既知の火力における蒸気消費量の決定。 設計蒸気消費量の決定

産業消費者の蒸気消費量

蒸気マニホールド内の蒸気のエンタルピーを決定するには、水と蒸気の熱力学特性の表を使用する必要があります。 必要な参考資料は、このマニュアルの付録 B に記載されています。 表 B1 によれば、特定の圧力における飽和曲線上の乾燥飽和蒸気と水の比容積とエンタルピーは次のようになります。

飽和温度 - tについて C(列 2);

飽和曲線上の水のエンタルピー - 、kJ/kg (列 5)、

飽和曲線上の蒸気のエンタルピー - 、kJ/kg (列 6)。

値が表に示されている値の間にある圧力での蒸気と水のエンタルピーを決定する必要がある場合は、値の間の値のうちの2つの隣接する値の間を補間する必要があります。必要な値が見つかりました。

蒸気ヘッダー内の蒸気のエンタルピーは、表 B.1 に従って蒸気ヘッダー内の蒸気圧力によって決定されます ()。 付録 B.

生産から戻される凝縮水のエンタルピーは、付録 A に従ってその温度と凝縮水圧力によって決定されます。

生産から戻ってくる凝縮水の量

ここで、 は生産からの凝縮水の戻り（特定）です。

暖房と換気の負荷をカバーするための蒸気消費量

表面ヒーターの出口における加熱蒸気凝縮水の温度は、このヒーターの入口における加熱媒体の温度より 10 ～ 15℃高いと想定されます。 ヒーター8では、加熱ネットワークの戻りパイプラインから70℃の温度で流入するネットワーク水が加熱されます。したがって、ヒーター8の出口での加熱蒸気凝縮水の温度は次のようになります。 85℃。

この凝縮水の温度と圧力を使用し、付録 A の表を使用して、凝縮水のエンタルピーを求めます。

給湯時の蒸気消費量

暖房プラントの蒸気消費量

生産、住宅およびユーティリティ負荷をカバーする総蒸気消費量

ボイラーハウス自体の必要な蒸気消費量は、外部負荷の 15 ～ 30% の範囲であると想定されます。 生産、住宅、共同負荷をカバーするための蒸気消費量。 補助的なニーズに使用される蒸気は、ボイラー室の熱回路で追加水や補給水を加熱し、脱気するために使用されます。

私たちは、必要な蒸気の消費量を 18% とみなしています。 その後、ボイラー室の熱線図を計算した結果、この値が明らかになりました。

必要に応じた蒸気消費量:

ボイラーハウスの熱回路における蒸気損失は外部蒸気消費量の 2 ～ 3% ですが、ここでは 3% と仮定します。

還元冷却部後の蒸気ヘッダーから供給される蒸気量：

蒸気が狭いセクションを通過すると、圧力、温度の低下、蒸気の体積とエントロピーの増加を伴う絞りプロセスが発生します。 断熱スロットル プロセスの場合、次の条件が満たされます。

ここで、 は絞り後の蒸気のエンタルピー、 は絞り前の蒸気のエンタルピーです。

したがって、蒸気エネルギーは絞りプロセス中に変化しません。 飽和蒸気の温度は飽和（沸騰）温度に等しく、圧力の直接的な関数です。 スロットル中に蒸気の圧力と飽和温度が低下するため、蒸気の過熱が発生します。 還元冷却装置後の蒸気を飽和状態に保つために、給水が供給されます。

ROU での水の消費量は、次の比率によって決まります。

ボイラー出口における蒸気のエンタルピーは、表 B.1 に従ってボイラードラム内の圧力によって決定されます。 付録 B、

先ほど、蒸気ヘッダー内の蒸気のエンタルピーを決定しました。

給水圧力はボイラードラム内の圧力より 10% 高いとみなします。

1.5 MPa の圧力における給水のエンタルピーは、付録 A の表から決定されます。

ボイラー室のフルパフォーマンス。

3.2.2 暖房と換気の蒸気消費量の計算

暖房と換気にかかる熱費の計算は、次の式で求められます。

Q=q · V · (t ポンポン – t 計算 ) · T 年 、kW/年、 (3.11)

ここで、q は、温度差 1 °C での 1 m 3 の部屋の暖房と換気の比熱消費量、kW/(m 3 deg) です。

この値の平均値を取得できます: 加熱の場合 - 0.45 · 10 -3 kW/(m 3 .deg)、換気用 0.9 · 10 -3 kW/(m 3 .deg)。

