Изобразить цикл холодильной машины в тепловой диаграмме

Теоретические циклы холодильных машин рассчитывают исходя из следующих предположений:

процессы кипения и конденсации протекают при неизменных давлениях и температурах;
компрессор идеальный (без теплообмена, трения, потерь на дросселирование, вредного пространства и утечек);
сжатие адиабатическое;
понижение давления хладагента, поступающего из конденсатора в испаритель, происходит в дроссельном регулирующем вентиле;
состояние хладагента в трубопроводах не изменяется.

В паровой холодильной машине наиболее близким обратимому циклу рабочего тела является обратный цикл Карно. Однако рабочие процессы применяемого теоретического цикла этой машины отличаются от цикла Карно, так как в действительном цикле расширительный цилиндр заменен дроссельным или регулирующим вентилем и компрессор всасывает не влажный пар, а сухой насыщенный или немного перегретый.

Для того чтобы оценить потери, вносимые регулирующим вентилем, рассмотрим цикл идеальной паровой холодильной компрессионной машины с расширителем и сравним его с циклом машины, которая имеет регулирующий вентиль. Условимся, что все другие потери отсутствуют, т. е. все остальные процессы, кроме дросселирования, обратимы.

На (рис. 1, а) показана принципиальная схема идеальной холодильной машины, состоящей из конденсатора, компрессора, расширительного цилиндра (детандера) и испарителя. Цикл такой машины происходит в области влажного пара между пограничными кривыми х = 0 и х = 1 (рис. 1, б).

В идеальной холодильной машине детандер предназначен для того, чтобы подготовить хладагент к восприятию тепла при низкой температуре, т. е. охладить его. Это достигается понижением энергии хладагента за счет дополнительной работы lp. После совершения такой работы в детандере жидкий хладагент поступает в испаритель, где кипит при постоянной температуре и постоянном давлении р0 (линия 4–1). Во время кипения хладагент отнимает тепло q0 от охлаждаемой среды. Из испарителя компрессор засасывает влажный пар хладагента и сжимает его адабатически (линия 1–2) до давления рк, на что затрачивается работа l. Температура пара при этом повышается до Тк.

Холодопроизводительность машины определяется площадью α – 1 – 4 – β.

Рис. 1 – Схема идеальной холодильной машины и ее цикл в координатах Т – s

Сухой насыщенный пар нагнетается компрессором в конденсатор, где конденсируется при постоянном давлении рк и температуре Тк (линия 2–3), отдавая охлаждающей среде (воде или воздуху) тепло q0 полученное в испарителе, и тепло, эквивалентное работе компрессора l.

Из конденсатора жидкий хладагент поступает в детандер. Здесь происходит его расширение при постоянной энтропии (линия 3–4), и работа l р, полученная за счет внутренней энергии, используется как вспомогательная для привода компрессора. В результате расширения температура хладагента понижается до T0 а давление – до р0. С этими параметрами он снова поступает в испаритель.

Таким образом, цикл, осуществляемый идеальной холодильной машиной в области влажного пара, совпадает с обратным циклом Карно. Но современные машины работают с отклонением от него, так как детандер заменен в них регулирующим вентилем РВ (рис. 2, а).

В компрессионных холодильных машинах детандер (расширительный цилиндр) не ставят из-за трудности изготовления цилиндра малых размеров с весьма ранней отсечкой. Отсечка определяется объемом жидкого хладагента, поступающего из конденсатора или переохладителя в цилиндр.

С заменой детандера регулирующим вентилем адиабатическое расширение заменяется дросселированием. При этом энтальпия в точках 3 и 4 одинаковая. Под процессом дросселирования понимают снижение давления жидкости или пара (газа) во время прохождения через суженное сечение регулирующего вентиля при отсутствии теплообмена с окружающей средой и без осуществления внешней работы. Дросселирование является необратимым процессом, так как тепло, развитое трением и завихрением в потоке, не может быть полностью превращено обратно в другой вид энергии. Это тепло подводится к хладагенту и вызывает бесполезное парообразование. При этом полезная холодопроизводительность каждого килограмма жидкого хладагента снижается.

