Помещение рефрижераторного контейнера.

Существуют четыре основных режима перевозки СПГ :

перевозка низкотемпературных грузов с охлаждением в летний период года ( 1 режим ) ;

перевозка в летний период плодоовощей с охлаждением их в пути следования ( 2 режим ) ;

перевозка предварительно охлажденных грузов ( 3 режим ) ;

перевозка грузов с отоплением в зимний период ( 4 режим ) .

Тепловой расчет рефрижераторных вагонов, работающих в режиме охлаждения , выполняют для наиболее тяжелых условий перевозки - 1 и 2 режимов .

Общее количество тепла ( Q тп ), которое должно отводиться холодильными установками вагона или РК, перевозящего низкотемпературные, мороженые и охлажденные грузы, не выделяющие тепла дыхания, может быть определено по формуле ( 3.1. )

Q тп = Q1 + Q2 + Q3 , Вт (3.1.)

где Q₁ - теплоприток , поступающий в грузовое помещение вагона (РК) через ограждение ( стены, крышу, пол кузова путем теплопередачи , Вт t_н= ; [°С]

t^м_н, t^о_н – средняя температура наружного воздуха в Белгороде и Воркуте,°С

(в августе)

t_н = °С

t_в – температура внутри грузового помещения

; [°С]

- границы температурного режима перевозки.

-10 °С;

Q₁ = К_{Э *} F(t_н - t_в ) , Вт ( 3.2. )

Q₁=0,29 * 115(21 –( -10)= 1033,85 Вт

где : К_Э - средневзвешенный по поверхности коэффициент теплопередачи кузова вагона (РК) в реальных условиях эксплуатации с учетом увеличения его из-за старения и увлажнения теплоизоляционного материала, Вт/(м^2. град) ; для РК 1АА К _Э=0,29 Вт/(м^2. град)

F - расчетная теплопередающая поверхность ограждений кузова, м² . (для РК 1АА 115 м²⁾

t_{н ,} t_в - соответственно средняя наружная и внутренняя температуры. Средняя наружная определяется как полусумма наружных температур в пунктах погрузки и выгрузки , а средняя внутренняя, как полусумма верхней и нижней температур режима перевозки ;

Q₂ - дополнительный теплоприток от воздействия солнечной радиации и при оттайке снеговой “шубы” с воздухоохладителя;

Q₂ = 0,15 _* Q₁ ,Вт (3.3)

Q₂ = 0,15*1033,85 = 155 Вт

Q₃ - теплоприток, поступающий в вагон с наружным воздухом вследствие инфильтрации его через неплотности кузова;

Теплоприток, вследствии воздухообмена через неплотности грузового помещения:

Q₃= [Вт.] (3.4)

где V_во- воздухообмен через неплотности кузова, м³/ч;

V_ВО = к_ВО×V_гр , [м³/ч]

V_ВО=0,3×53,6=16,1 м³/ч .

V_гр – объем грузового помещения вагона, м³; V_гр = 53,6 м³

К_во – коэффициент воздухообмена, ч^-1, принимается равным от 0,3 до 1,0 в зависимости от типа РПС и срока эксплуатации; К_во = 0,3ч^-1

r_в – плотность воздуха при температуре t_н = 1,2 кг/м³;

i_н , i_в – энтальпия воздуха снаружи и внутри вагона, кДж/кг.

Влажность наружного воздуха, :

tн, оС	, %
+10
+20
+30
+40

Влажность наружного воздуха принимаем условно в зависимости от t_н.

t_н=21 °С , f_н » 58%

По диаграмме i-d влажного воздуха определяем i_н и i_в

t_н= 21°С, f_н» 58%, i_н=47 кДж/кг

t_в= - 10°С, f_в=90%, i_в » 6 кДж/кг

Q₃= = 220 Вт.

Q_тп = Q₁+Q₂+Q₃ =1034 + 155 + 220 = 1409 Вт.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ХОЛОДОПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ УСТАНОВКИ КОНТЕЙНЕРА 1АА ПРИ ПЕРЕВОЗКЕ ИКРЫ ЛОСОСЕВОЙ ПРИ НАРУЖНЕЙ ТЕМПЕРАТУРЫ 21,50С.

Мощность энергохолодильного оборудования рефрижераторных вагонов рассчитана на экстремальные условия – поддержание минимальных (максимальных) температур внутри грузового помещения при максимальных (минимальных) температурах летом (зимой). Вследствие этого холодильные установки работают непрерывно лишь в процессе охлаждения груза до температуры перевозки или при перевозке низкотемпературных грузов в условиях высоких наружных температур. В большинстве же случаев оборудование и при автоматическом, и при ручном управлении работает циклично по системе двухпозиционного регулирования температуры.

В рефконтейнере используется одна холодильная установка с поршневым двуступенчатым или винтовым ( спиральным) компрессором.

V_{h *} l_* q_v

Q_оэ= –––––––––– õ₁^*õ₂^*õ_{3, Вт (3.9.)}

3,6

где V_h - объём, описываемый поршнями компрессора (для контейнера 1АА V_h = 50 м³/ч);

l - коэффициент подачи компрессора, он определяется пографику

l = f ( P_к / P_о )

l = f(P_пр / P_о) для двухступенчатых компрессоров.

q_v объёмная холодопроизводительность хладогента, кДж/м3;

õ₁ –коэфициент учитывающий потери холода в трубопроводах; 0,95

õ₂^,õ₃ –коэффициенты, учитывающие снижение холодопроизводительности установок из-за износа компрессора и наличия снеговой шубы соответственно õ₂=0,9, õ₃ =0,95;

Температура кипения определяется по формуле:

t_o= t_в - 10°С

t_в= - 8 – 10 = - 18 °С

Температура всасывания:

t_вс= t_в + (10¸30) °C

t_вс= - 18+18 =0°C

Температура конденсации:

t_к = t_н + (10¸15)°С

t_к= 21 +14 = 35 °С

Температура переохлаждения:

t_п= t_к - 5°С

t_п= 35 – 5 =+30°С

Цикл работы холодильной установки в координатах P-i:

Цикл работы холодильной установки в координатах P- i:

По диаграмме координат P-i находим:

P₀ = 0,15 МПа;

P_к = 0,8 МПа;

V₁ = 0,12 м/кг;

i₁ = 553 кДж/кг;

i₄ = 430 кДж/кг.

Р_пр = = 0,15*0,8 = 0,346 Па

кДж/м³

Вт