РГР

ЗАДАНИЕ
НА РАСЧЁТНО-ГРАФИЧЕСКУЮ РАБОТУ
ПО ДИСЦИПЛИНЕ
«ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ХОЛОДИЛЬНОЙ ТЕХНИКИ»
НА ТЕМУ
«ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕПЛОВОЙ НАГРУЗКИ ОХЛАЖДАЕМОГО
ПОМЕЩЕНИЯ И ПОДБОР ОСНОВНОГО ХОЛОДИЛЬНОГО
ОБОРУДОВАНИЯ»
ВАРИАНТ №___9_
Обучающийся _________Попов Д.А.________________ курс __3____ гр.
ХКТ20б
Исходные данные для расчета
Размеры охлаждаемого помещения:
Длина
L
____5,5_________ м,
Ширина В _______4,5_______м,
Высота Н _________2,5_____м;
Температура наружного воздуха tн.в. _____27____ оС;
Температура забортной воды
tз.в. ______19____оС;
Рефрижераторный груз
___________Мясо мороженное________________
Используемый хладагент
________________R-134а____________________________________
Система охлаждения
__________________Непосредственная____________________________
ОПРЕДЕЛЕНИЕ НЕОБХОДИМОЙ
ХОЛОДОПРОИЗВОДИТЕЛЪНОСТИ УСТАНОВКИ
В соответствии с родом груза принимается расчетная температура в
охлаждаемом помещении tП согласно Приложений А, Б, В, Г.
Общий теплоприток Q1, Вт, в помещение через ограждения определяется
по формуле
Q1   Qогр   Qс. р.
Определяются
теплопритоки
через
изоляционные
конструкции
ограждений Qогр, Вт
Qогр  KF (t н  t o ),
где К — коэффициент теплопередачи изоляционной конструкции
ограждения, Вт/(м2K).
Коэффициент теплопередачи судовых изоляционных конструкций
колеблется от 0,45 до 0,7 Вт/(м2ּК) для трюмов с плюсовыми и близкими к 00 С
температурами и от 0,35 до 0,40 Вт/(м2ּК) – для низкотемпературных трюмов.
F — площадь ограждения, м2;
tн—температура за ограждением, °С;
tП — температура воздуха в охлаждаемом помещении, °С.
𝑄огр1 = 0,4 ∗ 24,75(45) = 445,5 Вт
𝑄огр2 = 0,4 ∗ 13,75(45) = 247,5 Вт
𝑄огр3 = 0,4 ∗ 11,25(45) = 202,5 Вт
Тепловой поток солнечной радиации Qс.р., Вт, поступающий в помещения
через ограждения, определяется из выражения
Qс . р . 
К
н
qн р F ,
где К — коэффициент теплопередачи изоляционной конструкции
ограждения, поглощающего теплоту солнечной
радиации, Вт/(м2K);
ан — коэффициент теплоотдачи от наружного воздуха к ограждению,
Вт/(м2K);
Лист
РЗ. 16.03.03.Д.270.20.ПЗ.01
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
2
 н  2  10 с ,
𝛼н = 2 + 10√10,28 = 34,06
Вт
м2 К
 с - скорость движения воздуха относительно судна. Принимается
равной эксплуатационной скорости судна, м/с);
qн— напряженность солнечной радиации, Вт/м2;
 р — коэффициент поглощения солнечной радиации;
F — поверхность, подверженная солнечной радиации, м2.
