Зміст

Вступ. 2

1. визначення площі теплопередаючих поверхонь. 4

2. Визначення наведеного коефіцієнта теплопередачі кузова вагона. 1

2.1 Значення коефіцієнта теплопередачі для підлоги вагона. 2

2.2 Визначення коефіцієнта теплопередачі для даху вагона. 3

2.3 Визначення коефіцієнта теплопередачі для бокової стіни. 4

3. визначення теплонадходжень до приміщення, що охолоджується. 1

4. Визначення необхідної холодопродуктивності холодильної машини. 7

5. Опис прийнятої системи охолодження. 11

6. Побудова холодильного циклу в діаграмі Lg р-і 13

7. Вибір компресора та визначення енергетичних коефіцієнтів. 16

8. розрахунок трубопроводів. 21

9. Розрахунок конденсатора та випаровувача-повітроохолоджувача. 22

10. Заправка холодильної установки маслом. 24

11. Техніко-економічне обгрунтування прийнятих рішень. 25

12. Основні вимоги охорони праці при експлуатації прийнятої системи охолодження  26

Література. 27

 

Вступ

Типовим напрямком в роботі залізничного холодотранспорту є підвищення якості перевезення швидкопсувних вантажів, продуктивність праці, зменшення поточних матеріалів на одиницю перевезеного вантажу, більш повне використання засобів.

Довше зберігання корисних та інших споживчих властивостей продуктів досягається з використанням науково-розроблених і практично перевірених режимів їх підготовки до перевезень, перевезення та зберігання. Важливе значення з режимних параметрів має температура, але найкращі результати можливо досягнути лише при підтримці потрібної вологості повітря, вибору умов його кондиціювання, дотриманні санітарно-гігієнічних норм, використанні додаткових засобів для підвищення стійкості продуктів. Важливою умовою зберігання вантажу – прийняття до перевезення високоякісних. Вірно оброблених, чистих продуктів в потрібній тарі та упаковці.

Для перевезення більш цілих швидкопсувних вантажів призначений автономний рефрижераторний вагон зі службовим відділом. Цей вагон забезпечує зберігання вантажу при температурі у вантажному приміщенні від +140С до -200С та температурі зовнішнього повітря від +400С до +500С.

Охолодження вантажного приміщення відбувається двома компресійними холодильними установками, розміщених з двох обох торцевих сторін в машинному відділенні вагона. Охолодження через випарування повітря нагнітається вентиляторами в простір між дахом вагона та стелею, через щілини в ній потрапляє до вантажного приміщення і охолоджує вантаж, потім з-під решіток на підлозі знову відсмоктується вентиляторами.

Аналогічно повітря циркулює і при опалені вагона. Але при цьому замість холодильної установки вмикаються електропечі.

Для вентиляції вантажного приміщення передбачається забір свіжого повітря вентиляторами через отвір у торцевих стінах. Перероблене повітря відводиться через дефлектори на даху вагона. Для видалення води, яка утворюється при відтаюванні з поверхні випарника, конденсату і залишків води при промивці вагона в підлозі вантажного приміщення розташовані зливні отвори.

Робота дизель генераторних апаратів холодильних і опалювальних установок автоматизована. Режим роботи можна регулювати також вручну.

Контроль за температурою у вантажному приміщенні здійснюється за приборами, які знаходяться в машинному відділенні, а також термостанцією зовні вагона.

1. визначення площі тепло передаючих поверхонь

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

Площа підлоги, м², визначається

,                                                (1.1)

де      В - ширина вагона, м;

L - довжина вагона, м.

 ;

Площа бокової стіни, м², визначається як

,                                            (1.2)

де Н - висота прямокутної частини бокової стіни, м.

 ;

 

Рисунок 1.1Основні розміри перерізу кузова вагона

Площа даху вагона, м², визначається

,                                                       (1.3)

де      l - довжина дуги даху, м;

                      (1.4)

де      r- радіус сполучення торцевої стіни, м;

R - радіус даху, м;

a - кут, що обмежує дугу, градуси.

