Энтальпия. Этому элементу I–d диаграммы я посвятил отдельную тему, потому как для меня этот элемент являлся наименее понятным среди остальных (температуры, влагосодержания и относительной влажности) и требующим разбора других попутных понятий.
Продублирую рисунок из прошлой статьи http://mrcynognathus.livejournal.com/7641.html:
Не буду глубоко вдаваться в терминологию, скажу лишь, что я понимаю энтальпию воздуха, как энергию, которую хранит в себе определенный объем воздуха. Эта энергия является потенциальной, то есть в условии равновесия воздух не тратит эту энергию и не поглощает её из других источников.
Не буду даже приводить пример для разъяснения своего определения (хотя хотел), потому как, по моему мнению, это запутает и уведет в сторону.
Сразу к делу – что главное мы можем взять из энтальпии? – отвечаю – энергию (или количество теплоты), которую нужно передать воздуху, чтобы нагреть его или отнять, чтобы его охладить (или осушить).
Например, у нас есть задача – посчитать какой мощности нам нужен калорифер, чтобы осенью или весной подать в помещение 1200 м3/ч нагретого до температуры плюс 20 градусов наружного воздуха. Расчетная температура наружного воздуха в переходный период – плюс 10 градусов при энтальпии 26,5 кДж/кг (по СП 60.13330.2012).
Задача решается легко. Для того чтобы решить такую простую задачку используя и-д диаграмму, нам необходимо ввести в уровень понимания единицы измерения некоторых физических величин:
1) Энтальпия – килоДжоуль/килограмм . То есть количество потенциальной энергии в одном килограмме воздуха. Здесь все просто – если энтальпия равна 20, то это означает, что в одном килограмме данного воздуха находится 20 килоджоулей потенциальной теплоты или 20000 джоулей.
2) Мощность калорифера – Ватты, но в то же время ватты можно разложить на Джоуль/секунда. То есть, сколько может выдать калорифер энергии за одну секунду. Чем больше энергии нам сможет выдать калорифер за секунду, тем он мощнее. И тут все просто.
Итак, берем I–d диаграмму и ставим на ней точку наружного воздуха. После, проводим прямую линию вверх (идет нагрев воздуха без изменения влагосодержания).
Мы получаем точку на j–d диаграмме с температурой плюс 20 градусов и энтальпией 36,5 кДж/кг. Возникает вопрос – что, же, черт возьми, нам дальше делать с этой гребанной информацией?! 🙂
Во первых, обратим внимание на то, что мы производили все операции с одним килограммом воздуха (это косвенно видно по единице измерения энтальпии кДж/кг).
Во вторых, у нас был килограмм воздуха с 26,5 кДж, а стал с 36,5 кДж потенциальной энергии. То есть килограмму воздуха сообщили 10 кДж для того чтобы его температура поднялась с плюс 10 градусов до плюс двадцати.
Дальше мы переведем 1200 м3/ч в кг/с(килограммы/секунда, т.к. на I–d диаграмме используются эти единицы измерения), умножив 1200 на 1,25 кг/м3 (один метр кубический десятиградусного воздуха весит 1,25 килограмма), что даст нам 1500 кг/ч, а затем разделив на 3600 (обратите внимание на логику перевода между системами – делим мы на 3600 не потому что мы так зазубрили или запомнили, а потому что за секунду у нас воздуха пройдет меньше чем за час, меньше в 3600 раз) получаем итог 0,417 кг/с.
Идем дальше. Мы получили, что за одну секунду проходит 0,417 кг воздуха. И мы знаем, что каждому килограмму необходимо передать (сообщить) 10 кДж для того, чтобы нагреть его до температуры плюс 20 градусов. Сообщаем, умножая 0,417 кг/с на 10 кДж/кг, и получая 4,17 кДж/с (килограммы сократились) или 4170 Дж/с, что равно 4170 Вт (определено нами ранее по тексту). Вот мы и получили мощность нашего калорифера.
Кондиционирование
Охлаждение происходит по тому же принципу, но только немного сложнее из-за выделения влаги из воздуха.
Выделение влаги (конденсата) из воздуха происходит тогда, когда температура воздуха при охлаждении достигает точки росы на линии относительной влажности 100%. В предыдущей статье я описал этот процесс: http://mrcynognathus.livejournal.com/7641.html
Вроде бы, нет ничего сложного – охлаждаем воздух с температурой плюс 20 градусов и относительной влажностью 50% до плюс 12 градусов (как это обычно происходит в сплит-системах), проводя прямую вертикально вниз из точки 20-ти градусного воздуха до точки 12-ти градусного воздуха.
