Hitung konsumsi uap. Perhitungan konsumsi uap untuk bangunan industri. Perhitungan konsumsi uap untuk pemanasan dan ventilasi

3.2.2 Perhitungan konsumsi uap untuk pemanasan dan ventilasi

Perhitungan biaya panas untuk pemanasan dan ventilasi ditentukan oleh rumus:

Q=q · V · (T pom – T perhitungan ) · T tahun , kW/tahun, (3.11)

dimana q adalah konsumsi panas spesifik untuk pemanasan dan ventilasi 1 m 3 ruangan pada perbedaan suhu 1 ° C, kW/(m 3 derajat).

Nilai rata-rata dari nilai ini dapat diambil: untuk pemanasan - 0,45 · 10 -3 kW/(m 3 .deg), untuk ventilasi 0,9 · 10 -3 kW/(m 3 .derajat).

V – total volume lokasi situs tanpa memperhitungkan volume ruang pengering, m 3;

t ruangan – suhu ruangan, diasumsikan 20°C;

t calc – suhu desain untuk pemanasan dan ventilasi;

T tahun - durasi musim pemanasan ditentukan oleh rumus:

T tahun = 24*τ dari, h,

dimana τ dari adalah durasi musim pemanasan, hari.

T tahun = 24 · 205 = 4920 jam.

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

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

Tabel 3.3 – Perhitungan konsumsi panas untuk pemanasan dan ventilasi

Perhitungan kebutuhan tahunan berpasangan untuk pemanasan dan ventilasi ditentukan oleh rumus:

3.2.3 Perhitungan konsumsi panas (steam) untuk kebutuhan rumah tangga

Perhitungan konsumsi panas (steam) untuk kebutuhan rumah tangga ditentukan dengan rumus:

dimana q adalah konsumsi uap per orang per shift;

m – jumlah orang yang bekerja pada shift tersibuk;

n adalah jumlah shift kerja di lokasi (disarankan mengambil 2);

τ – jumlah hari pengoperasian situs per tahun.

3.2.4 Perhitungan total kebutuhan uap tahunan untuk kebutuhan teknologi dan domestik, pemanasan dan ventilasi

Perhitungan total kebutuhan uap tahunan untuk kebutuhan teknologi dan domestik, pemanas dan ventilasi ditentukan dengan rumus:

D umumnya = D tahun ajaran + D dari + D kehidupan sehari-hari , t/tahun. (3.14)

D umumnya =8,13+891,47+2,6=902,2 ton/tahun.

Berdasarkan nilai yang diperoleh η oe menentukan pendahuluan perkiraan laju aliran pasangan

yang akan dijelaskan kemudian.

Untuk turbin dengan satu ekstraksi uap terkontrol (sesuai spesifikasi), aliran uap awal ditentukan dengan rumus perkiraan (dengan asumsi efisiensi internal relatif dari bagian bertekanan tinggi dan turbin secara keseluruhan adalah sama):

(13)

Di mana G- nilai ekstraksi yang diatur (industri, pemanasan distrik) pada tekanan R menurut (ditugaskan); N t 0chvd - penurunan panas turbin ideal dari tekanan awal R 0 untuk tekanan ekstraksi R menurut (Gbr. 6).

Saat menghitung jalur aliran turbin dengan ekstraksi terkontrol:

1) semua tahapan hingga ekstraksi terkontrol dihitung untuk total konsumsi steam yang diperoleh dengan menggunakan rumus (13);

2) tahapan setelah ekstraksi terkontrol dihitung untuk laju aliran dalam mode kondensasi murni, ditentukan oleh ekspresi (12).

Tahapan tekanan rendah harus memastikan aliran uap ketika turbin beroperasi pada daya listrik terukur dengan ekstraksi terkontrol dimatikan (mode kondensasi).

