Українські реферати:
 
Бесплатные рефераты
 

 

 

 

 

 

     
 
Охолодження, компресійна машина
     

 

Теплотехніка

Пояснювальна записка до комплексного курсового проекту

«»

Виконавець

Керівник

Мінськ

2000

ВСТУП

У газотурбінних установках і компресійних машинах маслоохолоджувачізабезпечують відведення тепла, отриманого маслом в підшипниках, редукторні передачах та інших елементах. Охолодження масла проводиться водою,охолоджуваної в градирнях. У деяких випадках проводиться охолодженняпроточною водою. Теплообмін між маслом і водою здійснюється вкожухотрубні багатоходових Маслоохолоджувачі з кільцевими або сегментнимиперегородками між ходами.

У цих апаратах здійснюється віялове або зигзагоподібну протягоммасла з поперечним обтіканням труб, близьким за характером до обтікання трубу шаховому пучку. Віялове протягом масла здійснюється в Маслоохолоджувачіз кільцевими перегородками, а зигзагоподібну - з сегментними. Необхіднечисло ходів з боку масла забезпечується зміною кількостіперегородок, встановлених на пучку труб між трубними дошками. Урезультаті значно зменшується число кріплень труб в трубних дошках ізнижується трудомісткість виготовлення апарату в порівнянні з одноходовойконструкцією. Одночасно з цим знижується ефективність теплообміну врезультаті перетікання олії з входу в хід через технологічні зазориміж перегородками і корпусом і через зазори близько труб пучка.

З боку води маслоохолоджувачі виконуються звичайно також багатоходовіза рахунок зміни числа перегородок в кришках, що дозволяє регулюватипідігрів води та її витрати без істотного зниження коефіцієнтівтепловіддачі з боку води. [8]

Для охолодження масла, що використовується в підшипниках, редукторніпередачах та 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 наступнихосновних вузлів: верхньої знімною кришки 1, трубної системи 2 і корпусу 3.
Вода рухається всередині труб і камер, масло - в міжтрубному просторі.
Напрямок руху масла в цих апаратах створюється системою сегментнихперегородок або перегородок типу диск-кільце. [7, стор.32]

1. СИСТЕМА ОХОЛОДЖЕННЯ МАСТИЛА

У ЕНЕРГЕТИЧНОЇ УСТАНОВЦІ

На рис. 1 показана принципова схема системи маслоснабженіягазоперекачувального турбокомпресорного агрегату НЗЛ типу ГТК - 10,призначеного для установки на перекачувальних станціях газопроводів.
Загальна місткість маслосистеми - 13 м3. У даному агрегаті маслобаксуміщений з рамою газотурбокомпрессора. Заливка масла в нього здійснюєтьсяза спеціальною лінії через фільтр тонкого очищення 1. З нижньої частини (картера) бака 2 масло пусковим 4 або головним 6 масляним насосом черезсистему зворотних клапанів 5 подається до охолоджувач 8 і далі через фільтр 3по напірним лініях на змащування та охолодження підшипників турбіни ікомпресора. З підшипників олія знову зливається в нижню частину маслобак
2.

Охолодження масла в апараті 8 здійснюється антифризом, незамерзає при зниженні температури зовнішнього повітря до -40 0 С.
Охолодження антифризу виробляється в паралельно включених апаратах 10,мають систему повітряного охолодження. Повітря через ці охолоджувачіпродувається 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 17місткістю по 10 м3 кожний містяться відповідно антифриз ідистилят. Насос 16 є допоміжним і служить для заповненнясистеми охолодження антифризом або дистилятом. У літній час робітникамтілом в системі охолодження служить дистилят. У цьому випадку для забезпеченняпрацездатності схеми в зимових умовах в ній передбачено додатковийпідігрівач 9.

Охолодження масла в даному агрегаті здійснюється, таким чином, задвоконтурної схемою: в апараті 8 теплота від масла передається антифризу (дистиляти), від якого вона в свою чергу приділяється повітрям уохолоджувачах 10. Застосування цієї двоконтурної схеми охолодження масла вданому випадку продиктовано двома причинами: відсутністю в місці установкигазотурбокомпрессоров необхідної кількості охолоджуючої води;необхідністю забезпечення її надійної роботи при температурах зовнішньогоповітря нижче 0 0 С, тому що з метою зниження вартості спорудигазоперекачувальних станцій частина їх обладнання розташовується на відкритихмайданчиках. [7, стор.14]

2. ТЕПЛОВОЇ РОЗРАХУНОК Теплообмінники.

