Вантажна рефрежираторна секція

Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство інфраструктури України

Українська державна академія залізничного транспорту

Кафедра "Вагони"

ВАНТАЖНА РЕФРЕЖИРАТОРНА СЕКЦІЯ

Пояснювальна записка та розрахунки до курсової роботи з дисципліни

"Холодильне обладнання вагонів "

РФС.42,8.37.05.00.00.ПЗ

Розробив: студент групи 6-IV-В

Ю.О.Бергрін

Перевірила:

Ст.викл.Труфанова А.В.

2011

Зміст

Вступ

1. визначення площі теплопередаючих поверхонь

2. визначення наведеного коефіцієнта теплопередачі кузова вагона

3. визначення теплонадходжень до приміщення, що охолоджується

4. Опис прийнятої системи охолодження

5. Побудова циклу парової компресійної холодильної машини

6. визначення об'ємних енергетичних коефіцієнтів компресора

7. Розрахунок та вибір компресора

8. Розрахунок трубопроводів

9. Розрахунок випаровувача - повітроохолоджувача

10. Заправка холодильної установки хладоном

11. Техніко - економічне обґрунтування прийнятих рішень

12. Основні вимоги охорони праці при експлуатуванні прийнятої системи охолодження

список літератури

Вступ

Прилади для кондиціонування повітря прилаштовують для будови та підтримки штучного клімату важливим чином виявленої температури, вологості, чистоти та руху повітря в жилих і виробничих приміщеннях, а також у рухомому составі залізничного транспорту.

Під терміном кондиціонуванням слід приймати передача повітрю обусловленних термодинамічних властивостей. Задача в загалі зводиться до будови приміщеннях повітряного середовища з параметрами, які можуть зберігатися постійними або змінюватися протягом часу у заданому порядку.

Така ж мета стоїть перед системами вентиляції, опалення, холодильної техніки та сушки.

Ідея кондиціонування повітря передбачує не тільки постійність температури та вологості повітря у приміщенні, но також його певну рухливість, ліквідацію запахів за допомогою одоризації або озонування, іонізацію.

Системи кондиціонування підрозділяються на комфортні задовольняючі певним санітарно-гігієнічним вимогам, та технологічні, необхідні для різного роду технологічних процесів.

Широке поширення отримали системи кондиціонування і на залізничному транспорті.

кузов компресійний холодильний трубопровід

1. визначення площі теплопередаючих поверхонь

Сумарна площа теплопередаючих поверхонь кузова вагона визначається як сума площ елементів, що її складають.

Площа підлоги, м², визначається

, (1.1)

деВ - ширина вагона, м;

L - довжина вагона, м.

м

Площа бокової стіни, м², визначається як

(1.2)

де Н - висота прямокутної частини бокової стіни, м.

м²

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1.1 Основні розміри перерізу кузова вагона

Площа даху вагона, м², визначається

(1.3)

деl - довжина дуги даху, м;

(1.4)

деr- радіус сполучення торцевої стіни, м;

R - радіус даху, м;

- кут, що обмежує дугу, градуси.

(1.5)

=45.95

м

м²

Площа торцевої стіни, м², визначається

(1.6)

м²

загальна площа теплопередаючих поверхонь дорівнює сумі площ теплопередаючих поверхонь елементів вагона, м²

(1.7)

м

2. визначення наведеного коефіцієнта теплопередачі кузова вагона

основним показником теплотехнічних якостей кузова вагона є коефіцієнт теплопередачі його огороджень. коефіцієнт теплопередачі характеризується кількістю тепла, що проходить в одиницю часу через 1 м² площі огороджень, якщо різниця температур по її сторонах складає 1°С. він має вимірність кдж/(м²Кгод) або Вт/(м²К) і позначається буквою К_т.

Коефіцієнт теплопередачі можна визначити за наступною формулою:

(2.1)

У цій формулі _зов, _в- це коефіцієнти тепловіддачі відповідно від зовнішнього повітря зовнішній стінці і від повітря всередині вагона до внутрішньої стінки, а _i - це коефіцієнт теплопровідності.

Коефіцієнт тепловіддачі являє собою кількість теплоти, передану від теплоносія до одиниці поверхні стінки за одиницю часу при різниці температур

рідкого теплоносія і поверхні стінки в 1С кДж/(м²Кгод) або (Вт/м²К).

Величина _зов залежить від швидкості і характеру руху повітряного потоку, що обдуває зовнішню поверхню. Чим більше швидкість, тим більше маса повітря, що вступає в теплообмін з поверхнею стін і, тим більше значення _зов. Характер потоку - спокійний (ламінарний), при якому струмені повітря рівнобіжні, або із завихреннями (турбулентний) - залежить від його кута в напрямку до поверхні, що обдувається, від характеру самої поверхні і її площі. При більшому куті напрямку потоку і при нерівній (шорсткуватої з виступаючими частинами) поверхні утворюються завихрення, велика частина повітря входить у зіткнення з поверхнею і значення _зов збільшується. Якщо поверхня рівна, то чим більше її площа (точніше довжина в напрямку потоку), тим спокійніше характер потоку і менше значення _зов.

