Pressure-enthalpy diagram for a real working fluid R134a/Castrol Icematic SW22

Abstract

A pressure-enthalpy diagram for the real refrigerant R134a / Castrol Icematic SW22 has been developed.

The influence of the oil impuriries on configuration of main isolines in the diagram was considered. The role of use of the offered diagram in theoretical evaluation of the efficiency of refrigerating equipment is highlighted.

Full Text

Реальное рабочее тело (PPT) в парокомпрессионных холодильных системах представляет собой смесь хладагента и масла.

Унос масла из компрессора оказывает значительное влияние на работу холодильной установки. Еще Бомбах [2] и Спаушус [6] показали, что энергетические характеристики холодильной машины должны зависеть от концентрации с_д и сорта масла, циркулирующего вместе с хладагентом. Присутствие примесей масла в рабочем теле приводит к понижению холодопроизводительности, увеличению работы сжатия в компрессоре, уменьшению холодильного коэффициента [2, 5, 6], снижению коэффициента теплопередачи в испарителе [9, 10].

Для корректного учета влияния примесей масла на энергетическую эффективность термодинамического цикла холодильной установки необходимо располагать информацией об энтальпии РРТ. Для этого, в свою очередь, надо иметь сведения как о составе рабочего тела перед дроссельным устройством, так и об изменениях концентрации раствора хладагент-масло (РХМ) в испарителе. Следует заметить, что большинство косвенных методов исследования концентрации масла в различных узлах холодильной установки основаны на использовании информации о теплофизических свойствах РХМ.

К сожалению, выбор рабочего тела, как правило, сводится к раздельной оценке целесообразности применения того или иного хладагента и компрессорного масла. При этом свойства РРТ, как правило, не рассматриваются. До сих пор решению основной практической задачи, связанной с расчетом калорических свойств РРТ для холодильного оборудования, уделяется недостаточное внимание. В последние годы опубликованы результаты лишь нескольких работ, в которых исследовали калорические свойства РХМ [3, 4, 7], оценивали влияние примесей масла на эффективность холодильного оборудования [3, 5], а также влияние примесей масла на теплообмен [9, 10].

В настоящее время вряд ли можно получить обширную и достоверную информацию по термическим и калорическим свойствам РХМ лишь на основании сведений о чистых компонентах. Тем более что используемые в практике масла являются многокомпонентными жидкими растворами с неопределенной структурой и молекулярной массой. Однако ограничить объем необходимых экспериментальных исследований до минимального уровня уже представляется возможным. Вывод о термодинамическом подобии РХМ в широком интервале концентраций масла [4, 8] является теоретическим обоснованием при создании методик прогнозирования термических и калорических свойств смеси.

На основании полученных экспериментальных данных по фазовому равновесию РХМ и с использованием методов расчета термодинамических свойств, которые были предложены в [4, 8], разработаны диаграммы давление-энтальпия для реального рабочего тела R134a / Castrol Icematic SW22 при различных концентрациях масла с_д.

В качестве примера полученных результатов на рис. 1 и 2 представлены диаграммы Inp-h для рабочего тела R134a / Castrol Icematic SW22 при концентрациях масла 1 и 3 % в циркулирующем потоке РХМ.

Рис. 1. Диаграмма Inp-h рабочего тела 134а/ Castrol Icematic SW22 при c = 1 %

На приведенных диаграммах изображены изотермы для рассматриваемого рабочего тела R134а / Castrol Icematic SW22, линии удельных объемов, а также пограничная кривая для чистого хладагента R134a. Пограничная кривая жидкости РХМ для данных концентраций циркулирующего масла практически совпадает (в пределах погрешности определения плотности жидкого РХМ) с пограничной кривой жидкости для чистого хладагента. Изотермы смеси вблизи пограничной кривой пара R134a имеют существенную кривизну и отклоняются от изотерм для чистого хладагента, причем степень отклонения возрастает с понижением температуры кипения рабочего тела и увеличением концентрации масла с_д, циркулирующего по контуру компрессорной системы. Поскольку в жидкой фазе РРТ всегда присутствуют примеси масла, пограничная кривая пара для реального рабочего тела отсутствует.

Puc. 2. Диаграмма Inp-h рабочего тела 134а/ Castrol Icematic SW22 при с = 3 %

Проведенные исследования показывают, что процесс кипения рабочего тела в испарителе чувствителен к присутствию примесей масла по нескольким причинам [1]. Прежде всего состав жидкой фазы РХМ при кипении в испарителе изменяется в широких пределах (особенно в испарителях проточного типа). При наличии маслоотделителя концентрация масла с_д в хладагенте, поступающего в испаритель, обычно незначительна [1, 3]. После дросселирования хладагент с примесями масла поступает в испаритель, где быстро смешивается с кипящим в нем рабочим телом. Температура в каждой точке испарителя будет определяться давлением на всасывающем патрубке компрессора (если пренебречь гидравлическими потерями) и составом кипящего РХМ, который существенно отличается от состава рабочего тела, поступающего из конденсатора. Поэтому средняя концентрация масла в испарителе увеличивается от 8 до 16% [1, 3].