Приймаються схему вертикального Маслоохолоджувачі з прямими трубками іперегородками типу диск-кільце. Всередині трубок тече охолоджуюча вода
(прісна), в міжтрубному просторі - трансформаторне масло, омиваючитрубки зовні.

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

tм.ср. = 0,5 * (tм1 + tм2), оС

(2.1) де tм1-температура масла на вході в Маслоохолоджувачі, оС; tм2-температура масла на виході з Маслоохолоджувачі оС; tм.ср = 0,5 * (60 +48) = 54оС.

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

Срmм = 1,876 кДж/(кг оС)

(м = 859,3 кг/м3

(м = 6,68 * 10 -- 6 м2/с

Prм = 101

Кількість тепла, яке необхідно відвести охолоджуючої водою відмасла [9, стор.54]:

Qм = (GМ * (м * Срmм * (tм1-tм2))/3600, кВт/с

(2.2)

де GМ - номінальний витрата масла через апарат, м3/ч;

(м - 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/с

Фізичні властивості води при TВ = 18 оС: [9,пріложеніе2]

Срmв = 4,185 кДж/кг * оС

(в = 998,5 кг/м3

Температура охолоджуючої води при виході з Маслоохолоджувачі:

Qм = Qв

GМ * (м * Срmм * (tм1-tм2) = Gв * (в * Срmв * (tв2-tв1) [9, стор.54]
(2.3) tв2 = tв1 + (Qв * 3600/(Срmв * Gв * (у)), оС де tв1-температура води на вході в Маслоохолоджувачі, оС;

Qв - тепловий потік, що сприймається охолоджуючої водою, кВт/с;

Gв-номінальний витрата води через апарат, м3/ч; tв2 = 18 + (44,3 * 3600/(4,185 * 22 * 998,5)) = 20 оС

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. = 19 оС: [9, додаток 2]

(в = 0,9394 * 10-6 м2/с

Prв = 6,5996

(в = 0,604 Вт/(м * К)

(в = 997,45 кг/м3

Среднелогаріфміческій температурний напір (для протівоточной схеми) [7,стор 104]:

(tср = ((tм1-tв2) - (tм2-tв1))/(ln ((tм1-tв2)/(tм2-tв1 )))*(( t, оС

(2.5)

((t-поправочний коефіцієнт, що враховує особливості прийнятої схемируху теплоносіїв. Для протівоточной схеми ((t = 1; [7, стор 104]

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

Визначення коефіцієнта теплопередачі:

Середнє значення коефіцієнта теплопередачі К (Вт/(м2.К) визначаєтьсяпо рівнянню (4.29) [7, стор 108]:

К = 1/((1/(МПР )+((( dн/dвн (лат) + ((dн/dвн (в)), Вт/(м2 * К)

(2.6)

де (м пр-наведений коефіцієнт тепловіддачі масла, Вт/(м2 * К);

(в-коефіцієнт тепловіддачі води, Вт/(м2 * К); dн-зовнішній діаметр трубки, м; dвн-внутрішній діаметр трубки, м;

(-товщина стінки трубки, м;

(лат. - коефіцієнт теплопровідності латуні, Вт/(м * К);

(- коефіцієнт оребрення ((= 2,26)

задана температура стінок з боку води і з боку масла: tст.в. = 25 оС tст.м. = 40 оС

заданої швидкості води і масла: wв = 1 м/с WМ = 0,5 м/с

Значення наведеного коефіцієнта тепловіддачі (м пр [Вт/(м2 * К)]від масла в пучку трубок з поперечним або близьким до нього характером омиваннявизначається співвідношенням [7, стор.109]:

(м пр = (м (о,

(2.7) де (м-середнє значення коефіцієнта тепловіддачі, Вт/(м2 * К);

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

Для обчислення (м скористаємося формулою (4.31) [7, стор 109] :