Для вагонів напрямок потоку повітря і поверхні, що обдувається, часто співпадає, або трапляється так, що потік знаходиться під невеликим кутом до більшої частини поверхні - бокових стін, даху і підлоги. Конфігурація і характер пасажирських і ізотермічних вагонів, для яких визначаються значення коефіцієнта K_т, приблизно однакові, тому для визначення значення _зов можна скористатися

емпіричною формулою, у якій змінними величинами є лише швидкість руху вагона і його довжина:

_зов=; (2.2)

деv - швидкість руху потяга, 90 км/год;

L - довжина кузова, м.

кДж/мКгод

Величина _в залежить від тих же показників і параметрів, що і _зов. Але швидкості руху повітря всередині вагона значно менше швидкостей атмосферного повітря, а конвективні швидкості в результаті теплообміну між внутрішніми поверхнями і повітрям у вагоні сильно гальмуються внутрішнім устаткуванням. Тому величина _в менше величини _зов навіть у вагоні, що не рухається. Для поверхонь стін і даху слід приймати _в=24 кДж/м²Кгод, а для підлоги - _в=21 кДж/м²Кгод.

Рисунок 2.1 Переріз даху 1-металева обшивка; 2 - пінополіуретан; 3 - алюмінієвий сплав;

Рисунок 2.1 Переріз підлоги 1- гума; 2 - фанера; 3 - пінополіуретан; 4- сталь.

Рисунок 2.3 Переріз бокової стіни 1-сталева обшивка; 2 - пінополіуретан; 3 - алюмінієвий сплав;

Рисунок 2.4 Для торцевої стіни: 1-сталева обшивка; 2 - пінополіуретан; 3 - алюмінієвий сплав;

При розрахунках величини K_т передбачається, що тепло спрямоване перпендикулярно площини стінки. Це цілком справедливо для однорідних стінок. В стінках із неоднорідною ізоляцією напрямок теплового потоку

(2.3)

Враховуючи зроблені допущення відносно прямолінійності теплового потоку, тобто відсутність додаткових потоків тепла через зони ізоляції через включення металевих та дерев'яних елементів (так звані теплові місточки), збільшимо значення К_т на 1015%.

Отже,К_ср=(1,11,15)К_т (2.4)

К_ср=(1,11,15)К_т=

3. визначення теплонадходжень до приміщення, що охолоджується

Розрахунок теплонадходжень до вагона влітку виконується для визначення продуктивності системи охолодження.

У загальному випадку до вагона влітку тепло надходить:

· через огородження кузова внаслідок перепаду температур повітря зовні та всередині вагона;

· внаслідок інфільтрації повітря;

· від сонячної радіації;

· тепло, що надходить від пасажирів;

· роботи встановленого у вагоні устаткування;

· біологічне тепло, яке виділяють вантажі, що перевозяться;

· теплонадходження при попередньому охолодженні вантажу.

Крім того, до пасажирських вагонів надходить ще і волога, що виділяється пасажирами.

Теплонадходження, кДж/год, крізь огородження кузова визначається за формулою

(3.1)

де t_3ОВ - температура повітря зовні вагона; t_в - температура повітря всередині вагона.

Для рефрижераторних вагонів температура повітря у вантажному приміщенні визначається родом вантажу, що перевозиться. Вибираємо вантаж для перевезення яблука, оптимальна температура перевезення складає 2^оС.

У рефрижераторних вагонів розрахунок теплонадходжень з інфільтраційним повітрям не виконується.

Теплонадходження від сонячної радіації крізь непрозорі огородження, кДж/год, прямо пропорційне інтенсивності сонячної радіації I, коефіцієнту теплопоглинання опроміненої поверхні А, коефіцієнту теплопередачі К_т огородження, що опромінюється, площі огородження F та обернено пропорційне коефіцієнту тепловіддачі від зовнішньої поверхні огородження зовнішньому повітрю _зов.=218.41 кДж/мКгод

Розрахунок теплонадходжень від сонячної радіації через непрозорі огородження виконується за формулою:

Q₂₌; (3.2)

Коефіцієнт тепловбирання поверхні, що опромінюється, залежить від роду матеріалу, кольору і стану поверхні. Для металевих порівняно гладких поверхонь значення А приймають у залежності від кольору фарбування: у моєму випадку А=0.45.

Теплова енергія сонячної радіації, що досягає земної поверхні, вноситься головним чином променями видимої та інфрачервоної області спектра. Основним поглиначем ультрафіолетових променів є озон. Пил, що міститься в атмосфері, викликає сильне поглинання променів короткохвильової частини спектра від ультрафіолетових до синіх. Інфрачервона радіація з довжинами хвиль від 0,9 до 3 мкм помітно поглинається парами води, що знаходяться в повітрі.

Спектральний склад сонячної радіації, що досягає земної поверхні, залежить від висоти сонця над обрієм. Чим вище сонце, тим меншу товщу атмосфери проходить сонячна радіація.

Інтенсивність сонячної радіації залежить також від географічної широти місцевості, пори року, години дня. Крім того, вона приймає різні значення для горизонтальних (дах) і вертикальних (вікна і стіни) поверхонь.

Повний вплив сонячної радіації складається з прямого опромінення Сонцем (пряма сонячна радіація) і опромінення з боку атмосфери, що розсіює сонячні промені (розсіяна сонячна радіація).

