CC BY
19
УДК 536.632:536.71
Влияние примесей масла на величину энтальпии рабочего тела в испарителе
В.П. ЖЕЛЕЗНЫЙ, Д.А. ПРОЦЕНКО, С.Н. АНЧЕРБАК
Одесская государственная академия холода
П.В. СКРИПОВ Институт теплофизики УрО РАН
Thermody namic model of calculation of the enthalpy of real working substance in the evaporator is proposed. Data on phase equilibria of R134a/Caslrol Icematic SW22 and data on heat capacity of the oil Castrol Icematic SW22 were used as an initial information. The enthalpy of the liquid phase of the solutions refrigerant-oil was calculated. Based on the obtained information logarithm p-h -diagrams for working substances with different concentration of oil, circulating over the contour of the refrigerating system were built.
Реальное рабочее тело (РРТ) в парокомпрессионных холодильных системах представляет собой смесь, состоящую из хладагента и масла. Хладагент, циркулируя по контуру холодильной машины, осуществляет термодинамический цикл, при реализации которого от объекта отводится (холодильной машиной) или подводится к нему (тепловым насосом) определенное количество энергии. От характеристик хладагента зависят конструктивные особенности холодильной машины и расход потребляемой энергии. Поэтому при выборе хладагента учитывают его теплофизические, физико-химические, токсикологические и экологические свойства.
Холодильные масла применяют для смазки трущихся деталей компрессора с целью уменьшения трения, снижения износа сопрягаемых деталей и уплотнения технологических зазоров. Кроме того, смазка способствует отводу части теплоты, эквивалентной работе сил трения, и удалению продуктов износа сопрягаемых деталей компрессора.
Унос масла из компрессора оказывает значительное влияние на работу холодильной системы. Еще ВашЬасИ [5] и БраизсЬш [12] в своих пионерских работах показали, что энергетические показатели холодильной машины должны зависеть от количества и сорта масла, циркулирующего вместе с хладагентом. Присутствие примесей масла в рабочем теле приводит к понижению холодопроизводительности, увеличению работы сжатия в компрессоре, снижению холодильного коэффициента [5, 11,12] и уменьшению коэффициента теплопередачи в испарителе [15,16]. Поэтому вопросы циркуляции масла по контуру холодильной системы имеют принципиальное значение [3,8].
Для корректного учета влияния примесей масла на энергетическую эффективность термодинамического цикла холодильной машины необходимо располагать информацией об энтальпии РРТ. Для этого, в свою оче-
редь, надо иметь данные как о концентрации рабочего тела перед дроссельным устройством, так и об изменениях концентрации жидкого раствора хладагент/масло (РХМ) в испарителе. Причем следует иметь в виду, что большинство косвенных методов исследования концентрации масла в различных узлах холодильной машины основано на использовании информации о теплофизических свойствах РХМ [8].
К сожалению, сложившаяся годами практика выбора рабочего тела, как правило, сводится к раздельной оценке целесообразности применения того или иного хладагента и компрессорного масла. При этом свойства РРТ не рассматриваются. Недостаточное внимание уделяется и решению основной практической задачи, связанной с расчетом калорических свойств реального рабочего тела. В последние годы опубликовано лишь несколько работ, в которых приведены результаты исследований калорических свойств РХМ [6, 7, 9], оценка влияния примесей масла на эффективность холодильного оборудования [6, 11] и на теплообмен [15, 16].
В настоящее время вряд ли можно рассчитывать на получение обширной и достоверной информации о термических и калорических свойств РХМ лишь на основании информации о чистых компонентах. Тем более что используемые в практике масла являются жидкими многокомпонентными растворами с неопределенной структурой и молекулярной массой. Однвко ограничить объем экспериментальных исследований до минимального уровня в настоящее время представляется возможным. Вывод о термодинамическом подобии РХМ в широком интервале концентрации [9, 14] открывает широкие возможности для разработки методов прогнозирования термических и калорических свойств. В частности, при наличии ограниченной экспериментальной информации о давлении насыщенных паров РХМ и теплоемкости масла можно рассчитать энтальпию реального рабочего тела [9, 11] и разработать для него диаграмму давление - энтальпия. Применение таких 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.
