для чего нужна капиллярная трубка в кондиционере

Эффективность работы кондиционеров с капиллярной трубкой на нерасчетных режимах

А. И. Ейдеюс, канд. техн. наук, профессор Балтийской государственной академии рыбопромыслового флота;

В. Л. Кошелев, генеральный директор компании «ФАВВ рефимпэкс»

В настоящей статье обсуждается влияние капиллярной трубки на энергоэффективность кондиционеров и отмечается увеличение необратимых потерь при отклонениях рабочих параметров в любую сторону от проектных значений. Авторы статьи предлагают подбирать капиллярные трубки не по стандартным, а по характерным для каждого региона условиям работы кондиционеров.

В большинстве бытовых кондиционеров дросселирование жидкого хладагента осуществляется посредством капиллярной трубки (КТ). Основным ее достоинством считается простота конструкции и отсутствие подвижных частей. Недостатки, обусловленные возможностью засорения КТ и необходимостью строго дозированного заполнения холодильной системы хладагентом, при современной технологии изготовления удается преодолеть. В то же время отрицательное влияние КТ на энергетическую эффективность работы холодильной машины (ХМ) в нерасчетных режимах сохраняется, но изготовители об этом стараются не упоминать. Характерно, что во многих кондиционерах одна и та же КТ используется как в режиме охлаждения, так и в режиме обогрева, хотя рабочие параметры теплового насоса существенно отличаются от их значений для ХМ.

КТ давно и с успехом применяются в бытовых холодильниках. Условия их работы значительно отличаются от условий работы кондиционеров. Конденсатор холодильника находится в квартире, где температура в течение года изменяется всего на 10–15 °С. Конденсатор кондиционера охлаждается наружным воздухом, температура которого может изменяться на 10–15 °С в течение суток, а в течение года эти изменения могут превысить 50 °С.

Снижение эффективности ХМ с КТ при отклонении рабочих параметров от расчетных (номинальных) значений отмечают многие исследователи. Количественная оценка этого снижения оказывается весьма затруднительной. Дело в том, что ХМ обладает самовыравниванием и может работать в широком диапазоне режимов и нагрузок. Если, к примеру, растет нагрузка на испаритель, то повышается давление кипения хладагента Р_о, увеличивается массовая производительность компрессора, что вызывает повышение давления конденсации Р_к. Вследствие этого растет расход дросселируемого хладагента. С течением времени наступает равновесие при новых значениях параметров ХМ. Снижение температуры наружного воздуха увеличивает отвод теплоты от конденсатора и несколько понижает теплоприток к испарителю, что сопровождается понижением давления кипения. Из-за более ощутимого снижения давления конденсации расход дросселируемого хладагента уменьшается, может начаться накопление жидкости в конденсаторе, что способствует частичному восстановлению давления конденсации.

Рассуждения о самовыравнивании ХМ с КТ при других воздействиях продолжать не стоит. Приведенных примеров достаточно, чтобы сформулировать две нерешенные задачи анализа работы подобных ХМ: 1 – как определить количественную зависимость рабочих параметров от внешних факторов, состояния и расхода воздуха на входе в испаритель и конденсатор; 2 – какова степень отклонения само-устанавливающихся параметров от оптимальных значений, которые установились бы при идеальном регулировании подачи хладагента в испаритель. Обе задачи могут решаться экспериментально и расчетным путем.

Экспериментальное исследование оборудования позволяет получить наиболее достоверные результаты, но оно является наиболее трудоемким и дорогостоящим. Особенность бытовых кондиционеров заключается в отсутствии контрольно-измерительных приборов за исключением нескольких датчиков для измерения температуры воздуха и поверхности теплообменников. Не предусматривается возможность подключения датчиков давления и тем более расхода хладагента. Измерение расхода циркулирующего воздуха также проблематично. Поэтому экспериментальные данные о характеристиках кондиционеров реально могут получить лишь их изготовители во время испытаний головных образцов. Похоже, что программа таких испытаний по соображениям экономии является достаточно узкой, т. к. многие изготовители в технических характеристиках кондиционеров указывают лишь номинальную холодопроизводительность Q₀ и теплопроизводительность Q_т, если предусмотрен режим обогрева, а также потребляемую мощность в этих режимах.

