umfangsgeschwindigkeit an der Blattspitze
u V =u∙(d+l 2 )/D=224,3∙(1,428+0,2746)/1,428=267,4m/s .

Solche Geschwindigkeiten sind durchaus akzeptabel.

Bei der Berechnung kleinerer Turbinen ist eine Prüfung der Festigkeit der Rotorblätter nicht erforderlich u 300 m/s nicht überschreitet .

Durchmesser des Wurzelabschnitts

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

Umfangsgeschwindigkeit der Schaufeln im Wurzelbereich

u Zu = π ∙d Zu ∙n=181,17 m/s.

Der in der Axialturbinenstufe verarbeitete Wärmeverlust wird für optimale Betriebsbedingungen ermittelt, die durch das optimale Drehzahlverhältnis ausgedrückt werden

(14)

wo ρ – Grad der Bühnenreaktivität.

Der verfügbare Wärmeabfall, der in der Turbinenstufe mit dem höchsten Wirkungsgrad verarbeitet wird, kann aus Ausdruck (14) ermittelt werden:

,

nach der Transformation finden wir

In dieser Formel sind die Mengen du,ρ , φ, α 1 beziehen sich auf den mittleren Abschnitt der Stufe.

Da in jedem Abschnitt entlang der Klingenhöhe die Wärme abfällt N 0 muss gleich sein (der Druck vor und hinter der Stufe ist in der Höhe konstant), dann kann er mit Ausdruck (15) für den Wurzelabschnitt der letzten Stufe berechnet werden, wobei ρ k ≈0 (alle Stufen von Kammerturbinen). sind mit einem Reaktivitätsgrad im Wurzelabschnitt ρ k ≈0) ausgelegt, u=u k, wobei ungefähr φ = 0,95 und α 1 = 15 o angenommen werden:

Bei einem gegebenen Wärmeunterschied N 0 optimaler Durchmesser des Fußabschnitts der Stufe D k kann nach der Transformation von Ausdruck (15) bestimmt werden:

. (16)

Wenn wir beispielsweise für den Wurzelabschnitt die Schritte ρ к =0, φ=0,955, α 1 =15 о nehmen, erhalten wir den optimalen Durchmesser des Wurzelabschnitts bei N 0 =78 kJ/kg:

3. Berechnung der Kontrollstufe

Wir wählen eine Steuerstufe in Form einer Doppelkronen-Curtis-Scheibe. Nehmen wir an, dass der darin enthaltene Wärmeverlust 30 % des gesamten Wärmeverlusts beträgt N t 0, was sein wird

N 0 rs =0,3∙1142=342,6 kJ/kg.

Aus der vorläufigen Berechnung der Turbine wissen wir:

1) ungefährer Dampfverbrauch G= 12,436 kg/s;

2) Auslegungsdruck vor den Düsen der Steuerstufe P 0 =3,325 MPa;

3) Dampfenthalpie vor den Düsen der Regelstufe H 0 =3304 kJ/kg.

Die Methode zur Berechnung einer zweireihigen Steuerstufe unterscheidet sich praktisch nicht von der oben genannten Methode zur Berechnung einer einstufigen Turbine mit zweireihigem Laufrad.

Wir bauen ein h,s-Diagramm von Wasserdampf ist ein isentropischer Expansionsprozess in dieser Phase vom Anfangspunkt A 0 (Abb. 7) zum Punkt a bis t pc, wodurch der Wärmeabfall verzögert wird N 0 rs =

342,6 kJ/kg und ermitteln Sie den Druck hinter der Steuerstufe R bis rs =0,953 MPa.

Reis. 7. Bestimmung des Drucks hinter der Steuerstufe und

verfügbarer Wärmeabfall N 0(2- z )

Wir akzeptieren den Grad der Reaktivität der Gitter

Erste Arbeit ρ ð1 =0,

Führung ρ n =0,05,

Zweiter Arbeitswert ρ ð2 =0.

Die Wärmedifferenz wird im Düsengitter verarbeitet

N 011 =(1- ρ ð1 -ρ n - ρ ð2)∙ N 0 rs =0,95∙342,6=325,47 kJ/kg.

Der Druck hinter dem ersten Arbeitsgitter, der gleich dem Druck hinter den Düsen ist (da ρ ð1 =0), wird bestimmt durch h,s-Diagramm:

R 11 =S 21 =1,024 MPa.

Die Wärmedifferenz wird im Leitgitter verarbeitet

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

Der Druck hinter dem Führungsgitter ist gleich dem Druck hinter der Bühne (da ρ ð2 =0):

R 12 =S 22 = S k p Mit=0,953 MPa .

