Энергосберегающие решения для создания холодильных машин с применением диоксида углерода тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 00.00.00, кандидат наук Хрёкин Антон Сергеевич

• Хрёкин Антон Сергеевич
• кандидат наук
• 2023

Оглавление диссертации кандидат наук Хрёкин Антон Сергеевич

Реферат

Synopsis

Введение

ГЛАВА 1. Современное состояние внедрения холодильных систем с применением диоксида углерода

1.1 Влияние экологических проблем на развитие холодильной техники

1.2 Природные хладагенты

1.3 Опыт использования диоксида углерода в торговых и промышленных холодильных системах в качестве хладагента

1.4 Состояние внедрения систем с применением диоксида углерода

1.5 Анализ существующих исследований по использованию диоксида углерода в качестве рабочего вещества холодильных систем

ГЛАВА 2. Многофакторный анализ показателей циклов холодильных машин при работе на диоксиде углерода и применяемых хладагентах

2.1 Анализ зависимости холодильных коэффициентов и тепловых потоков циклов различных температурных уровней с использованием CO2 и синтетических хладагентов

2.2 Сравнение эффективности циклов с использованием эксергетическоого метода термодинамического анализа

2.3 Результаты анализа, рекомендации по рациональному применению, техническому совершенствованию и увеличению эффективности холодильных машин с применением диоксида углерода

ГЛАВА 3. Действительные характеристики группы компрессоров в циклах двухступенчатой и каскадных машин

3.1 Оценка возможности обобщения показателей компрессоров двухступенчатой холодильной машины, работающей на хладагенте R744

3.1.1 Основные характеристики рассматриваемого диапазона компрессоров. Алгоритм расчета

3.1.2 Корреляция оптимального давления нагнетания

3.2 Возможности обобщения показателей компрессоров верхней ступени каскадной холодильной машины, работающих на хладагенте R717

3.3 Обобщение показателей компрессоров верхней ступени каскадной холодильной машины, работающих на хладагенте R290

3.4 Обобщение показателей компрессоров верхней ступени каскадной холодильной машины, работающих на хладагентах R1234yf и R134a

ГЛАВА 4. Корреляционные модели и усовершенствование алгоритмов расчета для создания и повышения энергоэффективности холодильных машин с применением СО2

4.1 Корреляционные зависимости термодинамических показателей циклов

4.2 Характеристики и корреляционные модели компрессоров

4.2.1 Корреляционные зависимости обобщенных показателей компрессоров нижней ступени, работающих на диоксиде углерода

4.2.2 Корреляционные зависимости обобщенных показателей компрессоров верхней ступени, работающих на диоксиде углерода

4.2.3 Корреляционные зависимости обобщенных показателей компрессоров верхней ступени, работающих на хладагенте Я717

4.2.4 Корреляционные зависимости обобщенных показателей компрессоров верхней ступени, работающих на хладагенте Я290

4.2.5 Корреляционные зависимости обобщенных показателей компрессоров верхней ступени, работающих на хладагентах R1234yf и Я134а

4.3 Термодинамические характеристики элементов в циклах холодильных машин

4.4 Оптимизация режимов и показателей работы двухступенчатой и каскадных холодильных машин

4.5 Методика расчета для прогнозирования оптимальных показателей работы двухступенчатой и каскадных холодильной машин с применением диоксида углерода

Заключение

Список сокращений и условных обозначений

Словарь терминов

Список литературы

Список иллюстративного материала

Приложение А. Показатели компрессоров двухступенчатой и каскадных холодильных машин

Приложение Б. Акты использования

Тексты публикаций

Реферат

Актуальность темы

Общеизвестны мировая экологическая проблема и принятые Российской Федерацией обязательства по выполнению международных запретов, связанных с холодильной техникой. Для Российской Федерации характерны многообразие климатических зон её территории, технологических условий и большой температурный диапазон применения холодильных машин и тепловых насосов.

Развитием холодильной техники в России до экологических запретов установлена группа производимых, либо природных рабочих веществ, дифференцированно рекомендуемых для различных условий применения, а выпускаемая номенклатура холодильного оборудования обеспечивала основные потребности страны.

Результатом поэтапного действия запретов стало:

- создание серьезной проблемы производства, номенклатуры и применения хладагентов для различных условий, пересмотр диапазона применения природных рабочих веществ;

- высокая степень применения в Российской Федерации хладагентов и оборудования зарубежного производства, назревшая необходимость существенного импортозамещения.

В работе рассматривается направление, связанное с холодильными машинами и тепловыми насосами, работающими в одно-, двухступенчатых и каскадных схемах с использованием диоксида углерода. Данная диссертационная работа направлена на разработку и совершенствование научно-методических основ для повышения энергоэффективности холодильных машин, работающих на природных холодильных агентах.

Совершенствование методов и рекомендаций по созданию эффективных холодильных машин и тепловых насосов, оптимизации режимных параметров холодильных установок, является актуальной задачей, исходя из текущей

геополитической обстановки и с учетом требований, которые предявляются к промышленным предприятиям как в части повышения энергоэффективности, так и в отношении соблюдения установленных экологических норм.

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Энергосберегающие решения для создания холодильных машин с применением диоксида углерода»

Цель работы

Целью работы является разработка и совершенствование научно -методических основ для повышения энергоэффективности холодильных машин, работающих на диоксиде углерода.

Задачи работы

1. Провести анализ и обобщение результатов исследований, направленных на использование диоксида углерода в качестве рабочего вещества холодильных машин и установок.

2. Выполнить многофакторный анализ показателей и режимов работы одно-, двухступенчатых и каскадных машин, использующих в качестве рабочих веществ диоксид углерода и ряд экологически безопасных хладагентов.