                                                         (1.5)

м

; Площа торцевої стіни, м², визначається так:

(1.6)

.

загальна площа тепло передаючих поверхонь дорівнює сумі площ тепло передаючих поверхонь елементів вагона, м²

                             (1.8)

 .

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/(м²´К´год) або Вт/(м²´К)] і позначається буквою К_т.

Коефіцієнт теплопередачі можна визначити за наступною формулою:

,                                    (2.1)

де a_зов, a_в- це коефіцієнти тепловіддачі відповідно від зовнішнього повітря зовнішній стінці і від повітря всередині вагона до внутрішньої стінки;

l_i - це коефіцієнт теплопровідності;

 - це товщина і-го шару.

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 1°С [кДж/(м²´К´год) або (Вт/м²´К)].

Величина a_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 a_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 a_зов збільшується. Якщо поверхня рівна, то чим більше її площа (точніше довжина в напрямку потоку), тим спокійніше характер потоку і менше значення a_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 a_зов можна скористатися емпіричною формулою, у якій змінними величинами є лише швидкість руху вагона і його довжина:

a_зов=;                                  (2.2)

де      v - швидкість руху потяга, км/год (приймемо v=100 км/год);

L - довжина кузова, м.

 

Величина a_в залежить від тих же показників і параметрів, що і a_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 a_в менше величини a_зов навіть у вагоні, що не рухається. Для поверхонь стін і даху слід приймати a_в=24 кДж/м²´К´год, а для підлоги - a_в=21 кДж/м²´К´год.

2.1 Значення коефіцієнта теплопередачі для підлоги вагона

Рисунок 2. Переріз підлоги вагона

- гума =0,006 м; =0,5688

- дерево =0,04 м; =1,296

- полістирол =0,14 м; =0,1332

- сталь =0,002 м; =208,8

Згідно з формулою (2.1) визначаємо коефіцієнт теплопередачі для підлоги:

2.2 Визначення коефіцієнта теплопередачі для даху вагона

Рисунок 3. Переріз даху вагона

- сталь =0,002 м; =208,8

- полістирол =0,225 м; =0,1332

- деревоволокниста плита =0,045 м; =0,198

- алюмінієві сплави =0,002 м; =514,8

2.3 Визначення коефіцієнта теплопередачі для бокової стіни

Рисунок 4 Переріз бокової стіни вагона

- сталь =0,0015 м; =208,8

- полістирол =0,2 м; =0,1332

- дерево =0,04 м; =1,296

- алюмінієві сплави =0,002 м; =514,8

Коефіцієнт теплопередачі для торцевої стіни дорівнює коефіцієнту теплопередачі для бокової стіни, тобто .

При розрахунках величини K_т передбачається, що тепло спрямоване перпендикулярно площини стінки. Це цілком справедливо для однорідних стінок. Тому для спрощених розрахунків використовується наступна формула:

,                                       (2.3)

де

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 10¸15%. Отже,

К_ср=(1,1¸1,15)´К_т                                    (2.4)

3. визначення теплонадходжень до приміщення, що охолоджується

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

Влітку тепло до вагона надходить:

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

·        внаслідок інфільтрації повітря;

·                 від сонячної радіації;

·                 роботи встановленого у вагоні устаткування;

·        біологічне тепло, яке виділяють вантажі, що перевозяться;

·        теплонадходження при попередньому охолодженні вантажу

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

                                (3.1)

де t_3ОВ - температура повітря зовні вагона;

t_в - температура повітря всередині вагона;

F - загальна площа вагону;

К – середній коефіцієнт теплопередачі.

У рефрижераторних вагонах температура повітря у вантажному приміщенні визначається родом вантажу, що перевозиться. У моєму випадку перевозимо фрукти t = 2°C, а вологість 90%

Q1=279,56*0,73*(29-2)=5510,13 .

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 a_зов.

