Файл: Холодильники.doc

2 Расчет изоляции грузового помещения вагона-холодильника и определение

приведенного коэффициента теплопередачи ограждения кузова вагона

Согласно таблице 4 принимаем

Коэффициент пола рассчитываем по формуле (1)

К_пола=1,2 ∙ К_стен, (1)

К_пола= 1,2 ∙ 0,223 = 0,27 .

Согласно таблице 6 принимаем следующие характеристики грузовых вагонов рефрижераторного подвижного состава:

- длина кузова – 21000мм;

- ширина кузова – 3100мм;

- длина грузового помещения:

полная – 18600мм;

погрузочная – 17650мм;

- ширина грузового помещения:

полная – 2580мм;

погрузочная – 2500мм;

- высота грузового помещения:

по боковой стене – 2606мм;

по середине вагона – 2810мм;

погрузочная – 2454мм;

- полный объем грузового помещения вагона – 136м³;

- погрузочный объем грузового помещения – 108 м³;

- теплопередающая поверхность кузова – 253 м².

Величину произведенного коэффициента теплопередачи для всей площади ограждения кузова определим по формуле (2)

(2)

где 1,3 – коэффициент, учитывающий наличие тепловых мостиков в элементах

ограждения и старения теплоизоляции;

K_i – коэффициент теплопередачи отдельного элемента ограждения

кузова,

F_i – площадь теплопередающей поверхности отдельного элемента, м².

Определим площади теплопередающей поверхности ограждения кузова вагона:

-пол

(3)

где B- наружная ширина вагона, B=3,1м.

-боковая стена

(4)

где H-высота боковой стены снаружи, H=2,354м;

L- длина грузового помещения, L=21м.

-торцевая стена

(5)

-стена

(6)

Рисунок 1 – Схематический чертеж вагона с основными разделами

(7)

Тогда коэффициент теплопередачи определим по формуле (8)

(8)

.

3. Теплотехнический расчет кузова, вагона и определение потребной часовой

холодопроизводительности холодильного оборудования для обеспечения

заданных условий перевозки

Для определения тепловой нагрузки на систему охлаждения производится почасовой расчет теплового баланса грузового помещения

(9)

Тепловой поток, передаваемый через ограждение, определяется

(10)

где K_пр – приведенный коэффициент теплопередачи, ;

t_н – температура наружного воздуха, t_н=34ºС;

t_в – температура внутри вагона-холодильника, t_в=-10ºС;

F_в – расчетная поверхность ограждения.

Теплопритоки от действия солнечной радиации

(11)

где F_вр – расчетная поверхность ограждения, подвергающаяся солнечному

облучению, принимается в размере 30…40% от поверхности ограждения

F_В, F_В=0,3∙257,7239=77,32м²;

t_м – максимальная температура поверхности, t_м=40ºС;

Z_p – продолжительность солнечного облучения в течение суток, Z_p=12ч.

Теплопритоки от инфильтрации через неплотности в ограждении:

(12)

где α – коэффициент, учитывающий относительный воздухообмен в грузовом

помещении вагона вследствие инфильтрации, α=0,25;

ρ_в – плотность поступающего в вагон воздуха, ρ_в 1,142=кг/м³;

V_в – полный объем грузового помещения вагона, V_в=136м³_­;

i_н, i_в – энтальпия наружного воздуха и воздуха внутри вагона, i_н=60, i_в=

= -6кДж/кг.

Теплопритоки при вентилировании грузового помещения

(13)

где n_i – суточная кратность обмена воздуха в вагоне.

По заданию груз подлежащий перевозке не вентилируется, следовательно Q₄=0.

Теплопритоки от электродвигателей вентиляторов-рециркуляторов

(14)

где – суммарная установочная мощность электродвигателей, Z_p=204.

Теплопритоки от груза

(15)

где ρ_гр – плотность загрузки вагона, т/м³;

V_гр – погрузочный объем вагона, м³;

– энтальпии груза в начале и в конце охлаждения, кДж/кг.

По условиям перевозки имеем охлажденный груз, значит Q₆=0.

Теплопритоки от кузова вагона при охлаждении его до температуры перевозки

(16)

где A_k – коэффициент, учитывающий количество тепла, отдаваемого массой кузова

и внутренним оборудованием грузового вагона РПС при изменении

температуры воздуха, A_k=1512

Количество тепла, выделяемое плодоовощами при перевозке, пропорционально интенсивности тепловыделения от груза

(17)

где G_гр – масса перевозимого груза, ;

β – количество тепла, выделяемого плодоовощами при перевозке, .

Так как мы перевозим мороженный груз, то теплопритоки от груза отсутствуют, следовательно .

Неучтенные теплопритоки грузового помещения вагона

(18)

Суммарные теплопритоки в летних условиях

(19)

Определение потребной холодопроизводительности оборудования для обеспечения дополнительных условий перевозки

(20)

где K₃- коэффициент запаса холодопроизводительности для сохранности груза в

случае вынужденной работы одной холодильной машины, K₃=1,3;

r_к –коэффициент рабочего времени, учитывающий загрузку оборудования в

течение суток, r_k=0,6.