Perhitungan rangkaian termal, penentuan laju aliran uap di kompartemen turbin dan pengurangan keseimbangan energi dilakukan untuk dua mode operasi turbin:

a) dengan ekstraksi terkontrol pada daya listrik terukur (mode kogenerasi);

b) tanpa ekstraksi terkontrol (mode kondensasi) pada daya listrik terukur.

Penyesuaian panjang nosel dan bilah kerja tahapan ke ekstraksi terkontrol dilakukan sesuai dengan aliran uap melalui kompartemen yang diperoleh dalam mode kogenerasi, dan tahapan lainnya ― dengan aliran uap melalui kompartemen dalam mode kondensasi.

CONTOH PERHITUNGAN TURBIN UAP MULTISTAGE

K-12-35 dengan tiga pilihan regeneratif untuk memanaskan air umpan hingga 145 °C sesuai dengan data awal berikut:

nominal tenaga listrik N e = 12000kW;

frekuensi rotasi N=50 detik -1 ;

tekanan uap di depan turbin R" 0 = 3,5 MPa;

suhu uap di depan turbin T"0 = 435 o C;

tekanan uap buang R" k = 0,006 MPa;

distribusi uap nosel.

Penentuan konsumsi uap

Kami menghitung turbin untuk kekuatan ekonomi. Mari kita terima

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

Tekanan di depan nozel tahap kontrol pada mode desain

R 0 = 0,95∙R"0 = 0,95∙3,5=3,325 MPa.

Kehilangan tekanan pada pipa knalpot ditentukan oleh rumus

Δ hal = hal" Ke ∙ λ∙( Dengan bab /100) 2,

setelah menerima Dengan VP =120 m/s, λ = 0,07, kita peroleh

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

tekanan uap di belakang bilah rotor tahap terakhir

R Ke = hal" Ke + Δ R= 0,006 +0,0006 = 0,0066 MPa.

Kami secara kasar menggambarkan proses di h, s- diagram

(lihat Gambar 1), menggambar titik A" 0, A 0, A" sampai T, A sampai T.

Kami akan menemukannya H 0 = 3304 kJ/kg; H' Ke T= 2143 kJ/kg; H Ke 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.

Kami menerima η вр = 1,0, η ′ o Saya= 0,8, menurut data referensi

η m =0,98; ηg =0,97.

Jadi kita punya

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

Perhitungan awal aliran uap per turbin

Semua tahapan turbin akan dirancang untuk aliran uap ini.

Jalur proses awal masuk jam, s-diagram diplot menurut nilai yang diterimaη "o Saya dengan cara berikut:

N T Saya= 1142∙0,8=913,6 kJ/kg.

Menunda N T Saya V jam, s-diagram, kita mendapatkan titik A k pada isobar R k (Gbr. 6).

Tugas menggambar garis perkiraan perubahan keadaan uap di jam, s-diagram hanya untuk mencari volume spesifik uap yang keluar dari tahap terakhir. Kita menemukan keadaan uap pada keluaran tahap ini dengan memplot isobar R dari A ke kehilangan keluaran

N di z =c 2 2 z/2000.

Dalam perhitungan awal N di z ditemukan dari ekspresi

N di z = ζ identitas a ∙H t 0id ,

dimana ζ id a adalah koefisien kerugian keluaran tahap terakhir.

Saat menghitung, evaluasi ζ id a dan temukan N di z dan Dengan 2z.

Gambar.6. Proses pemuaian uap di ruang kondensasi

dan pemanas (b) turbin masuk jam, s-diagram

Semakin kecil ζ id a, maka semakin kecil, Dengan 2 z – kecepatan keluaran uap pada tahap terakhir, namun panjang sudu akan semakin panjang.

Nilai ζ id harus ditetapkan berdasarkan data yang tersedia pada desain turbin serupa.

Untuk turbin kondensasi kecil ζ id a = =0.015...0.03; untuk turbin kondensasi besar ζ id a = 0,05...0,08.

Untuk turbin dengan tekanan balik ζ id a<0,015.