3. Установить корреляционные связи изменения показателей работы основных элементов холодильной машины в зависимости от внешних условий, действительных характеристик оборудования и термодинамических свойств используемых хладагентов.

4. Создать методики прогнозирования и оптимизации режимов работы холодильных машин с применением С02 на основании предложенных корреляционных моделей компрессорного оборудования верхней и нижней ступеней.

5. Разработать решения по повышению энергоэффективности одно-и многоцелевых холодильных установок, работающих на диоксиде углерода.

Научная новизна работы

1. Предложены корреляционные зависимости для расчетов показателей работы как основных элементов, так и холодильной машины в целом, в зависимости от требуемых режимов холодоснабжения.

2. Разработаны методики прогнозирования и оптимизации режимов работы одно-, двухступенчатых и каскадных холодильных машин, использующих в качестве рабочих веществ природные и синтетические хладагенты.

Теоретическая и практическая значимость работы

Полученные результаты позволяют выполнять прогнозирование и оптимизацию режимов работы одно-, двухступенчатых и каскадных установок, работающих на R744, а также способствовать снижению негативного воздействия на окружающую среду.

Результаты работы могут быть использованы при проектировании установок, работающих на диоксиде углерода с применением каскадных схем с хладагентами R717, Я290, R1234yf и R134a, а также - в учебном процессе при подготовке специалистов по направлению 16.04.03 "Холодильная, криогенная техника и системы жизнеобеспечения".

Положения, выносимые на защиту

1. Результаты многофакторного сравнительного анализа показателей одно-, двухступенчатых и каскадных машин с поршневыми компрессорами, использующих в качестве рабочих веществ R744, R717, R507a, Я290, R1234yf и Я134а. Для нижней ступени анализ проведен в объеме, достаточном для сопоставления показателей двухступенчатых и каскадных машин, обоснования и выводов о безальтернативных преимуществах применения в низкотемпературных режимах R744 в сравнении с рассмотренными

хладагентами. Для верхней ступени сравнение выполнено по показателям: холодильный коэффициент; эксергетический КПД; удельная объемная холодопроизводительность; отношение подводимых и отводимых тепловых потоков и их располагаемых эксергий; эквивалентная термодинамическая температура хладагента в процессах отвода теплоты.

2. Обоснована и реализована возможность общего представления действительных характеристик для группы поршневых компрессоров дискретного параметрического ряда в подобных термодинамических условиях работы на каждом из исследуемых хладагентов. При этом рассматривались такие показатели, как: удельный массовый расход; удельная работа; коэффициент подачи; адиабатический КПД; холодильный коэффициент цикла.

3. Предложены корреляционные зависимости, которые увеличивают достоверность, упрощают описание и алгоритмы математических моделей для решения задач термодинамического анализа, энергетической и экономической оптимизации холодильных машин с использованием в качестве рабочего вещества диоксида углерода, при минимально необходимом количестве независимых переменных.

Апробация работы

Основные результаты исследований докладывались и обсуждались на ряде конференций:

1. Научно-техническая конференция с международным участием «Глобальное потепление - реальный вызов для индустрии холода. Перспективы и последствия», Университет ИТМО, 2020 г.

2. XLIX научная и учебно-методическая конференция Университета ИТМО, Университет ИТМО, 2020 г.

3. VI Международная научно-техническая конференция «Актуальные проблемы освоения биологических ресурсов Мирового океана», ФГБОУ ВО «ДАЛЬРЫБВТУЗ», 2020 г.

4. Научно-техническая конференция с международным участием «Трансформации низкотемпературных энергосистем в контексте экологического глобализма», Университет ИТМО, 2021 г.

5. L научная и учебно-методическая конференция Университета ИТМО, Университет ИТМО, 2021 г.

6. 11-я международная научно-техническая конференция «Техника и технология современного нефтехимического и нефтегазового производства», Омский государственный технический университет, 2021 г.

7. III Международная научная конференция «Энерго-ресурсоэффективность в интересах устойчивого развития» SEWAN, Университет ИТМО, 2021 г.

8. Научно-техническая конференция с международным участием «Техника низких температур в условиях новой парадигмы энергетического перехода», Университет ИТМО, 2022 г.

9. LI Научная и учебно-методическая конференция, Университет ИТМО,

2022 г.

10. 12-ая международная научно-техническая конференция «Техника и технология нефтехимического и нефтегазового производства», Омский Государственный Университет, 2022 г.

11. Научно-техническая конференция с международным участием «Аскеза природных хладагентов в условиях доминирующей неоклиматической реальности», Университет ИТМО, 2023 г.

12. LП Научная и учебно-методическая конференция, Университет ИТМО,

2023 г.

13. XII Конгресс молодых ученых университета ИТМО: Санкт-Петербург, ИТМО. 2023 г.

Достоверность научных достижений

Достоверность и обоснованность научных положений, выводов и результатов подтверждается применением действительных характеристик существующего оборудования и их математическим описанием, использованием научно-обоснованных термодинамических, общепризнанных численных и аналитических методов, опубликованных в научно-технической литературе.

Внедрение результатов работы

Результаты диссертационной работы внедрены в ООО «ТЕРМЕКС ЭНЕРДЖИ» и используются при проектировании холодильного оборудования, а также применяются в учебном процессе в Университете ИТМО при подготовке магистрантов по образовательной программе "Энергоэффективные инженерные системы и технологии СПГ" в рамках направления подготовки 16.04.03 "Холодильная, криогенная техника и системы жизнеобеспечения". Разработанные методики прогнозирования и оптимизации режимов работы холодильного оборудования были использованы при выполнении следующих проектов: № 220056 «Разработка методики расчета системы холодоснабжения»; № 620152 «Разработка технологии взаимной интеграции локального энергетического узла (Energy Hub) и инженерных систем здания».