V – 容積を考慮しない敷地の敷地の総容積 乾燥室、ｍ３；

t room – 室温、20°C と仮定します。

t calc – 暖房と換気の設計温度。

T 年 - 暖房シーズンの期間は次の式で決定されます。

T 年 = 24*τ から、h、

ここで、τ from は暖房シーズンの期間 (日数) です。

T 年 = 24 · 205 = 4920 時間。

Q から = 0,45 · 10 -3 · 4456,872 · (20-(-26)) · 4920 = 453,9 · 10 3 kW/年。

Q 排出する = 0,09 · 10 -3 · 4456,872 · (20-(-12)) · 4920 = 63,15 · 10 3 kW/年。

表 3.3 – 暖房と換気の熱消費量の計算

蒸気消費者の名前	比消費量 q、kW/(m 3 .deg)。	部屋の容積	建物内と外の温度差 (t pom – t calc)、°C	暖房シーズンの期間	年間消費量ヒートQ、
乾燥エリアの暖房					453,9 · 10 3
換気					63,15 · 10 3
					517,05 · 10 3

暖房と換気のための年間蒸気需要の計算は、次の式で求められます。

3.2.3 家庭用熱（蒸気）消費量の計算

家庭に必要な熱（蒸気）消費量の計算は、次の式で求められます。

ここで、q はシフトごとの 1 人当たりの蒸気消費量です。

m – 最も忙しいシフトで働いている人の数。

n は現場での勤務シフト数です (2 を取ることをお勧めします)。

τ – サイトの年間稼働日数。

3.2.4 技術的および家庭的ニーズ、暖房および換気のための年間総蒸気需要の計算

技術的および家庭的ニーズ、暖房および換気のための年間総蒸気需要の計算は、次の式で決定されます。

D 一般的に = D 学年+ D から + D 日常生活 、t/年. (3.14)

D 一般的に =8.13+891.47+2.6=902.2トン/年。

この記事では、飽和蒸気と過熱蒸気の表の一部を提供しています。 このテーブルを使用して、その状態のパラメータの対応する値が蒸気圧力の値から決定されます。

蒸気圧力	飽和温度	特定のボリューム	密度		蒸気のエンタルピー	気化熱（凝縮）

列 1: 蒸気圧 (p)

表は蒸気圧力の絶対値をバール単位で示しています。 この事実は心に留めておかなければなりません。 いつ 私たちが話しているのは圧力については、原則として、圧力計によって示される過剰な圧力について話します。 ただし、プロセス エンジニアは計算に絶対圧力を使用します。 実際には、この違いにより誤解が生じ、通常は不快な結果が生じます。

SI システムの導入により、計算には絶対圧力のみを使用することが認められました。 あらゆる圧力測定器 技術設備（気圧計を除く）主に過剰な圧力を示します。これは絶対圧力を意味します。 通常の大気条件 (海抜ゼロメートル) では、平均気圧は 1 bar です。 過圧通常はバリ（barg）で示されます。

列 2: 飽和蒸気温度 (ts)

この表は圧力とともに飽和蒸気の対応する温度を示しています。 対応する圧力における温度によって水の沸点が決まり、したがって飽和蒸気の温度が決まります。 この列の温度値は、蒸気の凝縮温度も決定します。

8 bar の圧力では、飽和蒸気の温度は 170°C です。 圧力 5 bar の蒸気から生成される凝縮水の温度は 152 °C になります。

列 3: 比容積 (v”)

比容積は m3/kg で示されます。 蒸気圧が増加すると、比容積が減少します。 1 bar の圧力では、蒸気の比容積は 1.694 m3/kg です。 言い換えれば、1 dm3 (1 リットルまたは 1 kg) の水は蒸発中に、元の液体状態と比較して体積が 1694 倍増加します。 10 bar の圧力では、比容積は 0.194 m3/kg で、これは水の 194 倍です。 特定の体積値は、蒸気および復水パイプラインの直径を計算する際に使用されます。

列 4: 比重 (ρ=rho)

比重 (密度とも呼ばれます) は kJ/kg で与えられます。 体積1立方メートルの中に何キログラムの蒸気が含まれているかを示します。 圧力が高まるにつれて 比重が増加します。 圧力 6 bar では、体積 1 m3 の蒸気の重さは 3.17 kg になります。 10バールではすでに5.15kg、25バールでは12.5kgを超えています。

列 5: 飽和エンタルピー (h’)

