«»
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), о
С (2.1)
где tм1-температура масла на входе в маслоохладитель, о
С;
tм2-температура масла на выходе из маслоохладителя о
С;
tм.ср
=0,5*(60+48)=54о
С.
Физические свойства при tм.ср.= 54о
С: [9, приложение 3]
Ср
m
м
=1,876 кДж/(кг о
С)
rм
=859,3кг/м3
nм
=6,68*10-6
м2
/с
Prм
=101
Количество тепла, которое необходимо отвести охлаждающей водой от масла[9, стр.54]:
Qм=(Gм*rм* Срmм*(tм1
-tм2
))/3600, кВт/с (2.2)
где Gм - номинальный расход масла через аппарат, м3
/ч;
rм – плотность масла при tм.ср.= 54о
С, кг/м3
;
Ср
m
м
–удельная теплоемкость масла при tм.ср.= 54о
С, кг/м3
;
Qм =(8,4*859,3*1,876*(60-48))/3600=44,3 кВт/с
Физические свойства воды при tв=18 о
С: [9, приложение2]
Ср
m
в
=4,185 кДж/кг*о
С
rв=998,5кг/м3
Температура охлаждающей воды при выходе из маслоохладителя:
Qм= Qв
Gм*rм* Срmм*(tм1-tм2)= Gв*rв* Срmв*(tв2-tв1) [9, стр.54] (2.3)
tв2=tв1+(Qв*3600/ (Срmв* Gв*rв)), о
С
где tв1-температура воды на входе в маслоохладитель, о
С;
Qв – 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 о
С
Средняя температура воды[9, стр.54]:
tв.ср.=0,5*( tв1+tв2), о
С (2.4)
tв.ср.=0,5*(18+20)=19о
С
Физические параметры воды при tв.ср.= 19 о
С: [9, приложение 2]
nв=0,9394*10-6
м2
/с
Prв=6,5996
lв=0,604 Вт/(м*К)
rв=997,45 кг/м3
Среднелогарифмический температурный напор (для противоточной схемы) [7, стр. 104]:
Dtср=((tм1-tв2)-(tм2-tв1))/(ln((tм1-tв2)/(tм2-tв1)))*eD
t
, о
С (2.5)
eD
t
–поправочный коэффициент, учитывающий особенности принятой схемы движения теплоносителей. Для противоточной схемы eD
t
=1; [7, стр. 104]
Dtср =((60-20)-(48-18))/(ln((60-20)/(48-18)))=34 о
С
Определение коэффициента теплопередачи:
Среднее значение коэффициента теплопередачи К
(Вт/(м2.
К) определяется по уравнению (4.29) [7,стр. 108] :
К=1/((1/aмпр
)+(djdн
/dвн
lлат
)+(jdн
/dвн
aв
)), Вт/(м2
*К) (2.6)
где aм пр
-приведенный коэффициент теплоотдачи масла, Вт/(м2
*К);
aв
- коэффициент теплоотдачи воды, Вт/(м2
*К);
dн
–наружный диаметр трубки,м;
dвн
-внутренний диаметр трубки,м;
d -толщина стенки трубки, м;
lлат.- коэффициент теплопроводности латуни, Вт/(м*К);
j- коэффициент оребрения (j=2,26)
Задаемся температурами стенок со стороны воды и со стороны масла:
tст.в.=25 о
С
tст.м.=40 о
С
Задаемся скоростями воды и масла:
wв=1 м/с
wм=0,5 м/с
Значение приведенного коэффициента теплоотдачи aм пр
[Вт/(м2
*К)] от масла в пучке трубок с поперечным или близким к нему характером омывания определяется соотношением [7,стр.109]:
aм пр
=aм
hо
, (2.7)
где aм
-среднее значение коэффициента теплоотдачи, Вт/(м2
*К);
hо
-поправочный коэффициент (hо
=0,95-0,98)
Для вычисления aм
воспользуемся формулой (4.31) [7,стр. 109]:
aм=0,354(lм /d)*Re0,6
*Prм0,33
*(Prм/Prw)0,18
, Вт/( м2
*К)(2.8)
где lм - коэффициент теплопроводности масла при tм.ср.= 54 о
С, Вт/(м*К);
Prf –число Прандтля для масла при tм.ср.= 54 о
С;
Prw - число Прандтля для масла при tст.м.=40 о
С;
d-расстояние между внешними образующими трубок,м;
Reм- критерий Рейнольдса для масла. Он определяется следующим образом:
Reм=(wм
*d/nм
) (2.9)
где wм
–скорость масла, м/с;
nм –вязкость масла tм.ср.= 54о
С, м2
/с;
Reм=(0,5*0,003/6,68*10-6
)=224
aм=0,354(0,107/0,003)*2240,5
*101,720,33
*(101,72/143,56)0,18
=673,2 Вт/( м2
*К)
aм 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/nв) (2.10)
где wв –скорость воды,м/с;
dвн –внутренний диаметр трубки,м;
nв –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 aв определяется по формуле[7,стр 114]:
aв=0,021*(lв/ dвн)* Reв0,8
* Prf0,43
*( Prf/ Prw)0,25
, Вт/( м2
*К) (2.11)
lв –коэффициент теплопроводности воды при tв.ср.= 19о
С;
Prf –число Прандтля для воды при tв.ср.= 19 о
С;
Prw - число Прандтля для воды при tст.в.=25 о
С;
aв=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=aв*( 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*DTср), м2
(2.13)
Q - количество охлаждаемого водой тепла, Вт;
DTср - среднелогарифмический температурный напор, о
С;
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=aм*Dtм=461*Dtм (2.15)
Следовательно: Dtм=q/aм=14290/640=21,3 о
С
Из рис.2.1 видно что tст.м.=tм.ср.- Dtм=54-21,3=32,7 о
С
Т.к. q=q1=q1=…=qn, то
q=aв*Dtв=4460*Dtв
Dtв=q/aв=14290/4460=3,2 о
С
tст.в.=tв.ср.+Dtв=19+3,2=22,2 о
С
По результатам расчета принимаем температуру стенки со стороны воды tст.в.= 22,2 о
С и температуру стенки со стороны масла tст.м.=32,7 о
С.