Расчет энтальпии рабочего тела в испарителе
Присутствие масла в хладагенте приводит к образованию смесей с сильно выраженным зеотропным поведением. Температура кипения масла обычно превышает 250 °С [7]. Это намного выше обычной температуры кипящего рабочего тела в испарителе. Следовательно, давление насыщенного пара масла при температуре кипения рабочего тела в испарителе очень малб [4]. Поэтому можно вполне обоснованно предположить, что паровая фаза РХМ состоит только из чистого хладагента. Следовательно, масло содержится только в жидкой фазе кипящего в испарителе РХМ.
Термодинамические свойства РХМ существенно отличаются от свойств идеальных жидких растворов. Поэтому при определении энтальпии жидкой фазы РХМ необходимо располагать информацией об энтальпии жидких фаз компонентов и энтальпии смешения т1Х (кДж/кг):
Кта=КСг+КЛ1-Сг) + АН’ (П
где /гг Ьы1- энтальпии жидкой фазы хладагента и масла; сг - массовая концентрация хладагента;
АН - энтальпия смешения.
Информация об энтальпии хладагентов доступна [13]. Энтальпия масла может быть рассчитана по экспериментальным данным теплоемкости, которые могут быть получены без каких-либо технических или экспериментальных проблем. Разработаны также методы прогнозирования теплоемкости чистых масел [10].
Как показывают проведенные исследования, зависимость теплоемкости масел ср [кДж/(кг-К)], от температуры в диапазоне, представляющем интерес для холодильной техники, может быть аппроксимирована полиномом первой степени [1]:
с =А +В Т. (2)
р 7
В этом случае удельная энтальпия чистого масла кЫ1
(кДж/кг) может быть рассчитана по формуле
т
К, = | (А + ВТ)+ 200. (3)
273 К
Следовательно, для получения информации о зависимости энтальпии масла от температуры требуется минимальный объем экспериментальных данных.
Для определения теплоты смешения обычно используют наиболее доступную экспериментальную информацию-давление насыщенных паров РХМ. Кроме того, информация о фазовых равновесиях Р =J{T, с) может быть получена расчетными методами в рамках существующих прогностических моделей [9, 10]. В работе [1,9] показано, что в качестве исходных экспериментальных данных для расчета фазовых равновесий РХМ достаточно располагать информацией о нормальной температуре кипения. В рамках предложенной в работах [1,9] модели прогнозирования фазовых равновесий температурная зависимость давления насыщенных паров РХМ определенной концентрации (сг = const) может быть представлена в виде
In ps = In pc(cr)-aR(cr)\n
2,64
Tc(cr)
—b In
Tc(cr)
(4)
гдеГс и Рс- псевдокритические параметры РХМ;
аЛ, Ъ - коэффициенты, определяемые из экспериментальных данных.
Выбор уравнения (4) продиктован несколькими обстоятельствами. Во-первых, в этом уравнении содержится всего два коэффициента - ак, Ъ. Во-вторых, эти коэффициенты практически не зависят от интервала параметров, в котором содержится исходная информация, необходимая для их определения [9]. В-третьих, уравнение (4) позволяет описывать давление насыщенных паров практически во всем интервале температур существования жидкой фазы [9, 14]. Методика определения псевдокри-тических параметров РХМ и коэффициентов уравнения (4) подробно изложена в [ 1,9,14].
С учетом того что паровая фаза РХМ насыщена только парами хладагента, интегральная теплота смешения может быть определена по формуле [2, 9]:
/ /Л
ДЯ=-(1-с0)
ЯГ
Э In
дТ
(5)
-I Сп
В том случае, когда термодинамическая система находится в равновесии и состоит из насыщенной жидкости и насыщенного пара, полное значение удельной энтальпии РРТ Л (кДж/кг) может быть рассчитано из соотношения
га
\
га, + га
га„
Л
V
га, + rav
Л, + ДЯ.
(6)
В испарителе термодинамическая система состоит из насыщенного жидкого раствора хладагента с маслом и насыщенного пара хладагента. При наличии информации о фазовых равновесиях и энтальпии жидкой фазы РХМ можно рассчитать удельную энтальпию рабочего тела в испарителе. В случае если хладагент является однокомпонентным, тогда
(7)
К=1к^(Т5,р5). (8)
Поскольку давление насыщенного пара РХМ меньше, чем давление насыщенного пара чистого хладагента, следует иметь в виду, что
5 ^ 7 5
h.*h.
v,mix v,r
(9)
С учетом (7) и (8) полное значение удельной энтальпии рабочего тела в испарителе может быть рассчитано из следующего соотношения:
л, (№)
где X - степень сухости пара двухфазной смеси,
X- ту/(т1гп1х + ту). (11)
Термодинамические свойства РХМ Ю34а/Са81го1 1сепгаНс 8\У22
Кривая расслоения раствора К134а/Са5Ьго1 1сетаПс 8\¥22 показана на рис. 1.
