Ammonia - working substance of refrigeration machines

Abstract

We compare some exploitation characterizations of the row of cool machines working on ammonia (R 717) and other refrigerants (R 22, R 134a, R 407C, R 410A, R 744, R 290) on the basis of comparison their principal thermophysical and thermodynamical properties.

Full Text

Природные хладагенты широко использовали при производстве холода с начала прошлого века [7]. Малые аммиачные холодильные компрессоры холодопроизводительностью от 10 до 32 кВт серийно выпускались в 50-е годы, в частности и Одесским заводом холодильного машиностроения (2АУ-8, 4АУ-8), но в дальнейшем из-за токсичности аммиак заменили более безопасными фреонами.

Аммиак (R717) — хорошо изученный и дешевый природный хладагент. Он имеет нулевые значения потенциалов разрушения озонового слоя (ODP) и глобального потепления (GWP). Токсичность аммиака компенсируется тем, что его присутствие в воздухе легко обнаружить по резкому запаху даже при концентрации в 5 ppm, что в 4 раза ниже предельно допустимой.

В последние голы промышленно развитые страны постоянно совершенствуют и расширяют номенклатуру серийно выпускаемых приборов для дистанционного контроля и сигнализации утечек аммиака из холодильных установок [1]. Разрабатываются надежные схемные решения и методы, обеспечивающие безопасную эксплуатацию аммиачных холодильных установок различного назначения с учетом пожароопасности и токсичности аммиака [3, 4, 5]. Естественно, что требования безопасной эксплуатации приводят к удорожанию таких установок, однако оно компенсируется преимуществами использования аммиака.

В связи с ситуацией, которая сложилась после принятия Киотского протокола, холодильщики разных стран рассматривают возможность расширить использование природных хладагентов, в том числе таких, как диоксид углерода (R744) [10], пропан (R290) [3], несмотря на присущие им недостатки.

Авторами сопоставлены по энергетической эффективности широко распространенные в настоящее время в странах СНГ малые аммиачные и фреоновые холодильные машины с кожухотрубными конденсаторами на базе поршневых компрессоров АВ-22, 2ФУУБС25 и 5ПБ20-2-024. Холодопроизводительность сравниваемых холодильных машин мало различается и составляет Q_o = (25+1) кВт при температурах кипения t₀=—15 °С и конденсации t_к=30 °С. Использованы также данные результатов испытаний холодильной машины МКТ20-2-0 на R134a [6]. Результаты сопоставления приведены на рис. 1 и 2.

Как видно из рис. 1, электрический холодильный коэффициент ε_е, действительного цикла, реализуемого аммиачной холодильной машиной, в 1,5 раза выше, чем у машин, работающих на R12 и R134а, и примерно в 1,2 раза выше, чем у машин, работающих на R22.

Pис. 1. Зависимость электрического холодильного коэффициента ε действительных циклов холодильных машин, работающих на различных хладагенmax, от температуры кипения t₀ при t_к=30°С для: 1 — R717(AB-22); 2 — R22 (5ПБ20-2-024); 3 — R12 (2ФУУБС25); 4 — R134a (МКТ20-2-0)

Термодинамическое совершенство холодильных машин независимо от режимов их работы характеризуется эксергетическим коэффициентом полезного действия (рис. 2), который определяли косвенным методом расчета [2] для тех же температурных условий, что и для ε_е, и при температуре окружающей среды t_о.с = 20 °С.

Рис. 2. Зависимость эксергетических КПДηе действительных циклов холодильных машин от температуры кипения t₀ хладагентов: 1 — R717 (АВ-22); 2 — R22 (5ПБ20-2-024); 3 — R12 (2ФУУБС25); 4 — R134a (МКТ20-2-0)

Анализ рис. 1 и 2 позволяет сделать вывод о том, что аммиачные холодильные машины малой производительности энергетически значительно эффективнее фреоновых.

Авторами проводилось сравнение конструктивных характеристик некоторых элементов малых холодильных машин одинаковой холодопроизводительности (Q₀=27,5 кВт при t₀=-10 °С и t_к=30 °С), работающих на сопоставляемых хладагентах. Как показали результаты расчетов, при работе машин в оптимальных эксплуатационных режимах, площадь теплопередающей поверхности конденсатора аммиачной холодильной машины в 1,5...2 раза, всасывающих трубопроводов - в 1,2... 1,5 раза, нагнетательных – в 1,4...1,7 раза, а жидкостных трубопроводов — в 1,8...2 раза меньше, чем у соответствующих элементов фреоновых холодильных машин.

Проведено также сравнение некоторых свойств используемых в парокомпрессионных холодильных машинах природных рабочих веществ (R717, R744 и R290), а также синтетических хладагентов и их зеотропных смесей, разрешенных к применению в ближайшем будущем (R22, R134a, R404A, R407C и R410A).