Інтенсивність прямої сонячної радіації, кДж/м²год, на поверхню, перпен

дикулярну до напрямку променів, можна визначити за наступною формулою:

 (3.3)

де4900 - сонячна стала;

h - висота Сонця, град або рад;

- коефіцієнт прозорості атмосфери, що змінюється в межах від 0,7 до 0,8.

Висота Сонця h обчислюється за формулою:

sinh=sin sin +cos coscos, (3.4)

де - географічна широта;

- схилення Сонця; 22 червня воно складатиме 23,4, а 22 липня - приблизно 20;

- годинний кут.

Оскільки 1 годині відповідає поворот Землі навколо осі на рад (15), то =₁ рад, або =15₁ град, де ₁ - місцевий час в годинах, який відлічується після півдня.

Інтенсивність прямої сонячної радіації, кДж/м²год., на поверхню, перпендикулярну до напрямку променів, можна визначити за наступною формулою:

(3.5)



Інтенсивність прямої сонячної радіації на горизонтальних і вертикальних поверхнях плоских конструкцій огородження, до яких можуть бути віднесені дах і стіни вагонів, виражаються відповідно формулами:

(3.6)

(3.7)

де_с- це азимут Сонця;

x - кут, що визначає положення вертикальної поверхні відносно меридіана.

sin_с= (3.8)

б_с=56.9⁰

Теплонадходження від сонячної радіації обчислюються лише для частини огороджень, які опромінюються прямими сонячними променями, оскільки величина теплонадходжень із тіньової сторони відносно невелика. Не приймаються в розрахунок і торцеві стіни, які не сполучаються безпосередньо з пасажирським приміщенням. Тобто необхідно обчислити теплонадходження від сонячної радіації, що діє на дах вагона і на одну бокову стіну.

Для визначення інтенсивності повної сонячної радіації необхідно скласти інтенсивності прямої і розсіяної радіації. Інтенсивність розсіяної сонячної радіації, що діє на горизонтальну поверхню, можна визначити по формулі:

(кДж/м²год); (3.9)

Інтенсивність розсіяної сонячної радіації, що діє на вертикальну поверхню,

приймається рівній половині інтенсивності розсіяної сонячної радіації, що діє на горизонтальну поверхню.

(3.10)

Находимо сумарну інтенсивність

(3.11)

Теплонадходження від сонячної радіації через дах вагона

(3.13)

Теплонадходження від сонячної радіації через одну бокову стіну.

(3.14)

Q_ст=

Знаходимо сумарні теплонадходження від сонячної радіації.

Q₂=Q_д+Qв (3.15)

Q₂=285.76+97.57=383.33

Циркуляція повітря у вантажному приміщенні вагона здійснюється вентиляторами, електродвигуни яких виділяють певну кількість тепла:

(3.16)

деN - потужність, що споживається електродвигунами, кВт.

Потужність електродвигунів кожного не перевищує 11,5 кВт

n - кількість вентиляторів у вагоні;

- коефіцієнт, що враховує тривалість роботи вентиляторів на добу

Величина обчислюється за формулою , де t_p=22 год - тривалість роботи вентиляторів на протязі доби ().

при розрахунку теплонадходжень у рефрижераторні вагони, крім зазначених вище факторів, необхідно враховувати також, що біологічно активні вантажі (свіжі овочі та фрукти) виділяють тепло. Кількість останнього можна обчислити за формулою:

(3.17)

де_ван - густина завантаження, кг/м³. Вона залежить від особливостей вантажу та його упаковки. Для попередніх розрахунків рекомендується приймати _ван=280 кг/м³.

- частина упаковки в загальній масі вантажу. Вона також залежить від особливостей вантажу та його упаковки. Рекомендується приймати =0,15.

q_ван - біологічне тепло, кДж/кггод (Вт/кг),що залежить від роду вантажу (q_ван=0.0756 кДж/кггод)

V_ван - об'єм вантажу, який залежить від висоти завантаження плодоо вочів.

Так як вантаж завантажується у вантажне приміщення рефрижераторних вагонів в неохолодженому стані,то це вимагає значних витрат потужності холодильних машин на доведення вантажу для стану перевезення. Тоді кількість тепла, яке в цьому випадку повинно відводитися від вантажу, обчислюється за формулою:

Q₅(3.18)

деС_ван - питома теплоємність вантажу (нетто); С_ван= 3,56

С_т - питома теплоємність упаковки (тари); С_т= 2,72

- тривалість охолодження. Вона знаходиться в межах від 60 до 72 го дин.

Q₅ = = 10714.08

Знаходимо сумарні теплонадходження.

(3.19)

4. Визначення необхідної холодопродуктивності холодильної машини

Побудова в I-d діаграмі процесів обробки вологого повітря у системі кондиціювання повітря вантажного рефрижераторного вагона

Для побудови діаграми нам відома середня температура у вагоні в місці розташування контрольного термометра (точка В). У різних точках вагона температура буде неоднаковою. Найнижча температура буде на виході з повітроохолоджувача. Пройшовши через робочу зону вагона, повітря асимілює всю теплоту, що надійшла до вагона. При цьому воно нагріється. Тому найбільш висока температура буде на вході до повітроохолоджувача. Коливання температури на вході та виході з робочої зони вагона складуть близько 46°С. Якщо задати означену різницю температур t_б-t_а, можна знайти температуру повітря на вході і виході з вагона:

(3.18)

(3.19)

⁰С

⁰С

Навіть до цілком справного вагона при закритих шиберах вентиляційної системи під час руху надходить інфільтраційне повітря. З практики відомо, що його обєм складає до 50 м³/год. Для зручності розрахунків приймаємо, що половина інфільтраційного повітря домішується безпосередньо перед повітроохолоджувачем, а друга половина безпосередньо за ним. Вважаємо, що вологість повітря на вході до вагона складе =8595% та вантаж під час руху вологи не виділяє.

