Реферати

Реферат: Охолоджування, компрессионная машина

Системи випадкових величин. Функції розподілу системи з двох випадкових величин (СВ), її числові характеристики. Двовимірна щільність імовірності як межа відносини. Умовні закони розподілу окремих СВ у системі. Статистична взаємозалежність і незалежність.

Маркетинговий аналіз бізнесу ТОВ "Яковлевостройдеталь". Місце підприємництва в ринковій економіці. Аналіз діяльності підприємства ТОВ "Яковлевостройдеталь": ринкова оцінка, маркетинговий аналіз і підсумок стану середовища. Побудова раціональної моделі бізнесів-процесів (по збуті, виробництву і ресурсам).

Проблема забезпечення житлом військовослужбовців. Рішення житлової проблеми військовослужбовців як найважливіша загальнодержавна задача. Характеристика підпрограми Державних житлових сертифікатів і труднощі при її реалізації. Основні напрямки військової реформи і накопительно-ипотечной системи.

Організація виробництва і праці на швейному підприємстві. Різноманітні форми організації виробництва потоків, застосовувані на швейних підприємствах. Розподіл швейних салонів (ательє) по категоріях. Особливості відрядної системи оплати праці. Розрахунок вартості, прибутку і рентабельності виготовлення виробу.

Розробка і виконання ассиметричной зачіски на основі історичної з урахуванням індивідуальностей обличчя. Характеристика зовнішніх дані фігури й образи моделі. Можливість зачіски визначати і доповнювати властивий стиль, що відповідає визначеної зовнішності, манерам і способу життя. Підбор зачіски з урахуванням силуету і форми. Основні елементи зачіски.

Пояснювальна записка до комплексного курсового проекту

«»

Виконавець

Керівник

Мінськ
2000

ВВЕДЕННЯ

В газотурбинних установках і компрессионних машинах маслоохладители забезпечують відведення тепла, отриманого маслом в підшипниках, редукторних передачах і інших елементах. Охолоджування масла проводиться водою, що охолоджується в градирнях. У деяких випадках охолоджування проводиться проточною водою. Теплообмін між маслом і водою здійснюється в кожухотрубних многоходових маслоохладителях з кільцевими або сегментними перегородками між ходами.

У цих апаратах здійснюється віялова або зигзагоподібна течія масла з поперечним що обтікається труб, близьким по характеру до що обтікається труб в шаховому пучку. Віялова течія масла здійснюється в маслоохладителях з кільцевими перегородками, а зигзагоподібне - з сегментними. Необхідне число ходів з боку масла забезпечується зміною кількості перегородок, встановлених на пучку труб між трубними дошками. У результаті значно меншає число кріплень труб в трубних дошках і знижується трудомісткість виготовлення апарату в порівнянні з одноходовой конструкцією. Одночасно з цим знижується ефективність теплообміну внаслідок перетекания масла з входу в хід через технологічні зазори між перегородками і корпусом і через зазори біля труб пучка.

Зі сторони води маслоохладители виконуються звичайно також многоходовими за рахунок зміни числа перегородок в кришках, що дозволяє регулювати підігрівання води і її витрату без істотного зниження коефіцієнтів тепловіддачі з боку води. [8]

Для охолоджування масла, що використовується в підшипниках, редукторних передачах і інших елементах компресорних машин, заводом « Енергомаш « випускається серія апаратів типу МА з поверхнею 2;3;5;6;8;16 і 35 м2. Всі охолоджувачі мають вертикальне виконання і складаються з наступних основних вузлів: верхньої знімної кришки 1, трубної системи 2 і корпусу 3. Вода рухається всередині труб і камер, масло - в межтрубном просторі. Напрям руху масла в цих апаратах створюється системою сегментних перегородок або перегородок типу диск-кільце. [7, стор. 32]