Процесс в регулирующем вентиле идет не по адиабате 3–4, (рис. 2, б), а по изоэнтальпии 3–4ʹ. Как видно из диаграммы, при регулирующем вентиле не только теряется работа lp, полученная в детандере и изображенная площадью 5–3–4, но и уменьшается холодопроизводительность на величину, равную площади β – 4 – 4ʹ – γ.

Рис. 2 – Схема и циклы холодильной машины с регулирующим вентилем

Дросселирование сопровождается понижением температуры хладагента. На диаграмме lg р – i (рис. 2, в) этот процесс показан вертикальной прямой, т. е. линией 3–4ʹ постоянного теплосодержания. Конец дросселирования определяется точкой 4ʹ. Отрезок 3–4 представляет собой перепад давлений рк – р0 в регулирующем вентиле.

Работа, которую мог бы произвести хладагент в детандере, является потерянной, и количество затрачиваемой внешней энергии определяется полной работой компрессора, то есть без вычета из нее работы детандера. Тепловая энергия хладагента, которая могла быть использована в детандере, переносится за регулирующий вентиль и расходуется на кипение, в результате чего снижается холодопроизводительность.

Величина потерь холодопроизводительности зависит от рода и физических свойств хладагента, теплоемкости жидкости, теплоты парообразования и критических параметров. Для аммиака потери от дросселирования несколько меньше, чем для хладона-12. Кроме того, потери при дросселировании зависят от режима работы холодильной машины; они тем больше, чем больше разность между температурами конденсации и кипения.

Потери от дросселирования можно сократить, понизив температуру жидкого хладагента перед регулирующим вентилем ниже температуры конденсации, что является вторым отклонением от обратного цикла Карно. Этот процесс условно называется переохлаждением жидкости и достигается применением более холодной воды в специальных аппаратах – переохладителях. Значительное переохлаждение почти до температуры выходящей охлаждающей воды с отводом тепла qп возможно в противоточном переохладителе, устанавливаемом после конденсатора (рис. 3, а). Обозначения параметров на (рис. 3) такие же, как на (рис. 1).

Рис. 3 – Схема и циклы холодильной машины с переохлаждением

Переохлаждение не может быть достигнуто в присутствии паровой фазы хладагента. Следовательно, переохладителем может служить только та часть поверхности охлаждения противоточного аппарата, в которой жидкий хладагент движется по всему сечению.

Как видно из диаграммы Т – s (рис. 3, б), процесс переохлаждения протекает при постоянном давлении по линии 3–3ʹ и совпадает с левой пограничной кривой х = 0. При переохлаждении количество тепла в жидком хладагенте уменьшается, парообразование в процессе дросселирования снижается, а холодопроизводительность (площадь α – 1 – 4ʹ – β) возрастает на величину Δq, соответствующую площади β – 4ʹ – 4 – γ. Следовательно, увеличивается и холодильный коэффициент с переохлаждением

ɛc/п = (q0 + Δq0) / l > ɛб/п.

Каждый градус переохлаждения жидкого аммиака дает увеличение холодопроизводительности машины на 0,43%, жидкого хладона-12 – на 0,84% и фреона-22 – на 0,87%.

В транспортных холодильных установках переохлаждение обычно достигается путем соответствующего увеличения теплопередающей поверхности конденсатора или применения теплообменников.

Процесс сжатия, изображенный на (рис, 3, б), называется влажным ходом компрессора, так как он протекает в области влажных паров. Хотя точка 2, определяющая конец сжатия, характеризует насыщенный пар без наличия жидкости (х = 1), в действительности так не бывает. При сжатии влажного пара в процессе внутренней теплопередачи, требующей некоторого времени, частицы жидкости переходят в пар. В быстроходных компрессорах время сжатия может быть меньше времени испарения частиц жидкости, что способствует возникновению гидравлического удара. Кроме того, точка 2 характеризует только средние параметры смеси перегретого пара и жидкости.