Рисунок 4.1Схема циркуляції повітря у вантажному приміщенні

Тоді за відомими значеннями температури і відносної вологості зовнішнього повітря t_зов, та _зов наносимо на І-d діаграмі точку 3, яка відповідає параметрам зовнішнього повітря. На точці перетину ізотерми І_а=соnst і лінії рівної відносної вологості =85-95% наносимо точку А, яка характеризує параметри повітря на вході у вагон. Процес нагріву повітря у вагоні йде без зміни вмісту вологи Тому з точки А необхідно провести лінію d=соnst до перетину з ізотермою t_б=соnst. Таким чином, буде знайдене положення точки Б, що характеризує параметри повітря на виході з робочої зони вагона. На шляху до повітроохолоджувача домішується інфільтраційне повітря. Отже, точка Д, яка відповідає параметрам повітря на вході до повітроохолоджувача, буде знаходитися на відрізку Б-3 (рисунок 4.2), причому довжина відрізку БД знайдеться, як

(3.20)

де ;

І₆ - ентальпія у точці Б; І_а - ентальпія у точці А.

L_інф=V_інф*с,

де L_інф - інфільтрація повітря;

V_інф - обсяг інфільтраційного повітря;

с - щільність зовнішнього повітря.

L_інф=50*1,2=60 кг/год

мм

Така ж кількість повітря, що пройшла охолоджувач, залишає вагон. Параметри, які відповідають точці А, забезпечуються домішуванням повітря, що охолоджується, в кількості та теплого повітря.

Тоді точка С з параметрами повітря безпосередньо за повітроохолоджувачем буде знаходиться на прямій ЗА, а відрізок АС знаходиться з співвідношенні

* (3.21)

Тоді корисна холодопродуктивність знайдеться

(3.22)

У рефрижераторних вагонах завжди встановлюють по дві холодильні машини

так, щоб кожна з них мала холодопродуктивність не меншу 75% від загальної. Таким чином холодопродуктивність однієї холодильної машини складає:

Q₀=0,75*Q₀^' (3.23)

Q₀ = 0,75*35604,45=26703.34

На виході з випаровувача повітря повинно мати температуру t_c . отже, у випаровувачі температура кипіння холодоагента повинна бути ще нижче

t₀= t_c-(10ч15 ⁰C) (3.24)

t_c=-1.2⁰C

t₀=-1.2-10=-11.2⁰C

Рисунок 4.2Процес обробки вологого повітря в рефрижераторному вагоні

Опис прийнятої системи охолодження.

У вагоні рефрижераторі секції БМЗ, встановлена холодильна установка ВР-1М. Вона забезпечує підтримання температури у вантажному приміщенні вагона -20-+14 ^оС при температурі навколишнього середовища+35ч-40 ^оС.

Установка складається з двох однакових фреонових холодильних машин, що працюють одночасно або кожна окремо на змінному струмі напругою 220/380 В. Кількість хладону - 12, який заправляється в установку, складає 70 кг. (по 35 кг. в кожну машину), мастила - 23 кг. Пуск і зупинка машин здійснюється автоматично або вручну дистанційно.

В кожному вантажному вагоні є машинне відділення в якому розміщені два компресійно - конденсаторних агрегата встановлені в два яруси на загальному каркасі. Повітря - охолоджувач розміщений у вантажному приміщенні вагону. Над ним змонтовані два вентилятори, які нагнітають холодне або тепле повітря у повітропровід під стелею вагона.

Компресор відсмоктує пари холодагента з повітроохолоджувача через теплообмінник, стискає їх і нагнітає у конденсатор. Там пара охолоджується і конденсується, віддаючи тепло повітрю, яке обдуває труби конденсатора. Чим більше повітря і чим воно холодніше, тим нижча температура конденсації. Повітря

проганяється через конденсатор вентилятором, оснащений приводом від електродвигуна.

Рідкий холодагент із конденсатора поступає у ресивер, а потім через фільтр - осушувач - у випаровувач повітроохолоджувач, де кипить і охолоджується повітря, яке поступає у вантажне приміщення.

Установка обладнана електронагрівачем, запорною арматурою (прохідні та кутові величини), соленоїдними і терморегулюючими вентилями, автоматичним регулятором тиску, реле низького та високого тиску, зворотнім клапаном.

На щиті приладів два мембранних вентиля з запорними вентилями, манометр, два мановакуометри і один запорний вентиль, для відпайки інею.

Нормальну роботу холодильної установки забезпечує один терморегулюючий вентиль, інший являє собою запасний, який автоматично регулює подачу холодагента у випаровувач в залежності від перегріву пари, ви ходячого з нього.