1. СИСТЕМА ОХОЛОДЖУВАННЯ МАСЛА

В ЕНЕРГЕТИЧНІЙ УСТАНОВЦІ

На мал. 1 показана принципова схема системи маслоснабжения газоперекачивающего турбокомпрессорного агрегату НЗЛ типу ГТК - 10, призначеного для установки на перекачувальних станціях газопроводів. Загальна місткість маслосистеми - 13 м3. У даному агрегаті маслобак суміщений з рамою газотурбокомпрессора. Залиття масла в нього здійснюється по спеціальній лінії через фільтр тонкого очищення 1. З нижньої частини (картера) бака 2 масло пусковим 4 або головним 6 масляним насосом через систему зворотних клапанів 5 подається до охолоджувача 8 і далі через фільтр 3 по напірних лініях на змазування і охолоджування підшипників турбіни і компресора. З підшипників масло знову зливається в нижню частину маслобака 2.

Охолоджування масла в апараті 8 здійснюється антифризом, що не замерзає при пониженні температури зовнішнього повітря до. Охолоджування антифризу виготовляється в паралельно включених апаратах 10, що мають систему повітряного охолоджування. Повітря через ці охолоджувачі продувається вентиляторами 11, що приводяться від електродвигунів. Циркуляція антифризу в системі здійснюється за допомогою головного насоса 13. Насос 14 є резервним. Бачок 12 служить демпфером. У баках 15 і 17 місткістю по 10 м3каждий містяться відповідно антифриз і дистилят. Насос 16 є допоміжним і служить для заповнення системи охолоджування антифризом або дистилятом. У літній час робочим тілом в системі охолоджування служить дистилят. У цьому випадку для забезпечення працездатності схеми в зимових умовах в ній передбачений додатковий підігрівач 9.

Охолоджування масла в даному агрегаті здійснюється, таким чином, по двухконтурной схемі: в апараті 8 теплота від масла передається антифризу (дистиляту), від якого вона в свою чергу відводиться повітрям в охолоджувачах 10. Застосування цієї двухконтурной схеми охолоджування масла в цьому випадку продиктоване двома причинами: відсутністю в місці установки газотурбокомпрессоров необхідної кількості охолоджуючої води; необхідністю забезпечення її надійної роботи при температурах зовнішнього повітря нижче за 00С, оскільки з метою зниження вартості споруди газоперекачивающих станцій частина їх обладнання розташовується на відкритих майданчиках. [7, стор. 14]

2. ТЕПЛОВИЙ РОЗРАХУНОК ТЕПЛООБМІННИКА.

Приймаємо схему вертикального маслоохладителя з прямими трубками і перегородками типу диск-кільце. Всередині трубок тече охолоджуюча вода (прісна), в межтрубном просторі - трансформаторне масло, омиваючи трубки зовні.

Середня температура масла в маслоохладителе[9, стор. 54]:

tм. ср.=0,5*(tм1+tм2), оС (2.1)

де tм1-температура масла на вході в маслоохладитель, оС;

tм2-температура масла на виході з маслоохладителяоС;

tм. ср=0,5*(60+48)=54оС.

Фізичні властивості при tм. ср.= 54оС: [9, додаток 3]

Срmм=1,876 кДж/(кгоС)

rм=859,3кг/м3

nм=6,68*10-6м2/з

Prм=101

Кількість тепла, яку необхідно відвести охолоджуючою водою від масла[9, стор. 54]:

Qм=(Gм*rм* Срmм*(tм1))/3600, кВт/з (2.2)

де Gм - номінальна витрата масла через апарат, м3/ч;

rм - густина масла при tм. ср.= 54оС, кг/м3;

Срmм- питома теплоємність масла при tм. ср.= 54оС, кг/м3;

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

Фізичні властивості води при tв=18оС: [9, приложение2]

Срmв=4,185 кДж/кг*оса

rв=998,5кг/м3

Температура охолоджуючої води при виході з маслоохладителя:

Qм= Qв

Gм*rм* Срmм*(tм1)= Gв*rв* Срmв*(tв2) [9, стор. 54] (2.3)

tв2=tв1+(Qв*3600/ (Срmв* Gв*rв)), оС

де tв1-температура води на вході в маслоохладитель, оС;

Qв - тепловий потік, що сприймається охолоджуючою водою, кВт/з;