В качестве исходной информации использовали данные по давлению насыщенных паров К134а/Са51го1 1сетаПс Б>У22 и теплоемкости масла СаБЬтЯ 1сетапс Б\У22, приведенные в [1]. Полученные данные по давлению насыщенных паров РХМ различной концентрации были аппроксимированы уравнением (4).
Коэффициент Ъ для различных концентраций РХМ в соответствии с предложенной методикой прогнозиро-
Т, к 240
230
220
210
0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 сг
Рис. 1. Кривая расслоения R134a/Castrol Icematic SW22
вания фазовых равновесий [9] был принят равным значению, найденному при аппроксимации данных [13] по давлению насыщенных паров чистого хладагента Ш 34а Сь = 5,3736).
Зависимость псевдокритических параметров уравнения (4) для раствора Я 134а/Саз1го11сетаПс 8\¥22 от концентрации (в интервале 0,2 < с. < 1,0) может быть рассчитана по уравнениям:
449,008
-----------оТ’ (12)
Т =363,992 +
(1 + 2010,04сг)
0,6005+ 599,516с,
1 + 37,4561сг2-2,0251с‘
(13)
ая =7,377+ 0,02061 • 1п(сг) - 0,09071 • 1п(с;). (14) Зависимости давления насыщенных паров для раствора К.134а/Са5По11сетайс SW 22 от температуры и концентрации приведены на рис. 2 и 3.
Данные по теплоемкости Са5й"о11сетаПс Б\У22 были взяты из работы [1]. Полученные данные были аппроксимированы полиномом первой степени (2). Значе-
Рис. 2. Зависимость давления насыщенных паров Я 134а/ Са$1го11сетайс ЯУУ 22 от температуры
ния коэффициентов уравнения (2) для расчета теплоемкости масла Са5Ц-о11сешайс Б\¥22 [ кДж/(кг-К)] равны: Л = 0,79284; В = 3,364-10-3.
Зависимость энтальпии жидкой фазы раствора Я134а/ Са5й-о1 1сетайс 8\¥22 от концентрации демонстрирует рис. 4.
Полученные данные по энтальпии жидкой фазы раствора Я 134а/Са81го1 1сешаПс 8\¥22 позволили рассчитать по формулам (7) - (11) энтальпию рабочего тела в испарителе. На основе полученной информации были построены диаграммы 1пр-к при фиксированных значениях концентрации масла с (перед дроссельным устройством), циркулирующего по контуру холодильной системы.
т„ гп
с* =
т0 + т1г +
(15)
На рис. 5 и 6 представлены диаграммы 1пр-к для рабочего тела К134а/Сазй-о11сетайс SW22 при с = 1 и 3 %.
На приведенных диаграммах изображены изотермы для рабочего тела К134а/Саз1го11сетайс 8\У22, линии удельных объемов, а также пограничные кривые для чистого хладагента Ш 34а и жидкости РХМ, которые для данных концентраций практически совпадают (в пределах погрешности определения плотности жидкого РХМ) между собой. Изотермы вблизи пограничной кривой пара Я 134а имеют существенную кривизну и отклоняются от изотерм для чистого хладагента. Причем степень отклонения возрастает с увеличением концентрации масла, циркулирующего по контуру компрессорной системы с . Поскольку в жидкой фазе РРТ всегда присутствуют примеси масла, пограничная кривая пара для реального рабочего тела отсутствует.
ьт!х. “Дж/кг
Рис. 3. Зависимость давления насыщенных паров Я 134а/ СаБи-о11сетаНс б'Ж 22 от концентрации
Рис. 4. Зависимость энтальпии жидкой фазы раствора Я 134а/СазП-о11сетаИс Б\У 22 от концентрации
Давление р, к Па Давление д кПа
Энтальпия Л, кДж/кг
Рис. 5. Диаграмма 1пр — И рабочего тела Я134а/Саз&о11сетаИс Б\¥22 при с^ = 1 %
Энтальпия Ь, кДж/кг
Рис. 6. Диаграмма 1пр — И рабочего тела Ю34а/Са8и-о11сетаНс Б\У22 при с^= 3 %
В целом полученные диаграммы подобны диаграммам, представленным в [7] для растворов хладагента R407C с маслами. Однако при построении диаграмм авторы [7] использовали несколько упрощенную модель расчета энтальпии рабочего тела в испарителе. В этой модели был принят ряд допущений:
✓ не учитывалась селективная растворимость в масле компонентов R407C;
✓ при расчете энтальпии РХМ не принималась во внимание теплота смешения хладагента с маслом;
✓ использовалась при расчете с корреляция Liley и Gamdill, не адаптированная к полиэфирным маслам;
%/ при моделировании фазовых равновесий наряду с экспериментальными данными применялся закон Рауля, справедливый только для идеальных растворов.