Автоматизація здійснюється термостатами типів ПТР - 2 і ПТР - 3 , які управляють роботою холодильної установки та електропечей. Загальна маса установки ВР - 1М складає 2800 кг.

5. Побудова циклу парової компресійної холодильної машини

Безпосереднє охолодження має розповсюдження на рефрижераторних 5-вагонних секціях та автономних вагонах. Тут проміжний теплоносій відсутній та за допомогою повітроохолоджувачів безпосередньо охолоджується повітря, що забирається з вантажного приміщення. У цьому випадку застосовують одно- або двоступінчасті холодильні установки, що працюють на хладоні.

В обох випадках можливе застосування одноагрегатної або двохагрегатної установки.

Перш ніж приступити до розрахунку, необхідно на підставі вивчення термодинамічних, фізичних і хімічних властивостей холодоагентів та галузі їхнього застосування вибрати холодильний агент для проектованої холодильної машини. Після цього згідно з умовами експлуатації - визначити число ступенів стиску в холодильній машині.

Одноступінчастий компресор можна застосовувати у досить широкому діапазоні робочих умов Обмежують можливість використання такого компресора температура нагнітання, яка повинна не перевищувати 160°С, та різниця тиску р_к-р₀, яка для сучасних поршневих компресорів не повинна перевищувати 1,7 МПА.

Одноступінчасті машини на аміаку можуть працювати у діапазоні температур кипіння від +5 до-30°С при температурі конденсації не вище 40°С, а на хладоні-12 в інтервалі температур кипіння від +5 до-30°С при максимальній температурі конденсації 50°С. За межами цих умов застосовують двоступінчасті холодильні машини. Підбір компресорів одноступінчастих холодильних машин виконується по стандартній холодопродуктивності Q_ост.

Діаграма розділена прикордонними кривими X=0 і X=1 на три прикордонні зони. Очевидно, що ізобари - це горизонталі, лінії рівної ентальпії - це вертикалі. В області вологої пари (0<X<1) нанесені лінії рівного ступеня сухості. Ізотерми в кожній з областей йдуть за своїм законами:

в області рідкої фази ізотерми йдуть вертикально, тобто I=const

рисунок 5.1LgP-i діаграма для холодильних агентів

в області вологої пари ізотерми збігаються з ізобарами, тому що температура киплячої рідини змінюватися не може.

в області перегрітої пари ізотерма зображується кривою, тому що теплоємність пари залежить від тиску (зі зменшенням тиску вона росте).

Крім того, на діаграмі нанесені адіабати і лінії рівних питомих обємів (ізохори).



рисунок 5.2Цикл ПКХМ у LgP-i діаграмі

як правило, для охолодження холодоагенту у конденсаторі використовується зовнішнє повітря. тому температура конденсації холодоагенту повинна бути більшою на 1015С.

t_k= t_з+(10ч15^оС)

t_k=35+11=46 ^оС

На підставі відомої температури у випаровувачі t₀ знаходимо тиск у останньому Р₀, за відомою температурою конденсації t_к знаходимо тиск конденсації Р_к. Проводимо на діаграмі ізобари Р₀=const та P_к=const. Оскільки у випаровувачі холодоагент кипить, то на виході з нього пара буде вогкою (тобто міститиме у собі частки невипарованого холодоагенту). Тому точка 1, яка відповідає параметрам пари на виході з випарника, знаходиться на перетині ізобари Р₀=const та лінії міри сухості X₁=const (X₁ - ступінь сухості парів холодоагенту на виході з випаровувача, звичайно вона дорівнює X₁=0,960,98).

На шляху від випаровувача до компресора пара холодоагенту нагрівається та стає сухою перегрітою. Величина перегрівання t_пер залежить від місця розташування випаровувача і складає 35С. Тоді точка 1, яка характеризує параметри холодоагенту на вході у компресор, знаходиться на перетині ізобари Р₀=const та ізотерми : t₁=t₀+t_пер.

t₁=-11.2+4=-7.2

Стиск пари холодоагенту в компресорі приймаємо адіабатним (S=const). Точка 2, відповідна параметрам холодоагенту на виході з компресора (тобто на вході у конденсатор), знайдеться на перетині адіабати, проведеної з точки 1 та ізобари P_к=const. У конденсаторі при незмінному тиску пара холодоагенту охолоджується і, як тільки їхня температура дорівнюватиме температурі конденсації (точка 2), почнеться перетворення пари у рідину аж до повної конденсації (точка 3). Для отримання сталої рідинної фази конденсатори проектують таким чином, щоб на виході з останнього холодоагент мав температуру завжди нижче температури конденсації (але завжди вище температури зовнішнього повітря)

t₃=t_зов+(45)С (5.1)

t₃=35+5=40С

Точка 3, яка відповідає параметрам холодоагенту на виході з конденсатора, знаходиться на перетині ізобари P_к=const та ізотерми t₃=const. Процес дроселю

вання йде без зміни тепловмісту холодоагенту, тому точка 4, яка відповідає параметрам холодоагенту на вході до випаровувача, знаходиться на перетині ізобари Р₀=const та ізоентальпи i₃=const.

