заработок на кликах
Вы еще не зарегестрированы на Uchit.net? Зачем?
Login: Pass:

Охлаждение, компрессионная машина

реферат: Теплотехника

Оцените работу
всего оценок0 общий балл0
Зарегистрируйтесь




Пояснительная записка к комплексному курсовому проекту


«»









                                                                   Исполнитель


                                                             Руководитель








Минск
2000


                                 

ВВЕДЕНИЕ




В газотурбинных установках и компрессионных машинах маслоохладители обеспечивают отвод тепла , полученного маслом в подшипниках  ,  редукторных  передачах   и  других  элементах . Охлаждение масла производится водой , охлаждаемой в градирнях . В некоторых случаях охлаждение производится проточной водой . Теплообмен между маслом и водой осуществляется в кожухотрубных многоходовых маслоохладителях с кольцевыми или сегментными перегородками между ходами .

В этих аппаратах осуществляется веерное или зигзагообразное течение масла с поперечным обтеканием труб , близким по характеру к обтеканию труб в шахматном пучке . Веерное течение масла осуществляется в маслоохладителях с кольцевыми перегородками , а зигзагообразное с сегментными . Требуемое число ходов со стороны масла обеспечивается изменением количества перегородок , установленных на пучке труб между трубными досками . В результате значительно уменьшается число креплений труб в трубных досках и снижается трудоемкость изготовления аппарата по сравнению с одноходовой конструкцией . Одновременно с этим снижается эффективность теплообмена в результате перетекания масла из входа в ход через технологические зазоры между перегородками и корпусом и через зазоры около труб пучка .

Со стороны воды маслоохладители выполняются обычно также многоходовыми за счет изменения числа перегородок в крышках , что позволяет регулировать подогрев воды и ее расход без существенного снижения коэффициентов теплоотдачи со стороны воды .[8]

Для охлаждения масла , используемого в подшипниках , редукторных передачах и других элементах компрессорных машин , заводом « Энергомаш « выпускается серия аппаратов типа МА с поверхностью 2;3;5;6;8;16 и 35 м2 . Все охладители имеют вертикальное исполнение и состоят из следующих основных узлов : верхней съемной крышки 1 , трубной системы 2 и корпуса 3 . Вода движется внутри труб и камер , масло в межтрубном пространстве . Направление движения масла в этих аппаратах создается системой сегментных перегородок или перегородок типа диск-кольцо .[7,стр.32]













1. СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ МАСЛА

                    В ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКЕ



На рис. 1 показана принципиальная схема системы маслоснабжения газоперекачивающего турбокомпрессорного агрегата НЗЛ типа ГТК 10 , предназначенного для установки на перекачивающих станциях газопроводов . Общая вместимость маслосистемы 13 м3 . В данном агрегате маслобак  совмещен с рамой газотурбокомпрессора . Заливка масла в него осуществляется по специальной линии через фильтр тонкой очистки 1 . Из нижней части ( картера ) бака 2 масло пусковым 4 или главным 6 масляным насосом через систему обратных клапанов 5 подается к охладителю 8 и далее через фильтр 3 по напорным линиям на смазывание и охлаждение подшипников турбины и компрессора . Из подшипников масло вновь сливается в нижнюю часть маслобака 2 .

Охлаждение масла в аппарате 8 осуществляется антифризом , не замерзающим при понижении температуры наружного воздуха до 40 0 С . Охлаждение антифриза  производится в параллельно включенных аппаратах 10 , имеющих систему воздушного охлаждения . Воздух через эти охладители продувается вентиляторами 11 , приводимыми от электродвигателей . Циркуляция антифриза в системе осуществляется с помощью главного насоса 13 . Насос 14 является резервным . Бачок 12 служит демпфером . В баках 15 и 17 вместимостью  по 10 м3 каждый содержатся соответственно антифриз и дистиллят . Насос 16 является вспомогательным и служит для заполнения системы охлаждения антифризом или дистиллятом . В летнее время рабочим телом в системе охлаждения служит дистиллят . В этом случае для обеспечения работоспособности схемы в зимних условиях в ней предусмотрен дополнительный подогреватель 9 .

