Теплотехника

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;
    tм.ср =0,5*(60+48)=54оС.

    Физические свойства при  tм.ср.=  54оС:                             [9,
приложение 3]
    Срmм=1,876 кДж/(кг[pic] оС)
    (м=859,3кг/м3
    (м=6,68*10-6 м2 /с
    Prм=101

    Количество тепла,  которое  необходимо  отвести  охлаждающей  водой  от
масла[9, стр.54]:

    Qм=(Gм*(м*           Срmм*(            tм1-tм2))/3600,            кВт/с
               (2.2)

    где  Gм - номинальный расход масла через аппарат, м3/ч;
    (м – 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=18  оС:                           [9,
приложение2]
    Срmв=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)+(((dн/dвн(лат)+((dн/dвн(в)),                    Вт/(м2*К)
            (2.6)

    где  (м пр-приведенный коэффициент теплоотдачи масла, Вт/(м2*К);
     (в- коэффициент теплоотдачи воды, Вт/(м2*К);
    dн –наружный диаметр трубки,м;
    dвн-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=(wм*(/(м)
                                  (2.9)
    где wм –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  |2,5           |
|из одного пучка трубок в другой             |              |
|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         |1,5            |
|межтрубном пространстве                     |               |
|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





смотреть на рефераты похожие на "Охлаждение, компрессионная машина"