沸騰水のエンタルピーは kJ/kg で表されます。 この列の値は、特定の圧力で 1 kg の水を沸騰させるのにどのくらいの熱エネルギーが必要か、または同じ圧力で 1 kg の蒸気から凝縮した凝縮水にはどのくらいの熱エネルギーが含まれているかを示します。 1 bar の圧力では、沸騰水の比エンタルピーは 417.5 kJ/kg、10 bar では 762.6 kJ/kg、40 bar では 1087 kJ/kg です。 蒸気の圧力が増加すると、水のエンタルピーが増加し、蒸気の総エンタルピーに占める水の割合は常に増加します。 これは、蒸気圧力が高いほど、より多くの熱エネルギーが凝縮水に残ることを意味します。

列 6: 総エンタルピー (h”)

エンタルピーはkJ/kgで与えられます。 表のこの列には、蒸気エンタルピーの値が表示されます。 表は、エンタルピーが 31 bar の圧力まで増加し、圧力がさらに増加すると減少することを示しています。 25 bar の圧力では、エンタルピー値は 2801 kJ/kg です。 比較のために、75 bar でのエンタルピー値は 2767 kJ/kg です。

列 7: 蒸発 (凝縮) の熱エネルギー (r)

蒸発（凝縮）のエンタルピーは kJ/kg で示されます。 この列は、適切な圧力で 1 kg の沸騰水を完全に蒸発させるのに必要な熱エネルギーの量を示します。 そしてその逆 - 特定の圧力での（飽和）蒸気の完全な凝縮のプロセス中に放出される熱エネルギーの量。

1 bar の圧力では r = 2258 kJ/kg、12 bar では r = 1984 kJ/kg、80 bar では r = 1443 kJ/kg にすぎません。 圧力が上昇すると、蒸発または凝縮による熱エネルギーの量が減少します。

ルール：

蒸気の圧力が増加すると、沸騰した水を完全に蒸発させるのに必要な熱エネルギーの量が減少します。 また、飽和蒸気が適切な圧力で凝縮する過程で、放出される熱エネルギーは少なくなります。

得られた値η oe に基づいて、予備的な値を決定します。 推定流量ペア

それは後で明らかになります。

1 つの制御された蒸気抽出 (指定どおり) を備えたタービンの場合、予備蒸気流量は近似式によって決定されます (高圧部分とタービン全体の相対的な内部効率が同じであると仮定します)。

(13)

どこ G- 圧力下での規制された（産業用、地域暖房）抽出の値 R（割り当てられた）に従って; N t 0chvd - 初期圧力からの理想タービンの熱損失 R 0～抽出圧力 R(図6)によると。

制御された抽出を使用してタービンの流路を計算する場合:

1) 制御抽出までのすべての段階で、式 (13) を使用して総蒸気消費量を計算します。

2) 制御された抽出後の段階は、式 (12) によって決定される純凝縮モードの流量に対して計算されます。

低圧段は、タービンが定格電力で動作し、制御抽出がオフになっているとき (凝縮モード)、蒸気の通過を確保する必要があります。

熱回路の計算、タービン コンパートメント内の蒸気流量の決定、およびエネルギー バランスの削減は、次の 2 つのタービン動作モードに対して実行されます。

a) 定格電力で制御された抽出を使用する (コジェネレーション モード)。

b) 定格電力で制御抽出（凝縮モード）を行わない場合。

制御された抽出に対する各ステージのノズルと作動ブレードの長さの調整は、コージェネレーションモードで得られたコンパートメントを通過する蒸気の流れと残りのステージに応じて実行されます。 ― 凝縮モードでコンパートメントを通る蒸気の流れによって。

多段蒸気タービンの計算例

以下の初期データに従って給水を 145 °C まで加熱するための 3 つの再生選択を備えた K-12-35:

定格電力 N e = 12000 kW;

回転周波数 n=50秒 -1 ;

タービン前の蒸気圧力 R" 0 = 3.5 MPa;

タービン前の蒸気温度 t「0 = 435 ℃;

排気蒸気圧力 R「 k = 0.006 MPa;

ノズルの蒸気分布。

蒸気消費量の決定

経済的な電力を得るためにタービンを計算します。 受け入れましょう

N eq =0.9 N e =0.9∙12000 = 10800 kW。

設計モードでのコントロールステージのノズル前の圧力

R 0 = 0,95∙R「0 = 0.95∙3.5=3.325 MPa。

排気管内の圧力損失は次の式で求められます。

Δ p = p" に ∙ λ∙( と ch/100) 2、

受け入れた上で と VP =120 m/s、λ = 0.07、次のようになります。

Δ R=0.006・0.07・(120/100) 2 = 0.0006 MPa、

最終段ローターブレードの後ろの蒸気圧力

Rに =p" に + Δ R= 0.006 +0.0006 = 0.0066 MPa。

プロセスを大まかに説明すると、 は、す-図

(図 1 を参照)、点 A" 0、A 0、A" を描画して、 t、Aへ t.

