CALCULUL CONSUMULUI DE ABUR SAU DE GAZE
A. PROBLEME REZOLVATE
1. O turbin de 12 MW cu parametrii aburului la intrare p 0 = 90 bar ; t 0 = 535 o C i presiunea la evacuare p c = 0,04 bar , are trei prize fixe (pentru preînc lzire regenerativ) la presiunile: p1 = 18 bar ; p 2 = 4 bar i p 3 = 0,9 bar cu b1 = 0,085 , b2 = 0,057 057 , b3 = 0,049 049 , unde b reprezint cota de debit extras la priz, raportat la debitul unitar la intrare. Se cer: a. consumul de abur al turbinei; b. debitele de abur la prizele turbinei; c. debitele de calcul ale regiunilor. regiunilor. Rezolvare a. Consumul de abur al turbinei se determin cu ajutorul ecua iei de bilan Pe
η m
0 =m
[1 ⋅ Hi1 + (1 − b1 ) Hi 2 + (1 − b1 − b2 ) Hi 3 + (1 − b1 − b2 − b3)H ic ]
Hi1 , H ic
sunt cderile de entalpie pe regiuni. Pentru a determina c derile de entalpie se folose te diagrama h − s conform (fig. 2.1.a). Se determin cderea teoretic total de entalpie pe turbin H t = h0 − hct = 3474 − 2039 = 1435 kJ/kg
unde h0 = f ( p 0 , t 0 ) , iar hct = f ( p c , s0 ) Pentru determinarea c derii interne trebuie cunoscut randamentul intern η i .
TURBINE CU ABUR I GAZE
26
Randamentul intern η i se determin cu formula
h
p0
η i
A
h0
Η i1
t 0
H
p2
Η i2
h3
Η ic hct
Bt
h2 p3
Η i3
η e , în care: η m
– η e este randamentul efectiv; se alege din diagrama 11.1 [1,6,7] func ie de puterea turbinei: η e = f (12 MW ) = 0,82 . – η m este randamentul mecanic care se alege din diagrama 11.2 ; η m = f (12 MW ) = 0,99. Rezult randamentul intern
p1 h1
t
=
pc hc
η i =
B s
η e η m
=
0,82 0,99
=
0828 ,
Cderea intern este H i = η i ⋅ H t = 1435 ⋅ 0,828 = 1188
Fig. 2.1. a
Cunoscând cderea real de entalpie H i i entalpia la intrare entalpia real aburului la ie irea din turbin (condensator): hc = h0 − H i = 3474 − 1188 = 2286 kJ/kg Intersectând izobarele prizelor extras la prize: h1 , h2 , h3 .
p1 , p2 , p3
h0
kJ/kg
se poate determina
cu procesul real se ob in entalpiile aburului
Se determin cderile de entalpie pe regiuni. H i1 = h0 − h1 = 3474 − 3136 = 338 kJ/kg H i 2 = h1 − h2 = 3136 − 2868 = 268 kJ/kg H i 3 = h2 − h3 = 2868 − 2650 = 218 H ic = h3 − hc
kJ/kg = 2650 − 2286 = 364 kJ/kg
Cu aceste valori se ob ine debitul de abur la intrarea în turbin : = m 0
12 ⋅ 10 3 = 11,38 kg/s 0,99[1 ⋅ 338 + (1 − 0,085)268 + (1 − 0,085 − 0,057)218 + (1 − ... − 0,049)365]
se determin cu relaia: prizei (fig. 2.1.b). Se obin: b. Debitele la prize
0 , mi = bi ⋅ m
unde
= b ⋅m m 1 1 0 = 0,085 ⋅ 11,38 = 0,967 kg/s = b ⋅m m 2 2 0 = 0,057 ⋅ 11,38 = 0,649 kg/s = b ⋅m m 3 3 0 = 0,049 ⋅ 11,38 = 0,558
kg/s
i = 1, 2 , 3
este numrul
CALCULUL CONSUMULUI DE ABUR SAU DE GAZE
c. Debitele de calcul determin astfel: = m = 11,38 kg/s m 0 I
ale
27
regiunilor se 1
kg/s m III = m II − m 2 = 10,413 − 0,649 = 9,764 kg/s m IV = m III − m 3 = 9,764 − 0,558 = 9,206 kg/s IV = m c este debitul de abur evacuat la m condensator. Cu aceste debite (maxime pe regiuni) se face dimensionarea seciunilor de curgere prin turbin, respectiv în limi de ajutaje, lungimi de palete, diametre.
