Файл: АРВ сергей.doc

Fi - площадь теплопередающей поверхности отдельного элемента.

Определяем площади теплопередающих поверхностей ограждения кузова.

Наружные размеры кузова: длинна по концевым балкам Lк =21м, ширина грузового помещения B=3,1м, высота боковой стены снаружи H=2,7м, радиусы сечения крыши вагона в средней части R1=2м, у боковых стен R2=0,4м.

Площадь боковой стены

.

Площадь пола

.

Площадь крыши

,

где - длины дуг, образующие крышу, м.

Длина дуги определяется по формуле

,

где R-образующий дугу радиус,м;

φ-угол, ограничивающий дугу, град.

Угол φ1 можно определить

,

,

.

Площадь торцевой стены

.

Площадь сектора и треугольника определяются по формулам

.

Тогда

,

.

Общая площадь теплопередающей поверхности

.

Подставив в формулу (3) расчетные данные получим

Вт/( ),

В дальнейших расчетах курсового проекта будем использовать значение коэффициент теплопередачи ограждения кузова вагона полученного по формуле (2.3) и равного – 0,329 Вт/( ).

3 ТЕПЛОТЕХНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГРУЗОВОГО ВАГОНА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТРЕБНОЙ ЧАСОВОЙ ХОЛОДОПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ОБОРУДОВАНИЯ ДЛЯ ОБЕСПЕЧЕНИЯ ЗАДАННЫХ УСЛОВИЙ ПЕРЕВОЗКИ

Для определения тепловой нагрузки на систему охлаждения производим почасовой расчет теплового баланса помещения, в результате чего выявляется максимальный тепловой поток

Q_общ = Q₁ + Q₂ + Q₃ + … + Q₉ (3.1)

где Q1- тепловой поток, передаваемый через ограждение;

Q2- количество тепла, вносимого в вагон лучистой энергией;

Q3- теплопритоки от инфильтрации;

Q4- количество тепла, поступающего с наружным воздухом при

вентилировании;

Q5- теплопритоки от электродвигателей вентиляторов;

Q6- теплопоступления от предварительного неохлажденного груза;

Q7- теплопритоки от кузова вагона и внутреннего оборудования;

Q8- количество тепла, выделяемого перевозимым грузом;

Q9- прочие теплопритоки.

Тепловой поток, передаваемый через ограждение площадью имеющее коэффициент теплопередачи при температурном напоре определяется по формуле:

. (3.2)

Подставив в формулу (5) числовые значения получим:

.

Приближенно теплопритоки от действия солнечной радиации можно рассчитать по формуле:

(3.3)

где - расчетная поверхность ограждения, подвергающаяся солнеч-

ному облучению, принимаем равной 35% от поверхности

ограждения, ;

- максимальная температура поверхности принимаем = ;

---

- продолжительность солнечного облучения в течение суток;

принимаем равной 14ч.

.

Теплопритоки от инфильтрации находим по формуле:

(3.4)

где а - коэффициент учитывающий, относительный воздухообмен в гру-

зовом помещении вагона вследствие инфильтрации принимаем

равным 0.25;

- плотность поступающего в вагон воздуха, =1.133 ( при

t=38,5⁰C, % );

- полный объем грузового помещения вагона, =113 ;

- энтальпия наружного воздуха и воздуха внутри вагона,

Значение величины находим по таблице - Физические свойства влажного воздуха [3,с.354], а численные значения по диаграмме “i-d”.

Суточная кратность обмена воздуха в вагоне принимается при расчетах n₁<10.

Теплопритоки от вентиляции находим по формуле [ 1, с.14 ]:

(3.5)

где - суточная кратность обмена воздуха в вагоне .

Теплопритоки от электродвигателей вентиляторов, размещенных внутри охлаждаемого контура вагона, подсчитывается с учетом суммарной установочной мощности электродвигателейи продолжительности работы z_p оборудования в течении суток не более 20…22ч [ 1, с.14 ]:

(3.6)

где суммарная установочная мощность электродвигателей;

продолжительность работы оборудования в течение суток,

принимаем равной 21 часов.

При охлаждении в пути следования предварительно неохлажденного груза от температуры наружного воздуха до температуры внутри вагона-холодильника, соответствующее заданному режиму перевозки, в течении 48-60 часов ( n₂=2-2.5суток ) теплопоступления от груза, Вт[ 1, с.14 ]:

(3.7)

где плотность загрузки вагона, ;

погрузочный объем, ;

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

По заданию на курсовой проект, перевозимый груз подается охлажденныц, согласно условиям перевозки груза. Следовательно .

Так как груз был предварительно охлажден , то теплопритоков от него нет, то есть

При охлаждении кузова вагона до температуры перевозки теплопритоки могут быть определены по формуле [ 1, с.15 ]:

(3.8)

где коэффициент, учитывающий количество тепла, отдаваемое мас-

сой кузова и внутренним оборудованием грузового вагона РПС,

А_к=1512 Вт/К ;

время охлаждения грузового помещения в процессе перевозок,

суток.