見つけます h 0 = 3304 kJ/kg; はぁに t= 2143 kJ/kg; hに 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。

η вр = 1.0、η ' o を受け入れます。 私= 0.8、参考データによると

η ｍ ＝０．９８； η ｇ ＝０．９７。

したがって、私たちは

η oe = η dr ∙η ' o 私∙η vvr ∙η m ∙η g =0.984∙0.8∙1.0∙0.98∙0.97=0.748。

タービン当たりの蒸気流量の予備計算値

タービンのすべての段は、この蒸気の流れに合わせて設計されます。

前工程ラインイン は、す-図は受け入れられた値 η " o に従ってプロットされます 私次の方法で:

N T 私= 1142∙0.8=913.6 kJ/kg。

延期 N T 私 V は、す-図では、等圧線上の点 A k が得られます。 R k（図6）。

蒸気の状態変化の近似線を描く作業 は、す-図は最終段階の出口における蒸気の比容積を求めるだけです。 等圧線をプロットすることで、この段階の出口での蒸気の状態を見つけます。 R Aから出力損失まで

N zで =c 2 2 z/2000.

試算中 N in z は式から求められます

N zで = ζ ID ・H t0id ,

ここで、ξ id a は最終段の出力損失係数です。

計算するときは、ξ id a を評価して求めます。 N z と と 2z。

	A)
		b)

図6. 凝縮室における蒸気の膨張プロセス

(b) タービンの加熱 は、す-図

ξ id a が小さいほど、小さくなります。したがって、 と 2 z –最終段の蒸気の出力速度は向上しますが、ブレードの長さは長くなります。

ξ id の値は、同様のタービン設計に関する入手可能なデータに基づいて設定する必要があります。

小型復水タービンの場合、ξ id a = =0.015...0.03; 大型復水タービンの場合、ξ id a = 0.05 ... 0.08。

背圧 ξ id a のタービンの場合<0,015.

ξ id a =0.0177 としましょう。 それから

N in z = 0.0177∙1161 =20.55 kJ/kg。

a点からの蒸気の状態 z蒸気の比容積に相当します v 2 z=20.07m 3 /kg。 タービン後方の蒸気のエンタルピー h k =

2390.4kJ/kg。

タービンを通過するおおよその蒸気流量と最終段出口の蒸気のおおよその比容積を求めると、予備計算の最初の段階は終了します。

第 2 段階は、最終段階を建設的に実行する可能性を確認し、その中の等エントロピー熱差を大まかに決定することで構成されます。

2. 最終段階の試算

最終ステージの予備計算では、次のパラメータがわかっています。

N t 0id、 N z 、ζ id a、 おやすみなさい.

さらに計算すると、インデックスは z破棄。

最終段階の作業火格子の出口における蒸気速度

最後のステップの直径を決定するには、比率 ν を設定する必要があります。 = d/l 2 どこで d– 最終ステージの平均直径; 私 2 – 最終段のブレードの出力長さ。

既存のタービンでは、 ν 2.7 ～ 50.0 の範囲内にあります。 小さな値は高出力復水タービンに適用され、大きな値は低出力復水タービンおよび背圧付きタービンに一般的です。 最終段階のブレードは、一定のプロファイルまたは可変のプロファイルで作成できます。 一定の高さのプロファイルを備えたブレードからねじれたプロファイルへの移行の問題は、ν の値が変化するときにロータブレードの周囲の流れによって引き起こされる損失の比較に基づいて決定する必要があります。 νの値について<8 лопатки прихо­дится всегда выполнять закрученными. При ν >図１２に示されるように、ねじりを使用しても効率は顕著に向上しない。

させて , たとえば、比率ν =5.2。 次に、最終段で軸方向の蒸気出口があると仮定します。 α 2 = 90° (したがって、 と 2a =c 2)、次のようになります。

したがって、作業ブレードの長さは

私 2 =d/ν =1.428/5.2=0.2746 m。

ステージ中径の周速度

う =π ∙d∙n= 3.14∙1.428∙50 = 224.3 m/秒。

刃先周速
あなた V =u∙(d+l 2 )/d=224.3・(1.428+0.2746)/1.428=267.4m/秒 .