IV
0 m
III
II = m I − m = 11,38 − 0,967 = 10,413 m 1
II
I m I
H i1
b1
II m
m III
H i2
H i3
b1 m 1
m 2
m IV
H ic
b1
m 3
3
m c
1 − bi i =1
Fig. 2.1. b
2. O turbin cu puterea Pe t 0 = 565
=
50 MW i parametrii aburului la intrare
p 0 = 130 bar i
o
C , iar la condensator presiunea pc = 0,06 bar , are dou prize reglabile la presiunile p1 = 13 bar i p2 = 1,2 bar . La funcionarea în regim de condensa ie pur se admite c puterea este Pmax cond = 0,8 Pe , iar la func ionarea în regim de termoficare atunci când una dintre prize debiteaz la maxim maximorum , cealalt debiteaz 75 % din debitul ei maxim. Se cer: a. debitele maxime ale prizelor; b. debitele de calcul ale regiunilor; c. puterea maxim. Rezolvare a. Debitele maxime ale prizelor se determin folosind ecuaia de bilan energetic: Pe 1 ⋅ H i1 + m 2 ( H i1 + H i 2 ) + m c ⋅ H i =m η m
unde debitele i cderile de entalpie corespund regiunilor turbinei (fig.2.2). Se alege randamentul efectiv η e = f (50 MW) = 0,82 . Aceast valoare, m 0 1 II determinat din diagrama 11.1, se mic oreaz I cu (4...10) % , datorit pierderilor suplimentare m m II I introduse de prizele reglabile. Astfel: η e = (0,90,96) ⋅ 0,84 = 0,7380,787 H i2 H i1 Se propune η e = 0,75. Pentru randamentul mecanic se alege din diagrama 11.2, η m = f (50 MW ) = 0,995 . m m 1 2 Cu aceste valori se calculeaz randamentul η 0,75 intern η i = e = = 0,754 . Fig. 2.2 η m 0,995
III III m
H ic
m c
TURBINE CU ABUR I GAZE
28
Se determin entalpia teoretic la intrare i la ieire din turbin : h0 = f ( p 0 , t 0 ) ; hct = f ( p 0 , s 0 ) Cderea teoretic de entalpie în turbin H t = h0 − hct = 3509,22 − 2048,11 = 1461,11 kJ/kg Cderea real de entalpie în turbin H i = η i ⋅ H t = 0,754 ⋅ 1461,11 = 1101,68 kJ/kg Entalpia real la condensator hc = h0 − H i = 3509,22 − 1101,68 = 2407,54 kJ/kg h1 = 3099,12 kJ/kg i h2 = 2747,71 kJ/kg Entalpiile aburului extras la prize H i1 = h 0 − h1 = 3509,22 − 3099,12 = 410,1 kJ/kg Cderile de entalpie pe regiuni H i 2 = h1 − h2 = 3099,12 − 2747,71 = 351,41 kJ/kg H ic = h2 − hc = 2747,71 − 2407,54 = 340,17 kJ/kg Se face verificarea: H i = H i1 + H i 2 + H ic Pentru regimul de condensa ie pur, când prizele nu debiteaz m 1 = 0 , m 2 = 0 i Pmax cond = 0,8 Pe rezult, din ecua ia de bilan , debitul maxim la condensator 0,8 ⋅ 50 ⋅ 10 3 = 36,49 kg/s η m ⋅ H i 0,995 ⋅ 1101,68 Se admite debitul minim la condensator: m c min = 0,1 m c max = 3,649 kg/s . Pentru regimurile de maxim simultan al prizelor se ob in ecuaiile c max = m
Pe
η m Pe
η m
0,8 Pe
=
1 max ⋅ H i1 + 0,75 m 2 max ( H i1 + H i 2 ) + m c min ⋅ H i =m
=
0,75 m 1 max ⋅ H i1 + m 2 max ( H i1 + H i 2 ) + m c min ⋅ H i
sau înlocuind valorile cunoscute 50 ⋅ 103 =m 1 max ⋅ 410,1 + 0,75 m 2 max ⋅ 761,51 + 3,649 ⋅ 1101,68 0,995 50 ⋅ 103 = 0,75m 1 max ⋅ 410,1 + m 2 max ⋅ 761,51 + 3,649 ⋅ 1101,68 0,995 1 max = 64,418 kg/s Se obin: m m 2 max = 34,691 kg/s
b. Debitele de calcul ale regiunilor
Pentru regiunea III debitul maxim (de calcul) este m c max = 36,49 kg/s III = m Debitul maxim prin regiunea II a turbinei se ob ine în ipotezele = 0; m m 1 2 max = 34,691 kg/s ; Pe = 50 MW Din ecuaia de bilan energetic se obine debitul la condensator corespunz tor acestor ipoteze ( H i1 + H i 2 ) Pe 50 ⋅ 103 761,51 c′ = m m2 max = − − ⋅ 34,691 = 21,634 kg/s η m H i H i 0,995 ⋅ 1101,68 1101,68
CALCULUL CONSUMULUI DE ABUR SAU DE GAZE
29
Pentru regiunea II ′ = 34,691 + 21,634 = 56,325 kg/s m II = m 2 max + m c
Debitul maxim prin regiunea I se ob ine când priza I debiteaz la maxim: = m m I 1 max + 0,75 m 2 max + m c min = 64,418 + 0,75 ⋅ 34,691 + 3,649 = 94,085 kg/s c.