Тогда

Вт

Количество тепла, выделяемое в процессе перевозки определяется по формуле [1, с.15]:

(3. 9)

где интенсивность тепловыделений от груза, Вт/т;

масса перевозимого груза.

Т.к. перевозимый груз – охлажденный (-2°С), то

Неучтенные теплопритоки грузового помещения РВ принимаем в размере 10% от суммарной величены учтенных теплопритоков. Общая величина учтенных теплопритоков найдем по формуле :

---

(3.10)

Суммируя величины всех теплопритоков полученных по формулам 5-12, получаем, что Тогда величина неучтенных теплопритоков будет равна: .

Итак общая величина теплопритоков равна:

Проводим расчет требуемой охлаждающей способности холодильного оборудования по формуле [1, с.16]:

(3.11)

где коэффициент рабочего времени, принимаем равным 0.6;

коэффициент запаса холодопроизводительности,

Холодапроизводительность “брутто”:

(3.12)

Где φ – коэффициент потерь, φ=0,9.

4 РАСЧЕТ ТЕОРЕТИЧЕСКОГО ХОЛОДИЛЬНОГО ЦИКЛА

ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ

Определяем температурный режим холодильной машины.

Рабочий температурный режим холодильной машины характеризуется термическими параметрами состояния жидкого хладагента: температурами испарения конденсации переохлаждения Эти параметры определяются в зависимости от конкретных значений температуры наружного воздуха и температуры внутри вагона-холодильника. Для холодильных установок непосредственного охлаждения принимаются оптимальные разности, соответствующие наименьшей величине суммарных расходов на производство холода [1, с.18]:

t_в-t_o=10…12⁰C;

t_к-t_н=12…15⁰C;

t_к-t_пер=6…10⁰C.

Тогда

Проверяем на потребное число ступеней сжатия. Должны выполняться следующие условия для одноступенчатого сжатия:

(4.1)

По таблице 10 [ 1, с.40 ] для паров хладогента R12 при температуре конденсации t_к=50,5°С абсолютное давление при температуре испарения t_о=-14°С давление

Тогда

(4.2)

Так как условия для одноступенчатого сжатия выполняются, то принимаем одноступенчатое сжатие.

По определенному температурному режиму t_о, t_к и t_пер строим теоретический цикл в координатах ln p-i.

ln p(МПа)

=0,016 м³/кг

P_k 3' 3 2' 2

=0.087 м³/кг

tпер tk

P₀

5 4 1

i3' =i4=441 i3 =451 i1=550 i2'=578 i2=593 i(кДж/кг)

Рисунок 1 - Теоретический холодильный цикл одноступенчатого сжатия. Диаграмма .

Точка 1находится на пересечении изобары-изотермы испарения с правой пограничной кривой х=1. Затем через найденную точку проводим адиабату сжатия паров хладогента до пересечения ее с изобарой конденсации и находят точку 2, которая характеризует состояние нагнетаемых в конденсатор паров. Точка 2’ находится на пересечении изобары-изотермы конденсации с правой пограничной кривой х=1. Полученный отрезок на изобаре конденсации 2-2’ характеризует процесс охлаждения паров хладогента от температуры нагнетания до температуры конденсации, при которой происходит переход хладогента в состояние насыщенного пара. Точка 3, характеризующая состояние сжиженного хладогента, лежит на пересечении изобары-изотермы конденсации с левой пограничной кривой х=0. Отрезок 2’-3 характеризует агрегатное превращение хладогента в конденсаторе из состояния насыщенного пара в жидкость. Точка 3, характеризующая состояние теплого жидкого хладогента перед регулирующим вентилем, находится на пересечении двух изолиний диаграммы: изобары при давлении конденсации с изотермой, соответствующей температуре переохлаждения жидкости перед дросселированием. Через точку 3’ проводят изоэнтальпу дросселирования жидкого хладогента в регулирующем вентиле до пересечения ее с изобарой при давлении испарения и получают точку 4, которая характеризует состояние парожидкостной смеси, поступившей из регулирующего вентиля в испаритель.

---

По полученным значениям энтальпий определяем основные показатели холодильного цикла[ 1, с.22-25 ]:

1. удельная холодопроизводительность хладагента, кДж/кг:

(4.3)

2. удельная теплота сжатия 1кг паров в компрессоре , кДж/кг:

(4.4)

3. удельная теплота конденсации, кДж/кг:

(4.5)

4. удельная теплота переохлаждения, кДж/кг:

(4.6)

5. холодильный коэффициент цикла:

(4.7)

.