При влажном ходе частицы жидкости могут смывать смазочное масло со стенок цилиндра, что ускоряет их износ.

Сухой ход компрессора обеспечивается за счет пропуска паров через отделитель жидкости Ж (рис. 4, а). При сухом ходе цикл теряет прямоугольную форму в координатах Т – s (рис. 4, б), присущую циклу Карно. Это является третьей особенностью цикла паровой холодильной машины, отличающей его от цикла Карно. Переход от всасывания влажного пара к всасыванию сухого насыщенного (точка 1), с одной стороны, увеличивает холодопроизводительность 1 кг хладагента q0 (площадь 1 – 1ʹ – α – γ), с другой – требует увеличения работы компрессора (площадь 1ʹ – 2ʹ – 2 – 1).

Рис. 4 – Схема и циклы холодильной машины с сухим ходом компрессора

На диаграмме lg p – i холодопроизводительность и затраченная компрессором работа выражены отрезками q0 и l (рис. 4, в).

Как видно из диаграмм (см. рис. 4, б и в), компрессор засасывает из испарителя только сухие пары (точка 1). Работа при сухом ходе компрессора сопровождается перегревом пара хладагента (точка 2).

Теоретически переход на работу с сухим ходом компрессора невыгоден, так как от этого уменьшается холодильный коэффициент машины. Однако при влажном ходе сокращается объем засасываемых компрессором паров ввиду того, что в «мертвом» (вредном) пространстве происходит дополнительное парообразование содержащихся в паре частиц жидкости. Такое парообразование задерживает открытие всасывающего клапана компрессора и тем самым уменьшает количество паров хладагента, засасываемых в цилиндр. Поскольку холодопроизводительность машины при этом снижается, компрессоры обычно работают с перегретым паром.

Низкие объемные и энергетические коэффициенты обусловливают увеличение размеров и повышение мощности компрессоров с влажным ходом, что создает предпосылки для применения холодильных машин с сухим ходом компрессора.

Теоретический цикл одноступенчатой паровой компрессионной холодильной машины в координатах Т – s и lg р – i (см. рис. 4, б и в) характеризуется засасыванием из испарителя в компрессор сухого насыщенного пара и его адиабатическим (1 – 2) одноступенчатым сжатием, охлаждением (2 – 2ʹ, изобара) и конденсацией пара в конденсаторе (2ʹ – 3, изобара и изотерма) при температуре Tк и давлении рк, переохлаждением хладагента (3 – 3ʹ, изобара), дросселированием его в регулирующем вентиле (3ʹ – 4ʹ, изоэнтальпия) и кипением в испарителе (4ʹ – 1, изобара и изотерма) при температуре Т0 и давлении р0.

Количество тепла q0, отнимаемое в испарителе предварительно охлажденным хладагентом (площадь 1 – 4ʹ – βʹ – γ или отрезок q0 = i1 – i 4ʹ), больше отнимаемого без предварительного охлаждения (площадь 1 – 4 – β – γ или отрезок i1 – i 4).

На рис. 5 показана схема холодильной машины с теплообменником III, в котором происходит теплообмен между жидким хладагентом и всасываемыми парами. Этот регенеративный теплообменник переохлаждает жидкость, поступающую из конденсатора II, за счет перегрева пара, всасываемого из испарителя IV. В конденсаторе пар переходит в жидкость (линия 2″ – 3), переохлаждается (линия 3 – 3ʹ), а затем поступает в теплообменник и дополнительно охлаждается (линия 3ʹ – 3″) посредством пара, поступающего из испарителя IV в перегретом состоянии (линия 1ʹ – 1ʹʹ).