Охлаждение масла в данном агрегате осуществляется , таким образом , по двухконтурной схеме : в аппарате 8 теплота от масла передается антифризу ( дистилляту ) , от которого она в свою очередь отводится воздухом в охладителях 10 . Применение этой двухконтурной схемы охлаждения масла в данном случае продиктовано двумя причинами : отсутствием в месте установки газотурбокомпрессоров необходимого количества охлаждающей воды ; необходимостью обеспечения ее надежной работы при температурах наружного воздуха ниже 0 0 С , так как с целью снижения стоимости сооружения газоперекачивающих станций часть их оборудования располагается на открытых площадках .[7,стр.14]






   2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННИКА.


Принимаем схему вертикального маслоохладителя с прямыми трубками и перегородками типа диск-кольцо. Внутри трубок течет охлаждающая вода (пресная), в межтрубном пространстве трансформаторное масло, омывая трубки снаружи.


Средняя температура масла в маслоохладителе[9, стр.54]:


tм.ср.=0,5*(tм1+tм2), оС                                                                               (2.1)      

где   tм1-температура масла на входе в маслоохладитель, оС;

        tм2-температура масла на выходе из маслоохладителя оС;

tм.ср =0,5*(60+48)=54оС.   

                                  

Физические свойства при tм.ср.= 54оС:                            [9, приложение 3]

Срmм=1,876 кДж/(кг оС)

ρм=859,3кг/м3

νм=6,68*10-6 м2

Prм=101


Количество тепла, которое необходимо отвести охлаждающей водой от масла[9, стр.54]:


Qм=(Gм*ρм* Срmм*( tм1-tм2))/3600, кВт/с                                                (2.2)          


где  Gм - номинальный расход масла через аппарат, м3/ч;

ρм плотность масла при tм.ср.= 54оС, кг/м3 ;

Срmм удельная теплоемкость масла при tм.ср.= 54оС, кг/м3 ;

Qм =(8,4*859,3*1,876*(60-48))/3600=44,3 кВт/с


Физические свойства воды при tв=18 оС:                          [9, приложение2]

Срmв=4,185 кДж/кг*оС

ρв=998,5кг/м3


Температура охлаждающей воды при выходе из маслоохладителя:

Qм= Qв

Gм*ρм* Срmм*( tм1-tм2)= Gв*ρв* Срmв*( tв2-tв1) [9, стр.54]              (2.3)

tв2=tв1+(Qв*3600/ (Срmв* Gв*ρв)), оС

где   tв1-температура воды на входе в маслоохладитель, оС;

тепловой поток, воспринимаемый охлаждающей водой, кВт/с;

Gв -номинальный расход воды через аппарат, м3/ч;

tв2=18+(44,3*3600/(4,185*22*998,5))=20 оС


Средняя температура воды[9, стр.54]:

        tв.ср.=0,5*( tв1+tв2), оС                                                                                (2.4)         

tв.ср.=0,5*(18+20)=19оС


Физические параметры воды при tв.ср.= 19 оС:       [9, приложение 2]

νв=0,9394*10-6 м2

Prв=6,5996

λв=0,604 Вт/(м*К)

ρв=997,45 кг/м3


Среднелогарифмический температурный напор (для противоточной схемы) [7, стр. 104]:


     Δtср=((tм1-tв2)-(tм2-tв1))/(ln((tм1-tв2)/(tм2-tв1)))*εΔt, оС                  (2.5)     


εΔt поправочный коэффициент, учитывающий особенности принятой схемы движения теплоносителей. Для противоточной схемы  εΔt=1; [7, стр. 104]

     Δtср =((60-20)-(48-18))/(ln((60-20)/(48-18)))=34 оС


Определение коэффициента теплопередачи:

Среднее значение коэффициента теплопередачи  К (Вт/(м2.К) определяется по уравнению (4.29) [7,стр. 108] :


К=1/((1/αмпр)+(δφdн/dвнλлат)+(φdн/dвнαв)),     Вт/(м2*К)                            (2.6)

где  αм пр-приведенный коэффициент теплоотдачи масла, Вт/(м2*К);

αв- коэффициент теплоотдачи воды, Вт/(м2*К);

dн наружный диаметр трубки,м;   

dвн-внутренний диаметр трубки,м;

δ -толщина стенки трубки, м;

λлат.- коэффициент теплопроводности латуни, Вт/(м*К);

φ- коэффициент оребрения (φ=2,26)


Задаемся температурами стенок со стороны воды и со стороны масла:

tст.в.=25 оС

tст.м.=40 оС


Задаемся скоростями воды и масла:

wв=1 м/с

wм=0,5 м/с


Значение приведенного  коэффициента теплоотдачи    αм пр [Вт/(м2*К)] от масла в пучке трубок с поперечным или близким к нему характером омывания определяется соотношением [7,стр.109]:

