Пояснительная записка к комплексному курсовому проекту
«» Исполнитель РуководительМинск2000
ВВЕДЕНИЕ
В газотурбинных установках и компрессионных машинахмаслоохладители обеспечивают отвод тепла, полученного маслом в подшипниках , редукторных передачах и других элементах. Охлаждение масла производитсяводой, охлаждаемой в градирнях. В некоторых случаях охлаждение производитсяпроточной водой. Теплообмен между маслом и водой осуществляется вкожухотрубных многоходовых маслоохладителях с кольцевыми или сегментнымиперегородками между ходами .
В этих аппаратах осуществляется веерное илизигзагообразное течение масла с поперечным обтеканием труб, близким похарактеру к обтеканию труб в шахматном пучке. Веерное течение маслаосуществляется в маслоохладителях с кольцевыми перегородками, азигзагообразное – с сегментными. Требуемое число ходов со стороны маслаобеспечивается изменением количества перегородок, установленных на пучке трубмежду трубными досками. В результате значительно уменьшается число крепленийтруб в трубных досках и снижается трудоемкость изготовления аппарата посравнению с одноходовой конструкцией. Одновременно с этим снижаетсяэффективность теплообмена в результате перетекания масла из входа в ход черезтехнологические зазоры между перегородками и корпусом и через зазоры около трубпучка .
Со стороны воды маслоохладители выполняются обычнотакже многоходовыми за счет изменения числа перегородок в крышках, чтопозволяет регулировать подогрев воды и ее расход без существенного снижениякоэффициентов 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 исостоят из следующих основных узлов: верхней съемной крышки 1,трубной системы 2 и корпуса 3. Вода движется внутри труб и камер, масло – вмежтрубном пространстве. Направление движения масла в этих аппаратах создаетсясистемой сегментных перегородок или перегородок типа диск-кольцо .[7, стр.32]
1. СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ МАСЛА
В ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКЕ
На рис.1 показана принципиальная схема системымаслоснабжения 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 поспециальной линии через фильтр тонкой очистки 1. Из нижней части ( картера )бака 2 масло пусковым 4 или главным 6 масляным насосом через систему обратныхклапанов 5 подается к охладителю 8 и далее через фильтр 3 по напорным линиям насмазывание и охлаждение подшипников турбины и компрессора. Из подшипниковмасло вновь сливается в нижнюю часть маслобака 2 .
Охлаждение масла в аппарате 8 осуществляетсяантифризом, не замерзающим при понижении температуры наружного воздуха до –40 0С. Охлаждение антифриза производится в параллельно включенных аппаратах 10,имеющих систему воздушного охлаждения. Воздух через эти охладители продуваетсявентиляторами 11, приводимыми от электродвигателей. Циркуляция антифриза всистеме осуществляется с помощью главного насоса 13. Насос 14 является резервным. Бачок 12 служит демпфером. В баках 15 и 17 вместимостью по 10 м3каждый содержатся соответственно антифриз и дистиллят. Насос 16 являетсявспомогательным и служит для заполнения системы охлаждения антифризом илидистиллятом. В летнее время рабочим телом в системе охлаждения служитдистиллят. В этом случае для обеспечения работоспособности схемы в зимнихусловиях 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 охладителях10. Применение этой двухконтурной схемы охлаждения масла в данном случаепродиктовано двумя причинами: отсутствиемв месте установки газотурбокомпрессоров необходимого количества охлаждающейводы; необходимостью обеспечения ее надежной работы притемпературах наружного воздуха ниже 0 0С, так как с целью снижениястоимости сооружения газоперекачивающих станций часть их оборудованиярасполагается на открытых площадках .[7, стр.14]
2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННИКА.
Принимаем схему вертикального маслоохладителя спрямыми трубками и перегородками типа диск-кольцо. Внутри трубок течетохлаждающая 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-температурамасла на входе в маслоохладитель, оС;
tм2-температура масла на выходе из маслоохладителяоС;
tм.ср=0,5*(60+48)=54оС.