6. расчет часового массового расхода хладагента определим по формуле:

(4.8)

7. теоретическая мощность, требуемая для сжатия паров:

(4.9)

8. часовое количество теплоты, отдаваемое хладогентом при конденсации:

(4.10)

9. количество теплоты, отдаваемое хладагентом при переохлаждении:

(4.11)

5 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ХОЛОДОПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ В СТАНДАРТНЫХ УСЛОВИЯХ

В стандартных условиях произвести расчет часовой холодопроизводительности можно по формуле [ 1, с.21 ]:

Q_ос=Q_орq_vc_c/(q_vp_p ), (5.1)

где Q_ор – требуемая холодапроизводительность в заданных рабочих условиях

перевозки груза, Q_ор=12015 Вт;

q_vc – теоретическая объемная холодапроизводительность хладагента в

стандартных условиях, q_vc =1333. 5 Вт/м³;

q_vp- теоретическая объемная холодопроизводительность хладагента в

рабочих условиях, Вт/м², рассчитывается по формуле:

q_vp=q₀/V₁ ; (5.2)

_c, _p - коэффициенты подачи компрессора в тех же условиях при

соответствующих степенях сжатия [ 1, с.20 ],

_c,р=0,855 – 0,0425(P_пр /P₀ ). (5.3)

Тогда

q_vp=109/0.087=1252,9 кДж/м³;

_p=0,855–0,0425(0,48/0,1899)=1,09.

Определяем Р_о , Р_к и Р_пр для стандартных условий (t_о=-15^оC, t_к=30^оC, t_пер=25^oC ) по таблице 10 [ 1, с.40 ]: Р_о=0.1832 МПа, Р_к=0.7435 МПа.

Тогда

_c =0,855 – 0,0425(0.369/0.11832)=0.769.

Тогда подставив значения величин в формулу (5.1) получаем, что

6 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОЙ МОЩНОСТИ НА ВАЛУ

КОМПРЕССОРА. ОПРЕДЕЕНИЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ И ПОДБОР ПОРШНЕВОГО КОПРЕССОРА ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ

Правильный выбор электродвигателя на стадии проектирования во многом определяет длительность работы холодильной машины при нормальных условиях эксплуатации без превышения предельно допускаемой величины нагрева изоляции токоведущих частей. Эффективная мощность, кВт, подводимая к компрессору, подсчитывается по теоретической мощности, затрачиваемой на сжатие, и энергетическим коэффициентом компрессора (рабочим коэффициентом мощности). Мощность затрачиваемая на сжатие паров в реальном компрессоре вычисляется по формуле [1, с.29 ]:

---

, (6.1)

где N_a – теоретическая мощность , кВт, требуемая на сжатие паров

рассчитывается по формуле :

; (6.2)

– эффективный КПД компрессора, рассчитываемый по формуле :

= , (6.3)

- механический КПД компрессора, учитывающий потери

в движущихся частях кривошипно-шатунного механизма,

принимаем =0.85;

- индикаторный КПД компрессора, рассчитываемый по формуле

[ 1, с.29]:

_I=T₀/T_к+0.0025t_о (6.4)

T₀ , T_к – абсолютные температуры испарения и конденсации,

T₀=263^оС, T_к=295^оС;

t₀ – температура испарения хладагента, t₀=-10 .

Тогда

N_a=

_e=0.85 0.87=0.74,

N_e=4,73/0,74=6,39 кВт.

Действительный холодильный коэффициент цикла рассчитываем по формуле:

_Д=_Т_e, (6.5)

_Д=2,54* 0.74=1,88

Зная требуемую холодопроизводительность при заданной температуре применяемый хладагент можно установить тип компрессора, число цилиндров, геометрические размеры, потребную частоту вращения коленчатого вала и пр.

Часовой рабочий объем, м³/ч, описываемый поршнями компрессора можно определить как отношение [ 1, с.31 ]:

V_h=3.6Q₀/(q_v), (6.6)

V_h= .

При расчете введем значение средней скорости движения поршня С_т=2sn/60. Получаем зависимость, удобную для практических расчетов требуемой величины диаметра , м, цилиндров компрессора [1, с.31 ]:

(6.7)

где С_т - значение средней скорости движения поршня, (C_т=1.32.5 ),

принимаем С_т=2 м/с;

z – число цилиндров, принимаем z=4.

Подставим значения величин в формулу (6.7):

Из стандартного ряда диаметров ( ГОСТ 6492-68 ) принимаем d=67,5мм.

Ход поршня компрессора, м, определяем из соотношения : s/d=0.6 .. 0.8 , таким образом ход поршня рассчитаем по формуле:

S=0.6d ; (6.8)

S=0.6*67,540.5 мм.

Из стандартного ряда ( ГОСТ 6492-68 ) принимаем S=50мм.

Частоту вращения коленчатого вала компрессора определяют, исходя из допустимой скорости движения поршней в цилиндрах:

(6.9)

Расчет проходных сечений f_k, м², всасывающих и нагнетательных клапанов компрессора ведется упрощенным способом по усредненной условной скорости, м/с, паров хладагента в клапанах [ 1, с.32 ]:

С_тF_п/(f_k z_k), (6.10)

где F_п – площадь поршня,м²;

z_k - число всасывающих или нагнетательных клапанов в рабочей

полости цилиндра компрессора.

Выражаем из формулы (6.10) f_k :

f_k =С_тF_п/(z_k ) (6.11)

---