Это позволяет  оценить возможность поддержания  существующим оборудованием требуемого температурного режима в грузовом помещении. Для текущей эксплуатации характерна проблема поверочного расчета располагаемого холодильно-оптимального оборудования конкретного РПС.

Определяем  теплопритоки в грузовой вагон ZB-5, перевозящий яйца куриные пищевые в наиболее тяжелых условиях летнего максимума температур t= 34°C для направления Баку-Москва. Теплопритоки следует сопоставить с холодопроизводительностью оборудования, которым укомплектован рефрижераторный вагон, и определить возможность обеспечения необходимого температурного режима перевозки.

Таким образом, ставится задача определить тепловую нагрузку на холодильное оборудование, которое должно нейтрализовать (подавить) теплопритоки в грузовое помещение как извне, так и от самого перевозимого продукта.

        Полный набор всех теплопритоков  в грузовом помещение вагона  включает семь составляющих:

                                                    

Величины  , Вт, определяются следующим образом.

теплоприток через ограждения кузова вследствие разности температур   и ,

где  средняя поверхность ограждений грузового помещения; коэффициент теплопередачи ограждений грузового помещения;

, температуры воздуха снаружи и внутри вагона.

                                       Q₁ = 0,33*234*(32-(-18) = 3861 Вт.

теплоприток при принудительной замене воздуха грузового помещения  наружным и за счет естественного воздухообмена через не плотности кузова,

где  инфильтрация воздуха через не плотности кузова  в обычных                     условиях, при обычных условиях V_в0= 0,3*V_полн;

- плотность наружного воздуха  при заданной температуре  =34°C и относительной влажности 0,45,

соответственно плотность сухого и влажного (насыщенного)   воздуха  при  =34 °C, _с=1,15 кг/м³, кг/м³,

                            (1-0,4)*1,157+0,4*1,136=1,14 кг/м3.

энтальпии воздуха, соответственно наружного и в грузовом  помещении, при заданных температуре и влажности, определяются по i,d –диаграмме влажного воздуха в точке пересечения линий температуры и относительной влажности; при =34 °C и 0,45 энтальпия наружного воздуха 72 кДж/кг;

2°C и 0,9 энтальпия воздуха в грузовом помещении 12 кДж/кг.

;

                                                Q₂= .

Q₃- теплоприток, связанный с воздействием  солнечной радиации,

                                                        Q₃=k_p*F_c* ,

где  F_c- эффективная поверхность облучения, принимаем F_c = (0,4…0,5) F_p;

t- эффективная продолжительность периода облучения (t= 12…14 ч);

t_c- превышение температуры облучённой поверхности вагона над температурой необлучённой  поверхности, ⁰ С,

                                                            ,

I-средняя интенсивность солнечной радиации за период облучения ( I=640 Вт/м²);

e- коэффициент поглощения солнечной радиации поверхностью вагона ( e= 0,8);

a_н- коэффициент теплоотдачи от наружного воздуха к стенке вагона на стоянке ( a_н =23 Вт/м²*К).

                                                   =22 ⁰С;

                                           Q₃= =344,4 Вт.

Q₄- теплоприток вследствие работы электродвигателей вентиляторов-циркуляторов  в грузовом   помещении,

                                                                Q₄= ,

где  N-суммарная мощность электродвигателей; t_в- ожидаемое число часов работы вентиляторов-циркуляторов (t_в= 16 ч/сут).

                                               Q₄= =2933,3 Вт. 

Q₅- тепловой поток в грузовое помещение при оттаивании с помощью горячих паров  хладагента снеговой  шубы на испарителе. Поскольку интенсивность нарастания  снеговой шубы  прямо зависит от потока наружного воздуха, попадающего в вагон через неплотности кузова , можно принять

                                                            Q₅= 0,3* Q₂,

                                                    Q₅=0,3*1020,68=306,2 Вт.

Q₆- теплоприток от охлаждаемых во время перевозки СПГ и тары,  в которую они упакованы. Q₇- биологическое тепловыделение плодоовощей. Расчёт Q₆   и  Q₇  осуществляется  в режиме охлаждения  овощей и фруктов.

          Полный набор теплопритоков:

                            

                              Q_тп= 3861+1020,68+344,4+2933,3+306,2 =8465,58 Вт.

