4.2. Исследование возможности замены расчётного хладагента холодильной установки альтернативным

Задача. Судовая холодильная установка работает при следующих параметрах хладагента R12 в характерных процессах цикла:

— давление нагнетания (давление после компрессора) равно 6 кг/см²

— давление всасывания (разряжение на всасывании компрессора) равно минус 0,2147 кг/см²;

— атмосферное давление 1000 гПа (гектопаскаль) х 10²Па

— температура хладагента после компрессора равна 63,5С.

Определить возможность (невозможность) замены хладагента R12 другим альтернативным рабочим телом (например, R22), если за 30 минут работы установки удалось охладить 10 кг воды на 10С.

Конструктивные характеристики компрессора рассматриваемой холодильной установки: число оборотов вала компрессора n=1500 об/мин; диаметр поршня — 27 мм, ход поршня — 16 мм, число цилиндров —1.

Решение

Рис.4.5. Цикл исследуемой холодильной установки в T,s и lgp,h координатах

Пусть исследуемая холодильная установка работает по регенеративному циклу, изображенному на рис.4.5. Тогда

1. Определяем давления конденсации и кипения хладагента в рассматриваемой холодильной установке, представив их составляющие (давление нагнетания, всасывания и атмосферное) в международной системе единиц измерения (SI):

— давление конденсации:

рk = pнаг + pатм = 588399 + 100000 = 688399 Па=6,884 бар = 0,6884 МПа,

где

давление нагнетания

атмосферное давление pатм =1000·102=100000 Па

— давление кипения

pu =pатм – pвс=100000 – 21055,45 = 78944,55 Па = 0,7894 бар = 0,07895 МПа,

где давление всасывания:

pвс=(–0,2147) х 98066,5= –21055,45 Па= –0,21055 бар = –0,02106 МПа

3. Определяем параметры хладагента R12 после компрессора (точка 2):

– давление (из цикла)

р2 = рk = 0,6884 МПа

– температура (из заданного условия задачи)

t2 = 63,5°C

Так как значения температуры и давления в точке 2 не совпадают с соответствующими целочисленными табличными значениями, то свойства в этой точке определяем методом двойной интерполяции: сначала интерполируем по заданной температуре 63,5°С на крайних изобарах 0,6 и 0,7 МПа, в интервале которых находится давление конденсации р_k = 0,6884 МПа :

— коэффициент интерполяции по температуре

– на изобаре р = 0,6 МПа

, кДж/кг

, кДж/(кг·К)

— на изобаре p = 0,7 МПа

h20,7 = kt(hб – hм) + hм = 0,35·(296,1 – 289,3) + 289,3 = 291,68, кДж/кг

s20,7 = 0,35·(1,650 – 1,630) + 1,630 = 1,637, кДж/(кг·К)

Теперь интерполируем по давлению p₂ = 0,6884 МПа

— коэффициент интерполяции по давлению

h2=Kp(h20,7 – h20,6) + h20,6 = 0,8840·(291,68 – 292,845) + 292,845 = 291,82 кДж/кг

s2=0,8840 (1,637 – 1,649) + 1,649 + 1,6384 кДж/(кг·K)

3. Определяем свойства хладагента в точке 6 (насыщенный пар), по таблицам насыщения, по выше рассчитанному давлению кипения:

— коэффициент интерполяции по давлению

– температура t6 = 0,1357·(34 – 36) – 36 = –35,73°C

– энтропия s6 = 0,1357·(1,5940 – 1,5920) + 1,5920=1,5923

– удельный объём v6 = 0,135·(0,2033 – 0,1874) + 0,1874 = 0,1895 м3/кг

– энтальпия h6 = 0,135·(239,91 – 238,96) + 238,96 = 239,09 кДж/кг

4. Определяем параметры (энтальпию и удельный объем) пара хладагента перед компрессором (точка 1)

р1 = рn = 0,07895 МПа

s1 = s2 = 1,6384 кДж/(кг·K)

Примечание: Если р₁ < p_min , имеющегося в таблице перегретых паров, то параметры (h₁ и v₁) определяем интерполяцией на наименьшей изобаре, имеющейся в таблице либо по lgp,h диаграмме

p=0,1МПа

h1 0,1=0,2095(258,9-253,1)+253,1=

v10,1=0,2095(0,183—1,176)+1,176=

t1 0,1=0,2095(0+10)—10=—7,905°C

t1=—1°C h1=258,4 U1=0,235

5. Определяем параметры в точке 4

p4=pu=0,6884 МПа

h4=kp·(hб'–hм') + hм'=0,3173·(127,09–125,11) + 0,25,11=125,74 кДж/кг

6. Определяем энтальпию в точке 4в

h4–h4в = h1–h6  h4в=h4(h1—h6)=125,74—258,4—239,09)=106,43

7.Энтальмия в точке б равна энтальпии в точке 4в

h5=h4=106,43 кДж/кг

8. Холодопроизводительность установки

9. Удельная массовая холодопроизводительность

q0=h6—h5=239,09—106,43=132,66

10. Масса пара, прокачиваемая компрессором по системе в единицу времени

кг/ч

11. Теоретическая объемная подача компрессора (часовой объем компрессора)

м3/час

12.Действительная объемная подача компрессора

Vg=Mgv1=6,31210,235=1,4833 м3/час

13. Коэффициент подачи компрессора

Vg/Vh=1,4833/3,29625=0,45

14. Коэффициент подогрева хладагента в малых герметичных и бессальниковых непрямоточных компрессорах может быть рассчитана по формуле В.Б. Якобсона ([5], стр. 50).