Misalkan ζ id a =0,0177. Kemudian

N dalam z = 0,0177∙1161 =20,55 kJ/kg.

Keadaan uap pada titik a ke z sesuai dengan volume spesifik uap ay 2 z=20,07m 3 /kg. Entalpi uap di belakang turbin H k =

2390,4 kJ/kg.

Dengan menentukan perkiraan aliran uap melalui turbin dan perkiraan volume spesifik uap yang keluar dari tahap terakhir, tahap pertama perhitungan awal berakhir.

Tahap kedua terdiri dari pemeriksaan kemungkinan penerapan tahap terakhir secara konstruktif dan perkiraan penentuan perbedaan panas isentropis di dalamnya.

2. Perhitungan awal tahap terakhir

Untuk perhitungan awal tahap terakhir, diketahui parameter berikut:

N t 0id, N di z ,ζ id a, G, hal.

Dalam perhitungan selanjutnya, indeks z membuang.

Kecepatan uap di saluran keluar jeruji kerja tahap terakhir

Untuk menentukan diameter anak tangga terakhir, perlu diatur rasio ν = d/l 2 dimana D– diameter rata-rata tahap terakhir; aku 2 – panjang keluaran bilah tahap terakhir.

Di turbin yang ada nilainya ν terletak dalam 2,7 ... 50,0. Nilai kecil berlaku untuk turbin kondensasi berdaya tinggi, nilai besar berlaku untuk turbin kondensasi berdaya rendah dan turbin dengan tekanan balik. Bilah tahap terakhir dapat dibuat dengan profil konstan atau variabel. Masalah peralihan dari sudu dengan profil ketinggian konstan ke sudu yang terpilin harus diputuskan berdasarkan perbandingan rugi-rugi yang disebabkan oleh aliran di sekitar sudu rotor seiring dengan perubahan nilai . Untuk nilai ν<8 лопатки прихо­дится всегда выполнять закрученными. При ν >12, penggunaan puntiran tidak memberikan peningkatan efisiensi yang nyata.

Membiarkan , misalnya rasioν =5,2. Kemudian, dengan asumsi keluarnya uap aksial pada tahap terakhir, yaitu. α 2 = 90° (dan oleh karena itu Dengan 2a =c 2), kita mendapatkan:

Jadi, panjang bilah yang bekerja

aku 2 =d/=1,428/5,2=0,2746 m.

Kecepatan periferal pada diameter tengah panggung

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

Kecepatan periferal di ujung bilah
kamu V =u∙(d+l 2 )/D=224,3∙(1,428+0,2746)/1,428=267,4m/s .

Kecepatan seperti itu cukup bisa diterima.

Saat menghitung turbin berdaya kecil, tidak perlu menguji kekuatan bilah rotor jika kamu tidak melebihi 300 m/s .

Diameter bagian akar

D Ke = d - aku 2 = 1,428 - 0,2746 = =1,153m .

Kecepatan perifer bilah di bagian akar

kamu Ke = π ∙d Ke ∙n=181,17 m/s.

Penurunan panas yang diproses pada tahap turbin aksial ditentukan untuk kondisi operasi optimal, yang dinyatakan dengan rasio kecepatan optimal

(14)

di mana ρ – tingkat reaktivitas tahap.

Penurunan panas yang tersedia yang diproses dalam tahap turbin dengan efisiensi terbesar dapat ditentukan dari persamaan (14):

,

setelah mengubah yang kita temukan

Dalam rumus ini besarannya kamu,ρ , φ, α 1 mengacu pada bagian tengah langkah.