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

Q₃₌;                                        (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. Для автономного рефрижераторного вагону сірого кольору коефіцієнт тепловбирання поверхні дорівнює 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 (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/м²´год, на поверхню, перпендикулярну до напрямку променів, можна визначити за наступною формулою:

     ,                                              (3.3)

де      4900 – сонячна стала;

h - висота Сонця, град або рад (h = 46)

r - коефіцієнт прозорості атмосфери, що змінюється в межах від 0,7 до 0,8 (r = 0,75).

Висота Сонця h обчислюється за формулою:

sinh=sinj ´sind +cosj´ cosd´cosg,                           (3.4)

де      j - географічна широта (j=55⁰);

d - схилення Сонця();

g - годинний кут ().

Оскільки 1 годині відповідає поворот Землі навколо осі на рад (15°), то g=t₁ рад, або g=15t₁ град, де t₁ – місцевий час в годинах, який відлічується після півдня.

Отримуємо:

Sinh=sin55*sin20+cos55*cos20*cos45=0.6585

І інтенсивність прямої сонячної радіації:

I_n=4900*(0,6585/0,6585+((1-0,75/0,75)))=3252,999

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

                                        (3.5)

I_дах=3252,999*0,6585=2142,09

,                               (3.6)

де      a_с- це азимут Сонця ()

x - кут, що визначає положення вертикальної поверхні відносно меридіана( x=0⁰).

sina_с=                                               (3.7)

sina_с=cos20*sin55/cos46=1,1

I_ст=3252,999*cos46°*sin(73°-0)=2485,7

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:

                (3.8)

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

                                           (3.9)

Інтенсивність повної сонячної радіації, що діє на горизонтальну поверхню:

    (3.10)

Iдах=2142,09+199,52=2341,61

Інтенсивність повної сонячної радіації, що діє на вертикальну поверхню:

 (3.11)

Iст=2485,7+99,76=2585,46

Теплонадходження сонячної радіації через непрозорі огородження.

Вважаємо, що сонячна радіація діє лише на дах та одну бокову стіну:

₌    (3.12)

Q_3дах=2341,61*0,45*0,51*80,22/218,25=197,53

₌    (3.13)

 

Загальні теплонадходження:

                     (3.14)

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

,                                         (3.15)

де      N – потужність, що споживається електродвигунами, кВт. Потужність електродвигунів кожного не перевищує 1¸1,5 кВт

n - кількість вентиляторів у вагоні;

y - коефіцієнт, що враховує тривалість роботи вентиляторів на добу

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

Теплонадходження від встановленого у вагоні устаткування Q5 дорівнюють сумарній потужності постійно працюючих споживачів електроенергії.

 (кДж/год)                                              (3.10)

де N – потужність, кВт (для рефрижераторних вагонів 3 кВт).

 (кДж/год)

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:

                               (3.11)

де      r_ван – густина завантаження, кг/м³. Вона залежить від особливостей вантажу та його упаковки. Для попередніх розрахунків рекомендується приймати r_ван=280 кг/м³.

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

q_ван – біологічне тепло, кДж/кг´год (Вт/кг). Для фруктів 0,079.

V_ван - об'єм вантажу, який залежить від висоти завантаження плодоовочів (V_ван=108).

Q₆=108*280*0.079*(1-0.15)=2030.6 кДж/кг

Значна частина вантажів завантажується у вантажне приміщення рефрижераторних вагонів в неохолодженому стані. Це вимагає значних витрат потужності холодильних машин на доведення вантажу для стану перевезення. Кількість тепла, яке в цьому випадку повинно відводитися від вантажу, обчислюється за формулою:

                (3.12)

де      С_ван – питома теплоємність вантажу (нетто);

С_т – питома теплоємність упаковки (тари);

t - тривалість охолодження. Вона знаходиться в межах від 60 до 72 годин.

4. Визначення необхідної холодопродуктивності холодильної машини

Для визначення необхідної холодопродуктивності потрібно побудувати І-d діаграми процесів обробки вологого повітря АПВ. Для побудови діаграми нам відома середня температура у вагоні t_в=2⁰С в місці розташування контрольного термометра. 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 4¸6°С. Якщо задати означену різницю температур t_б-t_а, можна знайти температуру повітря на вході і виході з вагона:

                                                 (4.1)

  ,                                              (4.2)

де      t_в – внутрішня температура у вагоні;

t_б -t_a = 4⁰ C – коливання температури на вході і виході з робочої зони вагона.

Навіть до цілком справного вагона при закритих шиберах вентиляційної системи під час руху надходить інфільтраційне повітря. З практики відомо, що його об¢єм 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 j=85% та вантаж під час руху вологи не виділяє.

Тоді за відомими значеннями температури і відносної вологості зовнішнього повітря t_зов=29⁰С, та j_зов=50% наносимо на І-d діаграмі точку 3, яка відповідає параметрам зовнішнього повітря (див. рисунок 4.1). На точці перетину ізотерми І_а=соnst (t_a=0) і лінії рівної відносної вологості j=85% 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 4.1), причому довжина відрізку БД знайдеться, як

,                                                        (4.3)

де ;

І₆ - ентальпія у точці Б (12); І_а - ентальпія у точці А (8).

Q – сумарне теплонадходження у вагон, кДж/год;

 кДж/год,

де      Q1 - теплонадходження крізь огородження кузова;

Qз - загальні теплонадходження за рахунок сонячної радіації черех дах та одну бокову стінку вагона;

Q4 – теплонадходження від двигунів вентиляторів;

Q5 - теплонадходження від встановленого у вагоні устаткування;

Q6 – теплонаджодження від вантажу;

Q7 – кількість тепла, потрібного для холодильних машин на доведення вантажу до стану перевезення.

,

де  - обсяг інфільтраційного повітря, м³/год (приймемо 50 м³/год);

 - густина зовнішнього повітря (приймемо 1,2 кг/м³).

Отже .

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

Знаходимо у отриманих точках Д і С ентальпію та температуру:

І_Д=13 кДж/кг, tд=4,8⁰ С,

І_С=6,5 кДж/кг, tс= - 0,5⁰ С.

Тоді корисна холодопродуктивність знайдеться

                                                (4.3)

В 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 складе

                                                       (4.4)

На виході з випаровувача повітря повинно мати температуру І_с. Отже, у випаровувачі температура кипіння холодоагенту повинна бути ще нижче. Як правило, її приймають

t0=tc-(10¸15)°C                                                 (4.5)

t0= - 0,5 – 10= - 10,5°C

5. Опис прийнятої системи охолодження

 

Порядок теплового розрахунку та підбору вузлів холодильної установки залежить від принципової схеми одержання холоду. На рефрижераторних автономних вагонах застосовуються в основному безпосереднє охолодження. Тут проміжний теплоносій відсутній та за допомогою повітроохолоджувачів безпосередньо охолоджується повітря, що забирається з вантажного приміщення. У цьому випадку будемо застосовувати двохступінчасту холодильну установку ФАЛ-056/2 [табл.10 (4)], що працює на фреоні – 12, який має достатньо гарні термодинамічні властивості: порівняно високу холодопродуктивність та низьку температуру кипіння та температурою достигання. Цей безпечне, не має запаху, не вогненебезпечне, майже не розтворяється в воді, але гарно розтворяється у маслі, причому інтенсивність цього процесу збільшується з пониженням температури і підвищенням тиску. Обезводнений фреон-12 нейтральний до всіх металів. Він надзвичайно тягучий (потребується надзвичайна герметичність системи), не горить.

Холодильна установка складається з двох основних груп: компресорно-конденсаторного агрегату, розміщеного в мастильному відділенні, та випаровувача, розміщеного в торці вантажного приміщення.

Вагон охолоджує дві холодильні машини (рис.5.1). Із ресиверу 13 рідкий фреон-12 потрапляє через фільтр-осушувач 15 до теплорегулюючого клапана 2, звідки через розширювач 1 потрапляє до секції випаровувача 3 та кипить при низькому тиску та низькій температурі. В результаті виробляється пар, який відсмоктується з випаровувача чотирьохциліндровим компресором 11 через пусковій регулятор 6 і зворотній клапан 5. Установка не має теплообмінника. При вході у компресор пар фреону проходить біля обмотки електродвигуна та охолоджує її. Після двоступеневого стискування в компресорі без проміжного охолодження вони подаються в масловіддільник 9, а потів у конденсатор 12, де конденсуються, віддаючи тепло повітрю, яке обдуває труби конденсатора. Повітря через конденсатор проганяється вентиляторами 14. З конденсатора рідкий фреон потрапляє до ресиверу 13, який має оглядове скло для перевірки рівня рідини. Його ємність 38 кг, а масловіддільника 6 кг. Масло з масловіддільника 9 через поплавкову камеру 10 автоматично зливається назад в картер компресора. Робота установки контролюється за допомогою манометрів та вакуум-манометрів 8. Захищають холодильну установку від надмірного підвищення тиску 16.

Холодильна установка працює автоматично в залежності від заданих температурних параметрів і може знаходитися у трьох режимах: охолодження, відтаювання і опалення.

Рис. 5.1. Схема холодильної машини АРВ.

6. Побудова холодильного циклу в діаграмі Lg р-і

Метою побудови холодильного циклу є отримання даних для розрахунку елементів холодильної машини: компресора, конденсатора, теплорегулюючого вентиля та випаровувача.

як правило, для охолодження холодоагенту у конденсаторі використовується зовнішнє повітря. тому температура конденсації холодоагенту повинна бути більшою на 10¸15°С.

,                                           (6.1)

де t_з – зовнішня температура поітря, ⁰С.

На підставі відомої температури холодоагенту у випаровувачі t₀=-10,5⁰С знаходимо тиск у останньому Р₀=0,19 МПа, за відомою температурою конденсації t_к=39⁰С знаходимо тиск конденсації Р_к=0,95 МПа. 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 не випаруваного 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=0,96¸0,98).

На шляху від випаровувача до компресора пара холодоагенту нагрівається та стає сухою перегрітою. Величина перегрівання Dt_пер залежить від місця розташування випаровувача і складає 3¸5^°С. Тоді точка 1, яка характеризує параметри холодоагенту на вході у компресор, знаходиться на перетині ізобари Р₀=const та ізотерми t₁=t₀+Dt_пер=-10,5+5=-5,5⁰С. 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+(4¸5)^°С                                                             (5.1)

t₃=29+ 5=34^°С

Точка 3, яка відповідає параметрам холодоагенту на виході з конденсатора, знаходиться на перетині ізобари P_к=const та ізотерми t₃=const. Процес дроселювання 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 ПКХМ знаходимо такі дані, що необхідні для розрахунку елементів холодильної машини:

·                    питома холодопродуктивність 1 кг пари холодоагенту, кдж/кг

q₀=i₁-i_4,                                             (5.2)

де i1,i4 – відповідна ентальпія холодоагенту;

q₀=i₁-i₄=553-432=121 кДж/год

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

,                                             (5.3)

де Q0 – холодопродуктивність однієї холодильної машини;

·                    питомий об¢єм холодоагенту на вході в компресор v_ха.1, м³/год визначаємо по діаграмі (ізохора, яка проходить через точку 1). v_ха.1 = 0,083 м³/год.