Расчетный анализ работы холодильной системы заключается в совмещении характеристик генератора и потребителя холода или тепла. Методика такого анализа успешно применяется для оптимизации параметров оборудования и режимов работы судовых холодильных установок [1]. Чтобы воспользоваться ею, необходимо иметь характеристики основных узлов. Для кондиционера – это компрессор, конденсатор, испаритель, КТ и, возможно, регенеративный теплообменник или переохладитель жидкого хлад-агента. Опорные данные для построения характеристики компрессора всегда получают по результатам испытаний, а влияние реальных условий учитывают расчетным путем. Поскольку компрессоры одного и того же типоразмера применяются в кондиционерах разных модификаций, затраты на испытания компрессоров вполне оправданы и относительно невелики. Есть основания требовать, чтобы изготовители кондиционеров включали в техническую документацию характеристики компрессора, отражающие зависимость производительности и потребляемой мощности от давления всасывания и нагнетания при фиксированных значениях частоты вращения коленчатого вала компрессора.

Характеристики теплообменных аппаратов в большинстве случаев строят расчетным путем. Для этого в документации должны быть подробные сведения о конструкции теплообменников, включая внутренний диаметр и толщину стенок используемых теплообменником труб, а также информацию о материале труб и ребер или о коэффициенте теплопроводности используемых материалов. В настоящее время в технической документации указывают лишь габаритные и присоединительные размеры теплообменников. Данные по вентиляторам наружного и внутреннего блоков кондиционера должны включать значения производительности и напора при разных частотах вращения вала вентилятора.

Расход дросселируемого КТ хлад-агента сложным образом зависит от его давления и состояния на входе, определяемого степенью переохлаждения или начальным паросодержанием недоохлажденной жидкости. Давление кипения в испарителе влияет лишь в тех случаях, когда на выходе из КТ не наступает критический режим течения. Общепринятой методики расчета характеристик КТ не существует. Многие компании пользуются номограммами и формулами, пригодными для ограниченной области использования КТ. Трудно ожидать, чтобы изготовители кондиционеров приводили сложные характеристики КТ или собственные методики их построения. Тем не менее, данные о внутреннем диаметре и длине КТ в документации обязательны. Желательно также иметь диаметр навивки при спиралевидном исполнении КТ.

Недостаточная разработанность методики анализа и отсутствие в технической документации необходимых данных в настоящее время препятствуют расчетному анализу работы бытовых кондиционеров. По этим причинам не удается оценить и степень отклонения самоустанавливающихся параметров от их оптимальных значений. Экспериментально такую оценку можно осуществить путем испытаний однотипных ХМ, различающихся лишь дроссельным органом. Опубликованных данных о результатах подобных испытаний очень мало. Все же в книге [2] приводятся результаты сравнительных испытаний ХМ с КТ и терморегулирующим вентилем (ТРВ) (рис. 1). К сожалению, полная информация об условиях испытаний не приводится; отсутствуют данные о потребляемой мощности; не указаны и параметры расчетного режима ХМ с КТ. Тем не менее, убедительно показано возрастающее влияние КТ на холодопроизводительность машины по мере отклонения температуры охлаждаемого воздуха по мокрому термометру t_в.м. от расчетного его значения, которое предположительно составляло около 15 °С, хотя ТРВ тоже не является идеальным регулятором.