Рис. 5 – Схема и циклы холодильной машины с регенеративным теплообменником: а – схемы машины; б и в – тепловой процесс в координатах соответственно Т – s и p – i

Как видно из диаграммы, применение таких теплообменников позволяет увеличить холодопроизводительность машины на Δq (площадь α – 4 – 4ʹ – β) и улучшить ее холодильный коэффициент. Но не всегда бывает так. При теплообменнике сжатие на диаграмме Т – s перемещается в область перегретого пара и работа, затрачиваемая на сжатие, увеличивается на Δl, равное площади 1 – 1″ – 2″ – 2. Такой регенеративный теплообмен целесообразно применять для хладагентов с небольшим отношением скрытой теплоты парообразования к теплоемкости жидкости (хладон-12, фреон-22). Для аммиака нецелесообразно применять регенеративные теплообменники.

Использование теплообменника оправдывается в следующих случаях: когда пар, поступающий в компрессор I (см. рис. 5, а), должен быть перегретым для предупреждения попадания жидкости в цилиндр компрессора и уменьшения растворения рабочего вещества в масле; когда желательно переохлаждать хладагент, поступающий из конденсатора, для предупреждения образования пузырьков пара, мешающих проходу потока через регулирующий вентиль РВ. Регенеративный теплообменник позволяет несколько увеличить коэффициент подачи.

Источник

Для построения обратных холодильных циклов и определения значений параметров хладагента в любой точке замкнутого контура холодильной машины используют различные диаграммы состояния: p-v, T-s, p-i.

Обычно построение и расчёт процессов цикла холодильной машины осуществляют с помощью lg p, i-диаграммы, показанной на рисунке 4.22 (детальную диаграмму состояний для фреона-12 смотреть в приложении Л). Рабочее поле (фон) диаграммы lg p-i содержит линии фиксированных дискретных значений термодинамических параметров: t=const (изотермы), p=const (изобары), v=const (изохоры), s =const (адиабаты), i=const (изоэнтальпы).

Определяющую роль на диаграмме играют две пограничные кривые: левая линия характеризует состояние насыщенной жидкости (на ней паросодержание c=0), а правая – состояние сухого насыщенного пара (c=1). Между пограничными кривыми сухости влажного пара находится область кипения (область влажного пара), заполненная также кривыми, обозначающими промежуточные значения сухости влажного пара(c=const).

Для рабочего холодильного цикла (контур 1–2–3–4 показан на рисунке 4.22 зелёным цветом), в отличие от теоретического (показан там же красным цветом), характерно, что компрессор всасывает из испарителя не сухой насыщенный пар с параметрами pо и tо, а перегретый (точка 1). Перегрев пара происходит в испарителе, трубопроводе или специальном теплообменнике. Пары хладагента адиабатически (по линии s=const) сжимаются до давления в конденсаторе pк (процесс 1–2) и при этом нагреваются за счёт механической энергии (работы) до температуры t2 (перегрев сжатия – точка 2).

Горячие пары хладагента по трубопроводу нагнетаются компрессором в конденсатор, где у них при постоянном давлении pк сначала снимается перегрев (процесс 2–2’), а затем начинается их конденсация при постоянных давлении pк и температуре tк. Завершается конденсация в точке 3’; при этом хладагент сбрасывает энергию в окружающую среду (атмосферному воздуху или охлаждающей воде).

Рисунок 4.22 – p, i -диаграмма теоретического и действительного цикла одноступенчатой паровой компрессионной холодильной машины

Жидкий хладагент переохлаждается в конденсаторе или специальном теплообменнике (процесс 3’–3) для гарантии полного отсутствия пузырьков пара перед регулирующим вентилем и увеличения полезной холодопроизводительности.