𝑄с.р.1 =
0,4
∗ 700 ∗ 0,4 ∗ 24,75 = 81,4 Вт
34,06
𝑄с.р.1 =
0,4
∗ 930 ∗ 0,4 ∗ 13,75 = 60,1 Вт
34,06
𝑄с.р.1 =
0,4
∗ 930 ∗ 0,4 ∗ 11,25 = 49,1 Вт
34,06
Таблица 2.3 – Результаты расчёта теплопритока через ограждения
Ограждение
кд , Вт
м
2
К

F , м2
tн,
°С
tП,
°С
t ,С
Qогр ,
Вт
Qс.р, ,
Вт
Q1 , Вт
Носовая
27
-18
0,4
13,75
45
247,5
60,1
307,6
переборка
Кормовая
27
-18
0,4
13,75
45
247,5
60,1
307,6
переборка
Переборка
27
-18
правого
0,4
11,25
45
202,5
49,1
261,6
борта
Переборка
27
-18
левого
0,4
11,25
45
202,5
49,1
261,6
борта
Палуба
27
-18
0,4
24,75
45
445,5
81,4
526,9
главная
Палуба
0,4
27
-18
24,75
45
445,5
81,4
526,9
средняя
Итого
99,5
2192,2
П р и м е ч а н и е - Температуры за ограждениями принимаются самостоятельно в
зависимости от расположения охлаждаемого помещения и района плавания судна.
Солнечной радиации подвержены только одна переборка и подволок.
Теплопритоки от продуктов при холодильной обработке, Вт
Q2  Q2 п  Q2Т , Вт
Лист
РЗ. 16.03.03.Д.270.20.ПЗ.01
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
3
Количество теплоты, которое необходимо отвести при термообработке
продукта, Q2п, Вт
𝑄2п = Мп ∙ (𝑖пн − 𝑖пк )
⁄(𝜏 ∙ 3600)
где Мп – суточное поступление продукта, кг /сут.;
𝑖пн , 𝑖пк – удельные энтальпии продукта в начале и в конце процесса
термообработки, Дж/кг;
τ — время термообработки; Принимается равным 24 ч.
Величины энтальпий продукта в зависимости от температуры
принимаются согласно Приложения Г и Д.
Мп = 1000 ∙ 𝑉0 /𝑣𝑦
𝑉0 - объем охлаждаемого помещения, м3;
𝑣𝑦 - удельный погрузочный объем, м3/т. Принимается согласно
Приложения А.
Мп = 1000 ∗ 61,875 ∗ 2,7 = 167062,5 кг /сут
𝑄2п = 167062,5 ∗ (170 − 4.6)/(24 ∗ 3600) = 319,8 Вт
Теплопритоки от охлаждения тары Q2Т ,Вт
М Т  сТ  t пр  t кам  
1000
, Вт
  3600
𝑄2т = Мт ∙ ст (𝑡тн − 𝑡тк ) ⁄(𝜏 ∙ 3600)
где 𝑀т – суточное поступление тары, принимаемое пропорционально
суточному поступлению продукта, кг /сут.;
сT – удельная теплоёмкость материала тары, Дж/(кг · К);
𝑡тн , 𝑡тн – температура тары в начале и конце термообработки, оС;

– продолжительность обработки тары (принимается по
продукту), ч.
Масса
тары принимается равной: деревянной и стальной – 20 %,
картонной – 10 %, пластиковой – 15 %, стеклянной – 100 % от суточного
поступления продукта.
Лист
РЗ. 16.03.03.Д.270.20.ПЗ.01
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
4
Удельная массовая теплоемкость деревянной тары принимается равной
2500
Дж/(кг · К),
картонной – 1460 Дж/(кг · К), стальной – 500 Дж/(кг
· К), стеклянной – 835 Дж/(кг · К).
𝑄2т = 16706,25 ∗ 1460 ∗ (−1 + 18)/(24 ∗ 3600) = 4799,17 Вт
𝑄2 = 319,8 + 4799,17 = 5118,97 Вт
Теплоприток от вентиляции охлаждаемого помещения 𝑄3 , Вт
𝑄3 =
𝑉 ∙ 𝛼 ∙ 𝜌в
∙ 𝑐 ∙ (𝑡н − 𝑡в ),
24 ∙ 3600 р
где 𝑉 − объём охлаждаемого помещения, м3 ;
𝑉 = 𝐹 ∙ 𝐻, м3 ;
𝐹 − площадь камеры, м2 ;
𝐻 − высота камеры, м.
