Проектировка холодильных камер

   = - 40 °С — расчетная температура наружного воздуха для холодного периода Воронежской области;

  m =1 - массивность ограждения для холодильных камер;

  αв = 9,28 Вт/ (м2 ∙ К) – коэффициент теплоотдачи воздуха;

    

  1 —  профилированный лист из стали  или алюминия (δал=3 мм); 2 — теплоизоляция  (пенополиуретан); 3 —гнутый профиль из стали или алюминия; 4 — полиэтиленовый колпак на эпоксидной смоле; 5 — уплотняющий профиль из эластичного пенополиуретана; 6 — бакели-зированная фанера; 7 — герметизирующая мастика; 8 — участок теплоизоляции, пропитанный синтетическими смолами

  Рисунок 2.2 - Конструкция наружной стены из панелей «сэндвич». 

  Тогда 

   Вт/(м2·К) 

  Действительный  коэффициент теплопередачи

   ; (2.3)

  где αн=23,3 Вт/ (м2·К) – коэффициент теплоотдачи наружного воздуха;

  αв = 9,28 Вт/ (м2 • К) – коэффициент теплоотдачи воздуха;

  λал=210 Вт/(м·К) – коэффициент теплопроводности аллюминия;

  δал=0,003 м – толщина аллюминиевого листа;

  λиз=0,14 Вт/(м·К) – коэффициент теплопроводности пенополиуретана;

  δиз=0,15 м – толщина слоя пенополиуретана;

   Вт/ (м2·К)

  В итоге получаем соотношение κд =0,26 Вт/ (м2·К) < κр = 0,268 Вт/(м2·К). Следовательно, условие невыпадения влаги на поверхности ограждения соблюдается.

  Таким образом, в холодильной камере конденсация  водяных паров из воздуха на внутренней поверхности наружной стены не возникает, если температура наружного воздуха  tн.р ≥ - 40°С , а параметры внутреннего воздуха соответствуют заданным. 

  2.3 Определение толщины теплоизоляции  всасывающего трубопровода холодильной  установки 

  Трубопровод диаметром dTP = 108Ч4 мм изолирован скорлупами СК-5 из пенополистирола

  Минимальную толщину теплоизоляции холодильных  трубопроводов, обеспечивающую предотвращение конденсации водяных паров из окружающего воздуха, определяют из уравнения 

   (2.4) 

  где tн = 10 °С – температура воздуха в помещении, по которому проходит трубопровод;

  t0= - 45 °С – температура холодильного агента, проходящего по трубопроводу;

  tp=5,4 °C — температура точки росы  окружающего воздуха (при tн = 10 °С и φН = 75 %);

  αн=7 Вт/(м2·К) - коэффициент теплоотдачи от окружающего воздуха к наружной поверхности трубопровода;

  Dиз = 0,26 м - наружный диаметр теплоизоляции трубопровода;

  λиз = 0,035 Вт/(м·К) – коэффициент теплопроводности пенополистирола;

  dTP = 0/108 м – диаметр трубопровода.

  Условие невыпадения влаги из воздуха на наружной поверхности трубопровода записываем в следующем виде: 

  

  11,95 < 28,84 

  Результаты  расчета показывают, что необходимое  условие, при котором левая часть  неравенства должна быть меньше правой, соблюдается. Таким образом, при  заданных исходных параметрах конденсация  водяных паров из воздуха на поверхности  трубопровода не возникает. 

  2.4 Определение площади теплопередающей  поверхности охлаждающих батарей 

  Пристенные батареи установлены в камере охлаждения мясных туш, выполнены из гладкостенных труб диаметром DH=57Ч3,5 мм с продольным звездообразным оребрением (рисунок 2.3) и имеют по высоте 9 труб с шагом S = 310 мм. Способ подачи холодильного агента (аммиака) - насосный с нижней подачей. Параметры воздуха в камере: tB = -20°С; φв = 95%. Тепловая нагрузка Qоб = 26 кВт.

  

  Рисунок 2.3 -Труба с продольным звездообразным оребрением 

  Площадь теплопередающей поверхности Fпр (в м2) пристенных батарей определяем по формуле 

   (2.5) 

  где F1 – площадь одной оребренной батарей, м2;

  n1 – количество батарей (труб), n1=9;

  n2 – количество пристенных батарей в камере, n2=4.

  Для труб со звездообразным продольным оребрением площадь наружной поверхности  

   (2.6) 

  где Fреб – площадь поверхности ребер на одной батареи, м2;

  Fтр – площадь поверхности трубы батареи, м2; 

   (2.7) 

  где (D-Dн) – меньший линейный размер ребра, м;

  (l1+2∙l2) – суммарная длина одного ребра,  м.

   (2.8) 

  где Lтр – длина трубы, м. 

  

  

  

    

  Тепловая  нагрузка на пристенные батареи Qпр, кВт 

  Qпр = кпр·Fпр·Δt ; (2.9) 

  где кпр - коэффициент теплопередачи пристенных батарей, Вт/(м2 К);

  Δt =8 °C - разность между температурами  воздуха и хладагента, °С. 