このような速度は十分に許容できます。

小出力タービンを計算する場合、次の場合にはローターブレードの強度をテストする必要はありません。 あなた 300m/秒を超えない .

根元部直径

dに = d - l 2 = 1.428 - 0.2746 = =1.153 メートル .

根元部の刃の周速度

あなたに = π ∙ dに ∙n=181.17m/秒。

軸流タービン段で処理される熱損失は、最適な速度比で表される最適な動作条件で決定されます。

(14)

ここでρ – ステージの反応性の程度。

タービン段で最大の効率で処理される利用可能な熱損失は、式 (14) から決定できます。

,

私たちが見つけた変換後

この式では、量は あなた、ρ , φ、α 1 はステップの中央部分を指します。

ブレードの高さに沿ったどの部分でも熱が低下するため、 N 0 は同じでなければなりません (ステージの前と後ろの圧力は高さが一定です)。その場合、最終ステージの根元セクションの式 (15) を使用して計算できます。ここで、ρ k ≈ 0 (チャンバー タービンのすべてのステージ)ルートセクションの反応性の度合い (ρ k ≈0) を考慮して設計されており、 う=う k、およそ φ = 0.95 および α 1 = 15 o をとります。

一定の温度差で N 0 ステップの根元部分の最適な直径 d k は、式 (15) を変換した後に決定できます。

. (16)

たとえば、ルート セクションのステップ ρ к =0、φ=0.955、α 1 =15 ® を使用すると、ルート セクションの最適な直径が次のように得られます。 N 0 =78 kJ/kg:

3. 制御段階の計算

ダブルクラウン カーチス ディスクの形のコントロール ステージを選択します。 その中での熱損失を総熱損失の 30% に等しいとみなします。 N t 0、これは次のようになります

N 0 rs =0.3∙1142=342.6 kJ/kg。

タービンの予備計算から次のことがわかります。

1) おおよその蒸気消費量 G= 12.436 kg/秒;

2) 制御ステージノズル前の設計圧力 p 0 =3.325MPa;

3) 制御ステージのノズル前の蒸気のエンタルピー h 0 =3304 kJ/kg。

2 列制御段を計算する方法は、2 列インペラを備えた 1 段タービンを計算する上記の方法と実質的に変わりません。

組み込みます は、す- 水蒸気の図は、この段階での初期点 A 0 (図 7) から点 a から t pc までの等エントロピー膨張過程であり、熱低下を遅らせます。 N 0rs =

342.6 kJ/kg、制御ステージの後ろの圧力を求めます R〜ｒｓ＝０．９５３ＭＰａ。

米。 7. 制御ステージの背後の圧力の決定と

利用可能な熱低下 N 0(2-z )

格子の反応性の程度を受け入れます

最初の動作 ρ р1 =0、

ガイドρ n =0.05、

2 番目の動作 ρ р2 =0。

ノズルグリルで処理される熱差は、

N 011 =(1- ρ р1 - ρ n - ρ р2)∙ N 0 rs =0.95∙342.6=325.47 kJ/kg。

最初の作業グリッドの背後の圧力は、ノズルの背後の圧力と等しく (ρ р1 =0 であるため)、次のように決定されます。 は、す-図:

R 11 =p２１＝１．０２４ＭＰａ。

ガイドグリッドで処理される熱差は、

N 012 = ρn ∙ N 0 rs =0.05∙432.6=17.13 kJ/kg。

ガイド グリッドの背後の圧力は、ステージの背後の圧力と等しくなります (ρ р2 =0 であるため)。

R 12 =p 22 = p kp と=0.953MPa .

速度係数 φ=0.965 を事前に指定したので、ノズルの損失を決定します。

N c =(1-φ2) N 011 =(1-0.965 2)∙325.47 =22.384 kJ/kg。

損失を先送りする Nからの は、す-ダイアグラム（図2を参照）、等圧線で見つけます R 11 =p 12 は 11 を指し、ノズルの後ろの蒸気の状態を特徴づけます。 この時点で、蒸気の比容積を決定します。 v 11 =0.24 m 3 /kg .