Принимаем значение

4 Определение рабочего температурного режима холодильной машины для

реализации расчетной охлаждающей способности

Рабочий температурный режим холодильной машины характеризуется термическими параметрами состояния хладагента: температурами испарения t₀, конденсации t_K, и переохлаждения t_пер. Эти параметры определяются от конкретных значений температуры наружного воздуха и температуры внутри вагона-холодильника.

Температура испарения хладагента в испарителе холодильной машины

t₀ = t_B - 10ºC, (21)

где t_в = -10ºC.

t₀ = -10 – 10 = -20 ºC.

Температура конденсации жидкого хладагента

t_K = t_H + 12ºC, (22)

где t_H = 34ºC.

t_K = 34 + 12 = 46 ºC.

Температура переохлаждения жидкости перед дросселированием

t_пер = t_K - 6 ºC, (23)

где t_K = 46ºC.

t_пер = 46 - 6 =40ºC.

Производим проверку на потребное число ступеней сжатия

.

Если указанное условие не соблюдается хотя бы по одному из показателей необходимо применять двухступенчатое сжатие.

Согласно таблице 10 определяем

при t₀ = -20ºC P₀=0,152 МПа

t_K = 46ºC P_K= 1,106 Мпа

5 Расчет холодильного цикла паровой компрессионной машины

По найденному режиму работы t₀ = -20ºC, t_K = 46ºC, t_пер = 40ºC строим координаты диаграммы “Lg P-i” теоретический цикл

, (24)

Основные показатели цикла:

- массовая холодопроизводительность хладагента

q_{0 =} i₁ – i₅, (25)

.

- удельная теплота сжатия

l_K1 =i₂-i₁, (26)

l_K1 =557-544=13.

l_K2=i_а-i₂, (27)

l_K2=570-557=13.

-удельная теплота конденсации q_П

(28)

-тепловой баланс цикла

q+ l_K1+ l_K2= q_K + q_П, (29)

104+13+13=124+6=130.

-холодильный коэффициент цикла

(30)

Массовый расход хладагента G_x, кг/ч при найденной часовой холодопроизводительной машины

(31)

При двухступенчатом сжатии при неполном промежуточном сжатии

G_x1= G_x2 (32)

Теоретическая объемная производительность хладагента определяется как отношение

при t₀ = -20ºC, t_пер =40ºC (33)

где V₁- удельный объем паров хладагента, образующийся в испарителе, V₁=0,1

Объем всасываемых паров при двухступенчатом сжатии

V_bc1=V₁G_x1 и V_bc2=V^'₂ Gx₂, (34)

V_bc1=0,1∙226,98=22,7.

V_bc2=0,04∙226,98=9,08.

Теоретическая мощность требуемая для сжатия паров

, , (35)

. .

Часовое количество теплоты отдаваемое хладагентом при конденсации

, (36)

.

6 Определение эффективности мощности на валу компрессора

Мощность N_i, затрачиваемая на сжатие паров в реальном компрессоре, зависит от величины индикаторного КПД компрессора

(37)

где Т_0, Т_к - абсолютные температуры испарения и конденсации.

.

Потери на трение в движущихся частях машины учитываются коэффициентом η_м

, (38)

где N_i - теоретическая мощность, требуемая для сжатия паров, N_i=0,88кВт;

η_м – механический КПД компрессора, учитывающий потери в движущихся

частях кривошипно-шатунного механизма, η_м=0,85.

(39)

η_е= η_i∙ η_м, (40)

η_е=0,85∙0,8=0,68.

ε_q= ε_T∙ η_е, (41)

ε_q=4∙0,68=2,72.

7 Расчет основных конструктивных параметров компрессора. Подбор

поршневого компрессора

Для обеспечения заданной холодопроизводительности машины компрессор должен иметь объем м³/ч, описываемый поршнями

(42)

где Q₀- холодопроизводительность при заданном температурном режиме работы,

Q₀=6557,084Вт;

q_v- объемная холодопроизводительность хладагента, q_v=1040

λ- коэффициент подачи.

.

Основные размеры компрессора для обеспечения найденного объема

Диаметр цилиндров компрессора

(43)

где С_т- средняя скорость движения поршня компрессора, принимается 2,5

z- количество цилиндров в компрессоре, принимаем z=4.

.

Принимаем величину диаметров согласно ГОСТу нормальному ряду диаметра, d = = 0,056м

Ход поршня находим из соотношенияS/d=0,8.

Тогда S = 0,8∙d = 0,80,056 = 0,045м согласно нормальному ряду длин.

Частота вращения принимается исходя из хода поршня

, (44)

.

Холодопроизводительность в рабочих условиях пересчитываем в стандартных условиях.

