Проверка соблюдения температурных условий перевозки груза
Полный набор теплопритоков в грузовое помещение вагона включает семь составляющих.
Вт.
Теплоприток
через ограждение кузова вследствие
разности температур
и
:
где:
-
полная площадь поверхности ограждения
грузового помещения, (примем
=116
м2);
, - температуры воздуха снаружи и внутри вагона, 320С и 120С соответственно, (определяются условиями перевозки);
коэффициент
теплопередачи ограждений грузового
помещения (
).
Вт.
Теплоприток при принудительной замене воздуха грузового помещения наружным и естественного воздухообмена через неплотности кузова:
где:
поток
воздуха через неплотности кузова,
(принимаем
);
=1,26∙
=1,26∙59=74,34
м3
(по аналогии с БМЗ-5);
=0.3∙74,34=22,3
;
-
плотность наружного воздуха при заданной
температуре
и относительной влажности
;
,
где:
соответственно
плотность сухого и влажного (насыщенного)
воздуха при
=320С
и φн=0,5
( примем равными соответственно 1,157
кг/м3
и
1,136 кг/м3),
;
энтальпии
воздуха, соответственно, наружного и в
грузовом помещении при заданной
температуре и влажности (примем
)
определяются по i-d
диаграмме влажного воздуха в точках
пересечения линий температуры и
относительной влажности),
=70
,
=32
;
3,6-
коэффициент перевода величин
в Вт.
Вт.
Теплоприток, связанный с воздействием солнечной радиации:
,
где:
эффективная
поверхность облучения (принимаем
0,5*
=58
м2
);
эффективная
продолжительность периода облучения
(принимаем
14
ч);
превышение
температуры облученной поверхности
над температурой наружного воздуха,
,
где:
коэффициент
поглощения солнечной радиации поверхностью
вагона (принимаем
);
I
- средняя интенсивность солнечной
радиации за период облучения (примем
I=640
);
коэффициент
теплоотдача от наружного воздуха к
стенке вагона на стоянке (принимаем
);
.
Вт.
Теплоприток вследствие работы электродвигателей вентиляторов - циркуляторов в грузовом помещении:
,
где: N-суммарная мощность электродвигателей (задана конструкцией),
N=1030 Вт;
ожидаемое
число часов работы в сутки вентиляторов
- циркуляторов (принимаем
);
Вт.
Тепловой поток в грузовое помещение при оттаивании с помощью горячих паров хладагента снеговой шубы воздухоохладителя :
,
=0,3∙270,7=81,2
Вт.
Теплоприток вследствие необходимости охлаждения груза до температуры транспортировки:
Q6 = (gг ∙сг+ gт∙ ст) ∙ (tгн– tгк) / t охл,
где: gг, gт – масса груза и тары загруженные в рефрижераторный контейнер
(примем gт=0,15∙g=0,15∙20,1=3 т, gг =g-gm=20,1-3=17,1 т);
сг – теплоемкость груза, для бананов сг = 3,6 кДж/(кг·К);
ст – теплоемкость тары (принять cт = 2,7 кДж/(кг·К));
tгн, tгк – начальная (наружного воздуха) и конечная (по услови
ям перевозки) температура груза,
tгн,
tгк
равны
соответственно
,
t охл – нормативная продолжительность охлаждения плодоовощей в
груженом рейсе ( примем t охл=72 ч).
Q6 = ( 17,1∙3,6+ 3∙2,7) ∙ (32-12) / 72=19,4 МДж/ч=5389 Вт.
Биологические тепловыделения плодоовощей;
,
где:
удельная
величина биологического тепловыделения
( примем qб=84
Вт/т).
Вт.
Полный набор теплопритоков в грузовое помещение контейнера:
Вт.
Рассчитаем хладопроизводительность оборудования которым оснащен рефрижераторный контейнер (ХМ одноступенчатая) .
Рис.3.Схема одноступенчатой поршневой ПКХМ
где: 1- число холодильных машин в РПС (будем считать машину одноступенчатой);
теоретическая
подача- объем, описываемый поршнями
компрессора в одноступенчатой холодильной
машине (примем
);
коэффициент
подачи, снижает действительную подачу
по отношению к теоретической с учетом
реальных условий работы, определяемый
по отношению
-
для одноступенчатой ХМ ,
;
объемная
холодопроизводительность всасываемого
компрессором хладагента,
;
коэффициент,
учитывающий потери холода (принимаем
).
Для определения P0, Pk построим в координатах P-i действительный цикл парокомпрессионной холодильной машины (ПКХМ) (Рис.4).
Температура кипения жидкого хладагента в испарителе :
=
-12=12-12=0
.
Температура конденсации паров хладагента в испарителе:
+12=32+12
=44
.
Также
рассчитаем температуры перегретого
хладагента (
)
и переохлажденного (
),при
условии наличия в составе холодильной
машины регенеративного теплообменника,
:
Температуру перегретого пара определяем по P-i диаграмме, для значения давления Pk и значения энтальпии в действительном цикле ХМ ( точка 2’):
МПа;
МПа;
кДж/кг
;
кДж/кг
;
v1=0,055 м3/кг.
кДж/м3;
Вт.
Найденные значения температур дают соответствующие точки цикла на линии
насыщенного сухого пара в диаграмме P-i. Спроецировав точки
температур t0, tк на ось ординат, находят значения давлений P0, Pк, а на оси абсцисс- находят значения энтальпий для соответствующих точек. Кроме того, по диаграмме P-i определяемют удельный объем пара в т.1’(см. Приложение 1):
Рис.4. Действительный цикл одноступенчатой ПКХМ
Компрессор всасывает из испарителя перегретый пар с параметрами p0 и tвс (точка 1’) и адиабатически сжимает его до давления pк в конденсаторе (процесс 1’-2’). При этом пары хладагента нагреваются за счёт механической энергии до температуры tи .
Горячие пары хладагента по трубопроводу нагнетаются компрессором в конденсатор, где у них сначала снимается перегрев, а затем начинается конденсация при постоянных давлении pк и температуре tп, завершающаяся в точке 3. Далее жидкий, переохлажденный хладагент поступает в терморегулирующий вентиль, где его давление снижается от высокого pк до низкого p0 (изоэнтальпийный процесс дросселирования 3’-4’); в конечной точке расширения устанавливается температура t0, а часть жидкости превращается в пар. Полученная парожидкостная смесь направляется в испаритель, где жидкий хладагент кипит при постоянных p0 и t0 (изобарный и одновременно изотермический процесс 4’-1’), отнимая теплоту от охлаждаемого объекта (воздуха грузового помещения). Образующиеся пары хладагента отсасываются компрессором, и цикл повторяется.
Реализуемая холодопроизводительность:
Вт.
Сопоставим
и
,
чтобы проверить условие достаточной
мощности холодильного оборудования
(b<1):
b- коэффициент рабочего времени холодильных машин,
b= / =9221/21345=0,43<1-условие выполнено.
Достаточная мощность оборудования обеспечена.
Расход технического ресурса:
сут.