Масло, которое уносится из компрессора в конденсатор, а оттуда в испаритель, должно вновь вернуться в компрессор. В противном случае нарушится нормальная смазка компрессора. По мере кипения рабочего тела (увеличения степени сухости парожидкостной смеси)концентрация масла в испарителе будет возрастать, что способствует как снижению интенсивности теплообменных процессов [9, 10], так и уменьшению эффективности оборудования в целом [5]. Чтобы избежать вспенивания, состав жидкого РХМ после испарителя должен быть близок составу раствора в картере компрессора.

Состав жидкой фазы РХМ в различных точках испарителя также зависит от концентрации с_д и величины перегрева. Присутствие масла в хладагенте всегда уменьшает разность энтальпий на входе в испаритель и выходе из него по сравнению с чистым хладагентом. Поэтому выбор масла для конкретного хладагента не менее важен, чем выбор самого хладагента [1, 3, 5].

Паровая фаза рабочего тела, уходящего из испарителя, практически не содержит масла. Поэтому для возвращения его в картер компрессора из испарителя отбирается влажный пар, точнее-паровая фаза чистого хладагента с каплями жидкого РХМ. Если процесс охлаждения должен осуществляться при постоянной температуре, то необходимо или сократить интервал дегазации в испарителе, или понизить в нем давление [1].

Оба эти решения имеют негативные последствия. С одной стороны, в компрессор будет поступать влажный пар; с другой-стремление к сохранению значительного интервала дегазации за счет снижения давления всасывания приведет к увеличению степени сжатия в компрессоре, вследствие чего снизится коэффициент подачи и увеличится работа сжатия рабочего тела в компрессоре.

Этих отрицательных явлений можно избежать при применении регенеративного теплообменника. Регенеративный теплообмен в присутствии масла в холодильной системе имеет существенное отличие от этого процесса с чистым хладагентом. В регенераторе происходит не перегрев чистого пара, а доиспарение при повышающейся температуре пара [1]. Начало процесса регенерации уже не фиксируется правой пограничной кривой чистого хладагента, а зависит от принятого в расчете или на практике уровня дегазации РРТ в испарителе.

Как уже отмечалось выше, при выходе из испарителя рабочее тело состоит из паровой фазы хладагента и жидкой фазы РХМ. Полученные данные по термодинамическим свойствам РРТ позволяют оценить количество не-испарившегося хладагента, уносимого из испарителя в картер компрессора [7]. При увеличении перегрева РРТ можно уменьшить количество неиспарившегося хладагента на выходе из испарителя. Однако для РРТ степень сухости никогда не бывает равной единице. Причем состав жидкой фазы РХМ зависит от величины перегрева, растворимости хладагента в масле и оборотной концентрации масла с_д в рабочем теле перед дросселем. Поэтому для сохранения заданной холодопроизводительности при возрастании с_д следует увеличивать величину перегрева ДТ

Так как присутствие масла в рабочем теле приводит к изменению его термодинамических свойств и уменьшению эффективности холодильного оборудования [5], с целью обеспечения заданной холодопроизводительности расход реального рабочего тела по сравнению с чистым хладагентом должен быть увеличен.

Таким образом, энергетическая эффективность холодильного оборудования определяется не только выбором хладагента, конструктивными особенностями компрессора, но и оптимальным выбором масла. Приведенные в работах [1, 3, 5, 7] данные подтверждают этот вывод.

Кроме того, увеличение концентрации масла в концевой части испарителя должно приводить к ухудшению теплоотдачи в испарителе [9, 10]. Поэтому вопросы оценки влияния примесей масла в кипящем РРТ на локальные коэффициенты теплоотдачи также должны рассматриваться в качестве приоритетных.

Значительные трудности при выполнении расчетов по оценке эффективности холодильного оборудования с учетом присутствия масла в альтернативных хладагентах обусловлены тем, что:

• очень мало работ, посвящено вопросам циркуляции масла по контуру холодильной системы;
• в литературе практически отсутствует информация о калорических свойствах РРТ на основе озононеразрушающих хладагентов;
• в реальных процессах быстроходной машины время контакта хладагента и масла мало, и термодинамические свойства образовавшихся при этом растворов могут сильно отличаться от равновесных.

Из сказанного следует, что теоретическое исследование холодильных циклов для РРТ не в состоянии решить все вопросы и проблемы, возникающие на стадиях проектирования и эксплуатации нового поколения холодильного оборудования.

Однако применение указанных диаграмм позволяет осуществлять контроль за циркуляцией масла по контуру компрессорной системы, учитывать влияние примесей масла на энергетические характеристики холодильного оборудования, определять необходимый уровень перегрева рабочего тела и т.д.

С помощью полученных диаграмм может быть рассчитано изменение энтальпии рабочего тела в испарителе при различных концентрациях масла, циркулирующего по контуру холодильной установки. Значительный практический и теоретический интерес представляет изучение таких вопросов, как влияние перегрева на количество неиспарившегося хладагента при всасывании в компрессор; зависимость объемных и энергетических характеристик компрессорной системы в регенеративном цикле от концентрации масла в хладагенте; влияние балластного доиспарения остаточной жидкости на коэффициент подачи и т. д. Исследования в данном направлении уже ведутся.