(м = 0,354 ((м/() * Re0, 6 * Prм0, 33 * (Prм/Prw) 0,18, Вт/(м2 * К)

(2.8) де (м - коефіцієнт теплопровідності 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;

(-відстань між зовнішніми утворять трубок, м;

Reм-критерій Рейнольдса для масла. Він визначається в такий спосіб:

Reм = (WМ * (/ (м)

(2.9) де WМ-швидкість масла, м/с;

(м-в'язкість масла tм.ср. = 54оС, м2/с;

Reм = (0,5 * 0,003/6,68 * 10-6) = 224

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

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

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

Reв = (wв * dвн/(в)

(2.10) де wв-швидкість води, м/с; dвн-внутрішній діаметр трубки, м;

(в-коефіцієнт кінематичної в'язкості, м2/с;

Reв = (1 * 0,011/(1,006 * 10-6)) = 11000

У нас турбулентний режим течії рідини, тому що Reв = 11000> 5 * 103. Притакому режимі середнє значення (у визначається за формулою [7, стр 114]:

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

(2.11)

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

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

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

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

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

qв = (в * (tст.в. - tв.ср), Вт/м 2

(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)

Поверхня охолодження Маслоохолоджувачі розраховується [9, стор 56]:

F (= Q/(k * (Tср), м2

(2.13)

Q - кількість охолоджуваного водою тепла, Вт;

(Tср - среднелогаріфміческій температурний напір, оС; k - коефіцієнт теплопередачі, Вт/(м2 * К);

F (= 44300/(420 * 34) = 3,1 м2

Питома щільність теплового потоку [7, с 108]:

q = Q/F (, Вт/(м2 * К)

(2.14) q = 44300/3,1 = 14290 Вт/(м2 * К);

З іншого боку це можна виразити таким чином [9, стор.55]: q = (м * (ТМ = 461 * (ТМ

(2.15)

Отже: (ТМ = q/(м = 14290/640 = 21,3 оС

З Рис.2.1 видно що tст.м. = tм.ср. - (ТМ = 54-21,3 = 32,7 оС

Т.к. q = q1 = q1 = ... = qn, то q = (в * (TВ = 4460 * (TВ

(TВ = q/(в = 14290/4460 = 3,2 оС tст.в. = tв.ср. + (TВ = 19 +3,2 = 22 , 2 оС

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

Рис.2.1 Графік зміни температур теплоносіїв уздовж поверхні теплообміну при протитоку. < p> Тепер перераховуємо площа поверхні охолодження щодознайдених температур стінок:

Prв (при tст.в. = 22,2 оС) = 6,32

(в = 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. = 32,7 оС) = 132,8 < p> (м = 0,354 (0,107/0,003) * 2240,5 * 101,720,33 * (101,72/132,8) 0,18 = 695,3 Вт/(м2 * К)

(м 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

Поверхня охолодження 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 охолодження іоптимальні швидкості води і масла. Варіанти розрахункових швидкостей ірезультати обчислень наведено в табл. 2.1.

Таблиця 2.1

Залежність поверхні охолодження маслоохлодітеля від швидкостей води і 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 |
| (в, 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 |
| (м, 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 |

Вибираємо варіант з площею поверхні охолодження F = 3,47 м2 ішвидкостями води і масла wв = 1 м/с і WМ = 0,5 м/с.

3. КОНСТРУКТИВНІ РОЗРАХУНОК.

3.1 Визначення кількості трубок і способу їх розміщення.

Конструктивний розрахунок кожухотрубні теплообмінників полягає ввизначенні кількості трубок і способу їх розміщення, знаходженнівнутрішнього діаметру корпусу і числа ходів в трубному і міжтрубномупросторі.

В основу розрахунку покладено вихідні і результати теплового розрахунку,наведені вище.

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

L = 900 * F (* dвн * wв * (в/Gв

(3.1.1)

F (- поверхня теплообміну, м2; dвн - внутрішній діаметр труби, м; wв - швидкість теплоносія (в нашому випадку це швидкість води, так як . вонатече всередині трубок), м/с;

(в - густина води, кг/м3;

Gв - часовий витрата води, кг/год;

L = 900 * 3,16 * 0,014 * 1 * 997,45/10008 = 9,3 м

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 кількаваріантів 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

Zв Вибираємо = 4 і L' = 2,325 м.