Сопоставление холодильных машин с КТ и ТРВ

Характеристики кондиционера SIM 12

При общем нежелании поставщиков приводить подробные характеристики кондиционеров встречаются приятные исключения. В частности, по некоторым кондиционерам компании Airwell в технической документации содержатся графики зависимости холодопроизводительности Q_о, потребляемой мощности N, давлений кипения Р_о и конденсации Р_к от температуры наружного воздуха по сухому термометру t_н.с. и температуры внутреннего воздуха по мокрому термометру t_в.м. В качестве примера рассмотрим кондиционер SIM 12. По снятым с его графиков данным значения холодильного коэффициента e = Q_о / N приводятся в табл. 1. Как видим, при расчетной температуре t_н.с = 35 °С небольшие изменения t_в.м. от 18 до 24 °С не влияют на эффективность работы кондиционера. При t_н.с. 35 °С, наблюдается обратная тенденция. Влияние наружной температуры оказывается более ощутимым. Оценка влияния t_в.м. при t_н.с. = сonst на производительность Q₀ показывает, что с повышением t_в.м. холодопроизводительность кондиционера возрастает во всех случаях, т. е. перегиб, показанный на рис. 1, не обнаруживается. И все же темп роста производительности кондиционера замедляется с повышением t_н.с.

От графиков значений давлений Р₀ и Р_к не трудно перейти к температурам кипения t₀ и конденсации t_к. Их значения приводятся в верхней части табл. 2. Из значений, приведенных в табл. 2, видно, что изменение t_в.м на 6 °С приводит к изменению t₀ на 7,4–7,8 °С. Значения t_к при этом изменяются на 2–2,5 °С. В свою очередь, изменению t_н.с. на 30 °С соответствует изменение t₀ на 6,6–7,2 °С, а t_к – на 26–26,6 °С.

Предположим, что к КТ поступает насыщенная жидкость с энтальпией i_ж, зависящей от давления Р_к, а из испарителя отсасывается пар с перегревом d t = t_п – t₀ = 5 °C. Энтальпия пара получается в виде суммы i = i’’ + c_n • d t. Здесь i” определяется давлением Р₀, а удельная теплоемкость перегретого пара R22 в рассматриваемом диапазоне c_п = 0,62 кДж/(кг • °С). Разность энтальпий определяет массовую холодопроизводительность q₀, значения которой приводятся в табл. 2. Там же приведены расчетные значения массового расхода циркулирующего хладагента G.

При сделанном предположении получается, что на расход G заметно влияет температура t_в.м. и практически не влияет t_н.с. По действительным же характеристикам холодопроизводительность кондиционера с номинальным значением Q₀ = 3 300 Вт при изменении t_н.с. на 30 °С изменяется на 700–900 Вт, в то время как при изменении t_в.м. на 6 °С она изменяется лишь на 495–630 Вт. Отсюда вытекает, что в ХМ с КТ далеко не всегда дросселируется насыщенная жидкость и перегрев отсасываемого пара не остается постоянным. Следовательно, изменяются эффективно используемые площади теплопередающих поверхностей испарителя и конденсатора. Переполнение испарителя жидким хладагентом предотвращается дозированной заправкой, а недостаточное его заполнение сопровождается ростом перегрева и увеличением удельного объема пара, что приводит к уменьшению массовой производительности компрессора. Накопление жидкости в конденсаторе увеличивает необратимые потери, обусловленные увеличением разности между температурами хладагента и охлаждаемого воздуха. Если к КТ вместо жидкости от конденсатора начинает поступать парожидкостная смесь, то уменьшается не только расход дросселируемого хладагента, но и его удельная холодопроизводительность q₀.

О влиянии КТ на работу холодильной машины с КТ можно судить и по необычному виду зависимости производительности Q₀ кондиционера SIM 12 от температур t₀ и t_н.с.. Приведенные на рис. 2 кривые близки к прямым линиям и слегка изгибаются вправо. Характеристика же обычной ХМ при достаточном питании испарителя жидким хладагентом имеют вид параболы, а Q₀ их растет тем интенсивнее, чем выше t₀ (показано пунктиром).

Номинальная холодопроизводительность кондиционеров Q_0н согласно стандарту ISO/CD13253 указывается при t_в.с. = 27 °С, t_в.м. = 19 °С, t_н.с. = 35 °C. Рабочий диапазон определяется температурами t_в.с. = 21–32 °С, t_в.м. = 15–23 °С, t_н.с. = 21–46 °C. Расчетные же условия летнего кондиционирования для каждого региона свои. Например, в Калининградской области температура наружного воздуха достигает 35 °С крайне редко, а 46 °С не наблюдалось никогда. В качестве расчетных условий в данном регионе принимается t_в.с.= 21 °С, t_в.м. = 15 °С, t_н.с. = 24,7 °С. Понятно, что подбирать кондиционер следует не по Q_0н, а по производительности Q₀ в наиболее характерных условиях. Отсутствие характеристик в технической документации затрудняет даже грамотный подбор кондиционера.