Публикации

По теме диссертации опубликовано 9 научных работах, в том числе 2 статьи в журналах, рекомендованных ВАК РФ, 2 статьи в журналах, внесенных в международную базу научного цитирования Scopus, 5 статей опубликованы в материалах международных научно-практических конференций, которые входят в РИНЦ.

Структура и объем диссертации

Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка сокращений и условных обозначений, списка литературы из 123 наименований и двух приложений. Общий объем работы составляет 327 страниц, в том числе 238 страницы основного текста, 38 рисунков и 20 таблиц.

Содержание работы

Введение

Во введении представлено обоснование актуальности выбранной темы и области научных исследований. Приводится степень разработанности темы, описываются цель и задачи исследования, научная новизна, научные положения, выносимые на защиту. Сформулирована теоретическая и практическая значимость, приведены данные по апробации, изложена структура диссертации.

Глава 1

В главе 1 представлен обзор и анализ научно-технической литературы, посвященной проблеме глобального потепления и ее влияния на развитие холодильной техники. Рассмотрены различные природные хладагенты, такие как аммиак ^717), диоксид углерода ^744), углеводороды (Я50, Я170, Я290, Я600 и пр.), вода ^718), воздух ^729), этиловые эфиры и пр. В научных работах подтверждается прямая зависимость мирового рынка потребителей холодильного оборудования от исследований и технологических разработок для более широкого внедрения экологически безопасных альтернативных технологий охлаждения, в частности установок, работающих на природных хладагентах.

Для хладагента R744 и условий холодоснабжения, рациональным общепринято использование в низкотемпературных системах. Экологические проблемы и существующие запреты привели к дополнительному вынужденному использованию R744 в системах охлаждения, работающих по традиционному

циклу при температурах конденсации, близких к критической и транскритическому. Их особенности привели к активизации исследований по следующим направлениям:

- термодинамический анализ циклов и систем;

- экспериментальные исследования составляющих процессов и создания необходимого оборудования,

- разработка технических решений для улучшения показателей холодильных машин и установок при указанных условиях.

Диоксид углерода обладает низкой критической температурой (31,3 °С), что сказывается на производительности холодильной установки на данном хладагенте в зависимости от его эксплуатации в разных климатических условиях (рисунок 1). В связи, с выше упомянутым фактором, особое внимание уделено исследованиям транскритического цикла. Их первая группа связана с увеличением, в сравнении с субкритическим, числа независимых термодинамических параметров потока СО2 на выходе из охладителя до двух (целесообразно физических температуры и давления). Неодинаковость их влияния на энергетические показатели цикла позволяют оптимизировать выбор. Учитывая зависимость первого от внешних условий отвода теплоты от хладагента, которые являются исходными данными, оптимизируется давление нагнетания компрессора, обеспечивающее максимальную энергетическую эффективность цикла.

В настоящее время опубликовано большое количество работ по этому направлению для циклов как холодильных машин, так и тепловых насосов в основном с оптимизацией по холодильному коэффициенту е и коэффициенту трансформации ц. Учитывая взаимосвязь этих коэффициентов (ц = е + 1), вытекающую из формул их определения, имеется возможность общей оценки результатов.

Рисунок 1 - Зоны эффективного использования СО2

Актуальность, получаемых результатов, в основном определяется достоверностью математической модели, либо использованных данных по энергетическим характеристикам компрессоров. Как правило, при анализе циклов их оценивают с помощью внутреннего адиабатического КПД компрессора:

ДЛ^

На

(1)

где АИ3, АИг - изменение удельной энтальпии хладагента в компрессоре при его сжатии в теоретическом адиабатном и действительном процессах, соответственно; Яа, N - потребляемые адиабатическая и изменяющая теплосодержание хладагента мощности в указанных процессах.

По данному направлению рассмотрены только исследования, учитывающие изменения пы от независимых параметров процесса в компрессоре.

В работе авторов [57] определялась зависимость оптимального давления нагнетания рн.опт от температур кипения (о СО2, перегрева пара на входе в компрессор АТИ, на выходе из теплообменника высокого давления (с и адиабатического КПД пы в диапазоне параметров: -10 °С < к < 20 °С;

30 °С < (с < 60 °С;

- 0 К < АТл < 20 К;

- 71 бар < рн.опт < 120 бар.

При этом использована эмпирическая зависимость, полученная по экспериментальным данным для компрессора Danfoss, работающего на СО2:

^ = 1,003 - 0,121 • ^^ «1 - С • ^^ (2)

КБ1 Ро Ро

где р0 - давление СО2, соответствующее температуре кипения го; С - коэффициент, равный 0,121.

Марка компрессора, либо сообщение о корреляции для параметрического ряда авторами не приводятся.

По результатам анализа при исходных данных: ^ = 35 °С, ^ = 10 °С, АTsh = 4 - 18 К и давлениях нагнетания рн при значениях 80, 90 и 100 бар, установлено малое влияние перегрева пара АТ^ на входе в компрессор (при его полезном использовании) на значение холодильного коэффициента цикла ег-. Авторами принято решение исключить этот независимый параметр при оптимизации давления нагнетания и выполнена аппроксимация результатов уравнением. С помощью уравнения (2) выполнены расчеты с переменными значениями коэффициента С = 0; 0,1; 0,2; 0,3, их обобщение с погрешностью менее 1% в диапазонах: -5 °С < го < 10 °С; 32 °С < и < 58 °С , 0 < С < 0,2. Из-за структурной сложности и отсутствии физических принципов построения предлагаемого уравнения оно не приводится, а позитивным его результатом является оценка возможности обобщения при соответствии действительной линейной зависимости (2) в сравнительно большом диапазоне изменения коэффициента С.

