Temperature regimes of calorimetric tests of small hermetic refrigeration compressors

Full Text

Подписание Венской конвенции об охране озонового слоя (1985 г.) и дополняющего ее Монреальского протокола по веществам, разрушающим озоновый слой (1987 г.), послужило толчком к интенсивной разработке и появлению на рынке альтернативных озонобезопасных хладагентов, предназначенных в первую очередь для замены R12. Это могут быть как моновещества, так и смесевые хладагенты, свойства которых, в том числе и тепло-физические, отличаются от свойств R12. Поэтому для обеспечения эффективной работы холодильных машин на альтернативных хладагентах требуется применение специальных технических решений (новые смазочные масла и электроизоляционные материалы, новые или модернизированные компрессоры, учет неизотермичности процессов кипения и конденсации и др.).

Необходим также пересмотр методик и условий сравнительных испытаний компрессоров, чтобы разработчик холодильных машин и агрегатов получал объективную информацию об энергетической целесообразности применения того или иного хладагента и компрессора для работы на нем. В первую очередь это относится к малым герметичным компрессорам, используемым преимущественно в бытовых холодильниках и торговом холодильном оборудовании при небольших охлаждаемых объемах.

В настоящее время сравнительные испытания малых герметичных холодильных компрессоров (преимущественно для бытовых холодильников) проводятся при температурных условиях, установленных либо стандартом ASHRAE 41.9, либо европейским стандартом EN 12900 (CECOMAF), либо ГОСТ 17008—85 [1, 5, 6] (табл. 1). Термодинамические циклы, соответствующие указанным температурным режимам, показаны на рис. 1.

 

Таблица 1

Национальный стандарт	Температура, °С
	конденсации	кипения	перед дросселем	всасывания	окружающей среды
ASHRAE 41.9	55	-23,3	32,2		32
EN 12900	55	-25	55	32	32
ГОСТ 17008-85		-20	55	32	32

 

Приведенные стандарты были приняты в то время, когда в бытовых холодильных приборах (БХП) использовался практически только один хладагент - R12. Тогда важно было установить единые температурные условия для сравнения характеристик компрессоров (холодопроизводительности, потребляемой мощности, холодильного коэффициента). При этом уровни температур не имели принципиального значения. Оценивать характеристики различных компрессоров можно было методом «больше-меньше». Однако сейчас к температурным режимам по этим стандартам имеются серьезные претензии, так как они существенно отличаются от условий работы компрессора в БХП и, следовательно, полученные при испытаниях характеристики далеки от реальных.

Так, температура конденсации, как правило, ниже 55 °С даже при температуре окружающего воздуха 32 °С, а температура кипения хладагента в испарителе морозильной камеры ниже -25 °С. При естественном переохлаждении жидкого хладагента после конденсатора (при температуре окружающего воздуха 32 °С) его температура не может достичь 32 °С (ASHRAE и ГОСТ), а в случае переохлаждения в регенеративном теплообменнике она должна быть на 7... 10 °С ниже (при температуре всасываемого пара 32 °С). В любом случае нет оснований для включения в удельную холодопроизводительность той се части, которая определяется разностью энтальпий в точках 5 и 4 (см. рис. 1), как это предусмотрено стандартами ASHRAE и ГОСТ, поскольку при этом холодопроизводительность и холодильный коэффициент компрессора искусственно завышаются.

 

Рис. 1. Стандартизованные сравнительные термодинамические циклы на моновеществах: 1—2—4—5—1—цикл по ASHRAЕ и ГОСТ; 1 — 2 — 3 — 6 — 1 — цикл по EN

 

Для объективной сравнительной оценки энергоэффективности компрессоров целесообразно выбрать подтвержденный опытом эксплуатации температурный режим, в котором БХП работает большую часть года:

Температура, °С:

кипения                                                                                    —28

конденсации                                                                             42

всасывания                                                                               25

окружающей среды                                                                   25

Перед дросселем температура определяется из баланса регенеративного теплообменника

Еще более серьезные проблемы возникают, когда сравнивают характеристики компрессора при работе на разных хладагентах. Использование режимов ASHRAE и ГОСТ в этом случае неприемлемо, так как влияние на удельную холодопроизводительность добавки от «переохлаждения» жидкости после конденсатора (15— 25 %) будет неодинаковым для различных хладагентов, что искажает реальные соотношения характеристик. Покажем это на примере сравнительного термодинамического цикла по стандарту ASHRAE (см. рис. 1).