Для любого кондиционера с изменением условий работы изменяются холодопроизводительность и потребляемая мощность. Особенность кондиционеров с КТ обусловлена тем, что при отклонениях от расчетных условий появляются необратимые потери вследствие неоптимальной подачи жидкого хладагента в испаритель и отсутствия линейного ресивера. Эти потери возрастают по мере удаления от расчетного режима в любую сторону. Уменьшить необратимые потери и тем самым повысить энергоэффективность кондиционеров с КТ можно, если приблизить расчетный режим к рабочему. Практически это означает, что кондиционеры, поставляемые в конкретный регион, должны иметь КТ, подобранные по характерным для него условиям работы.

Для изготовителей выполнение указанного требования не создает ощутимых затруднений. Зато экс-плуатация кондиционеров будет происходить с более высокими показателями эффективности. Номинальная холодопроизводительность по-прежнему может указываться при стандартных условиях. Следует лишь дополнительно указывать, при каких условиях обеспечивается оптимальная подача хладагента в испаритель. Некоторое ужесточение требований к изготовителям и поставщикам может привести к вполне ощутимой экономии энергоресурсов в масштабах страны ввиду возрастающего количества кондиционеров, устанавливаемых в жилых и служебных помещениях.

Литература

1. Константинов Л. И., Мельниченко Л. Г. Расчеты холодильных машин и установок. – М. : Агропромиздат, 1991.

2. Захаров Ю. В. Судовые установки кондиционирования воздуха и холодильные машины. – СПб. : Судостроение, 1994.

Источник

Назначение, области применения и работа капиллярной трубки

Капиллярные трубки относятся к расширительным устройствам и представляют собой дроссель постоянного сечения (регулирующий орган), где разность давлений конденсации Р_к и кипения Р₀ хладагента обеспечивается за счет гидравлического сопротивления по всей ее длине. Конструктивно капиллярная трубка представляет собой медный или латунный трубопровод с внутренним диаметром 0,66 мм и более и длиной 2800-8500 мм, соединяющий стороны высокого и низкого давления в холодильной системе. Данное расширительное устройство не содержит никаких механических движущихся узлов и деталей и не требует никаких средств регулирования и настройки в отличие от терморегулирующих вентилей (ТРВ), что обеспечивает его высокую надежность и продолжительность работы в течение достаточно длительного времени, а также низкую его стоимость. Многочисленные преимущества данного устройства объясняют его выбор для оснащения им самых различных холодильных установок малой мощности: бытовые холодильники и морозильники, системы кондиционирования воздуха, малые тепловые насосы, холодильные шкафы и прилавки.

На капиллярные трубки для холодильных машин распространяется ГОСТ 2624-67 «Трубки капиллярные медные и латунные» с дополнениями. Таблица стандартных размеров капиллярных трубок включает 24 размера и охватывает диапазон внутренних диаметров от 0,66 до 4,45 мм; шаг градации по внутренним диаметрам составляет в среднем 1,032; а по проходным сечениям от 1,13 до 1,24, в среднем 1,17.

Лучшими считаются трубки с калиброванным каналом, относящиеся к группе 5. Установлены одинаковый наружный диаметр 2±0,10 мм и три размера для внутреннего диаметра: 0,80; 0,82 и 0,85 мм. Овальность трубок — до ±0,10 мм. Пропускная способность капиллярной трубки составляет 3,5-8,5 л/мин.

Пропускная способность трубок должна находиться в следующих пределах (табл. 1).

Пропускную способность трубок проверяют ротаметром или другим расходомером, либо по эталонам, по соглашению между потребителем и заводом-изготовителем.