Gв - номінальна витрата води через апарат, м3/ч;

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

Середня температура води[9, стор. 54]:

tв. ср.=0,5*(tв1+tв2), оС (2.4)

tв. ср.=0,5*(18+20)=19оС

Фізичні параметри води при tв. ср.= 19оС: [9, додаток 2]

nв=0,9394*10-6м2/з

Prв=6,5996

lв=0,604 Вт/(м*До)

rв=997,45 кг/м3

Среднелогаріфмічеський температурний натиск (для противоточной схеми) [7, стор. 104]:

Dtср=(tм1)(-(tм2))/(ln(tм1)(/(tм2)))*eDt, оС (2.5)

eDt- поправочний коефіцієнт, що враховує особливості прийнятої схеми руху теплоносіїв. Для противоточной схеми eDt=1; [7, стор. 104]

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

Визначення коефіцієнта теплопередачі:

Середнє значення коефіцієнта теплопередачиК (Вт/(м2. ДО) визначається по рівнянню (4.29) [7, стор. 108]:

До=1/(1/ампр)(+(djdн/dвнlлат)+(jdн/dвнaв)), Вт/(м2*ДО) (2.6)

де ам пр- приведений коефіцієнт тепловіддачі масла, Вт/(м2*ДО);

ав- коефіцієнт тепловіддачі води, Вт/(м2*ДО);

dн- зовнішній діаметр трубки, м;

dвн- внутрішній діаметр трубки, м;

d - товщина стінки трубки, м;

lлат.- коефіцієнт теплопровідності латуні, Вт/(м*До);

j- коефіцієнт оребрения (j=2,26)

Задаємося температурами стінок з боку води і з боку масла:

tст. в.=25оС

tст. м.=40оС

Задаємося швидкостями води і масла:

wв=1 м/з

wм=0,5 м/з

Значення приведеного коефіцієнта тепловіддачі ам пр[Вт/(м2*ДО)] від масла в пучку трубок з поперечним або близьким до нього характером обмивання визначається співвідношенням [7, стор. 109]:

ам пр=aмhо, (2.7)

де ам- середнє значення коефіцієнта тепловіддачі, Вт/(м2*ДО);

hо- поправочний коефіцієнт (hо=0,95-0,98)

Для обчислення амвоспользуемся формулою (4.31) [7, стор. 109]:

ам=0,354(lм /d)*Re0,6*Prм0,33*(Prм/Prw)0,18, Вт/(м2*ДО)(2.8)

де lм - коефіцієнт теплопровідності масла при tм. ср.= 54оС, Вт/(м*До);

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

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

d-відстань між зовнішніми створюючими трубок, м;

Reм- критерій Рейнольдса для масла. Він визначається таким чином:

Reм=(wм*d/nм) (2.9)

де wм- швидкість масла, м/з;

nм - в'язкість масла tм. ср.= 54оС, м2/з;

Reм=(0,5*0,003/6,68*10-6)=224

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

ам пр=673,2*0,95=639,5 Вт/(м2*ДО)

Визначаємо режим руху води в трубках. Критерій Рейнольдса для охолоджуючої води [9, стор. 55]:

Reв=(wв*dвн/nв) (2.10)

де wв - швидкість води, м/з;

dвн - внутрішній діаметр трубки, м;

nв - коефіцієнт кінематичної в'язкості, м2/з;

Reв=(1*0,011/(1,006*10-6))=11000

У нас турбулентний режим течії рідини, т. до. Reв= 11000 > 5*103. При такому режимі середнє значення ав визначається по формулі[7, стр 114]:

ав=0,021*(lв/ dвн)* Reв0,8* Prf0,43*(Prf/ Prw)0,25, Вт/(м2*ДО) (2.11)

lв - коефіцієнт теплопровідності води при tв. ср.= 19оС;

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

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

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

Густина теплового потоку всередині трубок qв[9, стор. 56]:

qв=ав*(tст. в.- tв. ср), Вт/м2(2.12)

qв=4460 *(25- 19)=13380 Вт/м2

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

Поверхня охолоджування маслоохладителя расчитивается [9, стор. 56]:

F¢=Q/(k*DTср), м2(2.13)

Q - кількість тепла, що охолоджується водою, Вт;

DTср - среднелогарифмический температурний натиск, оС;

k - коефіцієнт теплопередачі, Вт/(м2*ДО);

F¢=44300/(420*34)=3,1 м2

Питома густина теплового потоку[7, стор. 108]:

q=Q/F¢, Вт/(м2*ДО) (2.14)

q=44300/3,1=14290 Вт/(м2*ДО);

З іншого боку це можна виразити таким чином [9, стор. 55]:

q=ам*Dtм=461*Dtм (2.15)

Отже: Dtм=q/ам=14290/640=21,3оС

З мал. 2.1 видно що tст. м.=tм. ср.- Dtм=54-21,3=32,7оС

Т. до. q=q1=q1=...=qn, то

q=ав*Dtв=4460*Dtв

Dtв=q/ав=14290/4460=3,2оС

tст. в.=tв. ср.+Dtв=19+3,2=22,2оС

За результатами розрахунку приймаємо температуру стінки з боку води tст. в.= 22,2 оС і температуру стінки з боку масла tст. м.=32,7 оС.

Ріс.2.1 Графік зміни температур теплоносіїв вдовж поверхні теплообміну при противотоке.

Тепер перераховуємо площу поверхні охолоджування відносно знайдених температур стінок:

Prв (при tст. в.= 22,2 оС)=6,32

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

qв=4263,5 *(22,2- 19)=13643 Вт/м2

Prм (при tст. м.= 32,7 оС)=132,8

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

ам пр=695,3*0,95=660,5 Вт/(м2*ДО)

q=660,5*(54-32,7)=14069,4 Вт/м2

до=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*ДО)

F¢=44300/412*34=3,16 м2

Поверхня охолоджування з урахуванням забруднення[9, стор. 56]:

F=1,1*F¢, м2(2.16)

F=1,1*3,16=3,47 м2

Далі проводимо аналогічний розрахунок для різних швидкостей води і масла, для того, щоб вибрати оптимальну площу поверхні охолоджування і оптимальні швидкості води і масла. Варіанти розрахункових швидкостей і результати обчислень приведені в табл. 2.1.

Таблиця 2.1

Залежність поверхні охолоджування маслоохлодителя від швидкостей води і масла.

wв, м/з

0,7

1

1,3

1,5

wм, м/з

0,3

0,5

0,7

0,9

Reв

29806

14903

19374

22354

ав, Вт/(м 2 *До)

7833

4493,3

5549,7

6222,7

qв, Вт/ м 2

18799,5

10784

13319,2

14934,4

Reм

11,8

19,7

27,6

35,5

ам, Вт/(м 2 *До)

321,5

412

492

557,8

qм, Вт/ м 2

7779,4

9969,8

11904

13498

до, Вт/(м 2 *До)

308,6

384,6

456,6

507,6

F¢, м 2

9,24

7,4

6,3

5,6

F, м 2

8,4

6,7

5,7

5,1

Вибираємо варіант з площею поверхні охолоджування F=3,47м2и швидкостями води і масла wв=1 м/з і wм=0,5м/з.

3. КОНСТРУКТИВНИЙ РОЗРАХУНОК.

3.1 Визначення кількості трубок і способу їх розміщення.

Конструктивний розрахунок кожухотрубних теплообмінників складається у визначенні кількості трубок і способу їх розміщення, знаходженні внутрішнього діаметра корпусу і числа ходів в трубному і межтрубном просторі.

У основу розрахунку встановлені початкові і результати теплового розрахунку, приведені вище.