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 о
С)=6,32
aв=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.= 32,7о
С)=132,8
aм
=0,354(0,107/0,003)*2240,5
*101,720,33
*(101,72/132,8)0,18
=695,3 Вт/( м2
*К)
aм пр
=695,3*0,95=660,5 Вт/( м2
*К)
q=660,5*(54-32,7)=14069,4 В
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 |
| aв, 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 |
| aм, 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*rв/Gв (3.1.1)
F¢- поверхность теплообмена, м2
;
dвн – внутренний диаметр трубы,м;
wв – скорость теплоносителя (в нашем случае это скорость воды, т.к. она течет внутри трубок), м/с;
rв – плотность воды, кг/ м3
;
Gв – 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;
Zв – 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*p*dвн2
*rв*wв )(3.1.3) [6,стр27]
Gв – массовый расход воды в трубном пространстве, кг/ч;
dвн – внутренний диаметр трубок, м;
rв – плотность воды, кг/м3
;
wв – 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;
Zв – 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]
dн – 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/h)0,5
,м (3.2.1) [6,стр28]
t – щаг труб в пучке,м;
N – общее количество труб,шт;
h - 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*rм*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
;
Gм – массовый расход теплоносителя (в данном случае это масло, т.к. оно течет в межтрубном пространстве) ,кг/ч;
rм – плотность масла, кг/м3
;
wм – 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=(p/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;
dн –наружный диаметр трубки, м;
D2=[(p*( D2
- N*dн2
)-4*S1)/ p]0,5
,м
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=(p* D12
/4)*[1-0,91*h*(dн/t)2
], м2
(3.3.3) [6,стр29]
D1 – диаметр кольцевой перегородки, м;
h - коэффициент заполнения трубной решетки (принимается 0,6-0,8);
dн –наружный диаметр трубки, м;
t – щаг труб в пучке,м;
D1=[4*S3/((1-0,91*h*(dн/t)2
)* p)]0,5
,м
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=p*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;
dн –наружный диаметр трубки, м;
t – щаг труб в пучке,м;
h=S2/[p*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:
(p/dn2
)=(G/(3600*r*wn)) (3.4.1) [6,стр31]
G – расход теплоносителя, кг/ч;
r - плотность теплоносителя, кг/м3
;
wn – скорость теплоносителя, м/с.
dn=[(4*G)/( p*3600*r*wn)]0,5
,м
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 DРто в теплообменниках при прохождении теплоносителя по трубам и в межтрубном пространстве складывается из потерь на сопротивление трению и на местные сопротивления, Па:
DРто=DРтр+DРмс=[(l*L’* w2
)/(dэ*2)]*r+åz*((w2
*r)/2), Па
(4.1.1) [6,стр32]
l - коэффициент гидравлического трения ( для латунных труб l=0,02);
L’ – рабочая длина трубы в одном ходу, м;
w – средняя скорость движения теплоносителя на данном участке, м/с;
dэ – 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=p*D;
D – внутренний диаметр корпуса теплообменника, м;
Sсм=3,14*0,223=0,7м;
dэ=4*0,0065/0,7=0,037м
r - плотность теплоносителя, кг/м3
;
åz - 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:
åzв=1,5*2+2,5*3+1*2=12,5
DРтов=DРтр+DРмс=[(0,02*2,325*12
)/(0,037*2)]*997,45+[12,5*((12
*997,45)/2)]=
=6861 Па
Располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом:
DРр=DРто+DРтр,Па
DРтр=[(l*L’* w2
)/(dэ*2)]*r=[(0,02*2,235*12
)/(0,037*2)]*997,45=626,8 Па
DРрв=6861+626,8=7478,7 Па
Соответствующее значение температурного напора:
Нр=DРр/(r*g), м (4.1.2) [6,стр34]
DРр - располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом, Па;
r - 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*DРр)/(1000*r*hн), кВт (4.1.3) [6,стр34]
G – расход рабочей среды, кг/с;
DРр - располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом, Па;
r - плотность теплоносителя, кг/м3
;
hн – КПД насоса;
Nв=(2,78*7487,7)/(1000*997,45*0,7)=0,03 кВт
Далее делаем аналогичный расчет для масла.
l=0,02+(1,7/Re0,5
)
l=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:
åzм=1,5*2+1,5*17+1,2*2+0,7*2=32,9
DРтом=DРтр+DРмс=[(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:
DРтрм=(0,4*0,325*0,52
)/(0,037*2)]*859,3=2699,8Па
DРрм=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