И что мы видим – никаких влаговыделений. Влагосодержание осталось на прежнем уровне – 8 г/кг. Но мы то знаем, что при работе кондиционера идет обильное влаговыделение (конденсат активно капает из дренажной трубки, выведенной на фасад здания) – этот факт подтверждается неоднократным наблюдением гуляющего по летним улицам.
Возникает вопрос – откуда же влага? Ответ: дело в том, что через внутренний блок кондиционера проходят медные трубки, которые охлаждаются хладагентом до температур, которые ниже плюс 12 градусов, и в связи с этим охлаждаемый воздух делится на слои с различной температурой, примерно как на рисунке ниже (предположим, что трубки охлаждаются до плюс 5 градусов). Сразу скажу, что это далекий от действительности, но показывающий общий смысл вышесказанных мною слов рисунок (прошу меня за него не ругать)
Поэтому из того воздуха, который соприкасается с трубками(и оребрением) и выпадает влага. А тот воздух, что не успел охладиться до точки росы, или успел, но избежал контакта с охлажденной поверхностью, минует процесс влаговыделения и несет в себе столько же влаги, сколько он нес в себе до охлаждения (по сути).
Для того чтобы провести правильную прямую процесса охлаждения воздуха в таком охладителе (где температура хладагента ниже температуры точки росы), нам необходимо учесть каждый воздушный поток с различными тепловлажностными параметрами воздуха и найти на графике точки смешения всех этих потоков – что по моему мнению – не реально (у меня просто не хватит мозгов на это)! Но…
…Я пришел к вот такому решению (скорее всего не я такой один) – у нас есть температура входящего воздуха, есть температура хладагента и есть температура получаемого воздуха, и я считаю, что нам достаточно провести линию процесса охлаждения части воздуха до плюс 5 градусов и найти точку смешения 5-ти градусного воздуха и 20-ти градусного воздуха. То есть, я предполагаю, что проходя через внутренний блок кондиционера, воздух делится на два потока – тот, который охлаждается до плюс пяти градусов и выдает нам наибольшее количество влаги, и тот который вообще не охлаждается, а на выходе эти два потока смешиваются и образуют поток воздуха с температурой плюс 12 градусов и определенным влагосодержанием.
Я считаю, что для достижения тех целей, которые я преследую, результата, полученного при таком упрощении, вполне достаточно. А какие же цели я преследую?
Первая цель – это определение максимального влаговыделения для того, чтобы рассчитать систему конденсатоотвода (особенно актуально это при системах кондиционирования, в составе которых две и более охлаждающих установок)
Вторая цель – учесть количество холода, идущего на перевод воды из газообразного состояния в жидкое (на конденсацию влаги; так назывемая скрытая холодопроизводительность). Особенно актуально это при охлаждении (отведении тепла) во влажных помещениях. Например, нам необходимо отвести от определенного насоса 2 кВт тепла, которые он выделяет в помещение. Если мы не учтем, что помещение влажное (влажное, по каким либо причинам) и установим в помещение сплит-систему мощностью 2,5 кВт, то мы можем получить (при определенных условиях), что сплит-система тратит 1 кВт лишь для того, чтобы перевести пар во влагу, а на удаление теплоизбытков тратит оставшиеся 1,5 кВт, что меньше на 500 Вт необходимого, и что может привести к перегреву насоса и скорого его выхода из строя.
Итак, делим поток на два потока, один из которых охлаждаем до плюс пяти – отрезок 1-2, а другой оставляем не тронутым – точка 1.
Смешиваем эти два потока, объединяя получившиеся точки прямой 1-3-2, и находим нашу 12-ти градусную точку на получившейся прямой.
Оставляем прямую 1-3 как линию процесса охлаждения воздуха в сухом охладителе с температуры плюс 20 градусов до плюс 12 градусов с выделением конденсата.
Для того чтобы узнать количество конденсата, выпавшего на оребрении и трубках охладителя нам необходимо вычесть влагосодержание получившегося воздуха из влагосодержания необработанного воздуха 7,3 г/кг – 6,3 г/кг. В итоге мы получим, что из каждого килограмма прошедшего через охладитель воздуха выделится 1 грамм конденсата. Чтобы узнать расход конденсата, нам необходимо узнать, сколько килограммов воздуха проходит через теплообменник за определенное время. Например, если нам необходимо охладить 1400 м3/ч воздуха с температуры плюс 20 градусов с относительной влажностью 50% до температуры плюс 12 градусов, то мы переведем 1400 м3/ч в 1680 кг/ч и получим, что за час обработки воздуха выделится 1680 грамм конденсата (по одному грамму на каждый килограмм воздуха), что равно 0,47 г/с (грамм/секунда) и 0,47 * 10-3 кг/с.