Это позволило авторам предложить уравнение, позволяющее получить расчетные данные с погрешностью менее 1 %, оно имеет следующий вид:

Рн.опт = (2,778 - 0,0157^с + 0,38^ - 9,34, (3)

единицы измерений: давления - бар, температур - °С.

В работе [58] результаты аналогичных расчетов проведены в диапазоне температур -10 °С < и < 10 °С; 30 °С < ¿с; < 50 °С обобщены уравнением:

Рн.опт = 4,9 + 2,256tc - 0,т0 + 0,002tc2 .

(4)

При этом использована зависимость для адиабатического КПД, приведенная в работе [59]:

= 0,815 + 0,022 • ^ - 0,0041 • (^)2 + 0,0001 • р)3. (5)

КБ1 Ро Ро Ро

гРнЛ2

<РнЛ3

Рассмотрены современные исследования в области каскадных холодильных установок с применением диоксида углерода. Особый интерес представляют исследования, в которых выполнено сравнение параметров каскадных систем на различных парах хладагентов [47,50,85,86,89,100]. Пример одной из указанных систем, использующей хладагенты R744/R717, приведен на рисунке 2.

Рисунок 2 - Каскадная система на паре хладагентов С02МИ3 и р-И

диаграмма

Глава 2

Вторая глава посвящена многофакторному сравнительному анализу показателей одно-, двухступенчатых и каскадных холодильных машин, использующих в качестве рабочих веществ R744, R717, R507a, Я290, R1234yf и Я134а. Произведен анализ зависимости холодильных коэффициентов и тепловых потоков циклов различных температурных уровней с использованием С02 и синтетических хладагентов. Для компрессоров нижней ступени выполнено сравнение R744 с хладагентами R404a и R507а двух типоразмеров по производительности (для оценки влияния масштабного фактора). Близость номинальной холодопроизводительности и идентичность режимов при переменных режимах работы легли в основу данного анализа.

Информация о выбранных типах полугерметичных компрессоров фирмы В^ег приведена в таблице 1.

Таблица 1 - Информация о выбранных типах полугерметичных компрессоров фирмы В^ег

Низкая ступень 1 типоразмер компрессоров 2 типоразмер компрессоров

Хладагент Я744 Я404а Я507а Я744 Я404а Я507а

Марка компрессора 2ШЬ-3К-40Б 4ЕЕБ-6У-40Б 4ЕЕБ-6У-40Б 4УБЬ-15К-40Р 6БЕ-44У-40Р 6БЕ-44У-40Р

00, кВт 7,96 7,5 7,86 54,8 50,3 52,7

Ун, м3/час 4,34 22,72 22,72 28,9 151,6 151,6

Масса компрессора М, кг 50 95 95 153 244 244

Высокая ступень 1 типоразмер компрессоров 2 типоразмер компрессоров

Хладагент Я744 Я744 Я507а Я744 Я744 Я507а

Марка компрессора 2МТЕ-4К-40Б 4РТЕИ-6ЬК-40Б 2СЕБ-3У-40Б 4КТЕ-10К-40Р 6БТЕ-40К-40Р 6НЕ-28У-40Р

0™, кВт 6,43 8,2 9,75 18,85 63,7 65,4

Ун, м3/час 3,3 4,5 16,24 9,6 30,3 110,5

Масса компрессора М, кг 94 114 76 120 233 233

Холодопроизводительность указана при следующих условиях цикла: температурах кипения ?0 = -35 °С, насыщенной жидкости = -10 °С, равновесной давлению нагнетания, и перегреве пара на входе в компрессор на 10 К.

Технические преимущества R744 очевидны как хладагента при значительно более высоком давлении с выполнением отмеченных выше ограничений. Принципиальное различие циклов R744 и R507A для условий верхней ступени связано с работой первого из них в области критических состояний. Принципиальное отличие циклов R744 и R507A для условий разгонного блока связано с работой первого в области критических состояний. Использование циклов паровых холодильных машин с достаточным удалением по условиям эксплуатации от критической области является традиционным для холодильной техники и имеет объективное обоснование:

1. Для наиболее распространенного одноцелевого применения (только для холодоснабжения) отвод теплотыа от холодильной машины в окружающую среду осуществляется при нагреве среды (воды или воздуха) на 5...10 К. Это обеспечивает снижение энергозатрат.

2. Ухудшение эффективности паровых циклов термодинамически закономерно при приближении условий конденсации к критическим значениям за счет снижения удельной теплоты испарения и увеличения термодинамических потерь. Эти потери можно понимать как внутренние, при дросселировании жидкого хладагента, так и внешние, от увеличения необратимых потерь при теплообмене с окружающей средой и большего перегрева впрыскиваемого пара.

Ухудшение холодильного коэффициента составляет 24.37 % для докритических и 36.54 % для транскритических режимов. При более высоких температурах общая тенденция сохраняется. Для R744 данные приведены только при использовании компрессора 4РТЕи-6КК.

При работе на R744, в сравнении с R507A, величина QklQm выше на 6.13 % для докритических и 15.44 % для транскритических режимов.

Качественный показатель передаваемого теплового потока Qk оценивался по абсолютной эквивалентной термодинамической температуре хладагента в процессе Ткэкв:

где и Ask - изменение удельных энтальпий и энтропий хладагента

в конденсаторе или однофазном теплообменнике для транскритического режима. Результаты приведены на рисунке 3.