Puterea maxim se calculeaz cu relaia: ⋅ H i + m ⋅ H i + m Pmax = (m I 1 II 2 III ⋅ H ic ) ⋅ η m = = (94,085⋅ 410,1 + 56,325⋅ 351,41+ 36,49 ⋅ 340,17) ⋅ 0,995 = = 70436
kW = 70,4 MW Pentru a obine puterea maxim trebuie limitate debitele de abur extrase la prize, astfel: =m −m m 1 I II = 94,085 − 56,325 = 41,72 kg/s = m m 2 II − m III = 56,325 − 36,49 = 19,835 kg/s
3. O turbin pentru termoficare urban are puterea nominal Pnom
aburului la intrare
a. b. c. d.
p 0 = 130 bar ,
t 0 = 535 o C .
=
50 MW i parametrii
Temperatura apei de rcire a
condensatorului este t r = 22 o C . Priza reglabil este la presiunea p1 = 1,2 bar , prin care se extrage debitul maxim m 1 = 54 kg/s . Se cer: presiunea la condensator debitul maxim la condensator debitul maxim al primei regiuni puterea maxim a turbinei i condiiile în care aceasta se poate ob ine.
Rezolvare a. Presiunea de evacuare la condensator se determin indirect, cu ajutorul temperaturii de condensare (saturaie): t c = t r + ∆t + δ t ,
În acest caz, fiind vorba de o turbin cu priz reglabil , se adopt t c = 22 + (1214) + (35) = (3741)
∆t =
(1214) o C
o
C Acestor valori ale temperaturii de satura ie le corespund presiunile de satura ie: o o p s1 = f (37 C ) = 0,06274 bar ; p s 2 = f (41 C ) = 0,07777 bar Se alege presiunea la evacuare din turbin în acest interval: p c = 0,07 bar b. Debitul maxim la condensator se calculeaz cu ecuaia de bilan cazul unei turbine cu o singur priz reglabil. Pe 1 ⋅ Hi1 + m c ⋅ Hi =m
energetic scris pentru
η m
Pentru regimul de func ionare cu priza închis (condensaie pur) se adopt puterea unde y = 1 [1,7]. În aceste condiii:
Pmax cond = y ⋅ Pnom
c max = m
yPnom
η m H i
TURBINE CU ABUR I GAZE
30
Pentru determinarea lui H i se procedeaz ca la problemele rezolvate 1 i 2. Se determin h0 = f ( p 0 , t 0 ) = 3430,71 kJ/kg , apoi hct = f ( p c , s0 ) = 2035,64 kJ/kg , la intersecia procesului teoretic (izentrop) cu izobara de evacuare la condensator. Se alege randamentul efectiv: η e = f (50 MW ) = 0,82 , care se mic oreaz cu (4 10 ) % , având în vedere sc derea de randament introdus de priza reglabil . η e = (0,90...0,96 )0,82 = 0,738...0,787 ; se alege η e = 0,78 . η m = f (50 MW ) = 0,995 Se alege randamentul mecanic 0,78 η Randamentul intern η i = e = = 0,784 η m 0,995 H t = h0 − hct = 1395,07 kJ/kg H i = η i ⋅ H t = 1093,73 kJ/kg hc = h0 − H i = 2336,98 kJ/kg h1 = f ( p1 , procesul real ) = 2661,74 kJ/kg Se calculeaz cderile pe regiuni H i1 = h0 − h1 = 3430,71 − 2661,74 = 768,97 kJ/kg H ic = h1 − hc = 2661,74 − 2336,98 = 324,76 kJ/kg