На підставі побудованого циклу знаходимо такі дані, що необхідні для розрахунку елементів холодильної машини:

· питома холодопродуктивність 1 кг пари холодоагенту, кдж/кг

q₀=i₁-i₄(5.2)

q₀=550-435=115кДж/кг

· кількість холодоагенту, що циркулює в системі, кг/год

;(5.3)

· питомий обєм холодоагенту на вході в компресор v_ха.1

· обєм холодоагенту, що всмоктується в компресор в одиницю часу, м³/год

V_ха=М_хаv_ха1 (5.6)

V_ха=0,0698*232.2=16.21 м³/год(5.4)

· питома робота стиску в компресорі, кдж/кг

l_к=i₂-i₁ (5.5)

l_к=577-550=27 кдж/кг

· корисна потужність приводу компресора, кВт

(5.6)

· питоме теплове навантаження на конденсатор та переохолоджувач

 q_к= i₂-i₃ (кдж/кг) (5.7)

де і₂ , і₃ - відповідно ентальпія холодоагенту у точках 2 , 3 ;

q _к = 577-435 = 142

Холодильний коефіцієнт циклу

Е = q₀ / l (5.8)

Е = = 4.26

6. визначення об'ємних енергетичних коефіцієнтів компресора

В попередньому розділі було знайдено фактичну величину обєму холодоагенту, що всмоктується в компресор в одиницю часу - V_ха. Теоретичний обєм повинен бути більшим, (щоб врахувати втрати під час роботи під час роботи компресора). Для цього запроваджують ряд робочих коефіцієнтів, що відображають факти, невраховані для теоретичного циклу компресора.

Об'ємний коефіцієнт _с, що є основним з усіх коефіцієнтів, являє собою відношення об'єму засмоктуваної пари до об'єму, що описується поршнем у циліндрі.

Значення обємного коефіцієнта низькі і залежать від умов роботи компресора. Основним фактором, що визначає значення коефіцієнта, є величина шкідливого простору, який складає 25% обсягу циліндра компресора.

Крім того, обємний коефіцієнт залежить від тиску конденсації Р_к (Р_к=0.97Мпа)та кипіння Р₀ (Р₀=0.22МПа). Найчастіше обємний коефіцієнт обчислюють за формулою

_с=1-C[-1](6.1)

де С - відносна величина шкідливого простору (залежно від величини та типу компресора вона складатиме С=0,020,05). Значення показника політропи m для аміакових компресорів приймають рівним 1,1 та для хладонових 1,0.

_с=1-0.04[-1]=0.86

Коефіцієнт дроселювання _др враховує обємні втрати, що викликані опором у всмоктувальному та нагнітальному клапанах.

Для температури кипіння до -30С приймають _др=0,930,97.

Коефіцієнт підігріву характеризує вплив теплообміну пари зі стінками циліндра, поршнем і клапанами. Із збільшенням міри стиску теплообмін зростає, а з підвищенням швидкості обертання вала зменшується, що сприяє підвищенню коефіцієнта підігріву _п. Останній можна приблизно визначити за формулою

(6.2)

Т₀=t₀+273=-11.2+273=261.8 ⁰К.

T_k=t_k+273=40+273=313⁰К.

де Т₀ і Т_к - відповідно температура кипіння та конденсації в ⁰К.

Коефіцієнт щільності враховує пропуск холодоагенту через нещільності у поршневих кільцях і клапанах. Його приймають рівним 0,960,98.

Сумарний коефіцієнт подачі компресора дає загальну оцінку втрат дійсного компресора та являє собою твір:

=_{сдрпщіл}(6.3)

=0.86*0.95*0.84*0.97=0.67

Теоретичний об'єм, що описується поршнями компресора дорівнюватиме:

,

де V_Д=16.21 м³/год

л=0,67

м³/год

Дійсна потужність, що споживається компресором, буде більшою, ніж теоретична. Для її обчислення запроваджують поняття індикаторного коефіцієнта корисної дії _i (к.к.д.). Він враховує втрати у роботі стиску 1 кг холодильного агенту в дійсному компресорі у порівнянні з теоретичним.

Індикаторний к.к.д. можна визначити за такою формулою:

_i=п+bt₀(6.4)

де b - емпіричний коефіцієнт, який дорівнює для хладонових вертикальних компресорів 0,0025.

_i=0.84+0.0025*(-11.2)=0.81

В цьому разі індикаторна потужність компресора визначається як

(6.5)

Повну потужність, витрачену на валу компресора, називають ефективною та визначають з урахуванням механічних втрат, затрачених на подолання тертя у частинах компресора, що рухаються :

N_е = N_i / з_м , (6.6)

де з_m - механічний ККД , з_m = 0,87

N_е = = 2.47кВт

Якщо компресор сполучається з двигуном шляхом передачі, то потужність на валу двигуна N_дв буде більше ефективної на величину втрат у передачі та у підшипниках електродвигуна :

N_дв = N_е / з _п , (6.7)

де з_п = 0,97 - ККД передачі ;

N_дв = = 2.55 кВт

7. Розрахунок та вибір компресора

Для вибору компресора необхідну робочу холодопродуктивність брутто при заданих температурних умовах перерахувати на стандартну холодопродуктивність за формулою:

 (7.1)

де - холодопродуктивність при робочих умовах;

- питома холодопродуктивність холодагенту у стандартних умовах;

- питома холодопродуктивність холодагенту у робочих умовах ( =1647.56);

- коефіцієнт подачі компресора при стандартних умовах;

- коефіцієнт подачі компресора при робочих умовах(=0.67).

q_v^ст = q₀^ст/ V_х.а.^ст (7.2)

q_v^ст = = 1290

л^ст_с = 1-C[-1] (7.3)

л^ст_с = 1 - 0,004 Ч = 0,99

л^ст_др. = 0,95

_, Т₀ = -15 + 273 = 258 К , Т_к = 30 + 273 = 303 К .