Полная холодопроизводительность находится так же, как мы искали теплопроизводительность калорифера ранее. Берем энтальпию начальной точки 28 кДж/кг, вычитаем из нее энтальпию конечной точки 38,5 кДж/кг, получая отрицательное число 10,5 кДж/кг (минус указывает на то, что энергия отдается хладагенту). Переводим 1680 кг/ч в килограмм/секунда, что будет равняться 0,47 кг/с. В итоге получаем 4,935 кДж/с, что равно 4,935 кВт мощности.
Подпишись на мой YouTube-канал FAN-tastiK – канал о проектировании Вентиляции, Кондиционирования и Отопления
Если есть необходимость определить скрытую холодопроизводительность , можно найти её, отталкиваясь от количества выделенного конденсата, используя удельную теплоту парообразования:
Теплота, требуемая для конденсации влаги, находится по формуле: Q = L * m,
где L – удельная теплота парообразования; m – масса влаги.
L воды равно: 2260 кДж/кг.
Для того, чтобы перевести 0,47 грамма воды из газообразного состояния в жидкое состояние за секунду нам требуется 2260 Дж * 103 * 0,47 кг/с * 10-3 = 1063 Дж/с, что равно 1063 Вт.
Итак скрытая холодопроизводительность данного процесса равна 1063 Вт.
Это Все
Собственно, это все, что я хотел рассмотреть в данной статье. Прошу не бранить меня за наивную упрощенность описанного мною – я постарался объяснить в первую очередь себе – что такое энтальпия и как ей пользоваться. Надеюсь Вам было интересно и полезно. Спасибо за внимание.
P.S. Эта статья не в коем случае не является учебным пособием. Она лишь мое субъективное видение вопроса. Я бы даже сказал – каждое слово, написанное в этой статье, является ошибочным. Информацию, достойную носить звание “Научная истина” ищите в учебниках.
P.P.S Предыдущая статья, в которой я описывал собственное видение таких элементов I-d диаграммы (диаграммы Рамзина) как температура, влагосодержание, относительная влажность находится здесь:
http://mrcynognathus.livejournal.com/7641.html
Энтальпия
основного конденсата и питательной
воды за каждым подогревателем определяется
по найденным ранее температуре и давлению
по таблице III [2]:
за
ОЭ tоэ=29,1
С,
Роэ=11,5
бар hоэ=122,9
кДж/кг;
за
П-1 t1=72,9
С,
Р1=10,5
бар hв1=306
кДж/кг;
за
СП tсп=75,9
С,
Рсп=10,0
бар hсп=318,5
кДж/кг;
за
П-2 t2=118,9
С,
Р2=9,0
бар hв2=499,6
кДж/кг;
за
П-3 t3=158,8
С,
Р3=6,0
бар hв3=670,4
кДж/кг;
за
П-4 t4=206,1
С,
Р4=95
бар hв4=882,9
кДж/кг;
за
П-5 t5=248,4
С,
Р5=90
бар hв5=1078,1
кДж/кг.
Энтальпия
конденсата греющего пара, сливаемого
из регенеративных подогревателей,
определяется по найденным ранее
температурам насыщения пара по таблице
I [2]:
за
П-1 
=77,9
С 
=326,1
кДж/кг;
за
П-2 
=123,9
С 
=520,3
кДж/кг;
за
П-3 
=158,8С 
=670,4
кДж/кг;
за
П-4 
=211,1С 
=902,7
кДж/кг;
за
П-5 
=253,4С 
=1102,3
кДж/кг.
_______________________________________________________________________________________________
*
Рпнокругляется до ближайшего
целого числа, кратного 5.
При
определении энтальпий основного
конденсата и питательной воды за насосами
учитывается подогрев воды в них:
–
в конденсатных насосах 
=1,2
кДж/кг;
–
в питательных насосах 
=5,5
кДж/кг.
С
учётом подогрева воды в насосах энтальпия
основного конденсата за КН и питательной
воды за ПН cоставит:
–
за конденсатными насосами
hкн
=
+Δhкн
= 101 + 1,2 =102,2
кДж/кг;
–
за питательными насосами
hкн
= hв3+
Δhпн
= 670,4 + 5,5 =676
кДж/кг.
Все
найденные в п. 2, п. 3, п. 4 параметры воды,
пара и конденсата заносятся в табл. 5 и
являются основой для дальнейшего расчёта
расходов пара на регенеративные
подогреватели.
Таблица
5.