Nachdem wir zuvor den Geschwindigkeitskoeffizienten φ=0,965 angegeben haben, ermitteln wir den Verlust in den Düsen:

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

Den Verlust hinausschieben N von bis h,s-Diagramm (siehe Abb. 2), finden wir auf der Isobare R 11 =S 12 Punkt a 11, der den Zustand des Dampfes hinter den Düsen charakterisiert. An dieser Stelle bestimmen wir das spezifische Dampfvolumen v 11 =0,24 m 3 /kg .

Isoentropische (bedingte) Geschwindigkeit des Dampfaustritts aus der Düsenanordnung

Mit von = .

Nehmen wir die Werte u/c von gleich 0,2; 0,22; 0,24; 0,26; 0,28 und führen Variantenrechnungen durch, deren Ergebnisse in zusammengefasst sind

Tisch 2 (in allen Varianten wird α 11 =12,5° angenommen).

Für die erste Option Attitüde u/c von = 0,2. Peripheriegeschwindigkeit in dieser Version

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

Durchschnittlicher Stufendurchmesser d=u/(π n)= 1.054 m.

Tatsächliche Dampfgeschwindigkeit am Austritt aus dem Düsenfeld

778,57 m/s .

Aus der Kontinuitätsgleichung für den Austrittsabschnitt des Düsenfeldes

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 .

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

Ausgangslänge der Düsenblätter

l 11 = ε l 11 / ε opt =0,0243 m.

Wir nehmen die Breite der Düsenblätter B 11 = 0,04 m .

Der angepasste Geschwindigkeitskoeffizient des Düsenfeldes wird aus Abb. ermittelt. 4 um B 11 /l 11 = 0,04/0,0243 = 1,646 und Winkel α 11 = 12,5°:

Der angepasste Geschwindigkeitskoeffizient φ der Düsenanordnung unterscheidet sich nicht von dem zuvor angenommenen, also der Dampfgeschwindigkeit am Austritt aus der Düsenanordnung C 11 und Energieverlust im Düsenfeld H c geben wir nicht an.

Die Abmessungen der Düsenblätter bleiben unverändert. Um bei dieser Berechnungsvariante eine reibungslose Öffnung des Strömungsteils zu gewährleisten, werden die Abmessungen der Arbeits- und Leitschaufeln wie folgt angenommen:

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 .

Die wichtigsten Ergebnisse der Berechnungen der Turbinenregelstufe für alle fünf Optionen sind in der Tabelle zusammengefasst. 2. Formeln zur Ermittlung aller Zahlenwerte von Größen sind oben am Beispiel der Berechnung einer Turbine mit Drehzahlstufen angegeben.

Aus den Variantenrechnungen (Tabelle 2) ergibt sich, dass der höchste interne relative Wirkungsgrad der Regelstufe η o ist ich max =0,7597 bei durchschnittlichem Durchmesser Dрс =1,159 m (Version mit Geschwindigkeitsverhältnis u/s von =0,22). Dampfenthalpie hinter der Regelstufe in dieser Ausführungsform

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

Diese Enthalpie entspricht dem Zustand des Dampfes an den Punkten a bis p Mit auf der Isobare R k p Mit=0,953 MPa h,s-Diagramme (siehe Abb. 7) und berücksichtigt alle Blatt- und Zusatzverluste der Regelstufe. Ab diesem Zeitpunkt beginnt der Prozess der Dampfexpansion in den ungeregelten Stufen der Turbine.

Tabelle 2

Hauptergebnisse der Berechnung der Turbinenregelstufe

Dampfverbrauch für industrielle Verbraucher

Um die Dampfenthalpie in einem Dampfsammler zu bestimmen, müssen die Tabellen der thermodynamischen Eigenschaften von Wasser und Dampf verwendet werden. Die erforderlichen Referenzmaterialien finden Sie im Anhang B dieses Handbuchs. Gemäß Tabelle B1, die die spezifischen Volumina und Enthalpien von trockenem Sattdampf und Wasser auf der Sättigungskurve für einen bestimmten Druck zeigt, ergibt sich Folgendes:

Sättigungstemperatur - T UM C(Spalte 2);

Enthalpie von Wasser auf der Sättigungskurve - , kJ/kg (Spalte 5),

Dampfenthalpie auf der Sättigungskurve - , kJ/kg (Spalte 6).

Wenn es notwendig ist, die Enthalpien von Dampf und Wasser bei einem Druck zu bestimmen, dessen Wert zwischen den in der Tabelle angegebenen Werten liegt, dann ist es notwendig, zwischen zwei benachbarten Werten der Werte zu interpolieren, zwischen denen die der erforderliche Wert liegt.

Die Dampfenthalpie im Dampfsammler wird durch den Dampfdruck darin () gemäß Tabelle B.1 bestimmt. Anhänge B.

Die Enthalpie des aus der Produktion zurückgeführten Kondensats wird durch dessen Temperatur und Kondensatdruck gemäß Anhang A bestimmt.