ノズルアレイから流出する蒸気の等エントロピー（条件付き）速度

とから = 。

値を取得しましょう u/c 0.2に等しい; 0.22; 0.24; 0.26; 0.28 を使用してバリアント計算を実行します。その結果は次のようにまとめられています。

テーブル ２（すべての変形例において、α １１ ＝１２．５°が採用される）。

最初のオプションの場合態度 u/cから = 0.2。 このバージョンの周速度

あなた=(u/cから）・ cから = 0.2 827.8 = 165.554 m/秒。

平均ステップ直径 d=u/(π ·n)= 1.054メートル。

ノズルアレイ出口における実際の蒸気速度

778.57m/秒 .

ノズル列の出口部分の連続方程式より

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

12.436・0.24/(π・1.054・778.57・sin12.5°)= 0.00536 m .

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

ノズルブレードの出力長さ

私 11 = ε 私 11 / ε ｏｐｔ ＝０．０２４３ｍ。

ノズルブレードの幅を取ります b 11 = 0.04 メートル .

ノズル列の調整速度係数は図から求められます。 4時 b 11 /l 11 = 0.04/0.0243 = 1.646 および角度 α 11 = 12.5°:

調整されたノズル列の速度係数 φ は以前に採用されたものと変わらないため、ノズル列の出口での蒸気速度は c 11 とノズルアレイでのエネルギー損失 H c 指定しません。

ノズルブレードの寸法は変わりません。 この計算オプションで流れ部分がスムーズに開くようにするために、作動ブレードとガイドブレードの寸法は次のように取られます。

私 21 = 0.0268 メートル、 私 12 =0.0293 メートル、 私 22 =0.0319 メートル ,

b 21 =0.025メートル、 b 12 = 0.03 メートル、 b 22 = 0.030 メートル .

5 つのオプションすべてのタービン制御段の計算の主な結果を表にまとめます。 2. 速度ステップでタービンを計算する例で、量のすべての数値を決定するための式が上記に示されています。

バリアント計算 (表 2) から、制御ステージの最も高い内部相対効率 η o が得られます。 私平均直径で最大 =0.7597 dрс =1.159 m (速度比 u/s が =0.22 のバージョン)。 この実施形態における制御ステージの後ろの蒸気のエンタルピー

h kp と =h 0 - H i рс =3304 -260.267=3043.733 kJ/kg。

このエンタルピーは、点 a ～ p における蒸気の状態に対応します。 と等圧線上で R kp と=0.953MPa は、す- ダイアグラム (図 7 を参照) では、すべてのブレードと制御ステージの追加損失が考慮されています。 この時点から、タービンの調整されていない段階で蒸気膨張のプロセスが始まります。

表2

タービン制御段の主な計算結果

商品番号。	物理量とその単位の呼び方	指定	速度比 あなた/とから
0,20	0,22	0,24	0,26	0,28
	周速度、m/s	あなた	165,55	182,11	198,66	215,22	231,78
	平均ステップ直径、m	d	1,054	1,159	1,265	1,37	1,476
	ノズル グリッドから出る蒸気の流れの角度 (度)。	α11	12,5
	積ε l 11、m	ε· 私 11	0,00536	0,00487	0,00443	0,00414	0,00384
	偏りの程度	ε オプト	0,2205	0,2094	0,2006	0,1929	0,1859
	ノズルブレードの長さ、m	私 11	0,0243	0,0233	0,0223	0,0214	0,0207
	ノズルブレードの幅、m	b 11	0,04	0,04	0,04	0,04	0,04
	ノズル列速度係数	φ	0,965	0,965	0,964	0,963	0,963
	作業グリッドとガイドグリッドのブレードの寸法、m	私 21 私 12 私 22 b 21 b 12 b 22	0,0268 0,0293 0,0319 0,025 0,03 0,03	0,0257 0,0282 0,0308 0,025 0,03 0,03	0,0247 0,0272 0,0298 0,025 0,03 0,03	0,0239 0,0263 0,0289 0,025 0,03 0,03	0,0231 0,0255 0,0280 0,025 0,03 0,03
	腹筋 ノズル配列からの出口における蒸気速度、m/s	と 11	778,57	778,57	777,76	776,96	776,96
	ノズルアレイでのエネルギー損失、kJ/kg	Hと	22,384	22,384	23,012	23,639	23,639
	リリース 最初の作業火格子の入口における蒸気速度、m/s	w 11	617,98	602,07	585,39	568,75	552,96
	最初の作業グリッドへの流れの進入角度 (度)。	β11	15,82	16,25	16,71	17,20	17,71
	最初の作業グリッドの速度係数	Ψ p 1	0,947	0,946	0,946	0,945	0,945
	最初の稼働グリッドでのエネルギー損失、kJ/kg	N l1	19,786	18,939	18,043	17,156	16,331
	リリース 最初の作業火格子からの出口での蒸気速度、m/s	w 21	585,09	569,75	553,71	537,74	522,59
	最初の作業火格子の後ろの蒸気の比容積、m 3 /kg	v 21	0,2449	0,2448	0,2447	0,2446	0,2445
	最初の作業火格子から出る蒸気の流れの角度 (度)。	β21	15,44	15,80	16,18	16,59	17,01
	腹筋 最初の作業火格子からの出口での蒸気速度、m/s	と 21	427,79	397,62	367,11	337,12	308,50
	絶対運動における最初の作業火格子からの蒸気流の出口の角度 (度)。	α21	21,28	22,96	24,85	27,09	29,71
	ガイドグリッド速度係数	φn	0,946	0,945	0,945	0,944	0,944
	ガイドグリッド出口での蒸気速度、m/s	と 12	440,84	414,61	388,47	363,23	339,65
	ガイドグリッドでのエネルギー損失、kJ/kg	H n	11,459	10,231	9,060	7,985	7,036