Физические свойства при tм.ср.= 54оС: [9, приложение 3]
Срmм=1,876 кДж/(кг/> оС)
rм=859,3кг/м3
nм=6,68*10-6м2 /с
Prм=101
Количество тепла, которое необходимо отвестиохлаждающей 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.= 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=18оС: [9, приложение2]
Срmв=4,185 кДж/кг*оС
rв=998,5кг/м3
Температура охлаждающей воды при выходе измаслоохладителя:
Qм= Qв
Gм*rм* Срmм*(tм1-tм2)= Gв*rв* Срmв*(tв2-tв1) [9, стр.54] (2.3)
tв2=tв1+(Qв*3600/(Срmв* Gв*rв)), оС
где tв1-температураводы 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))=20оС
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.= 19оС: [9, приложение2]
nв=0,9394*10-6 м2 /с
Prв=6,5996
lв=0,604 Вт/(м*К)
rв=997,45 кг/м3
Среднелогарифмический температурный напор (дляпротивоточной схемы) [7, стр. 104]:
Dtср=((tм1-tв2)-(tм2-tв1))/(ln((tм1-tв2)/(tм2-tв1)))*eDt, оС (2.5)
eDt –поправочныйкоэффициент, учитывающий особенности принятой схемы движения теплоносителей.Для противоточной схемы eDt=1; [7, стр.104]
Dtср=((60-20)-(48-18))/(ln((60-20)/(48-18)))=34оС
Определение коэффициента теплопередачи:
Среднее значение коэффициента теплопередачи К (Вт/(м2.К)определяется по уравнению (4.29) [7, стр.108] :
К=1/((1/aмпр)+(djdн/dвнlлат)+(jdн/dвнaв)), 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 стенкитрубки, м;
lлат.- коэффициент теплопроводности латуни, Вт/(м*К);
j- коэффициент оребрения (j=2,26)
Задаемся температурами стенок со стороны воды и со сторонымасла:
tст.в.=25оС
tст.м.=40оС
Задаемся скоростями воды и масла:
wв=1м/с
wм=0,5м/с
Значение приведенного коэффициента теплоотдачи aм пр [Вт/(м2*К)] отмасла в пучке трубок с поперечным или близким к нему характером омыванияопределяется соотношением [7, стр.109]:
aм пр=aмhо, (2.7)
где aм-среднее значение коэффициента теплоотдачи, Вт/(м2*К);
hо-поправочныйкоэффициент (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 теплопроводностимасла при tм.ср.= 54оС,Вт/(м*К);
Prf –число Прандтля для масла при tм.ср.= 54оС;
Prw — число Прандтля для масла при tст.м.=40оС;
d-расстояние между внешними образующимитрубок, 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.= 54оС, 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 охлаждающейводы [9, стр.55]:
Reв=(wв*dвн/nв) (2.10)
где wв –скоростьводы, 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, стр114]:
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.= 19оС;
Prf –числоПрандтля для воды при tв.ср.= 19оС;
Prw — число Прандтля для воды при tст.в.=25оС;
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))==420Вт/( 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, 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=aм*Dtм=461*Dtм (2.15)
Следовательно: Dtм=q/aм=14290/640=21,3оС
Из рис.2.1 видно что tст.м.=tм.ср.-Dtм=54-21,3=32,7оС
Т.к. q=q1=q1=…=qn, то
q=aв*Dtв=4460*Dtв
Dtв=q/aв=14290/4460=3,2оС
tст.в.=tв.ср.+Dtв=19+3,2=22,2оС
По результатам расчета принимаем температуру стенки состороны воды tст.в.= 22,2оС и температуру стенки состороны масла tст.м.=32,7оС.
Рис.2.1 График изменения температур теплоносителейвдоль поверхности теплообмена при противотоке.
Теперь пересчитываем площадь поверхности охлажденияотносительно найденных температур стенок:
Prв(приtст.в.= 22,2оС)=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(приtст.м.= 32,7оС)=132,8
aм=0,354(0,107/0,003)*2240,5*101,720,33*(101,72/132,8)0,18=695,3Вт/( м2*К)
aм 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 учетомзагрязнения[9, стр.56]:
F=1,1*F¢, м2 (2.16)
F=1,1*3,16=3,47 м2
Далее проводим аналогичный расчет для разных скоростейводы и масла, для того, чтобы выбрать оптимальную площадь поверхностиохлаждения и оптимальные скорости воды и масла. Варианты расчетных скоростей ирезультаты вычислений приведены в табл. 2.1.