Karena di bagian mana pun sepanjang ketinggian bilah, panasnya turun N 0 harus sama (tekanan di depan dan di belakang panggung konstan tingginya), maka dapat dihitung menggunakan persamaan (15) untuk bagian akar tahap terakhir, dimana ρ k ≈0 (semua tahapan turbin ruang dirancang dengan tingkat reaktivitas di bagian akar ρ k ≈0), kamu = kamu k, mengambil kira-kira φ = 0,95 dan α 1 = 15 o:

Pada perbedaan panas tertentu N 0 diameter optimal bagian akar anak tangga D k dapat ditentukan setelah mengubah ekspresi (15):

. (16)

Misalnya, untuk bagian akar langkah ρ к =0, φ=0,955, α 1 =15 о, kita memperoleh diameter optimal bagian akar pada N 0 =78 kJ/kg:

3. Perhitungan tahap pengendalian

Kami memilih tahap kontrol dalam bentuk disk Curtis mahkota ganda. Misalkan penurunan panas di dalamnya sama dengan 30% dari total penurunan panas N t 0, yang mana

N 0 rs =0,3∙1142=342,6 kJ/kg.

Dari perhitungan awal turbin kita mengetahui:

1) perkiraan konsumsi uap G= 12,436kg/detik;

2) tekanan desain di depan nozel tahap kontrol P 0 =3,325 MPa;

3) entalpi uap di depan nozel tahap kontrol H 0 =3304 kJ/kg.

Cara menghitung tahap kendali dua baris secara praktis tidak berbeda dengan metode perhitungan turbin satu tahap dengan impeler dua baris di atas.

Kami membangun jam, s- diagram uap air merupakan proses pemuaian isentropik pada tahap ini dari titik awal A 0 (Gbr. 7) ke titik a sampai t pc, dengan mengesampingkan penurunan panas N 0 RS =

342,6 kJ/kg, dan temukan tekanan di belakang tahap kontrol R hingga rs = 0,953 MPa.

Beras. 7. Penentuan tekanan di belakang tahap kendali dan

penurunan panas yang tersedia N 0(2- z )

Kami menerima tingkat reaktivitas kisi-kisi tersebut

Pekerjaan pertama ρ р1 =0,

Panduan ρ n =0,05,

Pekerjaan kedua ρ р2 =0.

Perbedaan panas yang diproses di kisi-kisi nosel adalah

N 011 =(1- ρ р1 -ρ n - ρ р2)∙ N 0 rs =0,95∙342,6=325,47 kJ/kg.

Tekanan di belakang jaringan kerja pertama, sama dengan tekanan di belakang nozel (karena ρ р1 =0), ditentukan oleh jam, s-diagram:

R 11 = hal 21 =1,024MPa.

Perbedaan panas yang diproses dalam jaringan pemandu adalah

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

Tekanan di belakang kisi-kisi pemandu sama dengan tekanan di belakang panggung (karena ρ р2 =0):

R 12 = hal 22 = hal k hal Dengan=0,953 MPa .

Setelah sebelumnya menentukan koefisien kecepatan φ=0,965, kami menentukan kerugian pada nozel:

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

Menunda kerugian N dari untuk jam, s-diagram (lihat Gambar 2), kita temukan di isobar R 11 = hal 12 poin a 11, mencirikan keadaan uap di belakang nozel. Pada titik ini kita menentukan volume spesifik uap ay 11 =0,24 m 3 /kg .

Kecepatan aliran keluar uap isoentropik (bersyarat) dari susunan nosel

Dengan dari = .

Mari kita ambil nilainya kamu/c sama dengan 0,2; 0,22; 0,24; 0,26; 0,28 dan melakukan penghitungan varian, yang hasilnya dirangkum dalam

meja 2 (di semua varian diambil α 11 =12,5°).

Untuk opsi pertama sikap kamu/c dari = 0,2. Kecepatan periferal dalam versi ini

kamu=(kamu/c dari)· C dari = 0,2 827,8 = 165,554 m/s.

Diameter langkah rata-rata d=kamu/(π n)= 1,054 m.

Kecepatan uap aktual di pintu keluar susunan nosel

778,57 m/s .

Dari persamaan kontinuitas bagian keluar susunan nosel

ε aku 11 = Gv 11 / (π ·d·c 11 · dosaα 11)=

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

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

Panjang keluaran bilah nosel

aku 11 = ε aku 11 / ε memilih =0,0243 m.

