Расчет теплопритоков в камеру хранения молока и тепловой нагрузки на компрессор и теплообменные аппараты

1.Расчет теплопритоков в камеру  хранения молока и тепловой нагрузки на компрессор и теплообменные аппараты.

1.1.Расчет теплопритока через ограждения камеры.

       Q = k_Д F (t_н - t_в),

где k_Д – действительный коэффициент теплопередачи ограждений, Вт/(м *К);

      F – площадь ограждения, м²;

      t_н и t_в - температура воздуха с наружной стороны ограждения и внутри помещения соответственно, ˚С.

При расчете теплопритока через  перегородку, отделяющую камеру от неохлаждаемого помещения, принимаем расчетную  разность температур равной 70% от расчетной  разности температур для наружных стен (стр.328[2]).

Δ 28 ˚С

Наружная температура над главной  палубой с учетом влияния солнечной  радиации на величину теплового потока увеличивается на 10˚С (стр.249[1]).

Таблица 1 - Расчет теплопритока Q через ограждения камеры.

Ограждение	Размеры, м			F,м	t , ˚С	Δ , ˚С	kД,	Q , Вт
	L	B	H
1 (север)	5,5	-	2,5	13,75	-	28	0,523	201,355
2 (запад)	-	1,5	2,5	3,75	-	28	0,594	62,37
3 (юг)	5,5	-	2,5	13,75	40	40	0,538	295,9
4 (восток)	-	2,5	2,5	6,25	-	28	0,564	98,7
пол	5,5	-	-	11	4	2,8	0,584	17,9872
потолок	5,5	-	-	11	50	35	0,498	191,73

 

Площадь пола, потолка рассчитывается как  площадь трапеции.

Q₁= = 201,355+62,37+295,9+98,7+17,99+191,73= 868,04Вт

1.2.Расчет теплопритоков от продуктов и тары при обработке.

,

где - теплоприток от продуктов, Вт;

       - теплоприток от тары, Вт.

       ,

где М_п – суточное поступление груза, кг/сут;

и - удельная энтальпия продукта, поступающего в камеру и после холодильной обработки соответственно, Дж/кг (стр.419[2]);

τ – продолжительность холодильной  обработки, ч.

 Вт,

М_т – суточное поступление тары, кг/сут;

С_т – удельная теплоемкость тары, Дж/(кг*К)

t₁ – температура тары при поступлении груза, ˚С

t₂ – температура тары при выходе груза, ˚С

Масса тары составляет 100 % от массы груза (стр.63[3]).

Удельная теплоемкость тары принимают  по материалу из которого она изготовлена (стр. 64[3]).

= = 86,8 Вт

= 971,79+86,8=1058,59 Вт.

1.3.Расчет теплопритоков от вентиляции.

Q₃=

           V-строительный объем вентилируемого помещения,м³;

           α-кратность вентиляции;

           -плотность воздуха при температуре и относительной влажности в камере, кг/м³;

            - энтальпия наружного воздуха, Дж/кг;

           -энтальпия воздуха в камере, Дж/кг;

Средний теплоприток составляет q=2,4 Вт/м²

Q₃=qF=2,411=26,4 Вт

 

1.4.Расчет эксплуатационных теплопритоков.

где - теплоприток от освещения, Вт;

- теплоприток от пребывания  людей, Вт;

- теплоприток от работы электрооборудования,  Вт;

- теплоприток при открывании  дверей, Вт.

 1,16*11 = 12,76 Вт,

где А – удельный теплоприток от освещения, Вт/ (стр. 333[2]);

F – площадь камеры, .

350*2 = 700 Вт,

где n – число работающих в камере людей, чел (стр. 333[2]).

3000*0,75 = 2250 Вт,

где - КПД электрооборудования, (стр. 334[2]);

ΣN - суммарная мощность электрооборудования, Вт (стр. 334[2]).

9*11 = 99 Вт,

где В – удельный теплоприток из соседних помещений, Вт/

(стр.334[2]).

        12,76 + 700 + 2250 + 99 = 3061,76 Вт.

1.5.Расчет теплопритоков от овощей и фруктов в результате дыхания.

Q₅=,

         -емкость камеры(нетто), т

         -тепловыделения плодов при температуре поступающего груза, Вт/т; (стр.86[3]).

         -тепловыделения плодов при температуре в камере, Вт/т; (стр.86[3]).

Q₅=1,5(0,144+0,924)=39 Вт

 

Определим тепловую нагрузку на компрессор и  теплообменные аппараты:

Q₁ + Q₂ +Q₃+ Q₄+Q₅ = 868,04 + 1058,59+26,4 +3061,76+39 = 5053,79 Вт.

Полная  тепловая нагрузка на компрессор и  теплообменные аппараты:

= 5053,79*1,1/0,9 = 6176,85 Вт

ρ – коэффициент неучтенных потерь (стр. 336[2]);

b – коэффициент рабочего времени (стр. 88[3]).

 

 

 

 

 

2. Выбор схемы холодильной машины

Определяем  температуру кипения хладагента:

 ˚С,

(4÷6) - 5 = 5 – 6 = -1˚С

Определяем  температуру конденсации хладагента:

 ˚С,

где - температура воды, служащей для охлаждения конденсатора, ˚С;

= ˚С,

где - температура наружного воздуха, ˚С;

= 40 - 10 = 30 ˚С,

30 + 5 = 35 ˚С.