·                    об¢єм холодоагенту, що всмоктується в компресор в одиницю часу, м³/год

V_ха=М_ха* v_ха1                                                                (5.4)

V_ха=419,14*0,083=34,8 м³/год

·                    питома робота стиску в компресорі, кдж/кг

l_к=i₁-i₂                                                        (5.5)

l_к=553-580= - 27 кДж/кг

·                    холодильний коефіцієнт

                                                   (5.6)

·                    корисна потужність приводу компресора, кВт

                                                   (5.6)

·                    питоме теплове навантаження на конденсатор та переохолоджувач

q_к= i₂-i₃ (кдж/кг)                                                 (5.7)

q_к= 580-432=148 кдж/кг

7. Вибір компресора та визначення енергетичних коефіцієнтів

В попередньому розділі було знайдено фактичну величину об¢єму холодоагенту, що всмоктується в компресор в одиницю часу - V_ха. Теоретичний об¢єм 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 l_с, що є основним з усіх коефіцієнтів, являє собою відношення об'єму засмоктуваної пари до об'єму, що описується поршнем у циліндрі.

Значення об¢ємного коефіцієнта низькі і залежать від умов роботи компресора. Основним фактором, що визначає значення коефіцієнта, є величина шкідливого простору, який складає 2¸5% обсягу циліндра компресора.

Найчастіше об¢ємний коефіцієнт обчислюють за формулою

l_с=1-C´[-1],                                          (7.1)

де С - відносна величина шкідливого простору (залежно від величини та типу компресора вона складатиме С=0,02¸0,05). Значення показника політропи m для хладонових 1,0 компресорів . P_k, P₀ – тиск конденсації та кипіння холодоагенту.

l_с=1-0,04* [-1]=0,84

Коефіцієнт дроселювання l_др враховує об¢ємні втрати, що викликані опором у всмоктувальному та нагнітальному клапанах.

Для температури кипіння до -30°С приймають l_др=0,93¸0,97.

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 l_п. Останній можна приблизно визначити за формулою

                                                    (7.2)

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 0,96¸0,98.

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

l=l_с´l_др´l_п´l_щіл                                                            (7.3)

l=0,84*0,95*0,84*0,97=0,65

Холодопродуктивність та необхідна потужність компресора залежать від температур кипіння, конденсації і переохолодження. Тому порівняння машин за холодопродуктивністю проводять на певних температурних умовах (так званих стандартних умовах). Для хладону-12 вони такі:

·           температура кипіння                         -15°С;

·           температура всмоктування пари      +15°С;

·           температура конденсації                   +30°С;

·           температура переохолодження                  +25°С.

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

,                   (7.4)

де Q_0ст, Q_0роб – холодопродуктивність відповідно при стандартних і робочих умовах, кДж/год;

 - питома холодопродуктивність 1 м³ холодоагенту у стандартних умовах, кДж/кг;

,                                               (7.5)

де i1, i4 –ентальпія у точках 1 та 4 для стандартного циклу;

 - питомий об’єм холодоагенту на вході у компресор при стандартних умовах, м³/кг;

 ;

 - питома холодопродуктивність 1 м³ холодоагенту у робочих умовах;

,                                    (7.6)

де q0 – питома холодопродуктивність 1 кг пари холодильного агенту, кДж/год;

 - питомий об’єм холодоагенту на вході у компресор при робочих умовах, м³/кг;

 - коефіцієнт подачі компресора при стандартних умовах;

 - коефіцієнт подачі компресора при робочих умовах.

lст=l_с´l_др´l_п´l_щіл                                                     (7.7)

l_с=1-0,02* [-1]=0,94

l_др=0,94, l_щіл =0,96. Отримуємо: l=0,94*0,94*0,84*0,96=0,713

Знаходимо стандартну холодопродуктивність:

За отриманним значенням холодопродуктивності обираємо компресор [5] поршневий 2ФВ-6.5 марки АКВ2ФВ-5В (ИФ-56), який має такі параметри: Qст=3000 ккал/год=12560,4 кДж/год; два циліндри, хід поршня 50 мм, діаметр циліндра 67,5 мм, кількість оборотів 650 об/хв,об’єм описуємий поршнем13,8 м³/год, потребляє потужність 1,08 кВт, габаритні розміри L=920 мм, В=560 мм, H=600 мм, хладоагент – Ф-12 10 кг, масло ХФ-12 3 кг, повітряний конденсатор 14 м².