Параметры воды, пара и конденсата в
тепловой схеме
|
Элемент тепловой |
Пар |
Пар |
Питательная |
Конденсат греющего пара |
|||||||
|
Рко, бар |
h, кДж/кг |
t, С |
Рн, бар |
h**, кДж/кг |
tн, С |
Р, бар |
t, С |
hв, кДж/кг |
tн, С |
h, кДж/кг |
|
|
П–5 |
45,8 |
3120 |
366 |
41,7 |
3120 |
252,9 |
94 |
248,4 |
1078,1 |
253,4 |
1102,3 |
|
П–4 |
20,6 |
3014 |
296 |
19 |
3014 |
209,9 |
99 |
206,1 |
882,9 |
211,1 |
902,7 |
|
Питательные |
– |
– |
– |
– |
– |
– |
104 |
158,8 |
676 |
– |
– |
|
П–3 |
9,0 |
2819 |
194 |
6,0 |
2819 |
158,8 |
6,0 |
158,8 |
670,4 |
158,8 |
670,4 |
|
П–2 |
2,4 |
2616 |
126,1* |
2,24 |
2616 |
123,9 |
9,0 |
118,9 |
499,6 |
123,9 |
520,3 |
|
СП |
– |
– |
– |
– |
– |
– |
10,0 |
75,9 |
318,5 |
– |
– |
|
П–1 |
0,45 |
2392 |
78,7* |
0,43 |
2392 |
77,9 |
10,5 |
72,9 |
306 |
77,9 |
326,1 |
|
ОЭ |
– |
– |
– |
– |
– |
– |
11,5 |
29,1 |
122,9 |
– |
– |
|
Конденсатные насосы |
– |
– |
– |
– |
– |
– |
12,0 |
24,1 |
102,2 |
– |
– |
|
Конденсатор |
0,03 |
2096,5 |
24,1 |
– |
– |
– |
0,03 |
24,1 |
101 |
– |
– |
Примечания:
* Температура пара
в камере отбора, расположённого в зоне
влажного пара (ниже линии х=1), определяется
по давлению в камере этого отбора по
таблице II[2].
**
Энтальпия пара у регенеративного
подогревателя равна энтальпии пара в
камере отбора.
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]
- #
- #
- #
- #
- #
- #
- #
- #
- #
- #
- #
Энтальпия – конденсат
Cтраница 2
Cpn ( tn – tH) – энтальпия перегретого пара; Ак c ( t – tK) – энтальпия конденсата; срк – удельная теплоемкость конденсата; tn – температура перегретого пара; tH – температура его насыщения; tK – температура конденсата.
[16]
Теплоемкость конденсата ск, как и воды, равна 4 19 кДж / ( кг – С), поэтому энтальпия конденсата / насск равна 4 19 / вас.
[17]
Ак, DIB – соответственно расход первичного пара, вторичного пара, конденсата и питательной воды, кг / ч; t inep, i lBi – энтальпия конденсата первичного пара и концентрата при температуре насыщения, кДж / кг; iinep, I IBT – энтальпия первичного и вторичного пара, кДж / кг; гв – энтальпия питательной воды, кДж / кг; т) и – коэффициент, учитывающий потери тепла в окружающую среду.
[18]
Конденсирующийся пар в количестве DK, кг / с, отдает тепло / 2 – дк, где / 2 – энтальпия отработавшего пара при входе в конденсатор, дк – энтальпия конденсата. Так как потери конденсатора в окружающую среду относительно малы, то можно считать, что тепло, отдаваемое конденсирующимся паром, воспринимается охлаждающей водой.
[19]
Дж / ( кг – С); ti, ti, t2 и – начальные и – конечные температуры теплоносителей, С; i – Энтальпия пара, кДж / кг; гк – энтальпия конденсата, кДж / кг; in – энтальпия жидкости, поступающей в аппарат на выпарку, кДж / кг; т ] – коэффициент, учитывающий потери тепла аппаратом в окружающую среду, обычно принимают ri 0 99; / i и / 2 – начальная и конечная энтальпия теплоносителя ( парогазовой смеси или влажного воздуха), кДж / кг; хн и хк – начальное и конечное влагосодержание, кг.
[20]
Мв и Мп – расходы охлаждающей воды и пара; / 2 и ti – температура охлаждающей – воды на выходе и входе конденсатора; ii – энтальпия пара, сбрасываемого в конденсатор; iz – энтальпия конденсата; ki – коэффициент.
[22]
Здесь под знаком суммы находятся произведения прироста энтальпии во всех ступенях подогрева, расположенных ниже рассматриваемой узловой, на соответствующие коэффициенты изменения мощности; гк – энтальпия пара при входе в конденсатор; IBJ I – энтальпия конденсата за предшествующей ступенью подогрева.
[23]
Дж / ( кг – С); ti, ti, t2 – и t – начальные и конечные температуры теплоносителей, С; i – энтальпия пара, кДж / кг; гн – энтальпия конденсата, кДж / кг; iu – энтальпия жидкости, поступающей в аппарат на выпарку, кДж / кг; т) – коэффициент, учитывающий потери тепла аппаратом в окружающую среду, обычно принимают г) 0 99; / i и / г – начальная и конечная энтальпия теплоносителя ( парогазовой смеси или влажного воздуха), кДж / кг; хн и хи – начальное и конечное влагосодержание, кг.