По  диаграмме i – lgP(стр.390[1]) для R22 определяем:

давление кипения хладагента: Ро = 0,48 МПа,

давление конденсации хладагента: Рк = 1,4 МПа.

Определим степень сжатия хладагента:

        π = Рк/Ро = 1,4/0,48 = 2,9 ≤ 8

Выбираем  схему одноступенчатой ПКХМ с промежуточным хладоносителем.

 

Рисунок 1 - Схема ПКХМ

 

3. Расчет и построение цикла ПКХМ

3.1. Расчет  рабочего цикла ПКХМ

Холодопроизводительность компрессора: 6,2 кВт,

температура кипения хладагента: -1 ˚С,

температура конденсации хладагента: 35 ˚С,

температура на всасывании в компрессор: t₀ + (10-20) = -1 + 12 = 11 ˚С,

температура переохлаждения хладагента: t_k - (4-6) = 35-5 = 30  ˚С.

Таблица 2 - Параметры основных точек рабочего цикла

Точки цикла	Параметры
	Р, МПа	t, ˚С	V, /кг	i, кДж/кг	S, кДж/(кг*К)
1	0,48	-1	0,098	605	4,74
1'	0,48	11	0,1	612	4,76
2	1,4	60	0,05	635	4,755
2'	1,4	35	0,041	614	4,69
3	1,4	35	-	440	4,14
3'	1,4	30	-	435	4,13
4	0,48	-1	0,0075	435	4,135

 

Удельная  массовая холодопроизводительность:

 612 – 435 = 177 кДж/кг

Удельная  объёмная холодопроизводительность:

= 177/0,1 = 1770 кДж/м³

Массовый  расход хладагента:

= 6,2/177 = 0,035 кг/с

Удельная  тепловая нагрузка на конденсатор:

635 - 435 = 200 кДж/кг

Действительная  объёмная подача:

0,035∙0,1 = 0,0035 м³/с

Теоретическая объёмная подача:

где λ = 0,81 - коэффициент подачи компрессора (стр. 67[1]),

0,0035/0,81 = 0,0043 м³/с

Удельная  адиабатная работа:

 635 – 612 = 23 кДж/кг

Удельная  адиабатная мощность:

23 · 0,035 = 0,805 кВт

Холодильный коэффициент действительного цикла:

177/23 = 7,64

Холодильный коэффициент теоретического цикла:

3.2. Расчет стандартного цикла  ПКХМ

Холодопроизводительность компрессора: 6,2 кВт,

температура кипения хладагента: -15 ˚С,

температура конденсации хладагента: 30 ˚С,

температура на всасывании в компрессор: t₀ + (10-20) =-15+20=5 ˚С,

температура переохлаждения хладагента: t_k - (4-6) = 30-5 = 25  ˚С.

Таблица 3 - Параметры основных точек стандартного цикла

Точки цикла	Параметры
	Р, МПа	t, ˚С	V, /кг	i, кДж/кг	S, кДж/(кг*К)
1	0,3	-15	0,13	598	4,76
1'	0,3	5	0,135	612	4,81
2	1,3	78	0,052	650	4,81
2'	1,3	30	0,05	613	4,7
3	1,3	30	-	435	4,13
3'	1,3	25	-	430	4,12
4	0,3	-15	0,013	430	4,11

 

Удельная  массовая холодопроизводительность:

 612 – 430 = 182 кДж/кг

Удельная  объёмная холодопроизводительность:

= 182/0,135 = 1348,1 кДж/м³

 

Массовый  расход хладагента:

= 6,2/182 = 0,034 кг/с

Действительная  объёмная подача:

0,034∙0,135 = 0,00459 м³/с

Теоретическая объёмная подача:

где λ = 0,75 - коэффициент подачи компрессора (стр. 67[1]),

0,00459/0,75 = 0,00612 м³/с

Стандартная холодопроизводительность:

Q_0ст = Q₀ = 6176 = 4355,44 Вт

   

                                                                                                       

 

 

 

 

 

                                                              

 

 

 

    

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Подбор основного холодильного  оборудования

4.1. Выбор компрессора

Выбор компрессора осуществляем исходя из его объёмной теоретической подачи и стандартной холодопроизводительности.

Выбираем компрессор марки ПГ-5

Техническая характеристика:

холодопроизводительность, кВт – 5,8

диаметр цилиндра, мм – 42

количество цилиндров ,шт - 2

ход пошня, мм – 32

объем описываемый поршнем, м/ч – 14,8

потребляемая мощность, кВт – 2,6

Устанавливаем 2 компрессора ПГ-5(один в качестве резервного).

4.2. Выбор конденсатора

Определим площадь теплопередающей поверхности  конденсатора:

,

где - тепловой поток в конденсаторе, Вт;

        K – коэффициент теплопередачи, Вт/(м*К);

       - средняя логарифмическая разность между температурами конденсации хладагента и охлаждающей среды, К.

,

где - температура воды, выходящей из конденсатора (принимается на 1-3˚С выше температуры забортной воды), ˚С;

       - температура воды, входящей в конденсатор (принимается равной температуре забортной воды), ˚С.

= t_з.в. = 25 ˚С.

 ˚С,

3,28 К.

где K = 450 Вт/(м*К) – коэффициент теплопередачи (стр. 145[1])