где Т₁ абсолютная температура хладагента во всасывающем патрубке компрессора, К:

14а. Температура испарения

tu=кp·(tδ – tu) + tM=0,1357(—36+38)—38= –37,73ºC

кp=

14б. Температура конденсации

tu= кp·(tδ–tм) + tм=0,3173·(28–26) + 26=26,63ºC

где

15. Индикаторный КПД компрессора

ηi=λw+ вt0 = 0,6939+0,0025·(—37,73)=0,5996

16. Индикаторная мощность компрессора

16а. Теоретическая мощность компрессора

NT=Mg(h2–h1)=0,001753 (301,45–258,4)= 0,07547

17. Мощность, затрачиваемая на трение

Nтр·Vh ртр=3,29625·0,04·103/3600=0,036625 кВт

где

ртр=0,03…0,04 МПа

18. Эффективная мощность компрессора

Ne=Ni+NТР=0,1259+0,036625=0,162525

19. Механический КПД компрессора

20. Тепловая нагрузка конденсатора ДОООООО

Qk=Mg(h2-h4)=6,3121(292,71—125,74)=1053,93 0,2928 кВт

21. Эффективный холодильный коэффициент

Альтернативный хладагент

Принимаем

tu R22=tu R12=t6=—35,73º C

tk R22=tk R12=t4=26,63 º C

1. По таблице 2.3 (насыщение R22) определяем

Pu=f(tu)→Kt

Pu=0,785(0,1267—0,1384)+0,1384=0,1242 МПа

Pk=f(tk)= f(26,63 ºC)

Принимаем тот же нагрев, что и в случае R12,т.е.

t1 R22=t1 R12=—1º C

Тогда определяем параметры точки 1

P1—Pu=0,1294 МПа

t1=—1 º C

P=0,1 МПа
Kt=

P=0,2 МПа

h1 0,1=0,9·(311,6—305,6)+305,6=311,0

v1 0,2 =0,9·(0,326—0,120)+0,120=0,3054

S1 0,1=0,9·(1,921—1,896)+1,896=1,9185

S1 0,2=0,9·(1,850—1,825)+1,825=1,8475

h1=0,294·(308,96—311,0)+311,0=310,40

U1=0,294·(0,3054—0,256)+0,256=0,2705 м3/кг

3.Определяем энтальпию в точке два.

Р2=Рк=1,0906 МПа

S2=S1=1,8976

P2=1,0

h2=0,07619(379,4—371,5)+371,5=372,10

t2=0,07619(110—100)+100=100,76˚ C

4. Определяем энтальпию в точке 6.

Р6=Р4=0,1292 МПа

5. Определяем энтальпию в точке 4.

Р4=Рк=1,0906 МПа

6. Энтальпия в точке 4в.

h4—h4в=h1—h6 h4в=h4—(h1—h6)=132,04—(310,40—289,33)=110,97

7. Энтальпия в точке 5.

h5=h4=110,97

8. Холодопроизводительность установок : та же.

Q0=837,36

9. Удельная массовая холодопроизводительность

Q0=h6—h5=289,33—110,97=178,36

10. Фактическая масса пара хладагента, прокачиваемая компрессором

11.Объемная подача компрессора (часовой объем компрессора) (тот же компрецессор)

Vh=3,29625 м3/час

12. Действительная объемная подача компрессора

Vg=M g· v14,715·0,2705=1,2754 м3/час

13. Коэффициент подачи

14.Коэффициент подогрева хладагента для непрямоточных компрессоров

t0=—35,73+273,15=237,42

th=26,63+273,15=299,78

15.Индикаторный КПД компрессора

yi=λw+в0tu=0,7920+0,0025(-35,73)=0,7027

16. Теоретическая мощность компрессора

NT=Mg(h2—h1)=0,00130971(372,10—310,40)=0,08081 кВт

16а.Индикаторная мощность компрессора

17. Мощность, затрачиваемая на трение

Nтр=кВт=Vh Pтр=3,29625 0,05 103/3600=0,04573 кВт

18.Эффективная мощность компрессора

Ne=Ni+NТР=0,015+0,04573=0,16073 кВт

19. Механический КПД компрессора

20.Тепловая загрузка конденсатора

Qk=Mg·(h2-h4)=0,00130971·(372,10-110,97)=0,3420 кВт

21 Эффективный холодильный коэффициент

El=

Анализ полученных результатов

Исходный хладагент R12	Альтернативный хладагент R22	Соотношение характеристик
Ne =0,162525 кВт	Ne=0,16073 кВт	↓ δNe = 1,1%
εe=1,44	εe=1,447	↑ δεе = 0,49%
рk=0,6884 МПа	рk=1,0906 МПа	↑ δрk = 1,63 раза
рu=0,07895 МПа	рu=0,1292 МПа	↑ δрu = 1,63 раза
Vg=1,4833 м3/ч	Vg=1,2754 м3/час	↓ δVg=16,3 %
t2=63,5˚ C	t2=100,76˚ C	↑ δt2=1,59 раза

Вывод:

1. С точки зрения энергетики и эффективности работы переход с R12 на R22 возможен, более того оправдан: эффективная мощность N_e уменьшилась на 1,1%, a холодильный коэффициент ε_e увеличился на 0,49%.

2. С точки зрения прочности, то здесь возможны проблемы, так как давления альтернативного хладагента «до» и «после» компрессора увеличилось более чем в 1,5 раза.

3. Проходные сечения трубопроводов и клапанов, требуемые для транспортировки хладагента R22, уменьшились, чем при использовании R12

4. С точки зрения температуры хладагента после компрессора, то она увеличилась тоже в более чем в 1,5 раза. Поэтому необходимо подобрать подходящее масло, или проверить свойства используемого.

Итак, для принятия окончательного решения необходимо выполнить поверочные расчеты на прочность всасывающих и нагнетательных трубопроводов.ДОООООО31.10.12