[24]
Задача 2.112. Определить расход нагревающего пара и поверхность нагрева противоточного пароводяного теплообменника, если известны расход нагреваемой воды Wz – – 5 6 кг / с, давление нагревающего пара ра 0 12 МПа, температура нагревающего пара tn 104 С, энтальпия конденсата IK 436 кДж / кг, температура нагреваемой воды на входе в теплообменник t z 12 С, температура нагреваемой воды на выходе из теплообменника i – 42 С, коэффициент теплопередачи k – 1 05 кВт / ( ма – К.
[25]
Введем обозначения: /) – расход греющегопара; / г – его энтальпия; / – энтальпия вторичного пара; iB сн4 – энтальпия исходного раствора; i K cKtK – энтальпия конечного ( упаренного) раствора; i – c Q – энтальпия конденсата греющего пара; са, ск, с – средние удельные теплоемкости исходного раствора, конечного раствора и конденсата соответственно ( в пределах от О С до температуры жидкости); н 4 6 – температуры исходного и конечного растворов и насыщения греющего пара соответственно.
[26]
Введем обозначения: D – расход греющего па ра; / г – его энтальпия; / – энтальпия вторичного пара; гн с / н – энтальпия исходного раствора; 4 Ск4; – энтальпия конечного ( упаренного) раствора; i c Q – энтальпия конденсата греющего пара; сн, ск, с – средние удельные теплоемкости исходного раствора, конечного раствора и конденсата соответственно ( в пределах от О С до температуры жидкости); tH, tK, Q – температуры исходного и конечного растворов и насыщения греющего пара соответственно.
[27]
Обозначим в дополнение к предыдущему: D – расход греющего пара в кг / ч; Н – энтальпия греющего пара в ккал / кг; Не п-энтальпия вторичного пара в ккал / кг; ttt и tK – соответственно начальная и конечная температура раствора в С; Нк – энтальпия конденсата, численно равная температуре конденсата в С; Дд – теплота разбавления раствора от концентрации хк до концентрации хн в ккал / кг твердого растворенного вещества; Qn – потери тепла в окружающую среду.
[29]
Вт / ( м2 – К); F – поверхность нагрева аппарата, м2; dr – элемент времени, в течение которого температура воды повышается на dt, с; D – потребный расход пара, кг / с; i – энтальпия греющего пара, кДж / кг; / н – энтальпия конденсата греющего пара.
[30]
Страницы:
1
2
Hок– энтальпия обратного конденсата,
кДж/кг.
Hхз—энтальпия холодной воды зимой,
кДж/кг.
Qп—доля тепловых потерь в паропроводах,
принимаем qп=0,08.
Численное значение энтальпии технологического пара
определяется по заданным значениям Рп и tп , пользуясь h,s—диаграммой для водяного пара.При Рп=0,8Мпа
и
tп=210°C значение энтальпии hп=2855 кДж/кг.
Энтальпию обратного конденсата можно определить по формуле:
hок=Ср*tок, кДж/кг (2)
где Ср= 4,19 кДж/кг*°С—удельная массовая теплоёмкость воды.
Из пункта 1. берём значение tок=95°С и
подставляем в формулу (2)
hок=4,19*95=398 кДж/кг
Энтальпия холодной воды вычисляется по выражению:
hхз~ 4,19*tхз, кДж/кг где tхз—температура холодной воды зимой,
принимаем равной tхз=5°С
tхз~ 4,19*5=21кДж/кг
Подставляем найденные значения hп, hок, hхз в выражение (1)
Qрп=1980000[2855-0,65(398-21)-21]*(1+0,08)=5536,2
ГДж/ч=1537МВт.
Где Дрп—расчётный отпуск
производственного пара, значение берём из пункта 1.
Дрп=550
кг/с=1980000 кг/ч
3.2 Годовой отпуск пара на производственно-технологические
нужды.
Дгп= Дрп*hпТЭЦ, т/год (3)
где Дрп—в тоннах на час(т/ч), Дрп=550
кг/ч=1980 т/ч.
Дгп=1980*5000=
9900000 т/год=9,9*106 т/год
3.3 Годовой отпуск теплоты на производственно-технологические
нужды.
Qгп=Qрп*hпТЭЦ, ГДж (4)
где Qрп—в гигаджоулях на час (ГДж/ч), берём из пункта
3.2
Qгп=5536,2*5000=2,77*107
ГДж
Строим годовой график производственно-технологического теплоснабжения. Для
этой цели по приложению[П.1] выбираем осреднённый график
теплопотребления соответствующий заданной величине hпТЭЦ=5000 ч/год (таблица1),и строим подоб ный график в абсолютных значениях
тепловых нагрузок.