Загальна довжина труби з розрахунку на одноходовой пучок, м[6, стор. 26]:

L=900*F¢*dвн*wв*rв/Gв (3.1.1)

F¢- поверхня теплообміну, м2;

dвн - внутрішній діаметр труби, м;

wв - швидкість теплоносія (в нашому випадку це швидкість води, т. до. вона тече всередині трубок), м/з;

rв - густина води, кг/ м3;

Gв - часова витрата води, кг/ч;

L=900*3,16*0,014*1*997,45/10008=9,3м

Робоча довжина труби в одному ходу, м:

L'=L/Zв, м

L - загальна довжина труби, м;

Zв - число ходів по воді; (3.1.2) [6, стр26]

Визначаємо число ходів по воді. Для цього розрахуємо декілька варіантів і виберемо оптимальний.

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

Вибираємо Zв=4 і L'=2,325 м.

Число трубок одного ходу в трубному просторі, шт.:

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

Gв - масова витрата води в трубному просторі, кг/ч;

dвн - внутрішній діаметр трубок, м;

rв - густина води, кг/м3;

wв - швидкість води, м/з;

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

Загальна кількість трубок, шт;

N=No*Zв, шт (3.1.4) [6, стр27]

No - число труб одного ходу в трубному просторі, шт;

Zв - число ходів води в трубному просторі;

N=18*4=72

Крок труб в пучку t (відстань між центрами трубок) приймають з умов міцності:

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

dн - зовнішній діаметр трубок, м;

t=1,3*0,016=0,02м

Вибираємо концентричне розміщення труб з умов максимальної компактності, зручності розмітки трубних дошок і монтажу пучка труб. [6, стр27]

3.2 Внутрішній діаметр корпусу теплообмінника.

Для многоходових теплообмінників внутрішній діаметр корпусу визначається:

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

t - щаг труб в пучку, м;

N - загальна кількість труб, шт;

h - коефіцієнт заповнення трубної гратки (приймається 0,6-0,8);

D=1,1*0,02*(72/0,7)0,5=0,223м

3.3 Конструкція і розміри межтрубного простору.

Для підвищення швидкості теплоносія в межтрубном просторі кожухотрубних теплообмінників використовуються поперечні перегородки. У нашому випадку це перегородки типу диск-кільце. [6, стр28]

Площа межтрубного простору,:

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

S1 - площа кільцевого зазора між корпусом і диском, м2;

S2 - площа у вертикальному перетині між кільцевими і дисковими перегородками, м2;

S3 - прохідний перетин для теплоносія в кільці, м2;

Gм - масова витрата теплоносія (в цьому випадку це масло, т. до. воно тече в межтрубном просторі), кг/ч;

rм - густина масла, кг/м3;

wм - швидкість масла в межтрубном просторі, м/з;

Sмтр=10008/(3600*859,3*0,5)=0,0065 м2

Площа кільцевого зазора між корпусом і диском:

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

D - внутрішній діаметр корпусу, м;

D2 - діаметр дискової перегородки, м;

N - число труб, шт;

dн - зовнішній діаметр трубки, м;

D2=(р*(D2- N*dн2)-)(4*S1)[/ р]0,5, м

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

Прохідний перетин для теплоносія в кільці:

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

D1 - діаметр кільцевої перегородки, м;

h - коефіцієнт заповнення трубної гратки (приймається 0,6-0,8);

dн - зовнішній діаметр трубки, м;

t - щаг труб в пучку, м;

D1=[4*S3/(1-0,91*h*(dн/t)2)(* р)]0,5, м

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

Площа у вертикальному перетині між кільцевими і дисковими перегородками:

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

Do - середній діаметр, м;

Do=0,5*(D1+D2)=0,083м

h - відстань між перегородками, м;

dн - зовнішній діаметр трубки, м;

t - щаг труб в пучку, м;

h=S2/[р*Do*(1-(dн/t))], м

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

Число ходів масла в межтрубном просторі:

Zм=L'/h

L' - робоча довжина труби в одному ходу, м:

h - відстань між перегородками, м;

Zм=2,325/0,1244=18

Число перегородок в межтрубном просторі рівне Zм-1=18-1=17

3.4 Визначення діаметра патрубків.