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熱供給

製菓業界企業の熱供給源は、自社のボイラーハウスまたは外部の集中熱源です。

熱エネルギー消費は、さまざまなニーズに応じた熱水と蒸気の消費で構成されます。

技術的;

家庭;

衛生的（暖房、換気、空調）。

圧力0.05～1.0MPaの飽和蒸気（ヒドラジンやその他の発がん性物質を含まない）を技術的ニーズに応じて冷却剤として使用します（チョコレート専門店では0.8～1.0、その他の店舗では0.05～0.6MPa）。

換気および暖房システムの冷却剤は、パラメータ 150 ～ 70 ℃、130 ～ 70 ℃ の高温水です。 給湯用 - 同じパラメータの高温水または0.3 MPaの圧力の蒸気 - 換気の必要な場合、および0.07 MPa - 暖房の場合。

低出力の製菓工場のボイラー室には、中出力および高出力の工場には E-35/40-11、E-50/40-11、E-75/40-11 タイプのボイラーを設置することをお勧めします。 - DKVR タイプの垂直水管ボイラー。 ボイラーは 0.9 MPa の圧力で作動し、蒸気が過熱することはありません。 還元により、さまざまなニーズに応じた低圧の蒸気が得られます。

暖房および換気システム用のボイラー室に戻される凝縮水は 100%、工業用蒸気供給用 - 80%、給湯システム用 - 90% とみなされます。

蒸気消費量の計算

技術的ニーズに対する蒸気の消費量は、個々のデバイスや機械の消費基準、または集計された指標によって決定できます。

設計または再建される工場には、2 ～ 3 グループの菓子製品 (お菓子、キャラメル、クッキーなど) が生産されるさまざまな作業場が含まれる場合があります。

技術的ニーズに応じた蒸気消費量 D 1、kg/h は次の式で求められます。

D 1 = P 1 * q t

ここで、P t は完成品の時間当たりの生産性、t/h です。

q t - 比蒸気消費量、kg/t。

D 1 = 2.88*1200= 3456 kg/h

加熱用の蒸気消費量 D 2、kg/h は、次の式を使用して計算されます。

ここで、Q OT は暖房の最大熱消費量 W です。

TO - 熱交換器効率 (TO = 0.95)。

必要な熱消費量を決定するときは、製菓工場が位置するエリア、加熱シーズンの期間、および設計温度を考慮する必要があります。

建物を暖房するための熱消費量 Q 、W は次の式で求められます。

Q FROM = X 0 * V * q FROM * (t P - t H)

ここで、X 0 は建物の固有の熱特性、W/(m 3 *K) です。

q OT - 建物の比熱損失 1 m 3、kJ/m 3。

V - 加熱部分の体積、m 3 (V = 11750 m 3);

t P - 暖房された部屋の平均温度、0℃ (t P = 18～20℃)。

t H - 暖房用の外気の冬の計算温度、0℃;

QOT = 0.5 * 11750 * 1.26 * (20-(-18))=281295 W

換気の蒸気消費量 D 3、kg/h は次の式で求められます。

ここで、Q in は換気（空気加熱）の 1 時間当たりの熱消費量、W です。

i n - 蒸気のエンタルピー、kJ/kg (蒸気圧力 0.07 MPa、i n =2666.6 kJ/kg)。

i k - 凝縮エンタルピー、kJ/kg (i k =375.6 kJ/kg);

