4. Оптимизация работы судовых холодильных установок и систем комфортного кондициони-
РОВАНИЯ ВОЗДУХА
4.1.Исследование эффективности работы судовой холодильной установкипри изменении условий её работы
4.1.1. Влияние температуры окружающей среды на эффективность работы судовой холодильной установки
Задача. Как изменятся условия и эффективность работы судовой холодильной установки, спроектированной для работы при температуре в трюме минус 10°C и температуре забортной воды 20°C, если температура забортной воды повысилась на 6°C. Система охлаждения воздушно непосредственная. Хладагент R22. Относительная величина вредного пространства цилиндров компрессора 3%. Изобразить совместно исходный и изменившийся холодильные циклы в T,s и lgp,h координатах. Сделать экспертное заключение.
Рис. 4.1. Сопоставление в координатах T,s простейших теоретических холодильных
циклов при разных температурах забортной воды
Рис. 4.2. Сопоставление в координатах lgр,h простого холодильного цикла при разных температурах забортной воды
4.1.1.1. Базовый цикл
1. Определяем:
— температуру конденсации хладагента
tk = tз/в + Δtк = 20 + 6 = 26°C, |
|
где Δtк = (5 … 8)°C (установлено на основании оптимизационных расчетов).
— давление конденсации (определяется по таблице насыщения (кипения) хладагента [3], табл.2.3, стр.18)
pk = f(tк) = 1,0720 МПа |
|
— температуру кипения
tи = tтр – Δtи = –10 – 14 = –24°C |
|
где Δtи = (12 – 14)°C – принимается в зависимости от используемой системы охлаждения;
— давление кипения (определяется по таблице насыщения (кипения) хладагента [3], табл.2.3, стр.18)
pи = f(tк) = 0,2094 МПа |
|
2. Отношение давлений конденсации и кипения
π = pк /pи = 1,072/0,2094 = 5,12 < 8. |
|
Следовательно, принимаем (исследуем) простейшую одноступенчатую холодильную установку, теоретический цикл которой в T,s и lgp,h координатах представлен на рис.4.1 и рис.4.2. Цикл 1-2-3-4 является исходным, а цикл 1-2'-3'-4' — изменившимся в результате повышения температуры забортной воды.
3. Коэффициент подачи компрессора в исходном режиме работы холодильной установки
λ = λс·λдр·λw·λпл = 0,8764·0,96·0,8329·0,97 = 0,6797 |
|
где
λс — коэффициент, учитывающий влияние вредного пространства цилиндров компрессора на общий коэффициент подачи; рассчитывается из соотношения
λс·= 1 – с·(π – 1) = 1 – 0,03·(5,12 – 1) = 0,8764 |
|
λдр — коэффициент, учитывающий дроссельные потери в компрессоре; принимается в интервале значений 0,95…1,0;
λw — коэффициент, учитывающий объёмные потери от подогрева всасываемых паров хладагента стенками цилиндра и головкой поршня; рассчитываем по приближенной формуле Левина
λw·= T0/Tк = (–24 + 273,15)/(26 + 273.15) = 0,8329 |
|
λпл = 0,96…0,98 — коэффициент, учитывающий объёмные потери, связанные с утечками хладагента из рабочей полости цилиндра: для компрессоров, находящихся в хорошем техническом состоянии, находится в указанных пределах.
4. Удельная массовая холодопроизводительность
q0·= h1 – h3 = 294,53 – 131,24 = 163,29 кДж/кг |
|
Значения h1 и h3 определяем по таблице термодинамических свойств хладагента R22 в состоянии насыщения ([3], табл.2.3, стр.18) в зависимости от tк и tи по колонкам насыщенного пара и насыщенной жидкости, соответственно.
5. По таблице термодинамических свойств хладагента R22 в состоянии насыщения в зависимости от tи определяем удельный объём хладагента в точке 1:
v1 = 0,1071 м3/кг.
6. Холодопроизводительность компрессора
Q0·= λ·Vh·q0/v1 = 0,6797·Vh 163,29 / 0,1071 = 1036,30·Vh |
|
7. По диаграмме зависимости ήe = f(π) (рис.2.2, стр.53, учебника Швецова и Ладина [5]) оцениваем значение эффективного КПД компрессора — ήe =0,78.
8. С помощью диаграммы lgp,h определяем термодинамические свойства хладагента в точке 2 из условия: р2 = рк и s2 = s1:
h2 = 336 кДж/кг v2 = 0,025 м3/кг t2 = 54°C.
9. Удельная теоретическая работа, совершаемая компрессором
lT·= h2 – h1 = 336 – 294,53 = 41,45 кДж/кг |
|
10. Эффективная мощность, подводимая к компрессору
Ne·= λ·Vh·lT/v1·ήe = 0,6797·Vh 41,45 / 0,1071·0,78 = 337,25·Vh |
|
11. Холодильный коэффициент
ε·= Q0 /Ne = 1036,30/337,25 = 3,07 |
|