♦Я744 Я507Л аЯ744* Я507Л* Я744** Я507Л**

Рисунок 3 - Зависимость ?к.экв = _Д?к) для циклов верхней ступени

при т = -10.0 °С

Выводы по результатам сравнения R744 с R507A в цикле верхней ступени: 1. Основное известное и существенное техническое преимущество использования С02 связано с уменьшением относительной объемной производительности компрессоров. Например, отношение VhIQm в 3 раза меньше

для первого типоразмера и 3,6 для второго при близкой относительной массе компрессора М^т.

2. По рассмотренным выше показателям диоксид углерода не имеет преимуществ для одноцелевых систем, основным из которых является низкая энергоэффективность.

3. Использование С02 с показателем GWP = 1 не гарантирует отсутствие негативного влияния на климат работающего оборудования.

Проведено сравнение эффективности циклов с использованием эксергетического метода термодинамического анализа.

Изменение эксергии хладагента в элементах оборудования АЕха:

АЕха = Ма(Ак-Т0С^А5\ (7)

где Ма - массовый расход хладагента, (кг/с),

АН, Дя - изменение удельных энтальпии и энтропии (кДж/кг, кДж/(кг-К), Тос - температура окружающей среды, К.

Термодинамические потери в /-том элементе и их доля в общих эксергетических потерях:

^^Ех^ ^ЕХподвЬ ?

^ = РЕХ1 (8)

где ДЕхподш, ДЕхотв/ - подводимый и отводимый потоки эксергии в /-том элементе, кВт.

Эксергетический КПД процесса в /-том элементе:

_ кЕХотвг (Съ\

П = АЕх : (9)

Общий эксергетический КПД ступени определяется с помощью следующего выражения:

Побщ = (10)

Д^Хзатр

где ЛЕхпол, АЕхзатр - полезно использованная и затраченная эксергия, кВт. В расчетах температура окружающей среды принималась равной Энергоэффективность при работе на R744 выше в рассматриваемом диапазоне в рамках переменных параметров. Результаты анализа показателей процессов в компрессорах верхней ступени по эксергетическому КПД приведены на рисунке 4.

ОЯ744 Я507Л аЯ744* Я507Л* ЖЯ744** Я507Л**

Рисунок 4 - Зависимость эксергетического КПД пкм = .ДА) при = -10.0 °С

Показателем энергетического сравнения дроссельных процессов рассматриваемых циклов ступени принято отношение эксергетической потери при дросселировании и полезно использованной АЕхдр/АЕхпол. Последняя равна

эксергетической производительности верхней ступени АЕхт. Из приведенных на рисунке 5 результатов следует, что, в сравнении с R507A, удельные потери при дросселировании на единицу эксергетической производительности для R744 больше. Прослеживается взаимосвязь изменений потерь в компрессоре и дроссельных потерь в режимах докритическом и транскритическом при температурах ^ > 45 °С и её отсутствие в основном диапазоне транскритического режима работы - сравнительное постоянство доли потерь эксергии в компрессоре.

2,0

1,5

<3 &

г* Й

ё 1,0 я

а

о я н О

0,5

0 о ■

25 30 35 40 45 50

Температура хладагента на выходе из конденсатора или охладителя ¿к, °С

О Я744 -И-К507А -А-Я744* • Я507А* Ж Я744** — Я507А**

Рисунок 5 - Зависимость дроссельных потерь хладагента АЕхдр/АЕхт = _Д?к)

при т = -10... 0 °С

Показателем энергетических возможностей сравниваемых циклов принято отношение располагаемых эксергий АЕхк/АЕхт (для отопления и охлаждения). При работе в близкритическом и транскритическом режимах, R744 является

хладагентом для комбинированных систем совместного производства теплотыа и холода.

Для одноцелевых холодильных систем, в которых АЕхк полезно не используется и передается в окружающую среду, перечисленные термодинамические преимущества становятся недостатками, а внешние потери составят ВЕхк = АЕхк. Для этого случая приведена информация на рисунке 6. Учитывая полученные результаты, выполнено обоснование эффективности циклов каскадных холодильных машин с применением диоксида углерода.

О И744 ■ Я507А--Я744* • Я507А* Я744** X Я507А**

Рисунок 6 - Зависимость доли потерь в окружающую среду Оос = /А)

при т = -10.0 °С

По результатам сравнения циклов верхних ступени и каскада можно сделать следующие выводы:

- при работе на R134a и R744 энергетически менее эффективен цикл с применением R744;

- в рассмотренных, типичных для холодильной техники, диапазонах переменных параметров работы цикла верхнего каскада, отсутствуют технические ограничения в применении эффективного хладагента R134а группы опасности А1;

- при значительном мировом уровне производства и применения холодильной техники, работающей на R134a, полное выполнение экологических ограничений его использования сопряжено с существенными затратами. Представляется целесообразным применять R134a для верхнего каскада до его запрета и перейти с сохранением оборудования на альтернативный хладагент R1234yf, учитывая его стоимость и дефицит.

- Каскадный цикл с R134a наиболее эффективен для условий, когда транскритический режим работы двухступенчатой холодильной машины на R744 преобладает.

Из рисунка 7, аналогично полученным результатам для R134а, видны энергетические преимущества каскадного цикла с поршневыми компрессорами в верхней ступени, работающими на хладагенте R717. Из весьма существенных недостатков применения аммиачных поршневых компрессоров для рассматриваемых условий следует отметить ограничения его применения по предельно допустимой температуре конденсации в рассматриваемом диапазоне изменения переменных. Предельные значения соответствуют линии тренда тх (рисунок 7).

Областью применения хладагента R717 являются, как правило, промышленные холодильные системы, в которых обеспечивается выполнение требований и ограничений, связанных с токсичностью и пожароопасностью аммиака. Для сравнения выбраны компрессоры, приведенные в таблице 2, для хладагента R717. Тепловой поток Qm (таблица 2) указан при температурных

условиях циклов: ^ = -10 °С, ^ = 35 °С, ЛТки = 0 К, перегрев пара на входе в компрессор составляет 1 К.