Debitul la condensator rezult c max = m
50 ⋅ 10 3 = 45,945kg/s 0,995 ⋅ 1093,73
c. Debitul maxim al primei regiuni La funcionarea cu priza deschis la maxim debitul la condensator este
50 ⋅ 10 3 768,97 − 54 = 7,979 kg/s 0,995 ⋅ 1093,73 1093,73 η m H i H i Se impune debitul minim la condensator (de r cire): c ,min = 0,1m c ,max = 0,1 ⋅ 45,945 = 4,6 kg/s m Este îndeplinit condiia ca la func ionarea cu debit maxim la priza reglat m c′ Debitul maxim al primei regiuni este: =m +m ′ = 54 + 7,979 = 61,979 kg/s m I 1 c ′ = m c
Pe
−m 1
H i1
=
d. Puterea maxim se calculeaz cu formula de la problema 2. Pmax = (61,979 ⋅ 768,97 + 45,945 ⋅ 324,76 ) ⋅ 0,995 = 62268,18
c , min >m
kW = 62,27 MW Puterea maxim se poate realiza numai dac debitul extras la priz este limitat la m priza = m I − m c max = 16,034 kg/s .
CALCULUL CONSUMULUI DE ABUR SAU DE GAZE
31
4. O ITG cu ardere intern izobar în circuit deschis, cu o treapt de destindere i comprimare, are puterea efectiv la cupla turbinei Pe = 50 MW i randamentul efectiv η e = 0,30 . Puterea calorific a combustibilului lichid este Qi = 45 kMJ/kg , cantitatea de aer minim necesar arderii L0 = 14,6 kg/kg , coeficientul de exces de aer λ = 3,7 , consumul de aer pentru rcire ∆mr = 4 % , iar pierderile de aer prin neetan eiti = 15
6 % . Parametrii atmosferici: p 0 = 1,013 bar , t 0 a. debitul de combustibil; b. debitul de aer; c. debitul de gaze de ardere; d. consumurile specifice de combustibil i cldur. ∆ml =
0
C . Se cer:
Rezolvare a. Debitul de combustibil
c = m
b. Debitul de aer
m a =
d.
mg =
η e Qi
=
50 0,3 ⋅ 45
3,7 kg/s
=
3,7 ⋅ 14,6 ⋅ 3,7 1 − ∆m r − ∆ml 1 − 0,04 − 0,06 m g = m a (1 − ∆ml ) + mc = 212,45 kg/s
c. Debitul de gaze de arde re
sau
Pe
1 + λ L0 λ L0
λ L0 m c
=
(1 − ∆m ) − m a l
1 λ L0
3600m c
=
222,08 kg/s
∆m = 212, 45 kg/s m a r
3600 ⋅ 3,7 = 0,2664 kg/kWh Pe 50000 3600 3600 = = 12000 kJ/kWh η e 0,30
Consumul specific de combustibil
bh =
Consumul specific de c ldur
q=
=
5. O instalaie energetic aeroderivativ utilizeaz un motor turboreactor cu Pe = 10 MW i η e1 = 0,31 . Temperatura i presiunea gazelor de ardere la ie irea din turbin sunt t e = 620
o
C , pe = 1,4 bar . Combustibilul lichid utilizat are compozi ia C = 86 % , H = 14 % , coeficientul de exces de aer λ = 3,5 i exponentul adiabatic al gazelor de ardere k g = 1,34 . Randamentele turbinei care antreneaz generatorul electric se consider η e2 = 0,88 , η m 2 = 0,99 , iar randamentul generatorului η g determine puterea electric furnizat .