Menge des aus der Produktion zurückgeführten Kondensats

Wo ist der Rücklauf des Kondensats aus der Produktion (angegeben)?

Dampfverbrauch zur Deckung der Heiz- und Lüftungslast

Es wird davon ausgegangen, dass die Temperatur des Heizdampfkondensats am Austritt des Flächenerhitzers um 10–15 °C höher ist als die Temperatur des erhitzten Mediums am Eintritt dieses Erhitzers. Im Erhitzer 8 wird das Netzwasser erwärmt, das mit einer Temperatur von 70 o C aus der Rücklaufleitung des Wärmenetzes in dieses gelangt. Wir nehmen also die Temperatur des Heizdampfkondensats am Austritt des Erhitzers 8 gleich an 85 o C.

Unter Verwendung dieser Temperatur und dieses Drucks des Kondensats ermitteln wir unter Verwendung der Tabelle in Anhang A die Enthalpie des Kondensats:

Dampfverbrauch für die Warmwasserbereitung

Dampfverbrauch für Heizanlage

Gesamtdampfverbrauch zur Deckung der Produktions-, Wohn- und Versorgungslasten

Der Dampfverbrauch für den Eigenbedarf des Kesselhauses wird im Bereich von 15-30 % der Außenlast, d.h. Dampfverbrauch zur Deckung von Produktions-, Wohn- und Gemeinschaftslasten. Der für den Hilfsbedarf genutzte Dampf wird im Wärmekreislauf des Heizraums zur Erwärmung von Zusatz- und Ergänzungswässern sowie zu deren Entgasung genutzt.

Den Dampfverbrauch für den Eigenbedarf gehen wir von 18 % aus. Anschließend wird dieser Wert durch die Berechnung des Wärmediagramms des Heizraums geklärt.

Dampfverbrauch für Eigenbedarf:

Die Dampfverluste im Wärmekreislauf des Kesselhauses betragen 2-3 % des externen Dampfverbrauchs, wir gehen von 3 % aus.

Durch den Dampfsammler nach der Reduktions-Kühleinheit zugeführte Dampfmenge:

Wenn Dampf durch verengte Abschnitte strömt, kommt es zu einem Drosselungsprozess, der mit einem Abfall von Druck und Temperatur sowie einer Zunahme des Volumens und der Entropie des Dampfes einhergeht. Für den Fall eines adiabatischen Drosselvorgangs ist folgende Bedingung erfüllt:

Dabei ist: die Dampfenthalpie nach der Drosselung, die Dampfenthalpie vor der Drosselung.

Somit ändert sich die Dampfenergie während des Drosselvorgangs nicht. Die Temperatur von Sattdampf entspricht der Sättigungstemperatur (Siedetemperatur) und ist eine direkte Funktion des Drucks. Da der Dampfdruck und die Sättigungstemperatur bei der Drosselung sinken, kommt es zu einer gewissen Überhitzung des Dampfes. Damit der Dampf nach der Reduktions-Kühleinheit gesättigt bleibt, wird ihm Speisewasser zugeführt.

Der Wasserverbrauch an der ROU wird durch das Verhältnis bestimmt:

Die Dampfenthalpie am Kesselaustritt wird durch den Druck in der Kesseltrommel gemäß Tabelle B.1 bestimmt. Anhang B,

Wir haben die Dampfenthalpie im Dampfsammler zuvor bestimmt.

Wir gehen davon aus, dass der Speisewasserdruck 10 % höher ist als der Druck im Kesselmantel:

Die Enthalpie von Speisewasser bei einem Druck von 1,5 MPa wird aus der Tabelle in Anhang A bestimmt.

Volle Heizraumleistung.

Der Artikel enthält einen Ausschnitt einer Tabelle mit gesättigtem und überhitztem Dampf. Anhand dieser Tabelle werden aus dem Wert des Dampfdrucks die entsprechenden Werte der Parameter seines Zustands ermittelt.

Spalte 1: Dampfdruck (p)

Die Tabelle zeigt den absoluten Wert des Dampfdrucks in bar. Diese Tatsache muss im Auge behalten werden. Wenn wir von Druck sprechen, sprechen wir normalerweise von Überdruck, der durch ein Manometer angezeigt wird. Allerdings verwenden Verfahrenstechniker bei ihren Berechnungen den absoluten Druck. Dieser Unterschied führt in der Praxis oft zu Missverständnissen und meist mit unangenehmen Folgen.

Mit der Einführung des SI-Systems wurde akzeptiert, dass bei Berechnungen nur der absolute Druck verwendet werden sollte. Alle Druckmessgeräte technischer Geräte (außer Barometer) zeigen hauptsächlich Überdruck an, wir meinen absoluten Druck. Normale atmosphärische Bedingungen (auf Meereshöhe) bedeuten einen Luftdruck von 1 bar. Der Manometerdruck wird normalerweise in barg angegeben.