л_п = = 0,85

л^ст_щ = 0,97

л^ст= л^ст_с Ч л^ст_др. Ч л^ст_п Ч л^ст_щ (7.4)

л^ст = 0,99 Ч 0,95 Ч 0,85 Ч 0,97 = 0,78

Q ^ст.= 26703.34 Ч = 10926.6

Після цього вибираємо компресор, який найбільше підходить. Це компресор ФВ-6

Характеристика компресора

- кількість циліндрів 2

- хід поршня ,мм 50

- діаметр циліндра,мм 67,5

- частота обертання колінчастого валу,об\хв 1440

- об'єм, що описує поршень ,м³\год 30.9

- холодопродуктивність,кВт 7

- маса,кг 45

8. Розрахунок трубопроводів

Трубопроводи для холодильних установок підбирають по внутрішньому діаметру, який визначається за формулою:

(8.1)

де М_ка - кількість холодоагенту, що прямує по трубопроводу, кг/год;

V - Питомий обсяг холодоагенту, м³/г;

W - Швидкість руху циркулюючого холодоагенту, її приймають для хладону:

- у напірному трубопроводі 15…18 м/с;

- у всмоктувальному трубопроводі 12…15 м/с;

- у рідинному трубопроводі 0.5…1 м/с.

Згідно ГОСТ 617-72 обираємо мідні холоднокатані труби

-напорний трубопровід: зовнішній діаметр 13мм,товщина стіни 1,5мм.

- всмоктувальний трубопровід: зовнішній діаметр 26мм, товщина стіни 1,5мм.

-рідиний трубопровід: зовнішній діаметр 16мм, товщина стіни 1,5мм.

9. Розрахунок випаровувача - повітроохолоджувача

Випаровувач призначений для випарювання холодоагенту при зниженому тиску за рахунок відбора тепла від охолоджуючого середовища. Оскільки охолодження середовища в вагонних установках являє продувний через випарник повітря, випарник інакше називають повітроохолоджувачем.

Теплопередаюча поверхня повітроохолоджувача визначається за формулою:

(9.1)

де Q₀ - холодопродуктивність холодильної машини, кДж/год.

Кв - коефіцієнт теплопередачі повітроохолоджувача, кДж/м2*K*год.

Кв=50.4

Дt_в - середньо логарифмічна різниця температур в апараті між повітрям та холодоагентом Дt_в=8 - 15 ^оС

10. Заправка холодильної установки хладоном

Заправка фреону в середні та великі холодильні установки виконується через спеціальний вентиль, розташований на рідинному трубопроводі автоматичної регулюючої станції. Фреон надходить через випаровувач. Перед заправкою холодильну машину досконально перевіряють на герметичність, дозаправку проводять в наповню вальний трубопровід, але для цього слід вмикнути технологічний фільтр - осушувач. Ні в якому разі не можна використовувати фільтр - осушувач, який призначений для встановлення в холодильний агрегат.

В систему холодильної установки добавляють хладон - 12 заповненням ресивера. У цьому випадку обидва запірних вентиля на ресивері зачиняють і ставлять балон з хладоном на підставку в нахиленому стані головкою вниз. Потім балон підігрівають за допомогою вологих теплих ганчірок або електронагрівача(не вище +40 ⁰С) до тих пір доки не буде досягнута різниця між тиском у ресивері і балоні. Таким чином , хладогент нагнітається у ресивер.

Коли рівень рідкого хладагенту піднімається до висоти не менше 2/3 оглядового скла, закривають вентиль на балоні і заправ очний на ресивері.

Якщо на підігріві балону різниця тиску виходить не достатньою для дозаправки, то хладагент подають через всмоктуючи сторону компресора. Для цього запускають холодильну установку вручну і відсмоктують пари із випаровувача, щоб визначити рівень рідини у ресивері. Коли мановакуометр зі сторони всмоктування також вакуум, установку вимикають. Потім повністю відкривають всмоктуючий запорний вентиль і закривають, таким чином прирівнюючи трубопроводи терморегулюючих вентилів. Знімають один трубопровід і під'єднують замість нього з'єднувальний трубопровід між балоном і запорним вентелем. відкривають вентиль на балоні і продувають з'єднувальний трубопровід газоподібним хладагентом, щоб видалити повітря із трубопровіда. Потім щільно затягують з'єднання зі сторони запорного вентиля теплообмінника. Закривають запорний вентиль повністю, знову вмикають холодильну установку вручну. Відкривають запорний вентиль на балоні і компресор всмоктує пари з балону.

Коли рівень рідини у ресивері досягне верхньої тритини мірного скла, закривають вентиль на балоні і вручну вимикають холодильну установку.