Таблица 1.
|
Месяц |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
12 |
|
hпТЭЦ=50005300, ч/год |
1 |
0,97 |
0,92 |
0,77 |
0,68 |
0,64 |
0,63 |
0,65 |
0,71 |
0,83 |
0,91 |
0,97 |
Каждая ордината графика вычисляется по формуле
, (5)
где Qпi– отпуск теплоты за текущий месяц.
Qпi—тоже в относительных величинах по
таблице 1.
Годовой график производственно-технологического
теплоснабжения приведен на рисунке 1.
Стр.
Рис.1 Годовой график
производственно-технологического теплоснабжения. Стр.
Рис.1 Годовой график3.4 Коммунально-бытовое потребление.
Нагрузки коммунально-бытовых потребителей –расчётные, средние
и годовые—определяются следующим образом:
3.4.1 Расчётные тепловые нагрузки.
3.4.1.1. Расчётная нагрузка отопления
Qр0=q0*A*(1+k1)=q0*m*f(1+k1),
ГДж/ч (6)
где q0-укрупнённый показатель
максимального теплового потока жилых зданий на 1м2 общеё площади,
Вт/м2.Значение q0 выбираем по приложению [П.2]. Для
зданий, построенных после 1985 г. в условиях города Якутска(расчётная темпера-
тура для отопления t0=-55°С) q0=108 Вт/м2;
А=m*f—общая площадь жилых зданий, м2;
f—норма общей площади в жилых зданиях на 1 чел.(принимаем равной 18м2/чел)
А=70000*18=1260000 м2.
k1=0,25—коэффициент,
учитывающий долю теплового потока на отопление общественных зданий.
Подставляя найденные значения q0,A, k1 в формулу (6) получим:
Qр0=108*1260000*(1+0,25)=170,1 МВт=612,36 ГДж/ч.
3.4.1.2 Расчётная нагрузка вентиляции.
QрВ=k1*k2 *q0*A,
ГДж/ч (7)
где k2—коэффициент, учитывающий долю
теплового потока на отопление общественных зданий. Для зданий, построенных после 1985г. k2=0,6
QрВ=0,25*0,6*108*260000=20,41МВт=73,48 ГДж/ч
3.4.1.3 Расчётная нагрузка горячего водоснабжения.
QрГ=qг*m, ГДж/ч (8)
где q0-укрупнённый показатель
максимального теплового потока на горячее во- доснабжение на 1 чел. Вт/чел.
Значение qг выбираем по приложению [П.3]. Для жилых домов с ваннами длиной 1,5-1,7 м и душами qг=376 Вт/чел.
QрГ=376*70000=26,32 МВт=94,75 ГДж/ч.
3.4.1.4 Расчётная нагрузка коммунально-бытовых
потребителей.
QРк=Qр0+QрВ+QрГ=612,36+73,48+94,75=780,6 ГДж/ч (9)
Стр.
3.4.2. Средние годовые нагрузки.
3.4.2.1.Средняя нагрузка отопления.
(10)
где tВ—средния температура внутреннего
воздуха отапливаемых зданий. Принимаем для жилых и общественных зданий tв=18°С.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание – внизу страницы.
При нагревании воды при постоянном давлении повышается ее температура и содержание тепла. Это длится до кипения воды. При достижении точки кипения температура воды не изменяется до полного испарения воды. И на этом этапе мы используем конденсатоотводчик, так как нам нужно максимально использовать тепловую энергию пара. Конденсат, имеет ту же температуру при определенном давлении, что и пар. Когда конденсат после конденсатоотводчика попадает в зону атмосферного давления, он мгновенно закипает, а часть его испаряется, потому что температура конденсата выше, чем температура кипения воды при атмосферном давлении.Пар, который образуется при закипании конденсата, называют паром вторичного вскипания (более подробно про него в этой статье)
То есть это пар, образовавшийся в результате попадания конденсата в атмосферу или среду с низким давлением и температурой.
Что нужно учитывать при отборе пара вторичного вскипания:
1. Для получения даже небольшого количества пара вторичного вскипания потребуется большое количество конденсата. Особое внимание следует уделить пропускной способности конденсатоотводчика. Кроме того, после регулирующих клапанов давление обычно низкое.
2. Сфера применения должна подходить для использования пара вторичного вскипания, количество пара вторичного вскипания должно соответствовать, или быть немного больше, чем необходимо для обеспечения технического процесса.3. Участок использования пара вторичного вскипания не должен находиться далеко от оборудования, от которого отводится высокотемпературный конденсат.