Spalte 2: Sattdampftemperatur (ts)

Die Tabelle zeigt zusammen mit dem Druck die entsprechende Temperatur des Sattdampfs. Die Temperatur beim entsprechenden Druck bestimmt den Siedepunkt von Wasser und damit die Temperatur des Sattdampfes. Die Temperaturwerte in dieser Spalte bestimmen auch die Dampfkondensationstemperatur.

Bei einem Druck von 8 bar beträgt die Temperatur des Sattdampfes 170°C. Aus Dampf entsteht bei einem Druck von 5 bar Kondensat, das eine entsprechende Temperatur von 152 °C hat.

Spalte 3: Spezifisches Volumen (v“)

Das spezifische Volumen wird in m3/kg angegeben. Mit steigendem Dampfdruck nimmt das spezifische Volumen ab. Bei einem Druck von 1 bar beträgt das spezifische Dampfvolumen 1,694 m3/kg. Mit anderen Worten: 1 dm3 (1 Liter oder 1 kg) Wasser nimmt beim Verdampfen im Vergleich zu seinem ursprünglichen flüssigen Zustand um das 1694-fache an Volumen zu. Bei einem Druck von 10 bar beträgt das spezifische Volumen 0,194 m3/kg und ist damit 194-mal größer als das von Wasser. Die spezifischen Volumenwerte werden bei der Berechnung der Durchmesser von Dampf- und Kondensatleitungen verwendet.

Spalte 4: Spezifisches Gewicht (ρ=rho)

Das spezifische Gewicht (auch Dichte genannt) wird in kJ/kg angegeben. Sie gibt an, wie viele Kilogramm Dampf in 1 m3 Volumen enthalten sind. Mit zunehmendem Druck nimmt das spezifische Gewicht zu. Bei einem Druck von 6 bar hat Dampf mit einem Volumen von 1m3 ein Gewicht von 3,17 kg. Bei 10 bar schon 5,15 kg und bei 25 bar mehr als 12,5 kg.

Spalte 5: Sättigungsenthalpie (h’)

Die Enthalpie von kochendem Wasser wird in kJ/kg angegeben. Die Werte in dieser Spalte zeigen, wie viel Wärmeenergie nötig ist, um 1 kg Wasser bei einem bestimmten Druck zum Kochen zu bringen, bzw. wie viel Wärmeenergie im Kondensat enthalten ist, das aus 1 kg Dampf bei gleichem Druck kondensiert. Bei einem Druck von 1 bar beträgt die spezifische Enthalpie von kochendem Wasser 417,5 kJ/kg, bei 10 bar – 762,6 kJ/kg und bei 40 bar – 1087 kJ/kg. Mit steigendem Dampfdruck nimmt die Enthalpie des Wassers zu und sein Anteil an der Gesamtenthalpie des Dampfes nimmt stetig zu. Das bedeutet: Je höher der Dampfdruck, desto mehr Wärmeenergie verbleibt im Kondensat.

Spalte 6: Gesamtenthalpie (h“)

Die Enthalpie wird in kJ/kg angegeben. Diese Spalte der Tabelle zeigt die Dampfenthalpiewerte. Die Tabelle zeigt, dass die Enthalpie bis zu einem Druck von 31 bar zunimmt und bei weiterer Druckerhöhung abnimmt. Bei einem Druck von 25 bar beträgt der Enthalpiewert 2801 kJ/kg. Zum Vergleich: Der Enthalpiewert bei 75 bar beträgt 2767 kJ/kg.

Spalte 7: Wärmeenergie der Verdampfung (Kondensation) (r)

Die Verdampfungsenthalpie (Kondensationsenthalpie) wird in kJ/kg angegeben. Diese Spalte zeigt die Menge an Wärmeenergie, die erforderlich ist, um 1 kg kochendes Wasser bei entsprechendem Druck vollständig zu verdampfen. Und umgekehrt – die Menge an Wärmeenergie, die bei der vollständigen Kondensation von (gesättigtem) Dampf bei einem bestimmten Druck freigesetzt wird.

Bei einem Druck von 1 bar r = 2258 kJ/kg, bei 12 bar r = 1984 kJ/kg und bei 80 bar r = nur 1443 kJ/kg. Mit zunehmendem Druck nimmt die Menge der thermischen Energie der Verdampfung oder Kondensation ab.

Regel:

Mit zunehmendem Dampfdruck nimmt die Menge an Wärmeenergie ab, die erforderlich ist, um kochendes Wasser vollständig zu verdampfen. Und bei der Kondensation von Sattdampf bei entsprechendem Druck wird weniger Wärmeenergie freigesetzt.