Удельная холодопроизводительность цикла (кДж/кг):

q_0ASH = i₁ – i₅ = (i₇ – i₆) + (i₁ – i₇) + (i₆ – i₅).

Разность энтальпий в точках 7 и 6 характеризует удельную холодопроизводительность цикла без регенерации и может быть записана в следующем виде (кДж/ кг):

i₇ – i₆ = r₀ – c´_х.ср(Т_к – Т₀),

где r₀ = (i₇ – i₀) — теплота парообразования при давлении кипения р₀;

$с{\text{'}}_{х ср}=\frac{i_3-i_0}{T_k-T_0}$- средняя удельная теплоемкость насыщенной жидкости в интервале температур конденсации (T_к) и кипения (T₀), кДж/(кг•К). Разность энтальпий в точках 1 и 7 отражает величину, на которую увеличивается удельная холодопроизводительность в регенеративном цикле с температурой пара на выходе из регенеративного теплообменника t₁ = 32 °С. Эта величина (кДж/кг) может быть представлена как
i₁ – i₇ = с_р.ср(Т₁ – Т₀),

где ${с}_{р ср}=\frac{{і}_1-{і}_7}{{Т}_1-{Т}_0}$— средняя удельная теплоемкость перегретого пара при давлении кипения р₀, кДж/(кг•К).

Удельная холодопроизводительность регенеративного цикла (кДж/кг)

q_{0 per} = (i₁ – i₆) = (i₇ – i₆) + (i₁ – i₇) = r₀ – c´_{х ср}(Т_к – Т₀) + c_{р ср}(Т₁ –Т₀).

Разность энтальпий в точках 3 и 4 (процесс «переохлаждения» жидкого хладагента после конденсации) может быть представлена в виде

i₃ – i₄ = Δq_ж = c´_{х ср}(Т_к – Т_0.)

Тогда

q0_ASH = q_{0 per} + Δq_ж.

Влияние Δq_ж на удельную холодопроизводительность установим из соотношения

$\delta =\frac{q_{0 ASH}-q_{0 per}}{q_{0 per}}=\frac{∆q_{ж}}{q_{0 per}}=\frac{с{\text{'}}_{х ср}({Т}_{к}-{Т}_1)}{r_0-c{\text{'}}_{х ср}({Т}_{к}-{Т}_0)+{с}_{рср}({Т}_1-{Т}_0)}=\frac{\overline{с{\text{'}}_{х}}\times ({Т}_{к}-{Т}_1)}{1-\overline{с{\text{'}}_{х}}({Т}_{к}-{Т}_0)+\overline{{с}_{р}}({Т}_1-{Т}_0)},$

где $\overline{с{\text{'}}_{х}}=\frac{с{\text{'}}_{х ср}}{r_0}$— приведенная средняя удельная теплоемкость насыщенной жидкости, 1 /К;

$\overline{c_{р}}=\frac{{с}_{р ср}}{r_0}$— приведенная средняя удельная теплоемкость перегретого пара, 1/К.

Результаты расчета величины δ в температурном режиме по стандарту ASHRAE для четырех хладагентов приведены в табл. 2. Существенное различие в величине δ показывает, что необоснованно включаемая в удельную холодопроизводительность величина Δq_ж искажает реальное соотношение холодопроизводительностей (холодильного коэффициента) при использовании различных хладагентов.

 

Таблица 2

Хладагент	$\overline{с\text{'}}\times {10}^{-3}, 1/К$	$\overline{{с}_{р}}\times {10}^{-3}, 1/К$	δ • 102
RI2	5,985	3,715	18,502
R134а	6,689	3,812	22,173
R22/R142b	5,338	2,941	16,328
R600a	6,463	4,217	20,242

 

Режим по стандарту EN, не вносящий таких искажений, приемлем для сравнения характеристик компрессора при работе на разных моновеществах. Температурные условия этого стандарта нужно рассматривать как предельные при расчете компрессоров и БХП, в том числе при расчете теплопритоков к холодильнику (t_oc= 32 °С).