αм пр=αмηо,                                                                                                    (2.7)

где αм-среднее значение коэффициента теплоотдачи, Вт/(м2*К);

ηо-поправочный коэффициент (ηо=0,95-0,98)

Для вычисления αм воспользуемся формулой (4.31) [7,стр. 109]:


αм=0,354(λм /δ)*Re0,6*Prм0,33*(Prм/Prw)0,18, Вт/( м2*К)                                        (2.8)

где λм - коэффициент теплопроводности масла при tм.ср.= 54 оС, Вт/(м*К);

Prf число Прандтля для масла при tм.ср.= 54 оС;

Prw - число Прандтля для масла при tст.м.=40 оС;

δ-расстояние между внешними образующими трубок,м;

Reм- критерий Рейнольдса для масла. Он определяется следующим образом:

Reм=(wм*δ/νм)                                                                                             (2.9)

где wм скорость масла, м/с;

νм вязкость масла tм.ср.= 54оС, м2/с;

Reм=(0,5*0,003/6,68*10-6)=224


αм=0,354(0,107/0,003)*2240,5*101,720,33*(101,72/143,56)0,18=673,2   Вт/( м2*К) 

αм пр=673,2*0,95=639,5      Вт/( м2*К)


        Определяем режим движения воды в трубках. Критерий Рейнольдса для охлаждающей воды [9,стр.55]:


Reв=(wв*dвн/νв)                                                                                        (2.10)        

где wв скорость воды,м/с;

dвн внутренний диаметр трубки,м;

νв коэффициент кинематической вязкости, м2 /с;

Reв=(1*0,011/(1,006*10-6))=11000


У нас турбулентный режим течения жидкости, т.к. Reв= 11000>5*103. При таком режиме среднее значение αв определяется по формуле[7,стр 114]:

                               

αв=0,021*(λв/ dвн)* Reв0,8* Prf0,43*( Prf/ Prw)0,25, Вт/( м2*К)                (2.11)

                                              

λв коэффициент теплопроводности воды при tв.ср.= 19оС;

Prf число Прандтля для воды при tв.ср.= 19 оС;

Prw - число Прандтля для воды при tст.в.=25 оС;


αв=0,021*(0,58/0,011)* 110000,8* 7,020,43*( 7,02/ 6,32)0,25=4460 Вт/( м2*К)


Плотность теплового потока внутри трубок qв[9,стр. 56]:


qв=αв*( tст.в.- tв.ср), Вт/м2                                                                                                               (2.12)          

qв=4460 *( 25- 19)=13380 Вт/м2


к=1/((1/639,5)+(0,0015*2,26*0,014/104,5*0,011)+(2,26*0,014/4460*0,011))==420 Вт/( м2*К)



Поверхность охлаждения маслоохладителя расчитывается [9,стр. 56]:


F=Q/(k*ΔTср), м2                                                                                      (2.13)

                         

Q - количество охлаждаемого водой тепла, Вт;

ΔTср - среднелогарифмический  температурный напор, оС;

k коэффициент теплопередачи, Вт/( м2*К);

F=44300/(420*34)=3,1 м2


Удельная плотность теплового потока[7,стр. 108]:


q=Q/F, Вт/( м2*К)                                                                                      (2.14)

q=44300/3,1=14290 Вт/( м2*К);


С другой стороны это можно выразить следующим образом [9,стр.55]:

q=αм*Δtм=461*Δtм                                                                                    (2.15)       

Следовательно:   Δtм=q/αм=14290/640=21,3 оС


Из рис.2.1 видно что    tст.м.=tм.ср.- Δtм=54-21,3=32,7 оС

Т.к. q=q1=q1=…=qn, то

q=αв*Δtв=4460*Δ

Δtв=q/αв=14290/4460=3,2 оС

tст.в.=tв.ср.+Δtв=19+3,2=22,2 оС

По результатам расчета принимаем температуру стенки со стороны воды tст.в.= 22,2 оС и температуру стенки со стороны масла tст.м.=32,7 оС.











Рис.2.1 График изменения температур теплоносителей вдоль поверхности теплообмена при противотоке.