Рисунок 7 - Зависимость е = для циклов верхней ступени при работе на R744 и R717 в каскадной схеме с поршневым компрессором

Таблица 2 - Информация о выбранных типах аммиачных компрессоров

Хладагент Я717 Поршневые Винтовой

1 типоразмер 2 типоразмер

Тип компрессора W2TA-K W6HA-K 08КА5341-К

От, кВт 11,24 57,50 52,7

Ун, м3/час 19,68 110,50 84,0

Учитывая экологические преимущества R717 и реальных потребителей, предлагается сократить указанные ограничения применения по предельно

допустимой температуре конденсации в рассматриваемом диапазоне, применением винтовых аммиачных компрессоров. Имеется возможность дополнительного улучшения показателей цикла - применением экономайзерной схемы.

Проведено сравнение по удельному тепловому потоку, передаваемому в окружающую среду верхними ступенью при работе на R744 или каскадом при работе на хладагентах R134а и R717. В рассматриваемом диапазоне т и ДТи и каскадном цикле, уменьшение Qk!Qm составляет при применении Я134а 5.25 %, а для винтового компрессора (Таблица 2) с использованием Я717 - 10. 32 %.

Отличием R744 от традиционных холодильных агентов является высокий показатель адиабаты пара, что приводит к его значительно большему нагреву при одинаковых температурах кипения и конденсации.

При применении R744 в нижнем каскаде это оказывает негативное влияние на термодинамические и эксплуатационные показатели, уменьшение которого может быть обеспечено внешним охлаждением нагнетаемого компрессором нижней ступени пара. Анализ эффективности такого решения выполнен с использованием характеристик компрессора и стандартном перегреве пара на входе.

Принимаемый уровень внешнего охлаждения определяется конкретными условиями, минимальный должен обеспечить выполнение ограничений по термонапряженности конденсатора-испарителя. Последнее существенно для пластинчатых теплообменных аппаратов, выпускаемых для работы на диоксиде углерода.

Глава 3

Третья глава посвящена представлению действительных характеристик групп компрессоров в циклах двухступенчатой и каскадных холодильных машин, работающих на рассматриваемых хладагентах и оценке возможности их обобщения. Для двухступенчатой холодильной машины, работающей на диоксиде углерода, в качестве объектов исследования выбраны восемь типоразмеров полугерметичных поршневых компрессоров фирмы В^ег для каждой ступени.

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Хрёкин Антон Сергеевич, 2023 год

Список источников

1. Adoption of the Paris agreement // United Nations Conference of the Parties. Twenty-first session, Paris, 30 November to 11 December 2015. 32 p.

2. Protocole de Kyoto à la convention-cadre des nations unies sur les changements climatiques. Nations Unies, 1998. P. 6— 13.

3. Хрёкин А. С., Баранов И. В. Сравнительный анализ эффективности циклов холодильных машин // Вестник Международной академии холода. 2021. № 1 (78). С 12-21. DOI: 10.17586/1606-4313-2021-20-1-12-21.

4. Плешанов С. Ю., Катраев М. Ю. Опыт реализации транскритической холодильной установки на диоксиде углерода в магазине сети «Ашан» в г. Пушкино. Сравнение энергетической эффективности субкритических и транскритических схем коммерческих холодильных установок // Холодильная техника. 2020. № 1. С. 10- 13.

5. Плешанов С. Ю., Катраев М. Ю. Повышение эффективности холодильной системы в условиях современного магази-ностроения. Опыт реализации транскритической установки на диоксиде углерода в магазине сети «Метро» в г. Солнцево // Холодильная техника. 2019. № 2. С. 11 —14.

6. Manzolini G., Binotti М., Bonalumi D. [et al.j. СОз mixtures as innovative working fluid in power cycles applied to solar plants. Techno-economic assessment // Solar Energy. 2019. Vol. 181. P. 530 - 544. DOI: 10.1016/j.solener.2019.01.015.

7. Wu Y., Wang X., Yang Y. [et al.J. A combined cooling and power system of supercritical/transcritical CO, cycle with liquefied natural gas as cool source // Hsi-An Chiao Tung Та Hsueh/J Xi'an Jiaotong Univ. 2015. Vol. 49. DOI: 10.7652/xjtuxb201509011.

8. Zhang Q., Ogren R M., Kong S. C. Thermo-economic analysis and multi-objective optimization of a novel waste heat recovery system with a transcritical C02 cycle for offshore gas turbine application // Energy Conversion and Management. 2018. Vol. 172. P. 212 - 227. DOI: 10.1016/j.enconman.2018.07.019.

9. Song J.r Li X. Y., Ren X. D. [et al.]. Thermodynamic and economic investigations of transcritical C02-cycle systems with integrated radial-inflow turbine performance predictions // Applied Thermal Engineering. 2020. Vol. 165. DOI: 10.1016/j. appl therm aleng.2019.114604.

10. Fazelpour F., Morosuk T. Exergoeconomic analysis of carbon dioxide transcritical refrigeration machines // International Journal of Refrigeration. 2014. Vol. 38. P. 128-129. DOI: 10.1016/j. ijrefrig.2013.09.016.

11. Molina M. J., Rowland F. S. Stratospheric sink for chlorofluorome- thanes; chlorine atoms catalyzed destruction of ozone // Nature. 1974. Vol. 249. P. 810-814.

12. Safe use of HCFC alternatives in refrigeration and air-conditioning. An overview for developing countries. United Nations Environment Programme, 2015. 75 p.

13. Coulomb D. World tendencies and priorities in development of low-temperature engineering // Journal of International Academy of Refrigeration. 2012. No. 4. P. 2-6.

