4.1 Теплопритоки через ограждающие конструкции

Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Уральский Федеральный университет им. Б.Н. Ельцина «УПИ»

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

Гавашели Е В и Перескоков А.Ю.doc

Скачиваний:

Добавлен:

01.07.2025

Размер:

2.96 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 67 / 117 8 9 10 11 > Следующая >>>

1. 4.1 Теплопритоки через ограждающие конструкции

Размеры ограждений в плане и площадь камер принимаем по осям колонн, высоту стен -5м. Для определения теплопритоков от солнечной радиации принимаем, что кровля темная (избыточная разность температур в этом случае 17,7°С).

Величина теплопритока определяется по формуле [2]

где к-действительный коэффициент теплопередачи ограждения, определенный ранее, Вт/(м²К);

Площадь поверхности ограждения F, м2

-температура воздуха снаружи ограждения, °С;

-температура воздуха внутри камеры, °С ;

Результаты расчетов занесены в таблицу 2.

Таблица 2 - Результаты расчетов теплопритоков через ограждающие

Ограждение	^Ктр-> Вт м-К	а, м	б, м	р, м	и °с	°с	е, °с	<2ь кВт
а	0,213	5	12	60	30	-20	50	0,638
б	0,213	5	30	150	30	-20	50	1,596
в	0,213	5	18	90	16	-20	36	0,689
г	0,192	5	12	60	18	-20	38	0,439
д	0,192	5	12	60	18	-20	21	0,439
Покрытие	0,197	12	30	360	1	-20	21	1,487
Пол	0,211	12	30	360	30	-20	67,7	5,149
Пол	0,211	12	30	360	30	-20	67,7	5,149

Итого для камеры

4.2 Теплопритоки от грузов при холодильной обработке

Согласно табл. 5.2 ([1], стр. 18) начальная т емпература поставляемого в камеру хранения продукта составляет -8°С

Конечная температура продукта -20°С

Суточное поступление продуктов в каждую из камер:

Теплоприток при домораживании продукта:

где , кДж/кг - разность удельных энтальпий продукта.

Теплоприток от тары:

где , m- суточное поступление тары, состовляет 20% от массы груза;

, кДж/(кг К) – удельная теплоемкость картонной тары.

4.3 Эксплуатационные теплопритоки

Теплоприток в каждую камеру от освещения:

где А, Вт/м — теплота, выделяемая источниками освещения в единицу времени на площади пола; F, м - площадь камеры.

Теплоприток в каждую камеру от пребывания людей:

где 0,35 кВт - тепловыделение одного человека при тяжелой физической работе; п — число людей, работающих в данном помещении. Теплоприток от работающих электродвигателей:

где , кВт — суммарная мощность электродвигателей. Теплоприток при открывании дверей:

где К, Вт/м - удельный приток теплоты от открывания дверей ([1],табл.9.2 стр. 61).

Эксплуатационные теплопритоки в каждую из камер:

Результаты расчетов нагрузки на компрессор и камерное оборудование занесены в таблицу 3.

5 Определение температурного режима. Выбор цикла и

принципиальной схемы холодильной машины

По i-D дианрамме влажного воздуха (рисунок 6) определяем температуру мокрого термометра для летнего периода:

Ширину зоны охлаждения циркуляционной воды принимаем

Температура воды после охлаждения (на входе в конденсатор):

где ɳ=0,7-коэффициент эффективности градирни ([12], стр. 4).

Температура воды на выходе из конденсатора:

Средняя температура охлаждающей воды в конденсаторе:

Средний температурный напор для аммиачного конденсатора принимаем

Температура конденсации:

Температуру кипения хладагента принимают в зависимости от температуры воздуха в охлаждаемом объекте. При непосредственном охлаждении температура кипения обычно на 7-10°С ниже температуры воздуха в камере ([2], стр. 86):

Т₀ = Т_в -10 = 253 -10 = 243К = -30°С. По найденным значениям Т_к и Г₀ с использованием таблиц теплофизических свойств холодильных агентов определяем давление насыщенных паров:

Основным критерием выбора схемы холодиль ной машины является отношение давлений и разность давлений:

Выбираем схему двухступенчатого сжатия с полным промежуточным охлаждением и однократным дросселированием ([1], стр. 78) (рисунок 7).

Холодопроизводительность холодильной машины «брутто»:

где ρ - коэффициент потерь при транспортировке холода.

5.2 Определение промежуточного давления и выбор

компрессорного оборудования

Полное допустимое гидравлическое сопротивление на всасывающем и нагнетательном трубопроводах аммиачных машин принимаем ([12], стр. 7):

Давления во всасывающем и нагнетательном трубопроводах с учетом гидравлического сопротивления:

Промежуточное давление из условия равенства теоретических работ сжатия в ступенях:

Задаемся перегревом пара на всасывании в компрессор ступени низкого давления М_вс = 15°С и в компрессор ступени высокого давления М_вс ~ 8,2°С, температурой жидкости на выходе из змеевика промежуточного сосуда

Параметры в узловых точках цикла находим из диаграммы (рисунок 8) и сводим в таблицу 4.

Таблица 4—Термодинамические параметры узловых точек цикла

Точка	Р, МПа	т, К	1, кДж/кг	V, м³/кг
1^//	0,38	269,8	1457	0,324
1	0,38	278	1477	0,337
2	1,24	363,5	1652	0,134
3'	1,24	305	349	0,0017
3	1,24	275	209	-
4	0,38	269,8	349	0,043
5"	0,119	243	1423	0,957
5	0,119	258	1456	1,0312
6	0,38	337,5	1621	0,423
7^/	0,38	269,8	185	-
8	0,119	243	209	0,102

Массовый расход хладагента в ступени низкого давления:

Массовый расход хладагента в ступени высокого давления:

Требуемая теоретическая объемная производительность компрессора ступени низкого давления:

Требуемая теоретическая объемная производительность компрессора ступени высокого давления:

По требуемым теоретическим производительностям принимаем к установке двухступенчатый агрегат АДС-50. Изготовленный на базе компрессоров с ходом поршня 70 мм: АУУ90 и АУ45. Агрегат состоит из двух компрес сорно-электродвигательных групп высокой и низкой ступеней с маслоотделителями и промежуточным сосудом, а также автоматической системы управления и защиты, смонтированных на единой раме.