TO - 熱交換器効率 (TO = 0.95)。

換気の熱消費量 Q in、W は次の式で求められます。

ここで、V in は換気される空気の総量、m 3 / hです。

X in - 建物の固有の特性、W/(m 3 *K);

空気密度、kg/m3 (= 1.2 kg/m3);

c - 空気の質量比熱容量、kJ/(kg*K) (c= 1.0 kJ/(kg*K);

t P - 換気された部屋の平均温度、0℃ (t P = 18～20℃)。

t H - 暖房期間中の外気の設計温度、0℃。

換気される空気の総量 V in、m 3 / h は次の式で求められます。

ここで、P in は換気された部屋の割合 (50 ～ 60) です。

V - 建物の体積、m 3;

n - 1 時間あたりの平均空気交換率 (n=3 ～ 5)。

家庭に必要な蒸気消費量、D 4、kg/h は次の式で求められます。

ここで、Q 綿は家庭用の水を加熱するための熱量、W

ここで、W は家庭で必要な水の消費量、kg/h (W=800 kg/h)、

c - 水の比熱容量 (c = 4.19 kJ/kg*K);

t H、t K - 初期および最終水温、(t H = 10 ℃、t K = 75 ℃)。

生産における総蒸気消費量 D s、kg/h は次のようになります。

ボイラー室の補助的なニーズに対する蒸気消費量を決定するには、凝縮水の損失を決定する必要があります。

製菓工場の産業用蒸気供給システム W k 1、kg/h からの凝縮水の戻りは 80%、

W k 1 = 0.8*D 1

W k 1 = 0.8*3456=2764.8 kg/h

給湯システムからの凝縮水の戻り W k 4、kg/h は 90% です。

W k 4 = 0.9*D 4

W k 4 = 0.9*100.11=90.1 kg/h

凝縮水損失 D n. k、kg/hは

Dn. k = D s - (W k 1 - W k 4)

Dn. k = 4562.99 - (2764.8 + 90.1) = 1708.1 kg/h

凝縮水の損失を補うための原水消費量 B、kg/h は 20% 多くなるとみなされ、

B = 1.2 * Dn。 に

B = 1.2 * 1708.1 = 2049.72 kg/h

給湯時の蒸気消費量 D p.v. 、kg/h は次と等しくなります。

ここで、i 1 は =40 ℃における水のエンタルピー (168 kJ/kg);

ｉ ２ －＝５℃における水のエンタルピー（２１ｋＪ／ｋｇ）；

i n - 0.6 MPa (2763 kJ/kg) での蒸気エンタルピー。

i k - 凝縮エンタルピー、(669 kJ/kg);

蒸気給湯器の効率 (= 0.95)。

水脱気の蒸気消費量 D ae、kg/h は次のようになります。

ここで、i cp は脱気器に入る水の平均エンタルピー kJ/kg (i cp = 433 kJ/kg)。

W p.v. - 化学水処理前の給湯器からの凝縮水、kg/h (W p.v. = D p.v.)。

ボイラー室の蒸気需要の合計 D k、kg/h

D k = D s + D pv + D ae

D k = 4562.99 + 151.46 + 683.31 = 5397.76 kg/h

蒸気パイプラインやユニットなどでの熱損失が 8 ～ 10% になる可能性があることを考慮すると、蒸気 D の総需要量 (冬期) kg/h は次のようになります。

D 合計 = D k * 1.1

D 合計 = 5397.76* 1.1 = 5937.54 kg/h

蒸気ボイラーの選定

企業のあらゆるニーズを満たすボイラーの種類と数の選択は、冬季の運転期間中に最大の蒸気需要を提供できるように行われ、夏にはボイラーを 1 台ずつオーバーホールできるようになります。 1つ。 ボイラーは蒸気と熱伝導率に基づいて選択されます。 参考文献に加熱表面積が記載されている場合、総加熱表面積 F、m 2 は次の式で求められます。

ここで、D total は冬期の推定蒸気需要 (kg/h) です。

h - 1.1～1.2に等しい安全率。

q k - 比蒸気量、kg/m 2 h、ボイラーと燃料の種類に応じて 30-40 に相当します。

総加熱面積を決定したら、E-35/40-11 ボイラーを選択し、2 個を取り付けます。

冷却液換気凝縮水

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