Пропускная способность капиллярных трубок

За рубежом к капиллярным трубкам предъявляют более жесткие требования в отношении размеров, материала и их качества. Наружный диаметр имеет допуск d_н ±0,051 мм, внутренний d_вн ±0,025 мм.

В расчетном режиме капиллярные трубки должны обеспечивать пропускную способность протекания хладагента в количестве, точно равном массовой производительности компрессора.

Наружная и внутренняя поверхности трубок должны быть чистыми, канал — не загрязнен пылью, маслом, окалиной.

Трубки проверяются на герметичность (под водой) давлением 4-5 МПа, а по требованию потребителя 7-8 МПа.

Рассмотрим работу капиллярной трубки (КТ) в малой холодильной установке, содержащей герметичный компрессор (КМ) небольшой мощности, конденсатор (КД) и прибор охлаждения (ВО) с принудительной циркуляцией воздуха (рис. 1).

Пары, всасываемые компрессором из воздухоохладителя с давлением Р_вс, поступают в верхнюю часть компрессора (1), охлаждают электродвигатель компрессора и после сжатия покидают компрессор из его нижней части (2). Поэтому нижняя часть компрессора имеет значительно более высокую температуру по сравнению с верхней. Нагнетаемые пары далее поступают в конденсатор, где осуществляется конденсация паров хладагента при постоянном давлении Р_к и переохлаждение жидкого хладагента. Переохлажденная жидкость проходит через фильтр-осушитель и через капиллярную трубку заполняет охлаждающий прибор. Хладагент после дросселирования в (КТ) проходит через воздухоохладитель и в состоянии перегретого пара поступает снова в компрессор.

Капиллярная трубка, соединяющая линии нагнетания и всасывания, уравнивает давление в холодильной системе при остановке компрессора. Это способствует разгрузке компрессора в момент пуска и позволяет использовать электродвигатели с небольшим пусковым моментом. В результате при остановке компрессора конденсатор освобождается от хладагента, а прибор охлаждения заполняется им. Поэтому при наличии капиллярной трубки в холодильном контуре отпадает необходимость применения ресивера, поскольку в противном случае возможен гидравлический удар в компрессоре из-за переполнения прибора охлаждения жидким хладагентом.

К недостаткам холодильных агрегатов с капиллярной трубкой относятся:

снижение эффективности работы при изменении температуры окружающей среды и тепловых нагрузок;

повышенная чувствительность к влаге, загрязнениям и утечкам хладагента;

снижение холодопроизводительности агрегата при минимальных утечках хладагента или засорении капиллярной трубки.

К холодильному агрегату с капиллярной трубкой предъявляют следующие требования:

вместимость конденсатора должна быть меньше вместимости прибора охлаждения, иначе возможно переполнение прибора охлаждения после остановки компрессора;

в конденсаторе должен помещаться весь хладагент, содержащийся в системе, на случай замерзания или засорения капиллярной трубки;

обязательное применение надежных фильтров-осушителей, размещаемых между конденсатором и капиллярной трубкой;

обязательна достаточная длительность нерабочей части цикла для разгрузки компрессора.

Роль выравнивания давлений при запуске компрессора. При остановке компрессора происходит выравнивание давлений в конденсаторе и приборе охлаждения, т.е. Р_к≈Р₀.

При пуске компрессора давление нагнетания повышается не мгновенно, а постепенно до достижения номинального значения давления конденсации. Это означает, что ток, потребляемый электродвигателем компрессора, постепенно растет одновременно с ростом давления нагнетания. Следовательно, запуск компрессора осуществляется в облегченных условиях, без особых усилий при малых значениях пускового тока. Выравнивание давлений при остановке компрессора, обусловленное наличием капилляра, позволяет благодаря облегченному режиму запуска компрессора использовать электродвигатели небольшой мощности и пускового момента, ввиду отсутствия значительного момента сопротивления на валу компрессора. Следовательно, при массовом и крупносерийном производстве установки, снабженные однофазными электродвигателями (бытовые холодильники, кондиционеры и т.п.) получают значительный экономический эффект.

Источник