Стандартная холодопроизводительность

(45)

где Q_ор- рабочая холодопроизводительность при заданном температурном режиме, Q_ор=6557,084Вт;

q_vc- теоретическая объемная холодопроизводительность хладагента в стандартных условиях, q_vc=1333,5 ;

λ_с- коэффициент подачи компрессора.

.

при t₀=-154t_k=+30ºC(Стандартная),

где P_к P₀- давления конденсации и испарения, Мпа.

при t₀ = -15 P₀=0,186

P_пр=0372

t_K = +30ºC P_K= 0,7435

Тогда

.

По найденной величине стандартной производительности по каталогу подбираем компрессор. По справочнику выбираем марку компрессора ФУБС9.

8 Расчет теплообменных аппаратов холодильной машины, вспомогательных

аппаратов и трубопроводов

К основным теплообменным аппаратам холодильной машины относятся конденсатор и испаритель. По конструктивному исполнению – ребристо-трубные в форме пространственного змеевика с насаженными на него пластинчатыми ребрами с принудительной циркуляцией воздуха. Нормальная работа холодильной установки требует соответствия поверхностей конденсатора и испарителя их тепловой нагрузки.

Поверхность теплопередачи конденсатора

(46)

где K₃- коэффициент запаса, учитывающий загрязнения поверхности осадками из

хладагента и воздуха, K₃=1,1;

Q_k- часовое количество теплоты, отдаваемое хладагентом при конденсации,

Q_k=8824,23Bт;

q_FK- плотность теплового потока для конденсатора, q_FK=300

Поверхность теплопередачи испарителя

(47)

где Q_n- тепловая нагрузка на испарителе, Q_исп=6557,084Вт;

q_FN- плотность теплового потока для испарителя, q_FN=300 .

Q_исп=1,1Q_op (48)

Q_исп=1,16557,084=7213Вт

Подача воздуха на конденсатор

(49)

где ρ_B- плотность воздуха при средней температуре в теплообменном аппарате,

ρ_B=1,142

i₁, i₂- энтальпия поступающего и выходящего из конденсатора воздуха,

разность температур на входе и выходе принимается 6…10ºС, i₁=60,

i₂=75

.

Подача воздуха на испаритель

(50)

где ρ_B- плотность воздуха при средней температуре в теплообменном аппарате,

ρ_B=1,142

i₁, i₂- энтальпия поступающего и выходящего из конденсатора воздуха,

разность температур на входе и выходе принимается 6…7С, i₁= -6, i₂= -2

Потребная мощность на валу вентилятора по конденсатору

(51)

где H_B- полный напор, H_B=700

η_P- КПД ременной передачи, η_P=0,96;

η_В- КПД вентилятора, η_В=0,6.

Потребная мощность на валу вентилятора по испарителю

(52)

где К₃- коэффициент запаса, К₃= 1,1.

.

9 Расчет вспомогательных аппаратов и трубопроводов холодильной машины

Трубопроводы холодильной машины подбирают по внутреннему диаметру d_B. Диаметры трубопроводов рассчитываем из условия неразрывности потока по объемному часовому расходу

(53)

где V₁- удельный объем хладагента в расчетном трубопроводе при

соответствующей температуре. Для всасывающего трубопровода

для нагнетательного- для жидкостного-

ω_тр- скорость движения хладагента. Для всасывающего трубопровода, _тр=12

для нагнетательного- ω_тр=15 для жидкостного- ω_тр=1

-всасывающий трубопровод

-нагнетательный трубопровод

.

-жидкостной трубопровод

.

По ГОСТу для медных труб принимаем d_B= 0,025м, d_ВН=0,014м, d_ВЖ=0,01м.

10 Основы техники безопасности при обслуживании холодильного

оборудования РПС и организация его технической эксплуатации

При эксплуатации холодильного оборудования РПС учитывается воздействие применяемого хладагента на организм человека, горючесть, воспламеняемость и взрывоопасность. Запрещается отвинчивать какие-либо соединения, если в системе имеется хладагент, так как обслуживающий персонал может получить серьезные травмы. Утечки хладагента должны немедленно устраняться с соблюдением мер безопасности. Ремонт со вскрытием машин(цилиндров, картера компрессора, трубопроводов, аппаратов) разрешается производить, только после удаления хладагента или откачки его в ресивер. В машинном отделении запрещается пользоваться открытым пламенем, хранить баллоны с хладагентом при возможности их нагрева. Запрещается нагревать ресивер, содержащий хладагент, так как повышение давления может привести к взрыву. Запрещается также закрывать и заглушать предохранительные устройства, заполнять ресивер или конденсатор более чем на 85% его номинальной емкости. Нельзя закрывать нагнетательный вентиль при работающем компрессоре. Следует быть крайне осторожным при работе вблизи очень холодных и горячих узлов, которые могут быть причиной травм, а также вблизи вращающихся частей, так как может произойти захват одежды или конечностей работающих. Необходимо быть осторожными при работе с конденсаторами воздушного охлаждения, так как имеющиеся в них острые ребра могут вызвать серьезные порезы. Пол, залитый маслом, может быть причиной падения и травм.