Сравнение коэффициентов теплопроводности сопоставляемых хладагентов в широком диапазоне температур показало, что теплопроводность жидкого аммиака в 5,5 раза, а насыщенного пара аммиака в 1,5...2,5 раза выше, чем у других хладагентов. С учетом низкой кинематической вязкости аммиака можно сделать вывод, что и коэффициенты теплоотдачи во всех аппаратах аммиачных холодильных установок при прочих равных условиях самые большие в сравнении с коэффициентами теплоотдачи в аппаратах холодильных установок, работающих на других хладагентах. Высокие значения коэффициентов теплопроводности пара аммиака позволяют создавать малоемкие по хладагенту машины, в том числе и небольшой производительности, с верхней подачей аммиака в охлаждающие приборы.

Малая удельная теплоемкость жидких фреонов и их смесей (примерно в 3 раза меньше, чем у аммиака) с учетом низкой относительно аммиака теплотой парообразования нередко приводит к парообразованию в жидкостных трубопроводах после конденсатора вследствие внешних теплопритоков и работы сил трения. Такое парообразование перед дроссельным устройством, маловероятное в аммиачных установках, нарушает нормальную эксплуатацию фреоновых холодильных установок, особенно если в схеме отсутствует рекуперативный теплообменник.

Сравнение плотностей жидкой фазы сопоставляемых хладагентов при температурах, характерных для обычных условий эксплуатации холодильных машин, показало, что лишь у пропана и аммиака плотность жидкой фазы меньше плотности смазочного масла. Это облегчает удаление масла из нижней части аппаратов аммиачных и пропановых установок и возврат его в компрессор. Удаление слоя масла, находящегося в верхней части фреоновых кожухотрубных испарителей, вызывает большие затруднения [9]. Для их преодоления недостаточно установить эффективные маслоотделители на стороне нагнетания. Необходимо строгое автоматическое поддержание уровня жидкости в испарителях и наличие специальной системы отбора жидкости из верхней зоны испарителя, богатой маслом, с последующим доиспарением фреона из маслофреоновой смеси, возвращаемой в компрессор. Высокая плотность жидких фреонов (примерно в 2 раза выше, чем у жидкого аммиака) приводит к тому, что гидростатический столб жидкости сильно влияет на теплопередачу во фреоновых испарителях с нижней подачей хладагента, особенно низкотемпературных. Это существенно увеличивает энергозатраты на выработку холода.

Что касается еще одного природного хладагента - диоксида углерода, то его высокое давление конденсации и низкая критическая температура (31°С) являются серьезным препятствием к применению этого хладагента в парокомпрессионных холодильных машинах. На наш взгляд, рационально использовать СО₂ в низких ступенях каскадных холодильных машин, в малых установках специального назначения, использующих транскритические циклы, а также при совместном потреблении холода и реализации других технологических процессов.

При оценке влияния холодильных установок на глобальное потепление климата Земли вследствие парникового эффекта в настоящее время рассчитывают полный эквивалент глобального потепления TEWI (Total Equivalent Warming Impact), который учитывает не только потенциал глобального потепления используемого хладагента GWP, но и количество топлива, сжигаемого при производстве электроэнергии или используемого непосредственно для привода компрессоров. Целесообразно применять расширенную трактовку TEWI [8], учитывающую кроме вышеперечисленного вклад в TEWI затрат при создании холодильного оборудования и обеспечении мер пожаробезопасности.

В [8] приведены расчеты TEWI для поршневых компрессорных агрегатов, работающих на аммиаке, R22 и новых альтернативных смесевых хладагентах. При этом в проведенных расчетах учитывалось удорожание аммиачной холодильной установки на 30%, связанное с обеспечением условий пожаробезопасной эксплуатации оборудования. На основании результатов этих расчетов мы определили зависимость критерия TEWI от температуры кипения для хладагентов R717, R22, R407C и R410A (рис. 3).

Рис. 3. Зависимость TEWI от температуры кипения t₀ (при t_к=30°С) для холодильных установок с поршневыми компрессорами, работающими на R717, R22, R407Cи R410A

Как видно из рис. 3, экологические преимущества аммиачных холодильных установок существенно возрастают при повышении температуры кипения t₀(при постоянной температуре конденсации t_к). Так, при t₀=—10 °С критерий TEWI для аммиачных холодильных установок в 1,3 раза меньше, чем для установок, работающих на R22, и в 1,8 раза меньше, чем у холодильных установок, использующих альтернативные смесевые хладагенты.

В процессе эксплуатации холодильных установок неизбежны утечки хладагента. Утечки в установках, работающих на смесевых хладагентах, приводят к нарушению начального соотношения компонентов смеси, что осложняет эксплуатацию таких установок. Вместе с тем дозаправка холодильных установок смесевым хладагентом затруднительна, а в ряде случаев и невозможна, т.е. требуется замена всей массы хладагента.

Основываясь на теоретических исследованиях, показывающих преимущества аммиака по сравнению с другими хладагентами, институт «Агрохолод» разрабатывает аммиачные поршневые компрессоры малой производительности и на их базе - агрегатированные холодильные машины.