 

         Холодопроизводительность располагаемого  оборудования Q_оэ Вт, находят по формуле, 

                                                     Q_оэ=2*V_h* *g_V*β₀, 

где 2- число холодильных  машин в грузовом вагоне с индивидуальным            охлаждением;V_h- объем, описываемый за один час поршнями компрессора в цилиндрах низкого давления двухступенчатой ХМ, м³/ч; λ- коэффициент подачи, 

                                                     λ=0,855- 0,0425*( );

g_V - объемная холодопроизводительность всасываемого компрессором хладагента, кДж/м³;β₀- коэффициент, учитывающий потери холода β₀= 0,9 вследствие наличия снеговой шубы на трубах испарителя, в вагонах с индивидуальным охлаждением.

      Для определения значений λ и g_V, зависящих от реальных условий эксплуатации, построим действительный цикл холодильной машины. Отправные требования при этом даются соотношениями, справедливыми для установившихся режимов работы оборудования:

     Температура кипения жидкого хладагента в испарителе в испарителе, °С:                                     t₀= t_г- (10…12),

где t₀-температура кипения жидкого хладагента в испарителе; t_г=t_в –температура, задаваемая режимом перевозки скоропортящегося груза, ⁰C;

t_к= t_н + (12…15),

где t_к  - температура паров хладагента  в конденсаторе, ⁰C; t_н – температура наружного  воздуха, ⁰C.

Дополнительно задаются значениями

                                             t_вс= t₀ +(6…8),       t_п= t_к – (2…3),

при отсутствии в схеме ХМ регенеративного теплообменника (5-вагонная секция ZB-5).

t_вс-  температура слегка  перегретых паров хладагента, всасываемых компрессором, ⁰C;

t_п -   температура переохлаждённого жидкого хладагента, ⁰C.

                                                      t₀ = -18-10 = -28 ⁰C;

                                                     t_к = 32+12 = 44 ⁰С;

                                                      t_вс= -28 + 10 = -18 ⁰С;

                                                     t_п = 44 –4 = 40 ⁰C.

По найденным температурам на диаграмме состояний в координатах lg p,i :                      p₀ =0,11 МПа ; p_к = 1,2  Мпа; i₁=540 кДж/кг, i₄ =447.5 кДж/кг; v₁= 0,15 кг/м³ (удельный объём всасываемых в компрессор паров хладагента). Этих данных достаточно для нахождения величин l и g_V,

                                                      

                                                              g_V = ,

                                              g_V = =616,66  кДж/м³;

                                            l = .    

Холодопроизводительность  располагаемого  оборудования ,

      

                                       Q_оэ= = 9945,95 Вт.

Реализуемая холодопроизводительность   будет меньше величины Q_оэ ,

                                                        =Q_оэ* ,

ввиду технологического ограничения  максимальной продолжительности  непрерывной работы компрессора (22 ч/cут ).

                                           =9117,12 Вт.

Сопоставление    и Q_тп позволяет найти коэффициент рабочего времени холодильного оборудования

                                                          b= ,

                 

                                                       b= 0,93;

условие достаточной  мощности : b<1. Время работы холодильных машин и дизель-генераторов  в гружёном рейсе определяет расход  их технического ресурса  T_р,

                                                       T_р=24*b*T_y,

где  T_y-  уставный срок доставки СПГ:

                                              

                                                  T_р=24*0,93*9=200,88 час. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

7.Определение  возможности продолжения   перевозки   заданного  груза   в указанном типе РПС  при возникновении  нерасчётного режима работы  холодильного  оборудования

     Причинами утечки хладагента из контура холодильной машины могут быть негерметичность соединительных узлов и трубопроводов, износ поршней компрессора и т.д. Аварийная ситуация харктеризуется постепенной потерей холодопроизводительности оборудования, учащением его включения вплоть до безостановочной работы, что в отсутствии должного контроля может привести к полному выходу из строя холодильной установки. При большой интенсивности утечки требуемый температурный режим может быть выдержан лишь на части маршрута.При дальнейшем следовании аварийного РПС теплопоступления не полностью отводятся даже при непрерывной работе обеих холодильных машин с соответствующим повышенным расходом технического ресурса оборудования.

Расход циркулирующего в системе хладагента G можно определить из полной и удельной величин,

Q_оэ= g₀ G

,

где g₀ = i₁–i₄

      i₁–энтальпия при испарении хладагента;

      i₄–энтальпия при конденсации хладагента.

G = = 387,1 (кг/ч)

Подставив найденное значение в формулу G =0,5G , получим: