Охлаждение, компрессионная машина

Рефераты по теплотехнике » 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) о С (2.1)

где tм1-температура масла на входе в маслоохладитель о С;

tм2-температура масла на выходе из маслоохладителя о С;

tм.ср =0 5*(60+48)=54о С.

Физические свойства при tм.ср.= 54о С: [9 приложение 3]

Ср m м =1 876 кДж/(кг о С)

rм =859 3кг/м3

nм =6 68*10-6 м2

Prм =101

Количество тепла которое необходимо отвести охлаждающей 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.= 54о С кг/м3 ;

Ср m м –удельная теплоемкость масла при tм.ср.= 54о С кг/м3 ;

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

Физические свойства воды при tв=18 о С: [9 приложение2]

Ср m в =4 185 кДж/кг*о С

rв=998 5кг/м3

Температура охлаждающей воды при выходе из маслоохладителя:

Qм= Qв

Gм*rм* Срmм*(tм1-tм2)= Gв*rв* Срmв*(tв2-tв1) [9 стр.54] (2.3)

tв2=tв1+(Qв*3600/ (Срmв* Gв*rв)) о С

где tв1-температура воды на входе в маслоохладитель о С;

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 о С

Средняя температура воды[9 стр.54]:

tв.ср.=0 5*( tв1+tв2) о С (2.4)

tв.ср.=0 5*(18+20)=19о С

Физические параметры воды при tв.ср.= 19 о С: [9 приложение 2]

nв=0 9394*10-6 м2

Prв=6 5996

lв=0 604 Вт/(м*К)

rв=997 45 кг/м3

Среднелогарифмический температурный напор (для противоточной схемы) [7 стр. 104]:

Dtср=((tм1-tв2)-(tм2-tв1))/(ln((tм1-tв2)/(tм2-tв1)))*eD t о С (2.5)

eD t –поправочный коэффициент учитывающий особенности принятой схемы движения теплоносителей. Для противоточной схемы eD t =1; [7 стр. 104]

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

Определение коэффициента теплопередачи:

Среднее значение коэффициента теплопередачи К (Вт/(м2. К) определяется по уравнению (4.29) [7 стр. 108] :

К=1/((1/aмпр )+(djdн /dвн lлат )+(jdн /dвн aв )) 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 стенки трубки м;

lлат.- коэффициент теплопроводности латуни Вт/(м*К);

j- коэффициент оребрения (j=2 26)

Задаемся температурами стенок со стороны воды и со стороны масла:

tст.в.=25 о С

tст.м.=40 о С

Задаемся скоростями воды и масла:

wв=1 м/с

wм=0 5 м/с

Значение приведенного коэффициента теплоотдачи aм пр [Вт/(м2 *К)] от масла в пучке трубок с поперечным или близким к нему характером омывания определяется соотношением [7 стр.109]:

aм пр =aм hо (2.7)

где aм -среднее значение коэффициента теплоотдачи Вт/(м2 *К);

hо -поправочный коэффициент (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 теплопроводности масла при tм.ср.= 54 о С Вт/(м*К);

Prf –число Прандтля для масла при tм.ср.= 54 о С;

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

d-расстояние между внешними образующими трубок 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.= 54о С 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 охлаждающей воды [9 стр.55]:

Reв=(wв*dвн/nв) (2.10)

где wв –скорость воды 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 стр 114]:

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.= 19о С;

Prf –число Прандтля для воды при tв.ср.= 19 о С;

Prw - число Прандтля для воды при tст.в.=25 о С;

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))==420 Вт/( 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 о С;

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 3 о С

Из рис.2.1 видно что tст.м.=tм.ср.- Dtм=54-21 3=32 7 о С

Т.к. q=q1=q1=…=qn то

q=aв*Dtв=4460*Dtв

Dtв=q/aв=14290/4460=3 2 о С

tст.в.=tв.ср.+Dtв=19+3 2=22 2 о С

По результатам расчета принимаем температуру стенки со стороны воды tст.в.= 22 2 о С и температуру стенки со стороны масла tст.м.=32 7 о С.

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 о С)=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(при tст.м.= 32 7о С)=132 8

aм =0 354(0 107/0 003)*2240 5 *101 720 33 *(101 72/132 8)0 18 =695 3 Вт/( 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 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
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 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*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 внутри трубок) 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 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*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 (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/h)0 5 м (3.2.1) [6 стр28]

t – щаг труб в пучке м;

N – общее количество 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 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*rм*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;

rм – 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=(p/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=[(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 в кольце:

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

D1 – диаметр кольцевой перегородки м;

h - 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*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 и дисковыми перегородками:

S2=p*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/[p*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:

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

G – расход теплоносителя 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 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 DРто в теплообменниках при прохождении теплоносителя по трубам и в межтрубном пространстве складывается из потерь на сопротивление трению и на местные 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 – 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=p*D;

D – внутренний диаметр 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 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:

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 температурного напора:

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 – расход рабочей 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/Re0 5 )

l=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:

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 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