4.1.2. Влияние температурных условий перевозки груза на эффективность работы судовой холодильной установки

Задача. Как изменятся условия и эффективность работы судовой холодильной установки, спроектированной и работающей при температуре в трюме минус 10°C и температуре забортной воды 20°C, если по технологическим условиям перевозки нового рефрижераторного груза в рефрижераторном трюме необходимо поддерживать температуру минус 16°C при той же температуре забортной воды. 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. 4.3. Сопоставление теоретических циклов одноступенчатой парокомпрессорной холодильной установки с различными температурами кипения

Рис. 4.4. Сопоставление теоретических циклов одноступенчатой парокомпрессорной холодильной установки с различными температурами кипения

3.1.2.1.Изменившийся цикл

Поскольку исходный цикл идентичный исходному циклу предыдущей задачи, то сразу переходим к рассмотрению модифицированного цикла, в котором изменилась температура (давление) кипения хладагента, а значит и параметры точек 1 и 2.

1. Определяем:

— температуру кипения

tи = tтр + Δtи = –16 – 14 = –30°C

где Δt_и = (12 – 14)°C (зависит от используемой системы охлаждения.

— давление кипения (по таблице термодинамических свойств R22 в насыщении)

pи = f(tк) = 0,1643 МПа

— отношение давлений конденсации и кипения

π = pк /pи = 1,072/0,1643 = 6,52 < 8.

Следовательно, принимаем (исследуем) простейшую одноступенчатую холодильную установку, принципиальная схема и теоретические циклы которой в T,s и lgp,h координатах представлены на рис.4.3 и рис.3.4. Цикл 1-2-3-4 является исходным, а цикл 1-2'-3'-4' — изменившимся.

Коэффициент подачи компрессора в изменившемся режиме работы холодильной установки рассчитывается по той же формуле

λ* = λс*·λдр·λw*·λпл = 0,8344·0,96·0,8128·0,97 = 0,6315,

в которой изменились коэффициенты λ_с и λ_w:

λс*·= 1 – с·(π* – 1) = 1 – 0,03·(6,52 – 1) = 0,8344
λw*·= T0*/Tк = (–30 + 273,15)/(26 + 273.15) = 0,8128

Удельная массовая холодопроизводительность

q0*·= h1* – h3 = 291,86 – 131,24 = 160,62 кДж/кг

Значения h₁* определяем по таблице термодинамических свойств хладагента R22 в состоянии насыщения в зависимости от t_и =–30°C на линии насыщенного пара. Значение h₃ принимаем из решения исходного цикла предыдущей задачи.

Холодопроизводительность компрессора при изменившихся условиях работы холодильной установки

Q0*·= λ*·Vh·q0*/v1 = 0,6315·Vh 160,62 / 0,1349 = 751,90·Vh

7. По диаграмме зависимости ή_e = f(π) (рис.2.2, стр.53, учебника Швецова и Ладина [5]) определяем значение эффективного КПД компрессора — ή_e* =0,76.

8. С помощью диаграммы lgp,h [2] определяем термодинамические свойства хладагента в точке 2' из условия р_2' = р_к и s_2' = s_1':

h_2' = 340 кДж/кг v_2' = 0,026 м³/кг t_2' = 59°C.

9. Удельная теоретическая работа, потребляемая компрессором

lT*·= h2' – h1' = 340 – 291,86 = 48,14 кДж/кг

10. Эффективная мощность, подводимая к компрессору

Ne*·= λ*·Vh·lT*/v1·ήe* = 0,6315·Vh 48,14 / 0,1349·0,76 = 296,52·Vh

11. Холодильный коэффициент

ε*·= Q0* /Ne* = 751,90/296,52 = 2,54

11. Уменьшение холодопроизводительности компрессора

ΔQ0·= [(Q0* / Q0 ) –1]·100 = [(751,90/1036,30) –1]·100 = –27,4%

12. Уменьшение мощности, потребляемой компрессором

ΔNe·= [(Ne* /N0 ) –1]·100 = [(296,52/337,25) –1]·100 = –12,1%

13. Уменьшение холодильного коэффициента

Δε·= [(ε /ε*) –1]·100 = [(3,07/2,54) –1]·100 = 20,9%

Выводы. Понижение температуры перевозки рефрижераторного груза на 6°C при неизменных р_к и t_к вызывает понижение температуры (давления) кипения, что в свою очередь обуславливает уменьшение холодопроизводительности компрессора на 27,4% и увеличение мощности, потребляемой компрессором на 12,1%. Холодильный коэффициент, суммирующий эти характеристики, уменьшился на 20,9%. Условия работы компрессора ухудшились: при том же давлении конденсации температура хладагента после компрессора увеличилась на 5°C.

В условиях эксплуатации судовых холодильных установок понижение температуры кипения хладагента происходит при перенастройке приборов автоматики с целью поддержания более низкой температуры в охлаждаемом помещении (в соответствии с номенклатурой перевозимого груза), а также при нарастании снеговой шубы на поверхностях охлаждающих приборов (батарей непосредственного охлаждения, рассольных батарей, воздухоохладителей)

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. 4.3 и 4.4.) и λ. Коэффициент подачи λ уменьшается потому, что увеличивается π=р_к/р_и.

Правда, при этом уменьшается мощность, потребляемая компрессором холодильной установки, рассчитываемая из соотношения N_e·= λ·V_h·l_T/v₁·ή_e, из которого следует, что N_e может уменьшаться даже при увеличении l_T, и уменьшении λ·и ή_e, вследствие резкого увеличения удельного объёма всасываемого пара, которое не может компенсироваться изменениями указанных параметров.

Всё это доказано вышеприведенными расчетами.

Если сравнить оба исследованные изменившиеся циклы, то можно прийти к следующему заключению. Изменение температуры кипения хладагента t₀ оказывает большее влияние на Q₀, чем изменение температуры конденсации t_к. Если повышение t_к на 1°C приводит к снижению холодопроизводительности примерно на 2%, то снижение температуры кипения t₀ на 1°C уменьшает холодопроизводительность компрессора на 3–4%.

Всё это надо помнить и, главное, учитывать при эксплуатации судовых холодильных установок.