Kami mengambil lebar bilah nosel B 11 = 0,04 m .

Koefisien kecepatan yang disesuaikan dari susunan nosel ditentukan dari Gambar. 4 jam B 11 /l 11 = 0,04/0,0243 = 1,646 dan sudut α 11 = 12,5°:

Koefisien kecepatan susunan nosel yang disesuaikan φ tidak berbeda dari yang diadopsi sebelumnya, oleh karena itu kecepatan uap di pintu keluar dari susunan nosel C 11 dan kehilangan energi pada susunan nosel H c kami tidak menentukan.

Dimensi bilah nosel tetap tidak berubah. Untuk memastikan kelancaran pembukaan bagian aliran dalam opsi perhitungan ini, dimensi bilah kerja dan bilah pemandu diambil sebagai berikut:

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

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

Hasil utama perhitungan tahap kendali turbin untuk kelima opsi dirangkum dalam tabel. 2. Rumus untuk menentukan semua nilai numerik besaran diberikan di atas, dalam contoh perhitungan turbin dengan langkah kecepatan.

Dari perhitungan varian (Tabel 2) diperoleh efisiensi relatif internal tertinggi pada tahap pengendalian η o Saya maks =0,7597 pada diameter rata-rata Dрс =1,159 m (versi dengan rasio kecepatan u/s dari =0,22). Entalpi uap di belakang tahap kendali dalam perwujudan ini

H k hal Dengan =h 0 - H saya =3304 -260,267=3043,733 kJ/kg.

Entalpi ini sesuai dengan keadaan uap pada titik a sampai p Dengan pada isobar R k hal Dengan=0,953MPa jam, s-diagram (lihat Gambar 7) dan memperhitungkan semua blade dan kerugian tambahan dari tahap kontrol. Dari titik ini proses pemuaian uap dimulai pada tahap turbin yang tidak diatur.

Meja 2

Hasil utama perhitungan tahapan kendali turbin

Konsumsi uap untuk konsumen industri

Untuk menentukan entalpi steam dalam steam header, perlu menggunakan tabel sifat termodinamika air dan steam yang diberikan pada. Bahan referensi yang diperlukan diberikan dalam Lampiran B manual ini. Berdasarkan Tabel B1 yang menunjukkan volume spesifik dan entalpi uap jenuh kering dan air pada kurva saturasi pada tekanan tertentu, diberikan sebagai berikut:

Suhu saturasi - T TENTANG C(kolom 2);

Entalpi air pada kurva saturasi - , kJ/kg (kolom 5),

Entalpi uap pada kurva saturasi - , kJ/kg (kolom 6).

Jika perlu menentukan entalpi uap dan air pada tekanan yang nilainya terletak di antara nilai-nilai yang diberikan dalam tabel, maka perlu dilakukan interpolasi antara dua nilai yang berdekatan dari nilai-nilai di antaranya. nilai yang diperlukan berada.

Entalpi steam dalam steam header ditentukan oleh tekanan steam di dalamnya () sesuai Tabel B.1. Lampiran B.

Entalpi kondensat yang dikembalikan dari produksi ditentukan oleh suhu dan tekanan kondensat menurut Lampiran A.

Jumlah kondensat yang dikembalikan dari produksi

dimana kembalinya kondensat dari produksi (ditentukan).

Konsumsi uap untuk menutupi beban pemanasan dan ventilasi

Suhu kondensat uap pemanas di saluran keluar pemanas permukaan diasumsikan 10-15 o C lebih tinggi dari suhu media panas di saluran masuk pemanas ini. Di pemanas 8, air jaringan dipanaskan, yang masuk dari pipa balik jaringan pemanas dengan suhu 70 o C. Jadi, kita ambil suhu kondensat uap pemanas di outlet pemanas 8 sama dengan 85 o C.