𝛼 − кратность воздухообмена. Принимается согласно Приложения
А.
𝜌в – плотность воздуха при температуре и относительной влажности
воздуха в охлаждаемом помещении.
Плотность влажного наружного воздуха определяется по формуле
𝜌в = 𝜌св ∙ (1 + 𝑑),
где в - плотность влажного воздуха, кг/м3 ;
св - плотность сухого наружного воздуха, кг/м3 ;
d - влагосодержание наружного воздуха, кг/кг.
Влагосодержание определяется по d-i диаграмме ( Приложение Л) с
учетом расчетной температуры и относительной влажности наружного
воздуха.
Плотность сухого воздуха принимается по таблице 2.4.
Лист
РЗ. 16.03.03.Д.270.20.ПЗ.01
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
5
Таблица 2.4 – Зависимость плотности сухого воздуха от его температуры
при давлении 101325 Па  3 
Температура, 0С
- 40
-30
-20
-10
0
Плотность, кг/м3
1,515
1,453
1,395
1,342
1,293
Температура, 0С
10
20
30
40
50
Плотность, кг/м3
1,247
1,205
1,165
1,128
1,093
𝑐р – удельная теплоёмкость воздуха при расчётной температуре
воздуха,
кДж/(кг ∙ К);
𝑡н − температура наружного воздуха, ℃;
𝑡в − температура воздуха в охлаждаемом помещении, ℃.
𝜌в = 1,4356 ∗ (1 + 1,1) = 3,01 кг/м2
𝑄3 =
61,875 ∗ 2 ∗ 3,01
∗ 1005 ∗ (170 − 4.6) = 716,6 Вт
24 ∙ 3600
Теплопритоки от работающих механизмов (электродвигателей и
вентиляторов) 𝑄4 , Вт, определяются по формуле
𝑄4 = 103 ∙ 𝑁э
где N э — мощность механизмов, Вт. Принимается в первом приближении:
N э  0,2  0,6кВт — для системы непосредственного охлаждения;
N э  2  4кВт — для воздушной системы охлаждения.
𝑄4 = 103 ∗ 200 = 200000 Вт
Прочие неучтенные теплопритоки в охлаждаемое помещение, Вт
𝑄5 = 0,2 ∙ 𝑄1
𝑄5 = 0,2 ∗ 2192,2 = 438,44 Вт
Необходимая холодопроизводительность установки 𝑄0 , Вт, представляет
собой суммарные теплопритоки на режиме термообработки и определяется из
выражения
Лист
РЗ. 16.03.03.Д.270.20.ПЗ.01
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
6
𝑄0 = 1,2 ∙ (𝑄1 + 𝑄2 + 𝑄3 + 𝑄4 )
𝑄0 = 1,2 ∙ (2192,2 + 5118,97 + 716,6 + 200000) = 249633,324 Вт
3. РАСЧЕТ И ПОДБОР КОМПРЕССОРА И ОСНОВНЫХ
ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
В соответствии с заданием в РГР вычерчивается принципиальная схема
холодильной машины с регенеративным теплообменником (рисунок 3.1).