  кпр = ( αр + αк·ξ ) · eт ·χ (2.10) 

  где αР - коэффициент теплоотдачи радиацией и конвекцией, Вт/(м2·К);

  αк - коэффициенты теплоотдачи конвекцией, Вт/(м2·К);

  ξ = 1,125 - коэффициент влаговыпадения;

  еТ = 0,8...0,9 - коэффициент, учитывающий термическое сопротивление теплопередаче загрязнений на внутренней поверхности труб (масло и др.) и на наружной (снеговая шуба);

  χ - коэффициент, учитывающий количество и способ размещения охлаждающих  труб по высоте.

  Коэффициент теплоотдачи αр радиацией определяем по формуле

   , (2.11) 

  где Со=5,76 Вт/(м2·К4) - коэффициент излучения абсолютно черного тела;

  εп - приведенная степень черноты системы ;

  ψ — коэффициент облученности.

  Для приближенных расчетов εп можно использовать упрощенную зависимость

  εп =ε1·ε2 , (2.12) 

  где ε1 = 0,96 – степень черноты батареи , покрытой снегом;

  ε2=0,91 - степени черноты поверхности  стены .

  Тогда

  εп =0,96·0,91=0,874

  Коэффициент облученности ψ принимаем по таблицам. При отношений S/DH= 310/57 = 3,15 коэффициент ψ = 0,87 для однорядной пристенной батареи.

  Подставляем известные данные и рассчитываем коэффициент теплоотдачи αр 

   Вт/(м·К) 

  Коэффициент теплоотдачи αк конвекцией при свободном движении находим с помощью обобщенной зависимости 

  Nu = 0,54·(Gr·Pr)0,25, (2.13)

  откуда 

   ; (2.14) 

  где Nu, Gr, Рr - соответственно число Нуссельта, Грасгофа и Прандтля;

  λB =2,25·10-2 Вт/(м·К) - коэффициент теплопроводности воздуха;

  βв =0,004 1/°С - коэффициент объемного расширения воздуха;

  g = 9,81 м/с2- ускорение свободного падения;

  Dн = 0,057 м - диаметр трубы, м;

  νB = 11,36·10-6 м2/с - коэффициент кинематической вязкости воздуха;

  Δtст - разность между температурами воздуха и наружной поверхности батарей, °С. 

  Δtст = tв - tст (2.15) 

  При определении разности Δtст предварительно находим температуру кипения t0 холодильного агента и температуру наружной поверхности tCT охлаждающих труб. При учитываем следующие соотношения: 

  tB – t0 = 8 °С, (2.16)

  tст = t0 + 2 (2.17) 

  где t0 - температура кипения хладагента в батареях;

  tB - температура воздуха в камере;

  tст – температура внешней поверхности охлаждающих труб;

  t0 =-20-8 = -28 °С;

  tст = -28+2 = -26 °С;

  Тогда

  Δtст = -20 - (-26) = 6 °С 

  Входящие  в уравнение αк значения βВ , λВ ,νВ , Рr определяем с учетом средней температуры воздуха tm 

   (2.18)

    

  При этом 

   (2.19)

   1 / єC 

  Значения  λв , νB и Рr принимаем равными соответствующим значениям для сухого воздуха при tm=-23 °С и находим по таблицам.

  При известных данных 

   Вт/(м·К) 

  Коэффициент влаговыпадения ξ определяем по уравнению 

   ; (2.20) 

  где dB = 0,6·10-3 кг/кг - влагосодержание воздуха при температуре tВ и относительной влажности φв;

   = 0,34∙10 -3 кг/кг - влагосодержание насыщенного  воздуха при температуре поверхности  tСТ охлаждающих труб;

  Коэффициент χ находим из рисунка 2.4: χпр = 0,95.

  

  Рисунок 2.4 - Коэффициент χ для учета  влияния количества и способа  расположения труб по высоте. 

  При известных данных коэффициент теплопередачи  составляет:

  кпр = (2,74+4,72·1,125)·0,9·0,95 =6,883 Вт/(м·К);

  Получаем, что 

  Qnp = 6,883∙80,4∙8 = 27,17 кВт.

  Расчетная тепловая нагрузка батарей превышает  заданную на 4,5%.

  Охлаждающие батареи размещаем вблизи поверхности  перегородки, разделяющей камеру и  коридор, что позволит локализовать наружные теплопритоки, проникающие  в камеру.

  Для определения вместимости батарей  предварительно находим внутренний объем труб 

  V=L·υTP ; (2.21) 

  где V - внутренний объем труб охлаждающих  батарей, м3;

  υтр - внутренний объем 1 м трубы, м3/м.

  Внутренний  объем 1 м труб охлаждающих батарей, не имеющих внутреннего оребрения, 

  υTP =3,14·D2 / 4 (2.22) 

  где D — внутренний диаметр трубы, м (D = 57 - 2Ч3,5 = 50 мм).

  Находим, что 

  υтр=3,14∙0,052/4=1,96·10-3 м3/м,

  V = 132,48·1,96·10-3 = 0,26 м3 

  Норма заполнения охлаждающих батарей  жидким холодильным агентом в  насосных схемах с нижней подачей  η3=0,7. Плотность холодильного агента ра = 0,66 т/м3. Следовательно, вместимость батарей по холодильному агенту 

  GA=V·η3·ρa (2.23) 

  GA= 0,26∙0,7∙0,66 = 0,12 т. 

  Определяем  металлоемкость охлаждающих батарей 

  GM = Gnp + Gnoт = L·mТ, (2.24) 

  где GM , Gnp , Gnoт – соответственно металлоемкость всех батарей, кг;

  L –  суммарная длина всех труб  батарей, м;