4.1.1.2. Изменившийся цикл

1. Определяем:

— температуру конденсации хладагента

tk = tз/в + Δtк = 26 + 6 = 32°C

где Δt_к = (5 – 8)°C на основании оптимизационных расчетов.

— давление конденсации (определяем по таблице термодинамических свойств R22 в насыщении)

pk = f(tк) = 1,225 МПа

— отношение давлений конденсации и кипения

π* = pк /pи = 1,225/0,2094 = 5,99 < 8.

Следовательно, исследуем ту же одноступенчатую холодильную установку.

— коэффициент подачи компрессора в изменившемся режиме работы холодильной установки

λ* = λс*·λдр·λw*·λпл = 0,8502·0,96·0,8165·0,97 = 0,6464

где изменились коэффициенты λ_с и λ_w:

λс*·= 1 – с·(π* – 1) = 1 – 0,03·(5,99 – 1) = 0,8502
λw*·= T0*/Tк = (–24 + 273,15)/(32 + 273.15) = 0,8165

— удельную массовую холодопроизводительность

q0*·= h1 – h3* = 294,53 – 138,89 = 155,64 кДж/кг

Значения h₃* также определяем по таблице термодинамических свойств хладагента R22 в состоянии насыщения в зависимости от t_к =32°C на линии насыщенной жидкости.

— холодопроизводительность компрессора при изменившихся условиях работы холодильной установки

Q0*·= λ*·Vh·q0*/v1 = 0,6464·Vh 155,64 / 0,1071 = 939,36·Vh

По диаграмме зависимости ή_e = f(π) (рис.2.2, стр.53, учебника Швецова и Ладина [5]) оцениваем значение эффективного КПД компрессора — ή_e* =0,77.

С помощью диаграммы lgp,h определяем термодинамические свойства хладагента в точке 2' из условия р_2' = р_к и s_2' = s₁:

h_2' = 340 кДж/кг v_2' = 0,0225 м³/кг t_2' = 62°C.

Удельная теоретическая работа, потребляемая компрессором

lT*·= h2' – h1 = 340 – 294,53 = 45,47 кДж/кг

Эффективная мощность, подводимая к компрессору

Ne*·= λ*·Vh·lT*/v1·ήe* = 0,6464·Vh 45,47 / 0,1071·0,77 = 356,41·Vh

Холодильный коэффициент

ε*·= Q0* /Ne* = 939,36/356,41 = 2,64

Уменьшение холодопроизводительности компрессора

ΔQ0·= [(Q0* / Q0 ) –1]·100 = [(939,36/1036,30) –1]·100 = –9,3%

Увеличение мощности, потребляемой компрессором

ΔNe·= [(Ne* /N0 ) –1]·100 = [(1036,30/337,25) –1]·100 = 5,7%

Уменьшение значения холодильного коэффициента

Δε·= [(ε /ε*) –1]·100 = [(3,07/2,64) –1]·100 = 16,3%

Выводы. Повышение температуры забортной воды на 6°C при неизменных р_и и t_и вызвало повышение температуры (давления) конденсации, что в свою очередь обусловило уменьшение холодопроизводительности компрессора на 9,3% и увеличение мощности, потребляемой компрессором на 5,7%. Холодильный коэффициент, суммирующий эти характеристики, уменьшился на 16,3%. Условия работы компрессора ухудшились: давление и температура хладагента после компрессора увеличились на 17,1% и 8°C, соответственно.

Повышение температуры конденсации хладагента в судовых холодильных установках может происходить из-за:

— повышения температуры забортной воды (выполненное выше исследование);

— уменьшения расхода охлаждающей воды через конденсатор;

— ухудшения условий теплопередачи через трубки конденсатора (замасливание трубок со стороны хладагента; выход из строя отдельных трубок, которые временно глушиться; отложение водяного камня со стороны забортной воды);

— наличие (подсос) воздуха в систему хладагента.

Это приводит, с одной стороны, к уменьшению холодопроизводительности компрессора Q_0* < Q₀, так как холодопроизводительность компрессора рассчитывается по формуле Q₀·= λ·V_h·q₀/v₁ , из которой следует, что Q₀·уменьшается ввиду уменьшения q₀ (см. рис. 4.1 и 4.2) и λ. Коэффициент подачи λ уменьшается потому, что увеличивается π=р_к/р_и.

С другой стороны, это приводит к увеличению мощности, потребляемой компрессором холодильной установки, рассчитываемой из соотношения N_e·= λ·V_h·l_T/v₁·ή_e. Это объясняется тем, что уменьшение λ· не может компенсировать увеличение l_T.

Всё это доказано вышеприведенными расчетами.