Рисунок 3.1 – Схема схема холодильной машины с регенеративным
теплообменником: КМ — компрессор; КН — конденсатор; PTO —
регенеративный теплообменник; РК(ТРВ) — регулировочный клапан
(терморегулирующий вентиль); И — испаритель
Приняв согласно Приложения И (таблица И.1) значение температуры t з.в. , °C,
определяют следующие температуры, °С:
а) воды на входе в конденсатор и на выходе из него, °С
t w1  t з.в.  (2  3);
t w2  t w1  (2  4);
𝑡𝑤1 = 19 + (2 ÷ 3) = 22
𝑡𝑤2 = 22 + (2 ÷ 4) = 26
б) конденсации хладагента, °С
t к  t w1  (6  12);
Лист
РЗ. 16.03.03.Д.270.20.ПЗ.01
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
7
𝑡к = 22 + (6 ÷ 12) = 34
в) жидкого хладагента на выходе из конденсатора, °С
t 4  t к  (1  2);
𝑡4 = 34 − (1 ÷ 2) = 32
г)
жидкого хладагента перед ТРВ при наличии регенеративного
теплообменника, °С
t 5  t 4  (8  10);
𝑡5 = 32 − (8 ÷ 10) = 22
д) кипения хладагента в испарительных аппаратах;
- для испарительных батарей при системе непосредственного охлаждения,
°С
t н  t 0  (10  12);
𝑡н = −18 − (10 ÷ 12) = −30
- для воздухоохладителей, °С
t н  t 0  (7  10);
𝑡н = −18 − (7 ÷ 10) = −28
е) хладагента на выходе из испарительных аппаратов, °С
t 7  t н  (5  8);
𝑡7 = −38 − (5 ÷ 8) = −38
ж) пара хладагента на выходе из регенеративного теплообменника t1 ;
определяется по энтальпии i1 из уравнения теплового баланса (см. рисунок 3.2)
i1  i7  i4  i5 .
Лист
РЗ. 16.03.03.Д.270.20.ПЗ.01
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
8
По принятым температурам в диаграммах s-Т или i -lg P строится цикл
холодильной машины (рисунок 3.2) и определяются параметры хладагента в
узловых точках цикла, которые заносятся в таблицу 3.1.
Рисунок 3.2 – Цикл холодильной машины в диаграммах s-Т или i -lg P
Таблица 3.1 – Параметры хладагента в узловых точках цикла
Параметр
МПа
1
0,6
2
8,7
Точка
3
4
8,7
8,7
C
-10
32
32
32
22
-38
-38
390
460
410
247
232
232
375
0,35
0,03
0,024
0
0
0,12
0,31
кДж / (кг ·К) 1,84
1,84
1,71
1,22
1,12
1,1
1,75
Единица
измерения
Давление, р
Температура,
t
Удельная
энтальпия, i
Удельный
объем, v
Удельная
энтропия, s
кДж
кг
Определяются
кг
м3
удельные
величины,
5
8,7
6
0,6
7
0,6
характеризующие работу
холодильной машины.
Удельная массовая холодопроизводительность компрессора , кДж
𝑞0 = 375 − 232 = 143
кг
кДж
кг
Удельная объемная холодопроизводительность для рабочих условий,
кДж / м 3 ;
qv 
q
0
v1
,
Лист
РЗ. 16.03.03.Д.270.20.ПЗ.01
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
9
𝑞𝑣 =
143
кДж
= 408.6 3
0.35
м
Массовый расход холодильного агента, кг/с
М
𝑀=
Q0
,
q0
249633,324
кг
= 1745.68
143
𝑐
Действительная объемная производительность компрессора, то есть
объем паров, отсасываемых компрессором из испарителя
V Д  М  1 ,
𝑉Д = 1745.68 ∗ 0.35 = 611 кг/м3
Теоретический объем, описанный поршнями компрессора
Vh 
где 
Vд

,
- коэффициент подачи компрессора на рабочем режиме,
определяемый в зависимости от степени сжатия 𝜋 =
𝑉ℎ =
Рк
Ро
[5].
611
= 2036,6 кг/м3
0,3
Для выбора марки компрессора рабочую холодопроизводительность Q0
необходимо пересчитать на холодопроизводительность, соответствующую
стандартному режиму Qст ,
Qст  Qо
ст  qv ст
,
  qv
где ст – коэффициент подачи при стандартных условиях
qvсс – удельная объемная холодопроизводительность для
стандартных условий, кДж / м 3 ;
Лист
РЗ. 16.03.03.Д.270.20.ПЗ.01
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
10
𝑄ст = 249633,324 ∗
Теоретическая
0.57 ∗ 714,3
= 829160,2 Вт = 829 кВт
0,3 ∗ 408.6
мощность,
затрачиваемая
компрессором
на
адиабатическое сжатие холодильного агента
N т  M  i2  i1 ,
𝑁т = 1745.68(460 − 390) = 122197,6
Индикаторная мощность, затрачиваемая в действительном рабочем
процессе на сжатие холодильного агента в цилиндре компрессора
Ni 
где
Nт
i
,
i - индикаторный к.п.д., учитывающий энергетические
потери от теплообмена в цилиндре и от сопротивления в клапанах при
всасывании и нагнетании
𝑁𝑖 =
122197,6
= 214 381,75
0,57
Эффективная мощность - мощность на валу компрессора с учетом
механических потерь на трение и т.д.