Дійсна потужність, що споживається компресором, буде більшою, ніж теоретична. Для її обчислення запроваджують поняття індикаторного коефіцієнта корисної дії h_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:

h_i=l_п+b´t₀                                        (7.8)

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

h_i=0,84+0,0025*(-10,5)=0,81

В цьому разі індикаторна потужність компресора визначається як

                                                (7.9)

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

N_э=N_i+N_f,                                        (7.10)

де N_f - потужність, необхідна на подолання опору тертя.

Втрати на тертя у компресорі залежать від якості мастила, правильності монтажу та експлуатації, навантаження на компресор, якості обробки деталей, що можуть тертися. Їх можна обчислити за наступною формулою

N_f=V_h´P_тр ,                                                                               (7.11)

де P_тр - питомий тиск тертя; для хладонових прямоточних компресорів він знаходиться в межах 39¸59 кН/м².

V_h – об’єм, що описується поршнями компресора, м³/с (13,8 м³/год=0,00383м³/с).

N_f=0,00383*48=0,184 кВт

Тоді N_э=3,87+0,184=4,06 кВт

втрати на тертя у рухомих частинах компресора враховує механічний к.к.д. Він виражає відношення індикаторної потужності до ефективної, тобто до потужності, що витрачається на валу компресора

                                                    (7.12)

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

 ,                                                          (7.13)

де h_п=h_пер´h_едв. Загальний к.к.д. передачі дорівнює 0,96¸0,99.

8. розрахунок трубопроводів

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

                                      (8.1)

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

n - питомий обсяг холодоагенту, м³/г;

v - швидкість руху циркулюючого холодильного агенту, її приймають для хладону:

Напірний трубопровід:

По довіднику [ 8] вибираємо такі трубопроводи відповідно:

Труба МЗПТ 132 ГОСТ 617-72

Труба МЗПТ 302 ГОСТ 617-72

Труба МЗПТ 542 ГОСТ 617-72

9. Розрахунок конденсатора та випаровувача-повітроохолоджувача

Конденсатор розраховують за холодопродуктивністю для режиму охолодження плодоовочів. Розрахунок конденсаторів зводиться до визначення їх теплопередаючої поверхні. Поверхня теплопередачі, м², визначається за формулою

                                                    (9.1)

де      Q_к - теплове навантаження на конденсатор. кДж/год;

q_f - питомий тепловий потік, кДж/м²´год.

Для пластинчатих конденсаторів з повітряним охолодженням величину q_f можна прийняти рівним 830¸1100 кДж/м²´год.

Теплопередаюча поверхня сухого повітроохолоджувача (зовнішня оребрена) визначається за формулою

,                                          (9.2)

де      Q₀ - холодопродуктивність холодильної машини, кДж/год;

К_b - коефіцієнт теплопередачі повітроохолоджувача, кДж/(м²´К´год). З таблиці для температури кипіння холодоагенту менше -15⁰С К_b=50,4 кДж/(м²´К´год).

Dt_в - середня логарифмічна різниця температур в апараті між повітрям та холодоагентом, що кипить, °С. Рекомендується приймати Dt_в=8¸12°С.

Повітряний конденсатор має три конденсаторних пакети з фланцевим з’єднанням на вході холодильного агента і з бортовим з’єднанням на виході. Труби конденсатора алюмінієві 15*1 мм з оребреними алюмінієвими пластинками 79*39*0,5 мм. Проміжки між пластинками 0,5..0,6 мм. Основна технічна характеристика конденсатора: розміри 439*424*465 мм, загальна теплопередаюча поверхня 64.2 м², маса 50 кг. Конденсатор витримує тиск мастила 20,6 бар [3].

Продуктивність вентиляторів випаровувача-повітроохолоджувача рефрижераторного вагона, м /с, обчислюється

                                    (9.3)

де      С_р - питома теплоємність повітря (С_р=1250 Дж/м³´К);

t_д і t_с - температура повітря на вході до повітроохолоджувача і на виході з нього.

