Расчет основных эксплуатационных параметров холодильной установки авторефрижератора



Давно известно, что холод использовался для сохранения пищевых продуктов. Для достижения температуры ниже 0 °С сначала использовали снег и лед, а затем смесь льда с солью [1].

Автомобильный рефрижератор предназначены для поддержания оптимальных условий при перевозе пищевых продуктов, и обеспечения высокой скорости доставки продукции. Авторефрижератор позволяет за короткое время доставить скоропортящуюся продукцию до потребителя. С помощью авторефрижератора увеличивается продолжительность хранения перевозимых продуктов, появляется возможность продавать пищевые продукты сезонного производства в течение года, снижаются товарные потери при транспортировке пищевого товара, удовлетворение нужды населения в доброкачественных продуктах питания, которые требуется привозить из других областей. В настоящее время широко используются автомобильные рефрижераторы. Теперь уже невозможно представить без них перевоз скоропортящихся продуктов.

Для определения полной тепловой нагрузки автомобильного рефрижератора используется следующая методика:

1. Выполняется расчет теплопритоков в камеру в результате теплопередачи через ее стенки [2]. Камера перевозит мороженое при температуре — 29° С. Высота потолка в камере равна 2,5 м. Температура окружающей среды атмосферы равна +25° С. Стены состоят из полиуретана толщиной 100 мм.

Рис. 1. Схема фургона

Расчет теплопритоков выполняется отдельно для стен, потолка и пола. Тепловой поток при теплопередаче через стенку Q_ст, Вт рассчитывается по формуле:

(1)

где K — коэффициент теплопередачи рассматриваемой стены, Вт/м²∙К; S — площадь поверхности рассматриваемой стены, м²; Δt — разность температур воздуха по обе стороны стены.

Для стены А

Вт

Для стены Б

Вт

Для стен параллельно расположенным стенам А и Б теплопритоки идентичны.

Для потолка и пола: Вт

Отсюда полная тепловая нагрузка на камеру рефрижератора , обусловленная тепловыми потоками через ее стены, потолок и пол

(2)

т

2. Выполнен расчет тепловой нагрузка вследствие открывания дверей, или, как её часто называют, тепловой нагрузкой инфильтрации наружного воздуха в камеру фургона , Вт считается по формуле:

(3)

где— суммарная суточная тепловая нагрузка на холодильную камеру, Вт; — коэффициент, учитывающий время, когда в течение суток дверь остается открытой; — коэффициент, учитывающий характер воздушного потока в дверном проеме; , т.к. разница температура внутри и снаружи камеры более 16 °С; — степень эффективности защитного устройства (завесы) дверного проема.

3. Тепловая нагрузка, обусловленная присутствием персонала, , Вт, рассчитывается по формуле:

(4)

Где ̶ число сотрудников, работающих в секции рефрижераторе; количество тепла, Вт, выделяемое в единицу времени одним человеком при средней активности, в камере = 444 Вт; длительность ежедневного пребывания одного сотрудника в камере рефрижератора, с.

4. Суммарные теплопритоки в камере

5. Рассчитывается и подбирается холодильная установка для рефрижератора, строится p-i диаграмма для камеры фургона.

Рис. 2. Расчет цикла ХМ в рефрижераторе на p-i диаграмме для камеры

Определяется удельная массовая холодопроизводительность , Дж/кг холодильной установки [3] из равенства:

(5)

где энтальпия в точках 6 и 7.

Находим работу компрессора l, Дж/кг

40 Дж/кг

Холодопроизводительный коэффициент Ԑ:

Определяется массовый расход газа, кг/с (массовая подача газа компрессором) из равенства:

(6)

Определяется объёмная подача , м³/c компрессора (объёмный расход газа на линии всасывания компрессора – действительная подача компрессора) из равенства:

(7)

где , удельный объём газа в точке «1» на входе в компрессор, м³/кг.

Степень повышения давления газа в компрессоре определим из равенства:

(8)

Рассчитываем описываемый объем компрессора :, м³/с

(9)

Где коэффициенту подачи.

По этому объему подбираем компрессор 2-х цилиндровый модели Х214 с рабочим объемом 228 .