=
0,96 . S se
Rezolvare:
Presiunea la evacuare din turbina cu gaze ata at motorului turboreactor, care antreneaz generatorul electric, se adopt p ev = 1,02 bar . Ca urmare, raportul destinderii în k g − 1 1,34 − 1 1,4 aceast turbin va fi π = = 1,373 . Se determin m g = = = 0,254 . 1,02 1,34 k g Randamentul intern al turbinei de antrenare este
η i 2
=
η e 2 η m
=
0,88 0,99
≈
0,89
TURBINE CU ABUR I GAZE
32
Se obine temperatura gazelor la evacuare. T ev = T e 1 − 1 − π
−mg
η = 893,16 ⋅ [1 − (1 − 1,373−0,254 )⋅ 0,89] = 831,66 K , t ev it
=
558,5 o C
Se determin cu ajutorul diagramei 11.10 c ldura specific a gazelor de ardere la temperatura medie t m = (t e + t ev ) / 2 = 589 o C ; c pg = f (t m , λ ) = 1,147 kJ/kgK . Cderea teoretic de entalpie în turbina de utilizare este H t = c pg T e 1 − π
− mg
= 1,147 ⋅ 893,16 ⋅ (1 − 1,373 −0, 254 ) = 79,25 kJ/kg
Puterea calorific inferioar a combustibilului este dat de Qi = 339C + 1029,1 H = 339 ⋅ 86 + 1029,1 ⋅ 14 = 43560 kJ/kg = 43,56 MJ/kg Aerul minim necesar arderii L0 = 0,115C + 0,345 H = 0,115 ⋅ 96 + 0,435 ⋅ 14 = 14,72 kg/kg Pe 10 c = m Debitul de combustibil necesar = = 0,74 kg/s η e1Qi 0,31 ⋅ 43,56 a = λ c = 3,5 ⋅ 14,72 ⋅ 0,74 = 38,125 kg/s Debitul de aer m L0 m m Debitul de gaze de ardere g = m a + m c = 38,865 kg/s Se obine puterea electric H η η = 38,865 ⋅ 79,25 ⋅ 0,88 ⋅ 0,96 = 2602 kW = 2,6 MW Pel = m g t e 2 g
B. PROBLEME PROPUSE 2.1.
O turbin cu condensaie cu puterea
Pe = 30 MW , η e = 0,81 , η m = 0993 ,
folosete
o
abur cu p0 = 110 bar i t 0 = 530 C iar la evacuare p c = 0,06 bar . Turbina are trei prize de preînc lzire la: p1 = 19 bar cu b1 = 4 % ; la p 2 = 5 bar cu b2 = 8 % i la p3 = 0,9 bar cu b3 = 5 % , b fiind debitul la priz raportat la debitul unitar la intrare. Se cere: a. consumul de abur; b. debitele la prize; c. debitele de calcul ale regiunilor. 2.2.
O turbin cu condensaie cu puterea t 0 = 560
o
Pe = 60 MW folosete
abur cu
p0 = 130
bar i
C i p c = 0,07 bar . Turbina are trei prize de preînc lzire la p1 = 35 bar cu a1 = 7 % ; la p 2 = 12 bar cu a 2 = 6 % i la p3 = 0,8 bar cu a 3 = 5 % , a fiind debitul la priz raportat la debitul unitar la evacuare. Se cunosc: η e = 0,83 ; η m = 0,995 . Se cere: a. consumul de abur; b. debitele la prize; c. debitele de calcul ale regiunilor i debitul la evacuare.
nr
corect
CALCULUL CONSUMULUI DE ABUR SAU DE GAZE
2.3.
33
O turbin de 20 MW are o priz reglabil industrial la
p1 = 13
bar i parametrii
aburului viu p 0 = 90 bar , t 0 = 530 o C iar la evacuare p c = 0,04 bar . Când priza debiteaz la maxim, la condensator trebuie s ajung un debit de rcire de 20 % din c max . Se dau: η e = 0,76 ; η m = 0,992 .Se cer: m a. debitul maxim la condensator; b. debitul maxim al prizei i debitul primei regiuni; c. puterea maxim a turbinei. 2.4.
O turbin de 25 MW are o priz reglabil la p1 = 12 bar cu debitul maxim la priz m Cderile interne pe regiuni sunt H i1 = 410 kJ/kg i 1 max = 35 kg/s . iar η m = 0,992 . Se cere: s se scrie ecuaia de bilan energetic a turbinei; debitul maxim la condensator, dac se adopt y = 0,8 ; debitul maxim al primei regiuni.; puterea maxim a turbinei.
H ic = 663 kJ/kg
a. b. c. d. 2.5.