Діаметр патрубків dn залежить від витрати і швидкості теплоносія і визначається з співвідношення:

(р/dn2)=(G/(3600*r*wn)) (3.4.1) [6, стр31]

G - витрата теплоносія, кг/ч;

r - густина теплоносія, кг/м3;

wn - швидкість теплоносія, м/з.

dn=(4*G)[/(р*3600*r*wn)]0,5, м

Швидкості в патрубках звичайно приймаються декілька більшими, ніж в апараті. Ми приймаємо:

wв=2,5м/з

wм=1м/з

Т. про. діаметр патрубків для води:

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. ГІДРАВЛІЧНИЙ РОЗРАХУНОК.

Задачею гідравлічного розрахунку є визначення величини втрати тиску теплоносіїв при їх русі через теплообмінні апарати. Падіння тиску DРто в теплообмінниках при проходженні теплоносія по трубах і в межтрубном просторі складається з втрат на опір тертю і на місцеві опори, Па:

DРто=DРтр+DРмс=(l*L'* w2)[/(dе*2)]*r+åz*(w2*r)(/2), Па

(4.1.1) [6, стр32]

l - коефіцієнт гідравлічного тертя (для латунних труб l=0,02);

L' - робоча довжина труби в одному ходу, м;

w - середня швидкість руху теплоносія на даній дільниці, м/з;

dе - еквівалентний діаметр перетину каналу, рівний 4*f/Sсм;

f - площа перетину проходу теплоносія, м2;

f=Sмтр=0,0065 м2;

Sсм - змочений периметр проходу теплоносія, м;

Sсм=р*D;

D - внутрішній діаметр корпусу теплообмінника, м;

Sсм=3,14*0,223=0,7м;

dе=4*0,0065/0,7=0,037м

r - густина теплоносія, кг/м3;

åz - сума коефіцієнтів місцевих опорів. Ихзначения ми беремо з таблиці (табл. 1,[9]);

Для води ми враховуємо коефіцієнти, приведені в таблиці 4.1.

Таблиця 4.1.

Значення коефіцієнтів місцевих опорів.

Місцевий опір

Коефіцієнт

Вхідна або вихідна камера (удар і поворот)

1,5

Поворот на 180 0 всередині камери при переході з одного пучка трубок в інший

2,5

Вхід в трубний простір і вихід з нього

1

Таким чином, сума коефіцієнтів місцевих опорів для води:

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

перепад тиску, що Розташовується, що створюється насосом:

DРр=DРто+DРтр, Па

DРтр=(l*L'* w2)[/(dе*2)]*r=(0,02*2,235*12)[/(0,037*2)]*997,45=626,8 Па

DРрв=6861+626,8=7478,7 Па

Відповідне значення температурного натиску:

Нр=DРр/(r*g), м (4.1.2) [6, стр34]

DРр - перепад тиску, що розташовується, що створюється насосом, Па;

r - густина теплоносія, кг/м3;

g - прискорення вільного падіння, м2/з;

Нрв=7487,7/(997,45*9,8)=0,77 м

Потужність N, кВт на валу насоса:

N=(G*DРр)/(1000*r*hн), кВт (4.1.3) [6, стр34]

G - витрата робочої середи, кг/з;

DРр - перепад тиску, що розташовується, що створюється насосом, Па;

r - густина теплоносія, кг/м3;

hн - КПД насоса;

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

Далі робимо аналогічний розрахунок для масла.

l=0,02+(1,7/Re0,5)

l=0,02+(1,7/19,70,5)=0,4

Для масла враховуємо коефіцієнти, приведені в таблиці 4.2.

Таблиця 4.2.

Значення коефіцієнтів місцевих опорів.

Місцевий опір

Коефіцієнт

Вхідна або вихідна камера (удар і поворот)

1,5

Поворот на 180 0 через перегородку в межтрубном просторі

1,5

Вхід в межтрубное простір

1,5

Засувка нормальна

0,5-1,0

Таким чином, сума коефіцієнтів місцевих опорів 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

перепад тиску, що Розташовується, що створюється насосом:

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

DРрм=6233,7+2699,8=8933,5 Па

Відповідне значення температурного натиску:

Нрм=8933,5/(859,3*9,8)=1,06 м

Потужність N, кВт на валу насоса:

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