Файл: Поясниловка.doc

Т.к. перевозимый груз – субпродукты, то

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

(13)

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]:

(14)

где коэффициент рабочего времени, принимаем равным 0.6;

коэффициент запаса холодопроизводительности,

Холодапроизводительность “брутто”:

(15)

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:

(16)

По таблице 10 [ 1, с.40 ] согласно заданным температурам находим, что

Тогда

(17)

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

=0.125 м³/кг

tпер tk

P₀

5 4 1

i3' =i4=441 i3 =451 i1=542 i2'=572 i2=580 i(кДж/кг)

---

Рисунок 2 - 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:

(18)

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

(19)

3. удельная теплота конденсации, кДж/кг:

(20)

4. удельная теплота переохлаждения, кДж/кг:

(21)

5. холодильный коэффициент цикла:

(22)

.

6. расчет часового массового расхода хладагента определим по формуле:

(23)

7. теоретическая мощность, требуемая для сжатия паров:

(24)

8. часовое количество теплоты, отдаваемое хладогентом при конденсации:

(25)

9. количество теплоты, отдаваемое хладагентом при переохлаждении:

(26)

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 ), (27)

где Q_ор – требуемая холодапроизводительность в заданных рабочих условиях

перевозки груза, Q_ор=14256 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 ; (28)

_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 ). (29)

Тогда

q_vp=101/0.125=808 кДж/м³;

_p=0,855–0,0425(0,412/0,1399)=0,73.

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 (27) 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 ]:

, (30)

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

рассчитывается по формуле :

; (31)

– эффективный КПД компрессора, рассчитываемый по формуле :

= , (32)

- 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 (33)

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=5,36/0,74=7,24 кВт.

Действительный холодильный коэффициент цикла рассчитываем по формуле:

_Д=_Т_e, (34)

_Д=2,66* 0.74=1,968

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), (35)

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 ]:

(36)

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=8.

Подставим значения величин в формулу (7.2):

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 ; (37)

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:

(38)

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), (39)

где F_п – площадь поршня,м²;

z_k - число всасывающих или нагнетательных клапанов в рабочей

полости цилиндра компрессора.

Выражаем из формулы (39) f_k :

f_k =С_тF_п/(z_k ) (40)

Допустимую скорость паров в проходных сечениях клапанов для хладагента R12 принимаем: для всасывающих, для нагнетательных. Подставляя значения в формулу (40) получаем:

,

где ².

Согласно расчету требуется фреоновый одноступенчатый компрессор с угловым расположением цилиндров, с рабочей

холодопроизводительностью 12.9 кВт. По каталогу принимаем компрессор

ФУУБС 18. Техническая характеристика компрессора представлена в таблице 1.

Таблица 1 – Техническая характеристика компрессора.

Обозначение типоразмера компрессора	Число цилиндров	Ход поршня, мм.	Диаметр цилиндра, мм.	Частота вращ. колен. вала, об/мин.	Холодопроизводительность, кВт	Потребляемая мощность, кВт	Мощность электрод., кВт	Масса, кг
ФУУБС-18	8	50	67.5	960	20,9	18	8,5	340

---

7 РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ

ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ, ВСПОМОГАТЕЛЬНЫХ АППАРАТОВ И

ТРУБОПРОВОДОВ

Нормальная работа холодильной установки требует соответствия поверхностей конденсатора и испарителя их тепловой нагрузке (тепловому потоку) и производительности. При конструировании новых теплообменных аппаратов искомой величиной является теплопередающая поверхность. Если теплопередающие поверхности конденсатора и испарителя недостаточны, компрессор работает с более низкой температурой кипения и более высокой температурой конденсации (охлаждающая способность снижается). Поверхность теплопередачи определяем для конденсатора и испарителя по формуле [ 2, с.6 ]:

F_к(и)=к_з*Q_к(и)/q_Fк(и), (41)

где к_з – коэффициент запаса, к_з=1.051.15, принимаем к_з=1.15;

q_Fк(и)– плотность теплового потока конденсатора (испарителя)

при использовании хладагента R12 (при скорости воз-

духа до 5 м/с), q_Fк(и)=230300 Вт/м², принимаем q_Fк(и)=290Вт/м²);

Qк - тепловая нагрузка на конденсатор, Q_к=19615,4Вт;

Q_и – тепловая нагрузка на испоритель [ 1, с.28 ]:

(42)

Подставляя значения в формулу (41) получаем:

;

.

Вентилятор конденсатора и испарителя непосредственного охлаждения подбирают по объему подаваемого воздуха. Подача воздуха, м³/ч, рассчитываются по формуле [ 2, с.9 ]:

, (43)

где Q – тепловой поток, проходящий через поверхность теплообменного

аппарата, Вт;

- плотность воздуха при средней его температуре в теплообменном

аппарате, кг/м³;

i₁ и i₂ – энтальпия поступающего и выходящего из теплообменного

аппарата воздуха, кДж/кг.

Подставив числовые значения в формулу (43) получаем:

- для конденсатора

- для испарителя

Условие F_к  F_и соблюдено.

Потребная мощность N, кВт, на валу вентилятора теплообменного аппарата воздушного охлаждения определяется исходя из необходимой подачи воздуха и полного напора развиваемого вентилятором напора (давления):

, (44)

где H_в – полный напор, Н/м², для вентилятора конденсатора и испарителя

H_в=750 Н/м²;

_р – КПД ременной передачи для вентилятора установленного

непосредственно на валу электродвигателя _р=0.96;

_в – КПД вентилятора (0.6 – 0.97), принимаем _в=0.7;

к_з – коэффициент запаса принимаем согласно равным 1.3 1,2.

Таким образом получаем.

Потребляемая мощность на валу вентилятора конденсатора:

Потребляемая мощность на валу вентилятора испарителя:

---