При испытании компрессора на зеотропном смесевом хладагенте в методику постановки эксперимента и обработки его результатов должен быть внесен ряд серьезных уточнений, которые обеспечат эквивалентность термодинамического цикла на смеси циклу на моновеществе и корректность сравнения характеристик.

При работе холодильной машины на зеотропной смеси (ЗС) в отличие от моновешества (МВ) процессы конденсации хладагента в конденсаторе и кипения в испарителе происходят с переменной температурой. Величина неизотермичности процессов, зависящая от состава смеси и теплофизических свойств компонентов, для практически используемых в настоящее время хладагентов составляет 4... 15 °С.

Особенностью термодинамических циклов на ЗС является повышение давления кипения при понижении температуры жидкого хладагента перед дросселем (переохлаждении), в том числе за счет докипания части жидкого хладагента в регенеративном теплообменнике [2, 3]. Это повышает холодильный коэффициент цикла, а также эффективность холодильной машины в целом благодаря понижению отношения давлений π_к = р_к/р₀, а следовательно, повышению электрического КПД компрессора.

Для сравнения характеристик холодильных машин (компрессоров), работающих на ЗС и МВ, необходимо принять эквивалентный, энергетически наиболее эффективный термодинамический цикл для смесевых хладагентов (рис. 2), который характеризуется следующим:

• средняя температура Т_{к ср} в процессе конденсации ЗС соответствует температуре конденсации Т_к для МВ;
• средняя температура Т_{0 ср} в процессе кипения ЗС соответствует температуре кипения Т₀ для МВ;
• температура парообразного хладагента на входе в компрессор (температура на выходе из регенеративного теплообменника) в циклах для ЗС и М В совпадает;
• в цикле для ЗС учитывается докипание части жидкого хладагента в регенеративном теплообменнике, что снижает температуру жидкого хладагента перед дросселем.

 

Рис. 2. Эквивалентный сравнительный термодинамический цикл на зеотропных смесях

 

В этом цикле (см. рис. 2):

1—2— изоэнтропное сжатие пара в компрессоре;

2—5- охлаждение (2–3) и конденсация (3–5) пара в конденсаторе. Средняя температура конденсации Т_к соответствует условию — i₃ – i₄ = i₄ — i₅;

8—10— кипение хладагента в испарителе. Средняя температура кипения Т₀ соответствует условию i₁₀ - i₉ = i₉ — i₈;

11—1— нагрев пара в регенеративном теплообменнике;

5—6 — переохлаждение жидкого хладагента в регенеративном теплообменнике. Согласно тепловому балансу регенеративного теплообменника — i₁ – i₁₁ = i₅ – i₆;

10—11 — докипание жидкого хладагента в начальной части регенеративного теплообменника;

6—7— дополнительное переохлаждение жидкого хладагента за счет докипання в процессе 10—11. Из теплового баланса процессов переохлаждения и докипання в регенеративном теплообменнике i₁₁ – i₁₀ = i₆ – i₇.

Удельная массовая холодопроизводительность цикла (кДж/кг) q0 = (i₁ – i₅) = (i₁₀ – i₈).

Удельная объемная холодопроизводительность цикла (кДж/м³) q_v = q₀/v₁,

где v₁ - удельный объем пара на всасывании в компрессор, м³/кг.

Изоэнтропная работа сжатия (кДж/кг)

l_s = (i₂ – i₁).

Холодильный коэффициент цикла ε_ц = q₀/l_s.

Холодопроизводительность холодильной машины с данным компрессором (кВт)

Q₀ = V_тq_vλ,

где V_т — теоретическая объемная производительность компрессора, м³/с;

λ — коэффициент подачи.

Холодильный коэффициент холодильной машины с данным компрессором ε_э = ε_цη_э,

где η_э — электрический КПД компрессора при отношении давлений π_к = р_к/р₀ в выбранном режиме работы.

Эквивалентный цикл для ЗС (см. рис. 2) соответствует условиям использования компрессора в однокамерных бытовых

холодильниках, морозильниках, холодильных машинах различного назначения.