Заправку фреоном необхідно виконувати в гумових печатках з виконанням усіх заходів безпеки, які відносяться до експлуатації посудин високого тиск

11. Техніко - економічне обґрунтування прийнятих рішень

При перевезенні в рефрижераторних секціях різко скорочується псування вантажу на шляху, збільшується швидкість доставки і зростає дальність транспортування швидкопсувних продуктів.

Вигідність ізотермічного вагону характеризується відношенням тари до вантажопід'ємності. Питома вага тари в різних типах ізотермічного рухомого складу в два - чотири рази більша, ніж в критого вагону.

Покращити ізотермічних вагонів можна використовуючи нові конструкції, сплави і спеціальну теплоізоляцію. Така конструкція має легку тару, великий об'єм вантажного приміщення, на потребує ремонту теплоізоляції і внутрішніх поверхонь обшиви.

Одним з основних факторів, що визначає техніко - економічну цілеспрямованість застосування того чи іншого типу рухомого складу, є собівартість перевезення швидкопсувних вантажів.

Підвищення продуктивності вагону - важливий фактор зниження собівартості перевезень. Розрахунки показують, що збільшення продуктивності рефрижераторного вагону на 1% при рівних умовах дозволяє знизити собівартість перевезення швидкопсувних вантажів на 0,69%.

Підвищити продуктивність вагону можна за рахунок правильного підбору компресора. Вибирають крупні компресори оскільки вони мають не тільки кращі об'ємні і енергетичні коефіцієнти, але і менші питомі витрати металу. При меншій кількості компресорів знижуються першочергові витрати на холодильне будування і на обладнання. Компресори вибирають однотипні для спрощення монтажу, ремонту і експлуатації.

При підборі холодильного обладнання кінцевою метою є забезпечення температурно - вологого режиму в охолоджуючому об'ємі при найбільш можливій низькій собівартості одиниці холоду.

12. Основні вимоги охорони праці при експлуатуванні прийнятої системи охолодження

Наявність в вагонах холодильного обладнання розміщення його в стиснених умовах , а також робота обладнання під час руху поїзда вимагають особливої уваги і чіткості дій обслуговуючого персоналу , знання і дотримання кожним робітником техніки безпеки і пожежної безпеки.

Систематична перевірка знань є обавЧязковою. Перевіряючи стан вузлів і агрегатів поблизу обертаючихся частин, треба бути уважним.При розриві зЧєднань чи іншому псуванні холодильного обладнання необхідно знищити холодильний агент з аварійної ділянки.

Холодильна установка не допускається до експлуатації, якщо прийшов строк освідотства манометрів і інших контрольно-вимірювальних приладів.

Манометри, як мінімум, один раз на рік повинні перевірятися і пломбуватися, і, як мінімум , один раз на три місяці повинні оглядатися з поставленням дати огляду на стінці.

Викривати хладонові компресори, апарати і трубопроводу дозволяється тільки після зниження в них тиску до атмосферного. При виявленні витікання, для запобігання нанесення шкоди здоров'ю, необхідно одразу зробити сквозну вентиляцію у вагоні.

список літератури

1 Демьянков, Н. В. Холодильные машины и установки [Текст] / Н. В. Демьянков - М.: Транспорт, 1976. - 360 с.

2 Фаерштейн, Ю. О. Кондиционирование воздуха в пассажирских вагонах [Текст] / Ю. О. Фаерштейн, В. Н. Китаев - М.: Транспорт, 1984. - 345 с.

3 Осадчук, Г. И. Холодильное оборудование вагонов и ккондиционирование воздуха [Текст] / Г. И. Осадчук, Е. С. Фарафонов- М.: Транспорт, 1974. - 304 с.

4 Зворыкин, М. А. Кондиционирование воздуха в пассажирских вагонах [Текст] / М. А. Зворыкин, В. М. Черкез - М.: Транспорт, 1977. - 286 с.

5 Организация и технология ремонта рефрижераторных вагонов [Текст] - М.: Транспорт, 1973. - 289 с.

6 Фарафонов, Е. С., Ким Н. Ремонт компрессоров пассажирских вагонов [Текст] / Е. С. Фарафонов, Н. Ким - М.: Транспорт, 1973.-127с.

7 Екимовский, И. П. Эксплуатация и техническое обслуживание рефрижераторного подвижного состава [Текст] / И. П. Екимовский - М.: Транспорт, 1983. - 156 с.

8 Кржимовский, В. Е. Рефрижераторные секции отечественной постройки.[Текст] / В. Е. Кржимовский - М.: Транспорт, 1983. - 184 с.

9 Бартош, Е. Т. Энергетика изотермического подвижного состава [Текст] / Е.Т. Бартош - М.: Транспорт, 1976. - 303 с.

10 Правила перевозки грузов [Текст] - М.: Транспорт, 1986. - 439 с.

11 Комаров, Н. С. Справочник холодильщика [Тест] / Н. С. Комаров - М.: Транспорт, 1962. - 419 с.

12 Холодильные компрессоры. Справочник [Текст] - М.: Транспорт, 1981. - 279 с.

13 Маханько, М. Г. Кондиционирование воздуха в пассажирских вагонах и локомотивах [Текст] / М. Г. Маханько - М.: Транспорт, 1981. - 254 с.

Размещено на Allbest.ru

...