Далее жидкий хладагент поступает в терморегулирующий вентиль, где его давление снижается от высокого pк до низкого pо (изоэнтальпный процесс дросселирования 3–4); В конечной точке расширения устанавливается температура tо, а часть жидкости превращается в пар. Полученная парожидкостная смесь направляется в испаритель, где жидкий хладагент кипит при постоянных pо и tо (изобарный и одновременно изотермический процесс 4–1), отнимая теплоту от охлаждаемого объекта (воздуха грузового помещения или рассола). Образующиеся пары хладагента отсасываются компрессором, и цикл повторяется.

Создавая в испарителе низкое давление, компрессор, таким образом, поддерживает непрерывное кипение хладагента в испарителе за счёт отвода теплоты от холодоносителя. Чем ниже надо получить температуру в охлаждаемом объекте, тем ниже должно быть давление в испарителе.

Следует отметить, что в рабочем холодильном цикле в испарителе и конденсаторе давление несколько снижается вследствие потерь напора на трение хладагента о стенки труб, поэтому процесс сжатия паров в компрессоре требует большей затраты работы.

Исходными данными для построения на диаграмме состояний холодильного цикла одноступенчатой паровой компрессионной холодильной машины являются:

– температура кипения хладагента в испарителе – tо;

– температура конденсации хладагента в конденсаторе – tк;

– температура всасывания паров хладагента в компрессор – t1;

– температура переохлаждения хладагента перед ТРВ – t3.

Построение цикла начинают с нанесения изобар pо=const и pк =const, отвечающих изотермам tо и tк в области кипения. В местах пересечения изобар pо и pк с пограничными кривыми c=0 и c=1 получаем точки 1’, 2’, 3’ и 4’. Точка 1’ соответствует завершению процесса кипения хладагента в испарителе, точки 2’ и 3’– соответственно началу и завершению конденсации хладагента в конденсаторе, а точка 4’ – началу частичного кипения жидкого хладагента при дросселировании его в ТРВ.

На пересечении изотермы t1 с изобарой pо в области перегретого пара получаем точку 1 цикла, из которой проводим адиабату s1-2 до пересечения с изобарой pк. Таким образом получаем точку 2 цикла. Точку 3 получают на пересечении изотермы t3 с изобарой pк в области переохлаждённой жидкости, а точку 4 – на пересечении перпендикуляра, опущенного из точки 3, с изобарой pо.

Расчёт ходильного цикла

Целью расчёта цикла является определение величины подачи компрессора и тепловой нагрузки конденсатора при заранее известной потребной холодопроизводительности машины.

Сначала по диаграмме состояний (см. рис. 4.22) определяют удельное теплосодержание хладагента в точках 1, 2, 3 и 4 (i1, i2, i3, i4) и основные показатели цикла:

– удельную массовую холодопроизводительность qо, кДж/кг;

– удельную работу l, затрачиваемую компрессором на сжатие, кДж/кг;

– удельную нагрузку на конденсатор qк, кДж/кг;

– холодильный коэффициент x.

q0 = i1 – i4,

qк = i2 – i3= qо + l,

Затем определяют величину подачи компрессора Vп.к, м3/с, которая определяет конструктивную реализацию компрессора:

где Qо– заданная потребная холодопроизводительность машины, кВт; v1 – удельный объём паров хладагента при всасывании компрессором (определяется по диаграмме состояний), м3/кг.

Потребная мощность компрессора, кВт:

Nк= Q0 / x.

Тепловая нагрузка на конденсатор, т. е. количество теплоты, отводимое от хладагента в конденсаторе в единицу времени:

Приведённая схема расчёта справедлива для теоретических, рабочих, стандартных или моделированных циклов при соответствующих значениях tо, tк, t1, t2 и t3.

4.5 Основные элементы транспортных
холодильных установок

Компрессоры

Компрессор паровой компрессионной холодильной машины, получившей наибольшее распространение на хладотранспорте, представляет собой сложное устройство с движущимися частями. Он во многом определяет экономичность, надёжность и долговечность машины. Компрессор предназначен для создания низкого давления в испарителе (путём отсасывания паров, образующихся в результате кипения хладагента), и высокого давления в конденсаторе (необходимо для поддержания достаточно высокого уровня температуры сжижения паров хладагента при отводе теплоты в окружающую среду).