Dengan menggunakan suhu dan tekanan kondensat ini, dengan menggunakan tabel pada Lampiran A, kita mencari entalpi kondensat:

Konsumsi uap untuk pasokan air panas

Konsumsi uap untuk pabrik pemanas

Total konsumsi uap untuk menutupi beban produksi dan perumahan serta utilitas

Konsumsi steam untuk kebutuhan rumah boiler sendiri diasumsikan berada pada kisaran 15-30% dari beban luar, yaitu. konsumsi uap untuk menutupi produksi dan perumahan dan beban komunal. Uap yang digunakan untuk kebutuhan tambahan digunakan dalam sirkuit termal ruang ketel untuk memanaskan air tambahan dan air tambahan, serta untuk deaerasinya.

Konsumsi steam untuk kebutuhan sendiri kita ambil 18%. Selanjutnya, nilai ini diklarifikasi sebagai hasil perhitungan diagram termal ruang ketel.

Konsumsi steam untuk kebutuhan sendiri:

Kehilangan uap di sirkuit termal ruang ketel adalah 2-3% dari konsumsi uap eksternal, kami asumsikan 3%.

Jumlah uap yang disuplai melalui header uap setelah unit pendingin reduksi:

Ketika uap melewati bagian yang menyempit, terjadi proses pelambatan yang disertai dengan penurunan tekanan, suhu, dan peningkatan volume dan entropi uap. Untuk kasus proses pelambatan adiabatik, kondisi berikut terpenuhi:

dimana: adalah entalpi steam setelah throttling, adalah entalpi steam sebelum throttling.

Dengan demikian, energi uap tidak berubah selama proses throttling. Suhu uap jenuh sama dengan suhu saturasi (mendidih) dan merupakan fungsi langsung dari tekanan. Karena tekanan uap dan suhu saturasi menurun selama pelambatan, terjadi panas berlebih pada uap. Agar steam setelah unit pendingin reduksi tetap jenuh, air umpan disuplai ke dalamnya.

Konsumsi air di ROU ditentukan oleh perbandingan:

Entalpi steam pada saluran keluar boiler ditentukan oleh tekanan di dalam drum boiler sesuai Tabel B.1. Lampiran B,

Kita telah menentukan entalpi uap pada steam header tadi, .

Kami mengambil tekanan air umpan menjadi 10% lebih tinggi dari tekanan dalam drum boiler:

Entalpi air umpan pada tekanan 1,5 MPa ditentukan dari tabel pada Lampiran A.

Kinerja ruang ketel penuh.

Artikel ini memberikan penggalan tabel uap jenuh dan super panas. Dengan menggunakan tabel ini, nilai yang sesuai dari parameter keadaannya ditentukan dari nilai tekanan uap.

Kolom 1: Tekanan uap (p)

Tabel menunjukkan nilai absolut tekanan uap dalam bar. Fakta ini harus diingat. Ketika kita berbicara tentang tekanan, kita biasanya berbicara tentang tekanan berlebih, yang ditunjukkan oleh alat pengukur tekanan. Namun, insinyur proses menggunakan tekanan absolut dalam perhitungan mereka. Dalam praktiknya, perbedaan ini seringkali menimbulkan kesalahpahaman dan biasanya menimbulkan akibat yang tidak menyenangkan.

Dengan diperkenalkannya sistem SI, diterima bahwa hanya tekanan absolut yang boleh digunakan dalam perhitungan. Semua alat ukur tekanan pada peralatan teknologi (kecuali barometer) pada dasarnya menunjukkan tekanan berlebih, yang kami maksud adalah tekanan absolut. Kondisi atmosfer normal (di permukaan laut) berarti tekanan barometrik sebesar 1 bar. Tekanan pengukur biasanya ditunjukkan dalam barg.