Частной, но весьма распространенной областью применения герметичных компрессоров являются двухкамерные бытовые холодильники, включающие морозильную и холодильную камеры. В этом случае регламентируемая сравнительным режимом температура кипения хладагента реализуется как средняя в морозильной камере. Термодинамический цикл, соответствующий условиям работы холодильной машины (агрегата) в двухкамерном холодильнике, представлен на рис. 3. Удельная холодопроизводительность распределяется примерно поровну между морозильной и холодильной камерами:

i₁₀ - i_{9 ≈} i₉ — i_8.

Доля удельной холодопроизводительности для охлаждения морозильной камеры:

i₉ — i₈ ≅ 0,5(i₁₀ – i₈) = 0,5q₀.

Изотерма регламентируемой в сравнительном цикле средней температуры кипения проходит через точку 12, положение которой соответствует условию

i₉ — i₁₂ = i₁₂ — i₈ = 0,25q_0.

Давление кипения р₀ в данном цикле будет выше, чем в цикле на рис. 2, в котором изотерма Т_0ср пересекается с изобарой кипения в точке 9. В результате холодильный коэффициент цикла при равных температурных условиях будет выше. 

 

Рис. 3. Эквивалентный сравнительный термодинамический цикл на зеотропных смесях применительно к двухкамерному БХП

 

Если компрессор предназначен для работы на ЗС в двухкамерном холодильнике, то его испытания на калориметре целесообразно проводить с привязкой к циклу на рис. 3, так как полученные результаты в большей степени будут соответствовать реальным условиям. Для компрессора общею применения испытания должны проводиться по циклу на рис. 2.

Построение эквивалентных сравнительных термодинамических циклов (см. рис. 2 и 3) с выполнением всех указанных выше условий может быть произведено методом последовательных приближений. Возможен расчет параметров таких циклов с использованием вычислительной техники.

При проведении калориметрических испытаний необходимо установить на стенде давления всасывания и нагнетания, соответствующие давлениям кипения р₀ и конденсации р_к принятого эквивалентного цикла. Непосредственно по результатам испытаний определяют массовый расход хладагента G_a (кг/с) и потребляемую компрессором мощность N_э (Вт). Остальные параметры получают расчетным путем с использованием диаграмм или таблиц параметров состояния хладагента.

В табл. 3 приведены параметры термодинамических циклов и характеристики холодильной машины на смеси R22/R1426 для двух температурных режимов:

•     по европейскому стандарту EN;

•    рекомендуемого при испытании компрессоров БХП.

 

Таблица 3

Температурные условия, °С			Вид цикла*	рк, МПа	р0, МПа	πк	v1, м3/кг	q0, кДж/кг	qv, кДж/м3	ls, кДж/кг	εц	λ	λ • qv, кДж/м3	ηэ	εэ
tk	t0	tвс	1	14,392	0,972	14,807	0,22907	135,301	590,654	69,256	1,954	0,447	264,022	0,308	0,602
Стандарт EN 55      -25         32			2	14,392	1,018	14,138	0,26514	173,742	655,291	82,445	2,107	0,460	301,434	0,335	0,705
			3	14,392	1,137	12,658	0,23804	173,593	729,248	78,340	2,216	0,490	357,331	0,375	0,831
			4	14,392	1,250	11,514	0,21611	173,462	802,663	74,807	2,319	0,507	406,950	0,407	0,944
Рекомендуемые для БХП 42       -28         25			1	10,421	0,873	11,937	0.24416	153,096	627,024	62,471	2,451	0,500	313,512	0,400	0,980
			2	10,421	0,908	11,477	0,29862	191,599	641,626	75,238	2,547	0,510	327,229	0,410	1,044
			3	10,421	0,984	10,590	0,27283	191,509	701,938	72,549	2,640	0,526	369,219	0,425	1,122
			4	10,421	1,078	9,667	0,24975	191,390	766,317	68,918	2,777	0,545	417,643	0,440	1,222

*1 - цикл без регенерации (t_вс = t₀ + 5 К); 2 – регенеративный цикл; 3 – по рис 2; 4 – по рис 3.