14. Целиков В. H. О регулировании производства и потребления гидрохлорфторуглеродов в Российской Федерации // Холодильная техника. 2014. № 7. С. 4— 11.

15. Coulomb D. The refrigerants future: the phase down of HFCFs and its consequences // Journal of International Academy of Refrigeration. 2014. No. 1. P. 2-5.

16. Цветков О. Б., Лаптев Ю. А Энерго- и экологически эффективные рабочие вещества в технологиях генерации холода и теплоты // Холодильная техника. 2016. № 3. С. 18—24.

17. Цветков О. Б. Хладагенты на посткиогском экологическом пространстве // Холодильная техника. 2012. № 1. С. 70—72.

18. Цветков О. Б., Бараненко А. В., Лаптев Ю. А [и др.]. Синтетические хладагенты, регулируемые Киотским протоколом // Научный журнал НИУ ИТМО. Серия: Холодильная техника и кондиционирование. 2015. № 4. С. 1 —8.

ХРЁКИН Антон Сергеевич, аспирант факультета энергетики и экотехнологий. SPIN-koa: 7410-0431 Author ID (РИНЦ): 961509 ORCID: 0000-0001-5603-8460 Адрес .для переписки: [e-mail] БАРАНОВ Игорь Владимирович, доктор технических наук, профессор (Россия), директор мегафакуль-тета биотехнологий низкотемпературных систем. SPIN-код: 1938-6901 AuthorlD (РИНЦ): 227737 ORCID: 0000-0003-0595-368Х AuthorlD (SCOPUS): 57209773690 Адрес для переписки: [e-mail] НИКИТИН Андрей Алексеевич, кандидат технических наук, доцент факультета энергетики и экотехнологий.

SPIN-код: 8352-1164 AuthorlD (РИНЦ): 626563 ORCID: 0000-0002-0084-7282 AuthorlD (SCOPUS): 57218256585 Адрес для переписки: [e-mail]

Для цитирования

Хрёкин Л С., Баранов И. В., Никитин Л А. Анализ эффективности циклов каскадных холодильных машин с применением диоксида углерода // Омский научный вестник Сер. Авиа-ционно-ракетное и энергетическое машиностроение. 2021. Т. 5, №4. С. 55 -64. DOI: 10.25206/2588-0373-2021-5-4-55-64.

Статья поступила в редакцию 22.10.2021 г. © А. С. Хрёкин, И. В. Баранов, А. А. Никитин

UDC 621.564+621.565

DOI: 10.25206/2588-0373-2021-5-4-55-64

THE ANALYSIS OF CASCADE REFRIGERATION MACHINE CYCLES EFFICIENCY USING CARBON DIOXIDE

A. S. Khrekin, I. V. Baranov, A. A. Nikitin

ITMO University, Russia, Saint Petersburg, Lomonosov St. 9, 191002

The paper analyzes and proves the feasibility of improving the energy performance of low-temperature refrigeration machines operating on R744 using cascade design with R134a, R1234yf and R717 as refrigerants based on data the scientific study of two-stage schemes analysis. At present, it is given the existing environmental prohibitions and the growing interest in the creation of low-temperature refrigeration machines operating on carbon dioxide (R744) in two-stage and cascade schemes, the presented research supplements the scientific literature on justifying the use of each of them.

Keywords: cascade refrigeration system, global warming potential, upper cascade, transcritical cycle, conventional refrigerants, ozone-depleting potential, carbon dioxide, cooling capacity, natural refrigerant, refrigeration unit.

References

1. Adoption of the Paris agreement // United Nations Conference of the Parties. Twenty-first session, Paris, 30 November to 11 December 2015.32 p. (In Engl.).

2. Protocole de Kyoto à la convention-cadre des nations unies sur les changements climatiques [Kyoto Protocol to the United Nations Framework Convention on Climate Change]. Nations Unies, 1998. P. 6-13. (24 p.) (In French).

3. Khrekin A. S., Baranov I. V. Sravnitel'nyy analiz effektivnosti tsiklov kholodil'nykh mashin [Comparative analysis of the efficiency of refrigeration machine cycles] // Vestnik Mezhdunarodnoy akademii kholoda. Journal of International Academy of Refrigeration. 2021. No. 1. P. 12-21. DOI: 10.17586/1606-4313-2021-20-1-12-21. (In Russ.).

4. Pleshanov S. Yu., Katrayev M. Yu. Opyt realizatsii transkriticheskoy kholodil'noy ustanovki na diokside ugleroda v magazine seti «Ashan» v g. Pushkino. Sravneniye energeticheskoy effektivnosti subkriticheskikh i transkriticheskikh skhem kommercheskikh kholodil'nykh ustanovok [Experience in the implementation of a transcritical refrigerationuniton carbon dioxide in the « Auchan» store in Pushkino. Comparison of energy efficiency of subcritical and transcritical schemes of commercial refrigeration units] // Kholodil'naya tekhnika. Kholodilnaya Tekhnika. 2020. No. 1. P. 10- 13. (InRuss.).

5. Pleshanov S. Yu., Katrayev M. Yu. Pavysheniye effektivnosti kholodil'noy sistemy v usloviyakh sovremennogo magazinostroyeniya. Opyt realizatsii transkriticheskoy ustanovki na diokside ugleroda v magazine seti «Métro» v g. Solntsevo [Improving the efficiency of the refrigeration system in a modem store building. Experience in the implementation of a transcritical carbon dioxide plant in the «Metro» store in Solntsevo] // Kholodil'naya tekhnika. Kholodilnaya Tekhnika. 2019. No. 2. P. 11-14. (In Russ.).