Расчет количества пара вторичного вскипания:
Эк: Энтальпия конденсата при попадании в конденсатоотводчик при определенном давлении (кДж/кг)Эв: Энтальпия конденсата после конденсатоотводчика при атмосферном давлении или при текущем давлении в конденсатной линии (кДж/кг)Ст: Скрытая теплота парообразования при атмосферном давлении или текущем давлении в конденсатной линии (кДж/кг)
Как видно, чем больше разность давлений, тем большее количество пара вторичного вскипания. Тип используемого конденсатоотводчика так же влияет на количество произведенного конденсата. Механические конденсатоотводчики удаляют конденсат с температурой близкой к температуре насыщения пара. Термостатические, отводят конденсат с температурой значительно ниже температуры насыщения, при этом количество пара вторичного вскипания уменьшается.
Пример 1:Расчет количества пара вторичного вскипания в системе, где конденсат удаляется сразу после его образования.Берём данные из таблицы насыщенного пара:При давлении 8 бар, 170,5°С,энтальпия конденсата = 720.94 кДж/кгПри атмосферном давлении, 100°С,энтальпия конденсата = 419.00 кДж/кгРазница энтальпий составляет 301.94 кДж/кгСкрытая теплота парообразования при атмосферномдавлении = 2258 кДж/кгКоличество пара вторичного вскипания составит (%)
Таким образом, если расход пара в системе составляет 1000 кг, то количество пара вторичного вскипания будет 133 кг.
Пример 2
Как использовать таблицу
В дополнение к определению взаимосвязи между давлением и температурой пара, если вы знаете количество тепла, передаваемого в ккал, вы также можете рассчитать количество пара, которое превратится в конденсат в любом теплообменнике. И наоборот, таблица может использоваться для определения количества тепла, передаваемого теплообменником, если известна скорость потока образующегося конденсата.
1 ккал = 4,186 кдж
1 кдж = 0,24 ккал
1 бар = 0,102 МПа
Конденсат при температуре пара 179,9 °C и давлении 10 бар обладает теплотой в количестве 182, 1ккал/кг.
См. Колонку 5 таблицы параметров пара. Если его выпускать в атмосферу, т.е. при абсолютном давлении 1 бар, теплосодержание конденсата сразу же упадет до 99,7 ккал/кг. Избыток теплоты в количестве 82,3 ккал/кг вызовет вторичное вскипание части конденсата.
Величину части конденсата в %, которая превратится в пар вторичного вскипания, определяется следующим образом:
Разделите разницу между теплосодержанием конденсата при большем и при меньшем давлениях на величину скрытой теплоты парообразования при меньшем давлением значении давления и умножьте результат на 100.
% пара вторичного вскипания =
Количество пара вторичного вскипания
Количество образующегося вторичного пара зависит от разницы давления между зонами высокого и низкого давления. Его можно найти путем расчетов. Для примера рассмотрим варочный котел с паровой рубашкой, в которую подается насыщенный пар давлением 7 бари и температурой 170 °С. Энтальпия конденсата при данных пара метрах равна 721 кДж/кг.
В конденсатном трубопроводе давление составляет 0 бари. Соответственно, при этом давлении конденсат будет находиться при температуре 100 °С, и энтальпия конденсата будет равна 419 кДж/кг. Таким образом, имеется разница в 302 кДж, которая и будет затрачена на превращение части конденсата в пар.
Количество вторичного пара можно найти следующим образом:Для получения 1 кг насыщенного пара при давлении 0 бари требуется 2257 кДж тепла.
Имея излишек тепловой энергии в 302 кДж, можно получить 302: 2257 ≈ 0,134 кг пара на 1 кг конденсата.Таким образом, из 1 кг конденсата давлением 7 бари будет образовываться 13,4 % или 134 г пара давлением 0 бари.
Если расход пара, а соответственно и конденсата, например, составляет 250 кг/ч, то мы получаем по этим параметрам: 0,134 х 250 кг/ч конденсата = 33,5 кг/ч вторичного пара.
Определить количество вторичного пара можно используя график на рис. 1. Проведя горизонтальную линию от значения давления 7 бари до кривой, соответствующей давлению 0 бари, и спроецировав точку вниз, можно найти количество вторичного пара на 1 кг конденсата высокого давления.
Рисунок 1. Определение количества пара вторичного вскипания
Данный пример идеально подходит для конденсатоотводчиков, которые отводят конденсат сразу при его образовании, например поплавковых конденсатоотводчиков.