Таблица 2.1
Зависимость поверхности охлаждениямаслоохлодителя 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=3,47м2и 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 расчеткожухотрубных теплообменников состоит в определении количества трубок и способаих размещения, нахождении внутреннего диаметра корпуса и числа ходов в трубноми межтрубном пространстве.
В основу расчета положены исходные и результатытеплового 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 внутритрубок), 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 рассчитаемнесколько 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 (расстояниемежду 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 условиймаксимальной компактности, удобства разметки трубных досок и монтажа пучкатруб. [6, стр27]
3.2 Внутренний диаметр корпусатеплообменника.
Длямногоходовых теплообменников внутреннийдиаметр корпуса определяется:
D=1,1*t*(N/h)0,5, м (3.2.1) [6, стр28]
t – щагтруб в пучке, м;
N – общееколичество 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 межтрубногопространства.
Для повышения скорости теплоносителя в межтрубномпространстве 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 – площадькольцевого зазора между корпусом и диском, м2;
S2 – площадьв 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. онотечет 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)=0,0065м2
Площадь кольцевого зазора междукорпусом и диском:
S1=(p/4)*[( D2 — D22)-N*dн2], м2 (3.3.2) [6, стр28]
D – внутреннийдиаметр корпуса, м;
D2 – диаметр дисковой перегородки, м;
N – числотруб, шт;
dн –наружный диаметртрубки, 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 вкольце:
S3=(p* D12/4)*[1-0,91*h*(dн/t)2], м2 (3.3.3) [6, стр29]
D1 – диаметркольцевой перегородки, м;
h — коэффициент заполнения трубной решетки (принимается 0,6-0,8);
dн –наружный диаметртрубки, м;
t – щагтруб 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 идисковыми перегородками:
S2=p*Do*h*(1-(dн/t)), м2 (3.3.4) [6, стр28]
Do – среднийдиаметр, м;
Do=0,5*(D1+D2)=0,083м
h – расстояниемежду перегородками, м;
dн –наружный диаметртрубки, м;
t – щагтруб в пучке, м;
h=S2/[p*Do*(1-(dн/t))], м
h=0,0065/[3,14*0,083*(1-(0,016/0,02))]=0,1244м
Число ходов масла в межтрубном пространстве:
Zм=L’/h
L’ – рабочаядлина трубы в одном ходу, м:
h – расстояниемежду перегородками, м;
Zм=2,325/0,1244=18
Число перегородок в межтрубном пространстве равно Zм-1=18-1=17
3.4 Определение диаметрапатрубков.
Диаметр патрубков dn зависит отрасхода и скорости теплоносителя и определяется из соотношения:
(p/dn2)=(G/(3600*r*wn)) (3.4.1) [6, стр31]
G – расходтеплоносителя, 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 несколькобольшими, 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.
Задачейгидравлического расчета является определение величины потери давлениятеплоносителей при их движении через теплообменные аппараты. Падение давления DРто в теплообменниках при прохождении теплоносителя по трубам и вмежтрубном пространстве складывается из потерь на сопротивление трению и наместные 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 – средняяскорость движения теплоносителя на данном участке, м/с;
dэ –эквивалентный диаметр сечения канала, равный 4*f/Sсм;
f – площадьсечения прохода теплоносителя, м2;
f=Sмтр=0,0065м2 ;
Sсм – смоченный периметр прохода теплоносителя, м;
Sсм=p*D;
D – внутреннийдиаметр 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 местныхсопротивлений. Ихзначения мы берем изтаблицы (табл.1,[9]);
Для воды мы учитываем коэффициенты, приведенные втаблице 4.1.
Таблица 4.1.
Значения коэффициентов местныхсопротивлений.Местное сопротивление Коэффициент Входная или выходная камера(удар и поворот) 1,5
Поворот на 1800внутри 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 температурногонапора:
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 – расходрабочей 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/Re 0,5)
l=0,02+(1,7/19,70,5)=0,4
Для масла учитываем коэффициенты, приведенные втаблице 4.2.
Таблица 4.2.
Значения коэффициентов местныхсопротивлений.Местное сопротивление Коэффициент Входная или выходная камера(удар и поворот) 1,5
Поворот на 1800через 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 температурногонапора:
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