Паровые компрессионные холодильные машины комплектуются компрессорами разных типов:

– ротационными и винтовыми, где процесс сжатия паров хладагента происходит за счёт уменьшения замкнутого начального объёма рабочей полости;

– турбокомпрессорами. Здесь используют центробежный способ повышения давления, который заключается в преобразовании части кинетической энергии потока паров хладагента на профилированных лопатках вращающегося диска в потенциальную энергию в диффузоре;

– поршневыми, которые создают возвратно-поступательные движения поршня в цилиндре. Здесь с помощью системы клапанов происходит разрежение в одной части контура хладагента и давление в другой.

Более 90% всех паровых компрессионных холодильных машин оснащено поршневыми компрессорами, поэтому их работа изучается достаточно подробно.

Рассмотрим рабочий процесс поршневого компрессора. Движение поршня обеспечивается от внешнего привода (дизель, электродвигатель и др.) через маховик и кривошипно-шатунный механизм (рисунок 4.23, в).

В крышке цилиндра расположены всасывающий 1 и нагнетательный 2 клапаны. За один оборот маховика, т. е. за два хода поршня 4, в цилиндре 3 совершается полный цикл рабочего процесса (всасывание, сжатие, нагнетание и расширение).

Рисунок 4.23 – Теоретическая (а) и действительная (б) диаграммы
работы компрессора (в)

В идеальном(теоретическом) компрессоре поршень доходит до крышки цилиндра, т. е. не имеет зазора, называемого вредным пространством. Поэтому клапан 1 открывается сразу же с началом движения поршня 4 вправо вследствие создающегося под поршнем разрежения, и всасывание паров хладагента из испарителя в цилиндр 3 происходит при постоянном давлении pо на всём протяжении хода поршня (пол-оборота маховика, линия а–b на рисунке 4.23, а). Объём всасываемого пара равен объёму, описываемому поршнем Vh за один ход.

При обратном ходе поршня всасывающий клапан 1 сразу же самопроизвольно закрывается, и происходит адиабатическое сжатие замкнутого объёма паров в цилиндре до давления pк в конденсаторе (линия b–с). После этого нагнетательный клапан 2 самопроизвольно открывается, и через него при дальнейшем движении поршня влево сжатые пары выталкиваются (нагнетаются) в конденсатор при постоянном давлении pк (линия с–d).

Так как рассматриваемый идеальный цилиндр не имеет вредного пространства, то весь сжатый пар вытесняется в конденсатор. При начале повторного движения поршня вправо давление в цилиндре мгновенно снижается до pо, вследствие чего нагнетающий клапан 2 закрывается, а всасывающий клапан 1 открывается, и траектория изменения давления под поршнем при работе компрессора повторяется.

В реальномкомпрессоре между поршнем в его крайнем левом положении и крышкой цилиндра всегда имеется расстояние 1…3 мм, которое образует вредное пространство, чтобы исключить возможность удара поршня о крышку при температурном расширении кривошипно-шатунного механизма в процессе работы. Вредное пространство сильно изменяет рабочий процесс компрессора и приводит к значительным объёмным потерям (см. рис. 4.23, б). Во вредном пространстве при крайнем левом положении поршня всегда остаётся сжатый пар объёмом Vc с давлением pк. При движении поршня вправо пар расширяется при закрытых клапанах 1 и 2 до давления po (кривая d–a на рисунке 4.23, б). Только после этого клапан 1 сможет открыться для всасывания новой порции пара.

Индикаторная (опытная) диаграмма, показанная на рисунке 4.23, б), отличается от теоретической ещё и отклонениями давления от pо и pк. Возникающая разность (Dpо и Dpк) называется декомпрессией, соответственно, в испарителе и конденсаторе. Декомпрессия служит для создания дополнительный напора на преодоление сопротивления всасывающего и нагнетательного клапанов. Объёмы Vc1и Vc2вместе с Vc образуют неиспользованное пространство, что понижает эффективность работы компрессора.

Работа компрессора l, необходимая для повышения потенциала хладагента и сброса теплоты в окружающую среду, эквивалентна, как известно из термодинамики, площади цикла в координатах p–V. Очевидно, что её действительное значение больше теоретического. Интегральную оценку потерь в реальном компрессоре, связанных с наличием в нём вредного пространства, даёт коэффициентподачи l, который представляет собой отношение фактической подачи компрессора (фактически всасываемых компрессором паров) Vп.к к геометрическому объёму, описываемому поршнем Vh, т. е. к теоретическому объёму всасывания, доли единицы

l = Vп.к/Vh < 1.

Этот коэффициент зависит от величины вредного пространства, степени сжатия pк/pо, типа компрессора, величины изношенности деталей поршня, клапанов и др. Обычно коэффициент подачи компрессора определяют опытным путём или рассчитывают, доли единицы:

l = lп×lv;

где lп – коэффициент потерь от подогрева компрессора, доли единицы; lv – коэффициент объёмных потерь, доли единицы.

;

где То – абсолютная температура кипения хладагента, К; Тк – абсолютная температура конденсации хладагента; pо – давление кипения хладагента в испарителе, МПа; pк – давление конденсации хладагента в конденсаторе, МПа; Dpо – потеря напора при всасывании хладагента компрессором, МПа; Dpк – то же, при нагнетании хладагента в конденсатор, МПа; с – величина относительного вредного пространства, доли единицы.

Величины Dpо, Dpк, с – конструктивные характеристики конкретного компрессора.

Геометрический объём, описываемый поршнями компрессора, можно определить, м3/ч:

где D – диаметр цилиндра, м; h – ход поршня, м; n – частота вращения вала компрессора, об/мин; z – количество цилиндров.

Тогда при известных Vhиl можно рассчитать действительную подачу компрессора Vп.к, м3/c:

Vп.к= Vh ×l.

К другим основным параметрам компрессора относятся холодопроизводительность Qo, и потребляемая мощность Nд. Под холодопроизводительностью компрессора понимается холодопроизводительность установки, в составе которой работает этот компрессор, кВт:

где qv – теоретическая объёмная холодопроизводительность 1 кг хладагента, м3/ч; v1 – удельный объём хладагента при всасывании компрессором (см. прил. Л).

Поскольку коэффициент подачи компрессора l и другие величины при изменениях режима работы не остаются постоянными, то и холодопроизводительность будет зависеть от режима (в особенности от температур tо, tк, t1 и t2).

Понижение температуры кипения tо и, следовательно, давления в испарителе po связано с заметным уменьшением холодопроизводительности компрессора вследствие убывания qo и увеличения удельного объёма засасываемого пара v1. Кроме того, с понижением давления кипения увеличивается отношение рк/ро (степень сжатия) и соответственно уменьшается коэффициент подачи компрессора l. В целом при понижении to на 1 °С холодопроизводительность одноступенчатых холодильных машин резко уменьшается – на 4…6 %.

С повышением температуры конденсации на 1 °С холодопроизводительность одноступенчатой установки также снижается (на 1,0…1,5 %), так как уменьшаются qo и l вследствие увеличения давления конденсации. Следовательно, превышение параметров холодильной машины за пределы паспортных (номинальных) значений верхнего и нижнего давлений (а значит, и температур фазовых переходов) чревато заметным понижением её холодопроизводительности.

Мощность, потребляемую компрессором в сложившихся условиях, находят как теоретическую по холодопроизводительности машины

Nт = Qo/x,

учитывая при этом её увеличение в связи с дополнительными потерями: энергетическими, гидравлическими, механическими (на трение в сопрягающихся элементах).