Теперь пересчитываем площадь поверхности охлаждения относительно найденных температур стенок:


Prв(при tст.в.= 22,2 оС)=6,32

αв=0,021*(0,58/0,011)* 110000,8* 7,020,43*( 7,02/6,78)0,25=4263,5 Вт/( м2*К)

qв=4263,5 *( 22,2- 19)=13643 Вт/м2

Prм(при tст.м.= 32,7оС)=132,8

αм=0,354(0,107/0,003)*2240,5*101,720,33*(101,72/132,8)0,18=695,3 Вт/( м2*К)

αм пр=695,3*0,95=660,5 Вт/( м2*К)

q=660,5*(54-32,7)=14069,4 Вт/м2


к=1/((1/660,5)+(0,0015*2,26*0,014/104,5*0,011)+(2,26*0,014/4263,5*0,011))=

=412 Вт/( м2*К)


F=44300/412*34=3,16 м2


Поверхность охлаждения с учетом загрязнения[9,стр.56]:


F=1,1*F, м2                                                                                                                                                      (2.16)       

F=1,1*3,16=3,47 м2

Далее проводим аналогичный расчет для разных скоростей воды и масла, для того, чтобы выбрать оптимальную площадь поверхности охлаждения и оптимальные скорости воды и масла. Варианты расчетных скоростей и результаты вычислений приведены в табл. 2.1. 

                                                                                                                    Таблица 2.1

Зависимость поверхности охлаждения маслоохлодителя от скоростей воды и масла .


wв, м/с

0,7

1

1,3

1,5

wм, м/с

0,3

0,5

0,7

0,9

Reв

29806

14903

19374

22354

αв, Вт/( м2*К)

7833

4493,3

5549,7

6222,7

qв, Вт/ м2

18799,5

10784

13319,2

14934,4

Reм

11,8

19,7

27,6

35,5

αм, Вт/( м2*К)

321,5

412

492

557,8

qм, Вт/ м2

7779,4

9969,8

11904

13498

к, Вт/( м2*К)

308,6

384,6

456,6

507,6

F, м2

9,24

7,4

6,3

5,6

F, м2

8,4

6,7

5,7

5,1

Выбираем вариант с площадью поверхности охлаждения F=3,47м2 и скоростями воды и масла wв=1 м/с и wм=0,5м/с.


   

                     3. КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЕТ.


3.1 Определение количества трубок и способа их размещения.

Конструктивный расчет кожухотрубных теплообменников состоит в определении количества трубок и способа их размещения, нахождении внутреннего диаметра корпуса и числа ходов в трубном и межтрубном пространстве.

В основу расчета положены исходные и результаты теплового расчета, приведенные выше.


Общая длина трубы в расчете на одноходовой пучок, м[6,стр.26]:


L=900*F*dвн*wв*ρв/Gв                                                                          (3.1.1)

F- поверхность теплообмена, м2;

dвн внутренний диаметр трубы,м;

скорость теплоносителя (в нашем случае это скорость воды, т.к. она течет внутри трубок), м/с;

ρв плотность воды, кг/ м3;

часовой расход воды, кг/ч;

L=900*3,16*0,014*1*997,45/10008=9,3м


Рабочая длина трубы в одном ходу,м:


L=L/Zв, м

L общая длина трубы,м;

число ходов по воде;                                                       (3.1.2)           [6,стр26]


Определяем число ходов по воде. Для этого рассчитаем несколько вариантов и выберем оптимальный.


Zв=2                  L=9,3/2=4,65 м

Zв=4                  L=9,3/4=2,325 м

Zв=6                  L=9,3/6=1,55 м


Выбираем Zв=4 и L=2,325 м.


Число трубок одного хода в трубном пространстве, шт.:


No=(4*Gв)/(3600*π*dвн2*ρв*wв )                                         (3.1.3)           [6,стр27]


массовый расход воды в трубном пространстве, кг/ч;

dвн внутренний диаметр трубок, м;

ρв плотность воды, кг/м3;

скорость воды,м/с;

No=(4*10008)/(3600*3,14* (0,014)2*997,45*1)=18 шт


Общее количество трубок, шт;


N=No*Zв,шт                                                                             (3.1.4)           [6,стр27]


No - число труб одного хода в трубном пространстве, шт;

число ходов воды в трубном пространстве;

N=18*4=72


Шаг труб в пучке t (расстояние между центрами трубок) принимают из условий прочности:


t=(1,3…1,.5)*dн, м                                                                   (3.1.5)           [6,стр27]


наружный диаметр трубок,м;

t=1,3*0,016=0,02м


Выбираем концентрическое размещение труб из условий максимальной компактности, удобства разметки трубных досок и монтажа пучка труб. [6,стр27]


           3.2 Внутренний диаметр корпуса теплообменника.