O turbin cu puterea Pe = 45 MW i η e = 0,82 are dou prize reglabile la presiunea p1 = 12 bar cu debitul m 1 max = 28 kg/s i la p 2 = 1,2 bar cu m 2 max = 23 kg/s . Turbina funcioneaz continuu în regim de termoficare. Parametrii aburului viu sunt o p0 = 130 bar , t 0 = 550 C , iar presiunea la condensator p c = 0,06 bar ; η m = 0,994 . Se cer: a. debitele de calcul ale regiunilor; b. puterea maxim i debitele la prize când se lucreaz cu puterea maxim; c. diametrul racordurilor de priz , dac se adopt viteza aburului în c = 40 m/s .
2.6.
O turbin cu puterea Pe = 32 MW are dou prize reglabile la presiunile p1 = 15 bar i p 2 = 1,5 bar . Se dau: p 0 = 105 bar , t 0 = 505°C ; p c = 0,05 bar ;. η e = 0,81 ; η m = 0,992 . Turbina func ioneaz continuu în regim de termoficare. Când una dintre prize debiteaz la maxim, cealalt debiteaz 80 % din debitul ei maxim . Se cer: a. debitele maxime ale prizelor; b. debitele de dimensionare ale regiunilor; c. puterea maxim a turbinei.
2.7.
O turbin cu dou prize reglabile la presiunile
p1 = 13 bar i p 2 = 1,4 bar
are la
intrare debitul m 0 = 92 kg/s i parametrii aburului p0 = 125 bar , t 0 = 540 o C , iar la evacuare p c = 0,07 bar . Când una dintre prize debiteaz la maxim, cealalt poate debita cel mult 85 % din debitul ei maxim. Când prizele debiteaz din plin, la condensator ajunge un debit de r cire de 20 % din m c max , y = 0,75 . Se cer: a. puterea nominal a turbinei; b. debitele maxime ale prizelor; c. debitele de calcul ale regiunilor.
TURBINE CU ABUR I GAZE
34 2.8.
O turbin de 70 MW are o priz reglabil de termoficare urban la presiunea p1 = 1,2 bar cu m 1 max = 60 kg/s . Cderile interne sunt: H i1 = 770 kJ/kg i H ic = 330 kJ/kg ; η m = 0,996
. Se cer: a. debitul maxim i minim la condensator; b. debitul primei regiuni; c. trasarea diagramei de consum în dou cadrane.
2.9.
O ITG cu ardere intern izobar, cu o treapt de destindere i comprimare, are puterea efectiv la cupla turbinei Pe = 25 MW i randamentul efectiv η e = 0,26 . Combustibilul este gaz natural cu puterea calorific Qi = 35 kMJ/kg (se va considera ca fiind metan pur), coeficientul de exces de aer λ = 5 , pierderile de aer prin neetaneiti ∆ml = 4 % . Parametrii atmosferici p0 = 1,013 bar , t 0 = 15 o C , ϕ = 60 % . Se cer: a. consumul de combustibil; b. consumul de aer; c. debitul de gaze de ardere; d. consumul specific de combustibil i cldur .
2.10. O
ITG cu ardere intern izobar, cu o treapt de destindere i comprimare, pe dou linii de arbori are puterea efectiv la cupla turbinei Pe = 6 MW i factorul de putere f P = 0,45 . C derea intern de entalpie în turbina de utilizare este H iT 2 = 180 kJ/kg , randamentele efective i mecanice ale turbinei i compresorului η et = 0,89 , η ec = 0,86 , η mt = η mc = 0,99 , L0 = 14,6 kg/kg , λ = 5 . Se cer: a. puterea turbinei de antrenare a compresorului; b. consumul de aer; c. debitul de gaze de ardere.
2.11. O ITG cu ardere intern izobar, cu o treapt de destindere i comprimare, cu puterea efectiv la cupla turbinei Pe = 20 MW i randamentul efectiv la cupla turbinei
utilizeaz gaz natural cu compozi ia în procente volumice: CH 4 = 98,71 % , C 2 H 6 = 0,35 % , C 3 H 8 = 0,15 % , C 4 H 10 = 0,06 % , C 5 H 12 = 0,01 % , O2 = 0,10 % , N 2 = 0,62 % . Coeficientul de exces de aer este
η e
=
0,31
λ = 3,5 .
Parametrii aerului atmosferic sunt
x = 10 g/m
3
p0 = 1,013 bar ,
N . Se cer: a. consumurile absolute i specifice de aer i combustibil; b. debitul de gaze de ardere.
t 0 = 15
0
C,