Число трубок одного ходу в трубному просторі, шт.:

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

Gв - масова витрата води в трубному просторі, кг/год; dвн - внутрішній діаметр трубок, м;

(в - щільність води , кг/м3; wв - швидкість води, м/с;

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 - кількість 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 зумов міцності:

t = (1,3 ... 1, .5) * dн, м

(3.1.5) [6, стр27]

dн - зовнішній діаметр трубок, м; t = 1,3 * 0,016 = 0,02 м

Вибираємо концентричне розміщення труб з умов максимальноїкомпактності, зручності розмітки трубних дощок і монтажу пучка труб.
[6, стр27]

3.2 Внутрішній діаметр корпусу теплообмінника.

Для багатоходових теплообмінників внутрішній діаметр корпусувизначається:

D = 1,1 * t * (N/() 0,5, м

(3.2.1) [6, стр28]

t - щаг труб в пучку, м;

N - загальна кількість труб, шт;

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

D = 1,1 * 0,02 * (72/0,7) 0,5 = 0,223 м

3.3 Конструкція і розміри міжтрубному простору.

Для підвищення швидкості теплоносія в міжтрубному просторікожухотрубні теплообмінників використовуються поперечні перегородки. У нашомувипадку це перегородки типу диск-кільце. [6, стр28]

Площа міжтрубному простору,:

Sмтр = S1 = S2 = S3 = GМ/(3600 * (м * WМ), м2

(3.3.1) [6, стр29]

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

S2 - площа у вертикальному перерізі між кільцевими і дисковимиперегородками, м2;

S3 - прохідний перетин для теплоносія в кільці, м2;

GМ - масова витрата теплоносія (в даному випадку це масло, тому що вонотече в міжтрубному просторі), кг/год;

(м - густина масла, кг/м3; WМ - швидкість масла в міжтрубному просторі, м/с;

Sмтр = 10008/(3600 * 859,3 * 0,5) = 0,0065 м2

Площа кільцевого зазору між корпусом і диском:

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

(3.3.2) [6, стр28]

D - внутрішній діаметр корпусу, м;

D2 -- діаметр дискової перегородки, м;

N - кількість труб, шт; dн-зовнішній діаметр трубки, м;

D2 =[((*( D2-N * dн2) -4 * S1)/(] 0,5, м

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

Прохідний перетин для теплоносія в кільці:

S3 = ((* D12/4) * [1-0,91 * (* (dн/t ) 2], м2

(3.3.3) [6, стр29]

D1 - діаметр кільцевої перегородки, м;

(- коефіцієнт заповнення трубної решітки (приймається 0,6-0,8); dн-зовнішній діаметр трубки, м; t - щаг труб в пучку, м;

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

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

Площа у вертикальному перерізі між кільцевими і дисковимиперегородками:

S2 = (* Do * h * (1 - (dн/t)), м2

(3.3.4) [6, стр28] < p> Do - середній діаметр, м;

Do = 0,5 * (D1 + D2) = 0,083 м h - відстань між перегородками, м; dн-зовнішній діаметр трубки, м; t - щаг труб в пучку, м;

h = S2/[(* Do * (1 - (dн/t))], м h = 0,0065/[3,14 * 0,083 * (1 - ( 0,016/0,02))] = 0,1244 м

Число ходів масла в міжтрубному 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 міжтрубному просторі одно Zм-1 = 18-1 = 17

3.4 Визначення діаметру патрубків.

Діаметр патрубків dn залежить від витрати і швидкості теплоносія івизначається із співвідношення:

((/ dn2) = (G/(3600 * (* wn))

(3.4.1) [6, стр31] < p> G - витрата теплоносія, кг/год;

(- густина теплоносія, кг/м 3; wn - швидкість теплоносія, м/с. dn = [(4 * G)/((* 3600 * (* wn)] 0,5, м

Швидкості в патрубках зазвичай приймаються дещо більшими, ніж уапараті. Ми приймаємо: wв = 2,5 м/с WМ = 1м/с

Т.ч. діаметр патрубків для води: dnв = [(4 * 10008)/(3,14 * 3600 * 997,45 * 2,5)] 0,5 = 0,0014 м, для масла: dnм = [(4 * 3,6 )/(3,14 * 859,3 * 1)] 0,5 = 0,0053 м,

4. ГІДРАВЛІЧНИЙ РОЗРАХУНОК.