Для многоходовых теплообменников  внутренний диаметр корпуса определяется:


D=1,1*t*(N/η)0,5,м                                                                    (3.2.1)           [6,стр28]


t щаг труб в пучке,м;

N общее количество труб,шт;

η - коэффициент заполнения трубной решетки (принимается 0,6-0,8);

D=1,1*0,02*(72/0,7)0,5=0,223м


         3.3 Конструкция и размеры межтрубного пространства.


Для повышения скорости теплоносителя в межтрубном пространстве кожухотрубных теплообменников используются поперечные перегородки. В нашем случае это перегородки типа диск-кольцо. [6,стр28]


Площадь межтрубного пространства,:


Sмтр=S1=S2=S3=Gм/(3600*ρм*wм), м2                                                (3.3.1)           [6,стр29]


S1 площадь кольцевого зазора между корпусом и диском, м2;

S2 площадь в вертикальном сечении между кольцевыми и дисковыми перегородками, м2;

S3 проходное сечение для теплоносителя в кольце, м2;

массовый расход теплоносителя (в данном случае это масло, т.к. оно течет в межтрубном пространстве) ,кг/ч;

ρм плотность масла, кг/м3;

скорость масла в межтрубном пространстве, м/с;

Sмтр=10008/(3600*859,3*0,5)=0,0065 м2


Площадь кольцевого зазора между корпусом и диском:


S1=(π/4)*[( D2- D22)-N*dн2], м2                                                                     (3.3.2)           [6,стр28]


D внутренний диаметр корпуса, м;

D2 диаметр  дисковой перегородки, м;

N число труб, шт;

наружный  диаметр трубки, м;


D2=[(π*( D2- N*dн2)-4*S1)/ π]0,5

D2=[(3,14*( 0,2232- 72*(0,016)2)-4*0,0065)/3,14]0,5=0,152м

Проходное сечение для теплоносителя в кольце:


S3=(π* D12/4)*[1-0,91*η*(dн/t)2], м2                                                         (3.3.3)           [6,стр29]


D1 диаметр кольцевой перегородки, м;

η - коэффициент заполнения трубной решетки (принимается 0,6-0,8);

наружный  диаметр трубки, м;

t щаг труб в пучке,м;


D1=[4*S3/((1-0,91*η*(dн/t)2)* π)] 0,5

D1=[4*0,0065/((1-0,91*0,7*(0,016/0,02)2)*3,14)] 0,5=0,014м


Площадь в вертикальном сечении между кольцевыми и дисковыми перегородками:


S2=π*Do*h*(1-(dн/t)),м2                                                                                       (3.3.4)           [6,стр28]


Do средний диаметр, м;

Do=0,5*(D1+D2)=0,083м

h расстояние между перегородками, м;

наружный  диаметр трубки, м;

t щаг труб в пучке,м;


h=S2/[π*Do*(1-(dн/t))], м

h=0,0065/[3,14*0,083*(1-(0,016/0,02))]=0,1244 м


Число ходов масла в межтрубном пространстве:


Zм=L/h

L рабочая длина трубы в одном ходу, м:

h расстояние между перегородками, м;

Zм=2,325/0,1244=18


Число перегородок в межтрубном пространстве равно Zм-1=18-1=17

                                  

                     3.4 Определение диаметра патрубков.


Диаметр патрубков dn зависит от расхода и скорости теплоносителя и определяется из соотношения:


(π/dn2)=(G/(3600*ρ*wn))                                                         (3.4.1)           [6,стр31]

G расход теплоносителя, кг/ч;

ρ - плотность теплоносителя, кг/м3;

wn скорость теплоносителя, м/с.

dn=[(4*G)/( π*3600*ρ*wn)]0,5

Скорости в патрубках обычно принимаются несколько большими, чем в аппарате. Мы принимаем:

wв=2,5м/с

wм=1м/с

Т.о. диаметр патрубков для воды:

dnв=[(4*10008)/( 3,14*3600*997,45*2,5)]0,5=0,0014м,

для масла:

dnм=[(4*3,6)/( 3,14*859,3*1)]0,5=0,0053м,

                         4. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ.