Указанные допущения, несомненно, увеличивают погрешность расчета калорических свойств рабочего тела. В настоящей работе подобных допущений не было.
С помощью предложенных диаграмм может быть рассчитано изменение энтальпии рабочего тела в испарителе при различных концентрациях масла, циркулирующего по контуру холодильной установки.
Список литературы
1. Железный В.П. Термодинамічні властивості озоно-неруйнівних холодоагентів та їх розчинів з мастилами (Експеримент, методи прогнозування, проблеми екології): Дис...д-ра техн. наук: 05.14.06 - Одесса,
2002.
2. Мельцер Л.З., Дремлюх Т.С., Чернышев С.К. и др. Теплофизические свойства холодильных масел и их растворов с фреоном-22 // Теплофизические свойства веществ и материалов (ГСССД. Сер. Физические константы и свойства веществ). 1977. Вып. 11.
3. Andrade E.N., Skowron Е., Goldschmidt V.W., Groll Е.А. Oil concentration in Refrigerants: in situ measurement // Int. J. Refrig. 1999. Vol. 22.
4. ASHRAE Handbook for Refrigeration, Atlanta, GA, 1998.
5. Bambach, G. Gas Verhalten von Mineralol — FI2 // Kaltemachinen Abhandlung. 1955, № 9.
6. Corr. S, Morrison J.D., Murphy F.T. An Evalution of the Effects of Lubricants on the Thermodynamic Properties and Perfomance Mixtures in Refrigeration and Air Conditioning Cycles // Proc.1996 Int. Refrig. Conf. Purdue Univ.- Purdue (USA). 1996.
7. Youbi-Idrissi M., Bonjour J, Marvillet C., Meunier F. Impact of Refrigerant-Oil Solubility on an Evaporator performances working with R-407C // Int. J. Refrig.
2003. Vol. 26.
8. Lebreton J-M., Vuillame L., Morvan E., Lottin O. II Oil Concentration Measurement in Saturated Liquid Refrigerant Flowing Inside a Refrigeration Machine // Int. J. Appl. Therm. 2001. Vol.2.
9. Medvedev O.O., Zhelezny P.V., Zhelezny V.P. Prediction
of Phase Equilibria and Thermodynamic Properties of Refrigerant/Oil solutions //Fluid Phase Equilibria. 2004. Vol. 215.
10. Mermond Y., Feidt M., Marvillet C. Proprietes ther-modynamiques et physiques des melanges de Fluides frigorigemes et d’huiles // Int. J. Ref. 1999. Vol. 22.
11. Ovcharenko VS., Zhelezny V.P., Lysenko O.V. et al. Estimation of possibility of usage of quasiazeotropic mixture R134a/R152a in refrigerating engineering refrigerating engineering // Proc. 2000 Int. Refrig. Conf. at Purdue. Purdue (USA). 2000.
12. Spauschus H.O. Thermodynamic Properties of Refrigerant-Oil Solutions // ASHRAE J. 1963. Part 2.
13. Thermodynamic and Transport Properties of Refrigerants and Refrigerant Mixtures (REFPROP, Version 6.0). - U.S. Department of Commerce. -Gaithersburg, Maryland, National Institute of Standards and Technology - NIST. 1998.
14. Zhelezny P.V., Zhelezny P.V., Skripov PV. Determination of the pseudocritical parameters for refrigerant / oil solutions // Fluid Phase Equilibria. 2003,212.
15. Ziircher O., Thom J.D., Favrat D. In-Tube Flow Boiling of R-407C and R407C/Oil Mixtures Part I: Microfin Tube // HVAC&R Research. Vol.4, No 4.
16. Ziircher O., Thom J.D., Favrat D. In-Tube Flow Boiling of R-407C and R407C/Oil Mixtures Part II: Plain Tube Results and Predictions // HVAC&R Research. Vol.4, No 4.