Необхідно враховувати, що, як правило, на одній холодильній машині розташовані два вентилятори, що подають повітря до вантажного приміщення.

Продуктивність вентиляторів конденсатора, м /с

                                           (9.4)

де Dt_b - ступінь нагріву повітря в апараті (5¸6°С).

У кожній холодильній машині розташовуються 2 вентилятори, які обдувають конденсатор.

10. Заправка холодильної установки маслом

Система змазки призначена для підвода мастила до поверхонь деталей, які труться, з метою зменшення сили тертя, які виникають в місті контакту цих деталей. Крім того, мастило відводить тепло, яке виникає від тертя і попереджає появу корозії деталей.

Для заправки холодильної установки від’єднують мастилонаповнюючу трубку до запірного вентиля (рис.5.1) і підставляють бак із свіжим мастилом. Після включення холодильного агрегату на короткий період привідчиняють запірний вентиль для виведення повітря з наповнюючої трубки в бак зі свіжим мастилом. Закривають ручний запірний вентиль 18 на виході з ресивера і хладон всмоктують до тиску всмоктування 0,2 кгс/см².

Холодильну установку зупиняють, закривають запірний вентиль і всмоктують свіже мастило до 2/3 оглядового скла. Закривають запірний вентиль та від’єднують наповнюючу трубку, після чого відчиняють запірні вентилі на ресивері. Після включення компресора перевіряють рівень мастила в робочому стані.

В даній холодильній установці використовують мастило ХФ-12 [5].

11. Техніко-економічне обґрунтування прийнятих рішень

В якості теплоізоляційного матеріалу для кузова вагону вибирався пінополістирол ПСП густиною 25..40 кг/м³. Це органічний штучний темоізоляційний матеріал, являє собою зубчасту пластмасу, виготовлену з синтетичних смол, насичених повітрям або вуглицем при високому тиску. Головною відзнакою є те, що він майже не поглинає вологу та має високу стійкість до вогню.

12. Основні вимоги охорони праці при експлуатації прийнятої системи охолодження

При підготовці холодильної установки до запуску перевіряють стан апаратів холодильної машини і трубопроводів, звертають увагу при цьому на можливі порушення герметичності в місцях з’єднання трубопроводів фланцевих з’єднань компресора, оглядового скла та підключень контрольної та захисної апаратури.

Запірні вентилі на обвідній лінії при справній роботі ТРВ і працюючих електромагнітних вентилях повинні знаходитися в закритому положенні.

Використовують обвідну лінію тільки при виході зі строю електромагнітного вентиля.

В цьому випадку після запуску холодильної машини запірний вентиль на обвідній лінії відкривають, а після зупинки закривають.

Під час експлуатації через кожні 6 місяців перевіряються щільність всіх з’єднань холодильної установки, видаляється бруд на різних вузлах, перевіряється рівень рідкого хладону в ресивері і мастила у компресорі, при необхідності поповнюючи їх до нормального рівня.

Література

1.                 Демьянков Н.В. Холодильные машины и установки. – М.:Транспорт,1969.

2.                 Осадчук Г.И., Фарафонов Е.С. Холодильное оборудование вагонов и кондиционирование воздуха. – М.:Транспорт,1969.

3.                 Демьянков Н.В., Маталософ С.Ф. Хладотранспорт. – М.: Транспорт, 1976.

4.                 Организация и технология ремонта рефрижераторных вагонов - М.: Транспорт, 1973.

5.                 Розенфельд Л.М., Ткачёв А.Г. Примеры и расчёты холодильных машин и аппаратов. – М.:Транспорт,1960.

6.                 Кржимовский В. Е. Рефрижераторные секции отечественной постройки.- М.: Транспорт, 1983.

7.                 Алексюткин Б. А., Устич П. А. Холодильное оборудование и кондиционирование воздуха: Методические указания для курсового и дипломного проектирования. – М.: МИИТ, 1991.

8.            Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя - М.: Машиностроение, 1973.