Теоретическая (адиабатная) мощность , Вт, компрессора:

(10)

Действительная (индикаторная) мощность компрессора:

(11)

где индикаторный КПД компрессора, равный от 0,79 до 0,84.

Эффективная мощность, т.е. мощность , Вт на валу привода компрессор:

(12)

где механический КПД, учитывающий потери энергии привода на трение. Для малых и средних компрессоров, работающих на хладонах механический КПД принимают равными 0,84-0,97.

Теоретический тепловой поток в конденсаторе:

(13)

Действительный тепловой поток в конденсаторе (с учётом тепловых потерь в процессе сжатия):

(14)

Подбор конденсатора.

Тип конденсатора выбираем T-600R.

Температура воздуха, поступающей в конденсатор t_ВОЗД.1 = 25°С, температура воздуха, выходящей из конденсатора t_ВОЗД.2 = 35°С.

Средняя логарифмическая разность температур определяется по формуле:

(15)

Где — разность температур между телами в начале теплопередающей поверхности (большая разность температур); — разность температур между телами в конце теплопередающей поверхности (меньшая разность температур).

Площадь F, м² теплопередающей поверхности конденсатора определим по формуле:

(16)

где – действительный тепловой поток в конденсаторе, определенный при тепловом расчете компрессора, Вт; k– коэффициент теплопередачи конденсатора, Вт/(м² К ).

Объёмный расход нагреваемой среды (охлаждающего воздуха), поступающей в конденсатор, будем находить по формуле:

(17)

где —действительный тепловой поток в конденсаторе, Вт; —удельная теплоемкость воды (с = 4,19 кДж/(кг • К)); — плотность воды (=1000 кг/м³); — подогрев воды в конденсаторе, К.

Принимаем конденсатор T-600R с площадью поверхности теплообмена 1,31 м². Габаритные размеры конденсатора: длина – 1888 мм, ширина – 919 мм, высота – 632мм.

6. Подбор испарителя.

Температура воздуха в камере равна 29⁰ С. Тепловой поток в испарителе, определенный тепловым расчетом с учетом потерь

Вт.

Температура кипения t_К хладагента принимаем на 15⁰С ниже температуры в камере, выходящего из испарителя:

Площадь , теплопередающей поверхности испарителя определяем по формуле:

(18)

где коэффициент теплопередачи испарителя ,; средняя разность температур между температурой окружающей среды и температурой кипящего хладагента в испарителе.

Принимаем испаритель S-2 с площадью поверхности охлаждения 0,11 м².

Габаритные размеры испарителя: длина – 760 мм, ширина – 1000 мм, высота – 200 мм.

Объемный расход , м³/с хладагента определяется по формуле:

(19)

где – расход хладоносителя, м³/с; – тепловой поток в испарители, Вт; – удельная теплоемкость хладоносителя при средней рабочей температуре, Дж/(кг⋅К); – плотность хладагента, кг/м³; – разность температур хладагента на входе в испаритель и на выходе из него, К.

Принимаем один испаритель S-2, с двумя вентиляторами.

Выводы.

В результате выполненного расчета теплопритоков, проводится сравнение между расчетом в первом приближении и расчетом по программе Tble. В варианте первого приближения суммарные теплопритоки: , а по программе Tble получили: , погрешность в вычислениях можно обусловить не учтенными малыми потерями теплопритоков.

Выполнен расчет для подбора холодильной установки авторефрижератора, проведено сравнение между элементарным расчетом и расчетом по программе TermoKing. Погрешность в расчетах составляет не более 10%.

По основным исследуемым параметрам, таким как температура перевозимого продукта, температура окружающей среды подбирается холодильная установка T-600Rc холодопроизводительностью .

Литература:

1. Доссат Рой Дж. Основы холодильной техники. Пер с англ. – М.: Легкая и пищевая пром-ть, 1984. – 520 с.
2. Нащокин В. В. Техническая термодинамика и теплопередача: Учеб. Пособие для вузов. – 3-е изд., испр. и доп. — М.: Высш.школа, 1980. – 469 с.
3. Кругляк И. Н. Бытовые холодильники (устройство и ремонт). Учеб. пособ.М., Легкая индустрия, 1974, 205 с.