Завданням гідравлічного розрахунку є визначення величини втратитиску теплоносіїв при їх русі через теплообмінні апарати.
Падіння тиску (РТТ в теплообмінниках при проходженні теплоносія потрубах і в міжтрубному просторі складається з втрат на опіртертя і на місцеві опору, Па:

(РТТ = (РТР + (РМС =[((* L '* w2)/(dе * 2 )]*(+((*( (w2 * ()/2), Па

(4.1.1) [6, стр32]

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

L '- робоча довжина труби в одному ходу, м; w - середня швидкість руху теплоносія на даній ділянці, м/с; dе - еквівалентний діаметр перетину каналу, що дорівнює 4 * f/Sсм; f - площа перерізу проходу теплоносія , м2; f = Sмтр = 0,0065 м2;

Sсм - змочений периметр проходу теплоносія, м;

Sсм = (* D;

D -- внутрішній діаметр корпусу теплообмінника, м;

Sсм = 3,14 * 0,223 = 0,7 м; dе = 4 * 0,0065/0,7 = 0,037 м

(- щільність теплоносія, кг/м 3;

((- сума коефіцієнтів місцевих опорів. Іхзначенія ми беремо зтаблиці (табл.1, [9 ]);

Для води ми враховуємо коефіцієнти, наведені в таблиці 4.1.

Таблиця 4.1.

Значення коефіцієнтів місцевих опорів .

| Місцевий опір | Коефіцієнт |
| Вхідна або вихідна камера (удар і поворот) | 1,5 |
| Поворомт на 1800 всередині камери при переході | 2,5 |
| з одного пучка трубок в іншій | |
| Вхід в трубне простір і вихід з нього | 1 |

Таким чином, сума коефіцієнтів місцевих опорів для води:

((в = 1,5 * 2 +2,5 * 3 +1 * 2 = 12,5

(Ротів = (РТР + (РМС = [(0,02 * 2,325 * 12)/(0,037 * 2)] * 997,45 + [12, 5 * ((12 * 997,45)/2)
] =

= 6861 Па

Наявний перепад тиску, створюваний насосом:

(Рр = (РТТ + (РТР, Па

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

(РРВ = 6861 +626,8 = 7478,7 Па

Відповідне значення температурного напору:

Нр = (Рр/((* g), м

(4.1.2) [6, стр34]

(Рр - наявний перепад тиску, який створюється насосом, Па;

(- густина теплоносія, кг/м 3 ; g - прискорення вільного падіння, м2/с;

НРВ = 7487,7/(997,45 * 9,8) = 0,77 м

Потужність N, кВт на валу насоса:

N = (G * (Рр)/(1000 * (* (н), кВт

(4.1.3) [6, стр34]

G - витрата робочого середовища, кг/с;

(Рр - наявний перепад тиску, який створюється насосом, Па;

(- густина теплоносія, кг/м 3;

(н - ККД насоса;

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

Далі робимо аналогічний розрахунок для масла.

(= 0,02 + (1,7/Re 0,5)

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

Для масла враховуємо коефіцієнти, наведені 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 1800 через перегородку в | 1,5 |
| міжтрубному просторі | |
| Вхід в Міжтрубний простір | 1,5 |
| Засувка нормальна | 0,5-1,0 |

Таким чином, сума коефіцієнтів місцевих опорів для масла:

((м = 1,5 * 2 +1,5 * 17 +1,2 * 2 +0,7 * 2 = 32,9

(Ртом = (РТР + (РМС = [(0,4 * 0,325 * 0,52)/(0,037 * 2 )] * 859,3 + [32,9 * ((0,52 * 859,3)/2
)]=

= 6233,7 Па

Наявний перепад тиску, створюваний насосом:

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

(ррм = 6233,7 +2699,8 = 8933,5 Па

Відповідне значення температурного напору:

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


     
 
     
Реферат Банк
 
Рефераты
 
Бесплатные рефераты
 

 

 

 

 

 

 

 
 
 
  Все права защищены. Українські реферати для кожного учня !