Охлаждение, компрессионная машина
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;
t>м.ср >=0,5*(60+48)=54оС.
Физические свойства при tм.ср.= 54оС: [9, приложение 3]
С>р>>m>>м>=1,876
кДж/(кг
оС)
>м>=859,3кг/м3
>м>=6,68*10-6 м2 /с
Pr>м>=101
Количество тепла, которое необходимо отвести охлаждающей водой от масла[9, стр.54]:
Qм=(Gм*м* Срmм*( t>м1>-t>м2>))/3600, кВт/с (2.2)
где Gм - номинальный расход масла через аппарат, м3/ч;
м – плотность масла при tм.ср.= 54оС, кг/м3 ;
С>р>>m>>м> –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]
С>р>>m>>в>=4,185 кДж/кг*оС
в=998,5кг/м3
Температура охлаждающей воды при выходе из маслоохладителя:
Qм= Qв
Gм*м* Срmм*( tм1-tм2)= Gв*в* Срmв*( tв2-tв1) [9, стр.54] (2.3)
tв2=tв1+(Qв*3600/ (Срmв* Gв*в)), оС
где tв1-температура воды на входе в маслоохладитель, оС;
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 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]
в=0,9394*10-6 м2 /с
Prв=6,5996
в=0,604 Вт/(м*К)
в=997,45 кг/м3
Среднелогарифмический температурный напор (для противоточной схемы) [7, стр. 104]:
tср=((tм1-tв2)-(tм2-tв1))/(ln((tм1-tв2)/(tм2-tв1)))*>>>t>, оС (2.5)
>>>t> –поправочный коэффициент, учитывающий особенности принятой схемы движения теплоносителей. Для противоточной схемы >>>t>=1; [7, стр. 104]
tср =((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/>мпр>)+(d>н>/d>вн>>лат>)+(d>н>/d>вн>>в>)), Вт/(м2*К) (2.6)
где >м пр>-приведенный коэффициент теплоотдачи масла, Вт/(м2*К);
>в>- коэффициент теплоотдачи воды, Вт/(м2*К);
d>н >–наружный диаметр трубки,м;> >
d>вн>-внутренний диаметр трубки,м;
-толщина стенки трубки, м;
лат.- коэффициент теплопроводности латуни, Вт/(м*К);
- коэффициент оребрения (=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 >м пр> [Вт/(м2*К)] от масла в пучке трубок с поперечным или близким к нему характером омывания определяется соотношением [7,стр.109]:
>м пр>=>м>>о>, (2.7)
где >м>-среднее значение коэффициента теплоотдачи, Вт/(м2*К);
>о>-поправочный коэффициент (>о>=0,95-0,98)
Для вычисления >м> воспользуемся формулой (4.31) [7,стр. 109]:
м=0,354(м /)*Re0,6*Prм0,33*(Prм/Prw)0,18, Вт/( м2*К) (2.8)
где м - 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;
-расстояние между внешними образующими трубок,м;
Reм- критерий Рейнольдса для масла. Он определяется следующим образом:
Reм=(w>м>*/>м>) (2.9)
где w>м> –скорость масла, м/с;
м –вязкость 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)
Определяем режим движения воды в трубках. Критерий Рейнольдса для охлаждающей воды [9,стр.55]:
Reв=(wв*dвн/в) (2.10)
где wв –скорость воды,м/с;
dвн –внутренний диаметр трубки,м;
в –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 в определяется по формуле[7,стр 114]:
в=0,021*(в/ dвн)* Reв0,8* Prf0,43*( Prf/ Prw)0,25, Вт/( м2*К) (2.11)
в –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;
в=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=в*( 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*Tср), м2 (2.13)
Q - количество охлаждаемого водой тепла, Вт;
Tср - 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=м*tм=461*tм (2.15)
Следовательно: tм=q/м=14290/640=21,3 оС
Из рис.2.1 видно что tст.м.=tм.ср.- tм=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
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
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.= 32,7оС)=132,8
>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
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 |
|
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 |
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*в/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;
в – 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**dвн2*в*wв ) (3.1.3) [6,стр27]
Gв – массовый расход воды в трубном пространстве, кг/ч;
dвн – внутренний диаметр трубок, м;
в – 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/)0,5,м (3.2.1) [6,стр28]
t – щаг труб в пучке,м;
N – общее количество труб,шт;
- 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*м*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;
м – 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=(/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=[(*( D2- N*dн2)-4*S1)/ ]0,5,м
D2=[(3,14*( 0,2232- 72*(0,016)2)-4*0,0065)/3,14]0,5=0,152м
Проходное сечение для теплоносителя в кольце:
S3=(* D12/4)*[1-0,91**(dн/t)2], м2 (3.3.3) [6,стр29]
D1 – диаметр кольцевой перегородки, м;
- 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**(dн/t)2)* )] 0,5,м
D1=[4*0,0065/((1-0,91*0,7*(0,016/0,02)2)*3,14)] 0,5=0,014м
Площадь в вертикальном сечении между кольцевыми и дисковыми перегородками:
S2=*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/[*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:
(/dn2)=(G/(3600**wn)) (3.4.1) [6,стр31]
G – расход теплоносителя, кг/ч;
- плотность теплоносителя, кг/м3;
wn – скорость теплоносителя, м/с.
dn=[(4*G)/( *3600**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 Рто в теплообменниках при прохождении теплоносителя по трубам и в межтрубном пространстве складывается из потерь на сопротивление трению и на местные сопротивления, Па:
Рто=Ртр+Рмс=[(*L’* w2)/(dэ*2)]*+*( (w2*)/2), Па
(4.1.1) [6,стр32]
- коэффициент гидравлического трения ( для латунных труб =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=*D;
D – внутренний диаметр корпуса теплообменника, м;
Sсм=3,14*0,223=0,7м;
dэ=4*0,0065/0,7=0,037м
- плотность теплоносителя, кг/м3;
- 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:
в=1,5*2+2,5*3+1*2=12,5
Ртов=Ртр+Рмс=[(0,02*2,325*12)/(0,037*2)]*997,45+[12,5*((12*997,45)/2)]=
=6861 Па
Располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом:
Рр=Рто+Ртр,Па
Ртр=[(*L’* w2)/(dэ*2)]*=[(0,02*2,235*12)/(0,037*2)]*997,45=626,8 Па
Ррв=6861+626,8=7478,7 Па
Соответствующее значение температурного напора:
Нр=Рр/(*g), м (4.1.2) [6,стр34]
Рр - располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом, Па;
- 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*Рр)/(1000**н), кВт (4.1.3) [6,стр34]
G – расход рабочей среды, кг/с;
Рр - располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом, Па;
- плотность теплоносителя, кг/м3;
н – КПД насоса;
Nв=(2,78*7487,7)/(1000*997,45*0,7)=0,03 кВт
Далее делаем аналогичный расчет для масла.
=0,02+(1,7/Re 0,5)
=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:
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
Располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом:
Ртрм= (0,4*0,325*0,52)/(0,037*2)]*859,3=2699,8Па
Ррм=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