Ne 
где
 мех  0,8  0,9
Ni
 мех
,
коэффициент
-
полезного
действия
(к.п.д)
электродвигателя.
𝑁в =
214 381,75
= 238201,95
0,9
Теоретический холодильный коэффициент
 Т  q 0 / l.
𝐸т = 143/5,5 = 26
Действительный холодильный коэффициент
 Д  Q0 / N в .
𝐸д =
249633,324
= 1,047
238201,95
Лист
РЗ. 16.03.03.Д.270.20.ПЗ.01
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
11
Компрессор может быть подобран по величине V h . Однако целесообразнее его выбирать по требуемой холодопроизводительности Qо.с. в
стандартных условиях и проверять по величине V h .
Охлаждающая поверхность кожухотрубного конденсатора Fк, м2,
определяется из выражения
10 3 QK
FK 
K ,
K K K
где QK  Q0  G0 (i2  i1 ) — тепловая нагрузка конденсатора, кВт;
Kк —
поверхности
коэффициент теплопередачи, отнесенный
к внутренней
теплообменных трубок; для хладоновых кожухотрубных
конденсаторов принимают K K  400  500Вт /( м 2  К );
 K — полный температурный напор в конденсаторе, °С;
K 
t w2  t w1
;
t K  t w1
2,3 lg
t K  t w2
 K — коэффициент запаса поверхности (на заглушение части трубок при
их
повреждении);  K  1,05  1,1.
𝜃к =
26−22
34−22
34−26
2,3𝑙𝑔∗
= 4,29 °С
𝑄к = 249633,324 + 1172 ∗ 70 = 331672.44 Вт
𝐹к =
331672.44
∗ 1,1 = 170.28 м3
500 ∗ 4.29
Требуемую подачу насоса охлаждающей воды Vw , м3/ч, определяют по
формуле
V 
3600QK
 ,
c  (t2  t 1 )
где c = 4,187 кДж/(кг К) — теплоемкость воды;
 = 1000 кг/м3
— плотность морской воды;
  1,05  1,1
— коэффициент запаса подачи насосов.
Лист
РЗ. 16.03.03.Д.270.20.ПЗ.01
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
12
3600 ∗ 331.6
м3
𝑉𝜔 =
∗ 1.1 = 78,33
4.187 ∗ 100 ∗ 4
ч
Тепловая нагрузка Qи, Вт, испарительных батарей непосредственно
испарения и воздухоохладителей:
QИ  (1,05  1,15)Q0 ,
где (1,05  1,15) — коэффициент запаса поверхности теплообмена.
Поверхность теплообмена испарителя FИ , м2:
𝑄и = 249633,324 ∗ 1,15 = 287078,32 Вт
FИ 
QИ
,
bK И t И
где FИ — расчетная поверхность испарительных аппаратов, м;
b  0,7  0,8
KИ
— коэффициент рабочего времени аппарата;
— коэффициент теплопередачи испарительных аппаратов,
Вт /( м 2  К ) ; Принимается согласно Приложения Д
t И  t 0  t K
— разность температур воздуха в охлаждаемом
помещении и в испарителе, °С.
𝐹и =
331.6
∗= 0,026 м2
0,8 ∗ 300 ∗ 52
Лист
РЗ. 16.03.03.Д.270.20.ПЗ.01
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
13