 

Для сравнения аналогичные параметры при использовании моновеществ R12 и R134a приводятся в табл. 4.

 

Таблица 4

Температурные условия, °С			Вид цикла (хладагент)	р, МПа	р0, МПа	π	v1, м3/кг	q0, кДж/кг	qv, кДж/м3	ls, кДж/кг	εц	λ	λ • qv, кДж/м3	ηэ	εэ
t	t0	tвс	1 (R12)	13,600	1,240	10,968	0,13450	88,790	660,149	44,044	2,016	0,520	343,277	0,420	0,846
Стандарт EN 55       -25   32			2 (R12)	13,600	1,240	10,968	0,16556	120,248	726,311	54,660	2,200	0,520	377,682	0,420	0,924
			1 (RI 34а)	14,926	1,063	14,041	0,18636	107,827	578,595	56,936	1,894	0,460	266,154	0,335	0,634
			2(RI34a)	14,926	1,063	14,041	0,26445	151,168	571,632	75,178	2,011	0,460	262,951	0,335	0,674
Рекомендуемые для БХП 42        -28   25			1 (RI2)	10,050	1,095	9,178	0,15195	100,926	664,205	40,454	2,495	0,555	368,634	0,450	1,123
			2(R12)	10,050	1,095	9,178	0,18780	132,760	706,922	50,220	2,644	0,555	392,342	0,450	1,189
			1 (R134a)	10,733	0,926	11,59	0,21232	126,166	594,226	52,506	2,403	0,508	301,867	0,405	0,973
			2 (R134a)	10,733	0,926	11,591	0,26260	169,648	646,032	65,222	2,601	0,508	328,184	0,405	1,053

*1 - цикл без регенерации, 2 – регенеративный цикл

Зависимость коэффициента подачи и электрического КПД компрессора от отношения давлений определялась по результатам испытаний герметичного компрессора с объемом цилиндра 5,54 см³. По табл. 3 можно проследить, как влияет переохлаждение жидкого хладагента, сопровождающееся повышением давления кипения, на параметры цикла и показатели работы холодильной машины. Эти соотношения подтверждены экспериментом [4].

Следует особо подчеркнуть, что при создании бытового холодильника после оптимального выбора всех элементов холодильного агрегата должен быть проведен подбор дозы заправки хладагента и длины капиллярной трубки по критерию минимума расхода энергии. Этот подбор проводится методом перебора сочетаний длины капилляра и дозы заправки по специальной методике.

При этом минимум расхода энергии для холодильника, работающего на зеотропной смеси, неизбежно реализуется при докипании жидкого хладагента в регенеративном теплообменнике при условии, что поверхность теплообмена между капиллярной трубкой и всасывающим трубопроводом компрессора достаточна.

На основании вышеизложенного можно сделать следующие выводы:

• сравнительные температурные условия по стандартам ASHRAE 41.9, EN 12 900 (CECOMAF) и ГОСТ 17008-85 не соответствуют реальным условиям работы компрессоров в составе БХП. Условия EN предпочтительны;
• температурные режимы ASHRAE и ГОСТ не пригодны для сравнительной оценки характеристик компрессоров, работающих на разных хладагентах;
• для оценки характеристик компрессоров, работающих на зеотропных смесевых хладагентах при заданных температурных условиях работы, должны быть приняты эквивалентные термодинамические циклы, обоснованные в данной статье;
• для объективной сравнительной оценки характеристик компрессоров, предназначенных для использования в бытовых холодильниках, целесообразно использовать температурные условия, в которых они работают большую часть времени в течение года.

About the authors

I. A. Afanaseva

Kholod-Byt Association

Author for correspondence.
Email: info@eco-vector.com

PhD in Technical Sciences, Chief Specialist

Russian Federation

I. M. Kalnin

Moscow State University of Environmental Engineering

Email: info@eco-vector.com

D. in Engineering

Russian Federation

V. I. Smyslov

Kholod-Byt Association

Email: info@eco-vector.com

Executive Director

Russian Federation

K. N. Fadekov

NP SC NASTKHOL

Email: info@eco-vector.com

PhD in Engineering

Russian Federation

References

Supplementary files