Задачей гидравлического расчета является определение величины потери давления теплоносителей при их движении через теплообменные аппараты. Падение давления ΔРто в теплообменниках при прохождении теплоносителя по трубам и в межтрубном пространстве складывается из потерь на сопротивление трению и на местные сопротивления, Па:


ΔРто=ΔРтр+ΔРмс=[(λ*L* w2)/(dэ*2)]*ρ+∑ζ*( (w2*ρ)/2), Па 

                                                                                                   (4.1.1)           [6,стр32]


λ - коэффициент гидравлического трения ( для латунных труб λ=0,02);

L рабочая длина трубы в одном ходу, м;

w средняя скорость движения теплоносителя на данном участке, м/с;

эквивалентный диаметр сечения канала, равный 4*f/Sсм;

f площадь сечения прохода теплоносителя, м2;

f=Sмтр=0,0065 м2 ;

Sсм смоченный периметр прохода теплоносителя, м;

Sсм=π*D;

D внутренний диаметр корпуса теплообменника, м;

Sсм=3,14*0,223=0,7м;

dэ=4*0,0065/0,7=0,037м

ρ - плотность теплоносителя, кг/м3;

∑ζ - сумма коэффициентов местных сопротивлений. Ихзначения мы берем из таблицы (табл.1,[9]);

Для воды мы учитываем коэффициенты, приведенные в таблице 4.1.


                                                                                                                   Таблица 4.1.

              Значения коэффициентов местных сопротивлений.


Местное сопротивление

Коэффициент

Входная или выходная камера(удар и поворот)

1,5

Поворот на 1800 внутри камеры при переходе из одного пучка трубок в другой

2,5

Вход в трубное пространство и выход из него

1


Таким образом, сумма коэффициентов местных сопротивлений для воды:


∑ζв=1,5*2+2,5*3+1*2=12,5


ΔРтов=ΔРтр+ΔРмс=[(0,02*2,325*12)/(0,037*2)]*997,45+[12,5*((12*997,45)/2)]=

=6861 Па


Располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом:


ΔРр=ΔРто+ΔРтр,Па

ΔРтр=[(λ*L* w2)/(dэ*2)]*ρ=[(0,02*2,235*12)/(0,037*2)]*997,45=626,8 Па

ΔРрв=6861+626,8=7478,7 Па


Соответствующее значение температурного напора:


Нр=ΔРр/(ρ*g), м                                                                       (4.1.2)           [6,стр34]


ΔРр - располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом, Па;

ρ - плотность теплоносителя, кг/м3;

g ускорение свободного падения, м2/с;


Нрв=7487,7/(997,45*9,8)=0,77 м

Мощность N, кВт на валу насоса:


N=(G*ΔРр)/(1000*ρ*ηн), кВт                                                 (4.1.3)           [6,стр34]


G расход рабочей среды, кг/с;

ΔРр - располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом, Па;

ρ - плотность теплоносителя, кг/м3;

ηн КПД насоса;

Nв=(2,78*7487,7)/(1000*997,45*0,7)=0,03 кВт


Далее делаем аналогичный расчет для масла.


λ=0,02+(1,7/Re 0,5)

λ=0,02+(1,7/19,70,5)=0,4


Для масла учитываем коэффициенты, приведенные в таблице 4.2.


                                                                                                                   Таблица 4.2.

              Значения коэффициентов местных сопротивлений.

Местное сопротивление

Коэффициент

Входная или выходная камера(удар и поворот)

1,5

Поворот на 1800 через перегородку в межтрубном пространстве

1,5

Вход в межтрубное пространство

1,5

Задвижка нормальная

0,5-1,0


Таким образом, сумма коэффициентов местных сопротивлений для масла:


∑ζм=1,5*2+1,5*17+1,2*2+0,7*2=32,9


ΔРтом=ΔРтр+ΔРмс=[(0,4*0,325*0,52)/(0,037*2)]*859,3+[32,9*((0,52*859,3)/2)]=

=6233,7 Па


Располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом:


ΔРтрм= (0,4*0,325*0,52)/(0,037*2)]*859,3=2699,8Па

ΔРрм=6233,7+2699,8=8933,5 Па


Соответствующее значение температурного напора:


Нрм=8933,5/(859,3*9,8)=1,06 м

Мощность N, кВт на валу насоса:

Nм=(3,6*8933,5)/(1000*859,3*0,7)=0,053 кВт




























  
























         





 
Дружить
Uchit.net в социальных сетях