Kolom 2: Suhu uap jenuh (ts)

Tabel, bersama dengan tekanan, menunjukkan suhu uap jenuh yang sesuai. Suhu pada tekanan yang sesuai menentukan titik didih air dan suhu uap jenuhnya. Nilai temperatur pada kolom ini juga menentukan temperatur kondensasi uap.

Pada tekanan 8 bar, suhu uap jenuhnya adalah 170°C. Kondensat yang terbentuk dari uap pada tekanan 5 bar memiliki suhu 152 °C.

Kolom 3: Volume spesifik (v”)

Volume spesifik ditunjukkan dalam m3/kg. Dengan meningkatnya tekanan uap, volume spesifiknya menurun. Pada tekanan 1 bar, volume spesifik steam adalah 1,694 m3/kg. Atau dengan kata lain, 1 dm3 (1 liter atau 1 kg) air pada saat penguapan bertambah volumenya sebesar 1694 kali lipat dibandingkan wujud cair aslinya. Pada tekanan 10 bar, volume spesifiknya adalah 0,194 m3/kg, 194 kali lebih besar dari volume air. Nilai volume spesifik digunakan dalam menghitung diameter pipa uap dan kondensat.

Kolom 4: Berat jenis (ρ=rho)

Berat jenis (juga disebut massa jenis) dinyatakan dalam kJ/kg. Ini menunjukkan berapa kilogram uap yang terkandung dalam volume 1 m3. Ketika tekanan meningkat, berat jenis meningkat. Pada tekanan 6 bar, steam dengan volume 1m3 mempunyai berat 3,17 kg. Pada 10 bar - sudah 5,15 kg dan pada 25 bar - lebih dari 12,5 kg.

Kolom 5 : Entalpi kejenuhan (h’)

Entalpi air mendidih dinyatakan dalam kJ/kg. Nilai pada kolom ini menunjukkan berapa banyak energi panas yang diperlukan untuk mendidihkan 1 kg air pada tekanan tertentu, atau berapa banyak energi panas yang terkandung dalam kondensat yang mengembun dari 1 kg uap pada tekanan yang sama. Pada tekanan 1 bar, entalpi spesifik air mendidih adalah 417,5 kJ/kg, pada 10 bar – 762,6 kJ/kg, dan pada 40 bar – 1087 kJ/kg. Dengan meningkatnya tekanan uap, entalpi air meningkat, dan bagiannya dalam total entalpi uap terus meningkat. Artinya semakin tinggi tekanan uap maka semakin banyak energi panas yang tersisa di kondensat.

Kolom 6: Entalpi total (h”)

Entalpi diberikan dalam kJ/kg. Kolom tabel ini menunjukkan nilai entalpi uap. Tabel tersebut menunjukkan bahwa entalpi meningkat hingga tekanan 31 bar dan menurun seiring dengan peningkatan tekanan lebih lanjut. Pada tekanan 25 bar nilai entalpinya adalah 2801 kJ/kg. Sebagai perbandingan, nilai entalpi pada 75 bar adalah 2767 kJ/kg.

Kolom 7: Energi panas penguapan (kondensasi) (r)

Entalpi penguapan (kondensasi) dinyatakan dalam kJ/kg. Kolom ini menunjukkan jumlah energi panas yang diperlukan untuk menguapkan seluruh 1 kg air mendidih pada tekanan yang sesuai. Dan sebaliknya - jumlah energi panas yang dilepaskan selama proses kondensasi sempurna uap (jenuh) pada tekanan tertentu.

Pada tekanan 1 bar r = 2258 kJ/kg, pada 12 bar r = 1984 kJ/kg dan pada 80 bar r = hanya 1443 kJ/kg. Ketika tekanan meningkat, jumlah energi panas penguapan atau kondensasi berkurang.

Aturan:

Ketika tekanan uap meningkat, jumlah energi panas yang dibutuhkan untuk menguapkan air mendidih sepenuhnya berkurang. Dan dalam proses kondensasi uap jenuh pada tekanan yang sesuai, lebih sedikit energi panas yang dilepaskan.