Термостатические конденсатоотводчики отводят переохлажденный по отношению к температуре насыщения конденсат. В этом случае количество пара вторичного вскипания будет несколько меньше, чем при отводе конденсата при температуре насыщения.Если в нашем примере будет отводиться конденсат с температурой на 15 °С ниже температуры насыщения, то получим:температура насыщения конденсата при 7 бари = 170 °С;степень охлаждения конденсата ниже точки насыщения = 15°С;температура отводимого конденсата = 170 – 15 = 155 °С.Из таблиц состояния насыщенного пара находим:энтальпия конденсата при 155°С = 654 кДж/кг;энтальпия конденсата при 0 бари = 419 кДж/кг;располагаемая энергия = 654 – 419 = 235 кДж/кг;энтальпия парообразования при 0 бари = 2257 кДж/кг.количество вторичного пара = 235: 2257 = 0,104 (10,4 %).Как видно, количество образующего пара на 1 кг конденсата при отводе переохлажденного конденсата составляет 10,4 % против 13,4 % при отводе конденсата с температурой насыщения.Если конденсатный трубопровод, куда отводится конденсат, находится под давлением, ситуация будет аналогичная.Предположим, что в нашем примере конденсат сливается в трубопровод с давлением 1 бари, тогда получим:энтальпия конденсата при 7 бари = 721 кДж/кг;энтальпия конденсата при 1 бари = 505 кДж/кг;располагаемая энергия = 721 – 505 = 216 кДж/кг;энтальпия парообразования при давлении 1 бари = 2201 кДж/кг.количество вторичного пара = 216:2257 = 0,098 (9,8 %).
Пример решения задачи
Данные к расчету выхода пара вторичного вскипания
Пример решения задачи
Данные к составлению пароконденсатного баланса
Таблица К.2.1
Исходные данные.
На производственный участок поступает пар давлением РК = 1 МПа в количестве 7 кг/с. Конденсатосборник – открытого типа.
Определить потери теплоты, связанные с невозвратом конденсата источнику пароснабжения в размере 30 %.
Решение. Доля возврата конденсата источнику составляет по условию задачи 70%. При этом по (2.1)-(2.3): потери чистого конденсата составляют
GK=0,3∙7=2,1 кг/с;
потери конденсата с пролетным паром
Gпр=0,21∙7∙0,3≈0,25 кг/с;
потери конденсата с паром вторичного вскипания
Gв.в=0,1∙7=0,7 кг/с.
Суммарное количество конденсата͵ не возвращенного в источник теплоснабжения, равно
∑G=2,1+0,25+0,7=3,05 кг/с.
Энтальпия насыщенного конденсата при заданных условиях hпр=763,1 кДж/кг;
энтальпия пролетного пара, определенная по давлению греющего пара в состоянии насыщения hпр=2777,1 кДж/кг;
энтальпия пара вторичного вскипания, определенная при атмосферном давлении, hв.в=2676,3 кДж/кᴦ.
Суммарные потери тепла, связанные с невозвратом конденсата источнику, определяются по (2.4):
∑Q=2,1∙763,1+0,25∙2777,1+0,7∙2672,3=4170,2 кВт.
Тепловые потери с невозвращенным конденсатом по отношению к количеству теплоты, подведенной в паропотребляющий аппарат, равны
Τᴀᴋᴎᴍ ᴏϬᴩᴀᴈᴏᴍ, при заданных условиях потери теплоты составили более 20 % теплоты, поступившей на производственный участок с греющим паром.
Задача 2.2. Определить количество пара вторичного вскипания, ĸᴏᴛᴏᴩᴏᴇ можно получить при расширении насыщенного конденсата высокого давления. Исходные данные к расчету приведены в табл. К.3.2
Таблица К.2.2
Исходные данные. В сборный бачок-сепаратор поступает конденсат давлением РК=0,6 МПа в количестве 5,2 кг/с. Определить, сколько выделится пара вторичного вскипания при расширении конденсата до давления Р0=0,2 МПа.
Решенuе. Энтальпия конденсата высокого давления определяется по давлению насыщения РК и равна hK = 666,8 кДж/кг
Энтальпия конденсата низкого давления определяется по давлению насыщения пара и равна h0≈503,7 кДж/кг; скрытая теплота парообразования при этом же давлении r0=2202,9 кДж/кᴦ.
Доля пара вторичного вскипания βв.в образующегося при снижении давленияот рК до р0, составляет
Выход пара вторичного вскипания на выходе из бачка сепаратора определяется соотношением
Dв.в=βв.вGк
И равен
Dв.в=0,074∙5,2=0,39 кг/с
Количество теплоты, ĸᴏᴛᴏᴩᴏᴇ может быть сэкономлено с паром вторичного вскипания, кВт
Вследствие того что перепад давления в бачке – сепараторе невелик, выход пара вторичного вскипания составил всего 7,4%.
Подписывайтесь на наш Телеграм канал, там всегда много полезного