6. Manzolini G., Binotti M., Bonalumi D. [et al.]. CO, mixtures as innovative working fluid in power cycles applied to solar plants. Techno-economic assessment // Solar Energy. 2019. Vol. 181. P. 530 - 544. DOI: 10.1016/j.solener.2019.01.015. (In Engl.).

7. Wu Y., Wang X., Yang Y. [et al.]. A combined cooling and power system of supercritical/transcritical CO, cycle with liquefied natural gas as cool source // Hsi-An Chiao Tung Ta Hsueh/J Xi'an Jiaotong Univ. 2015. Vol. 49. DOI: 10.7652/xjtuxb201509011. (In Engl.).

8. Zhang Q., Ogren R M., Kong S. C. Thermo-economic analysis and multi-objective optimization of a novel waste heat recovery system with a transcritical C02 cycle for offshore gas turbine application // Energy Conversion and Management. 2018. Vol. 172. P. 212-227. DOI: 10.1016/j.enconman.2018.07.019. (In EngL).

9. Song J., Li X. Y., Ren X. D. [et al.]. Thermodynamic and economic investigations of transcritical 002-cycle systems with integrated radial-inflow turbine performance predictions // Applied Thermal Engineering. 2020. Vol. 165. DOI: 10.1016/j. applthermaleng.2019.114604. (In Engl.).

10. Fazelpour F., Morosuk T. Exergoeconomic analysis of carbon dioxide transcritical refrigeration machines // International journal of refrigeration. 2014. Vol. 38. P. 128- 129. DOI: 10.1016/j. ijrefrig.2013.09.016. (In Engl.).

11. Molina M. J., Rowland F. S. Stratospheric sink for chlorofluorome- thanes; chlorine atoms catalyzed destruction of ozone // Nature. 1974. Vol. 249. P. 810-814. (In Engl.).

12. Safe use of HCFC alternatives in refrigeration and air-conditioning. An overview for developing countries. United Nations Environment Programme, 2015. 75 p. (In Engl.).

13. Coulomb D. World tendencies and priorities in development of low-temperature engineering // Journal of International Academy of Refrigeration. 2012. No. 4. P. 2-6. (In Engl.).

14. Tselikov V. N. O regulirovanii proizvodstva i potreble-niya gidrokhlorftoruglerodov v Rossiyskoy Federatsii [About regulation of production and consumption of hydrochlo-rofluorocarbons in the Russian Federation] // Kholodil'naya tekhnika. Kholodilnaya Tekhnika. 2014. No. 7. P. 4-11. (In Russ.).

15. Coulomb D. The refrigerants future: the phase down of HFCFs and its consequences // Journal of International Academy of Refrigeration. 2014. No. 1. P. 2-5. (In Engl.).

16. Tsvetkov O. B., Laptev Yu. A. Energo- i ekologicheski effektivnyye rabochiye veshchestva v tekhnologiyakh generatsii kholoda i teploty [Energy and environmentally efficient working substances in technologies for generating cold and heat] // Kholodil'naya tekhnika. Kholodilnaya Tekhnika. 2016. No. 3. P. 18-24. (In Russ.).

17. Tsvetkov O. B. Khladagenty na postkiotskom ekologicheskom prostranstve [Refrigerants in the post-Kyoto ecological space] // Kholodil'naya tekhnika. Kholodilnaya Tekhnika. 2012. No. 1. P. 70 - 72. (In Russ.).

AuthorlD (SCOPUS): 57209773690 Correspondence address: [e-mail] NIKITLN Andrey Alekseyevich, Candidate of Technical Sciences, Associate Professor of Energy and Ecotechnology Faculty. SPIN-code: 8352-1164 AuthorlD (RSCI): 626563 ORCID: 0000-0002-0084-7282 AuthorlD (SCOPUS): 57218256585 Correspondence address: [e-mail]

For citations

Khrekin A. S., Baranov I. V., Nikilin A. A. The analysis of cascade refrigeration machine cycles efficiency using carbon dioxide // Omsk Scientific Bulletin. Series Aviation-Rocket and Power Engineering. 2021. Vol. 5, no. 4. P. 55 - 64. DOI: 10.25206/25880373-2021-5-4-55-64.

Received October 22, 2021.

©AS. Khrekin, I. V. Baranov, A A. Nikitin

?

51

<< < <

18. Tsvetkov O. B., Baranenko A V., Laptev Yu. A [et al.]. Sinleticheskiye khladagenty, reguliruyemyye kiotskim protokolom [Kyoto Protocol and environmentally acceptable Synthetic halocarbon refrigerants] // Nauchnyy zhurnal NIU ITMO. Seriya «Kholodil'naya tekhnika i konditsionirovaniye». Scientific Journal NRU ITMO. Series Refrigeration and Air Conditioning. 2015. No. 4. P. 1-8. (InRuss.).

KHREKIN Anton Sergeyevich, Graduate Student of

Energy and Ecotechnology Faculty.

SPIN-code: 7410-0431

AuthorlD (RSCI): 961509

ORCID: 0000-0001-5603-8460

Correspondence address: [e-mail]

BARANOV Igor Vladimirovich, Doctor of Technical

Sciences, Professor, Head of Biotechnology and

Cryogenic Systems School.

SPIN-code: 1938-6901

AuthorlD (RSCI): 227737

ORCID: 0000-0003-0595-368X

CD O C CD

CD

(J) U)

c

CT5 O CD O &

u o a. o

<Ql

A AIP

Publishing

RESEARCH ARTICLE | DECEMBER 10 2021

Comparative analysis of the refrigeration machine cycles efficiency 0

A. S Khrekln B I V Baranov

H) Check for updates

AIP Conference Proceedings2412, 030009 (2021) https://doi.org/101063/50075429

/1 I Ii

View Online

Comparative Analysis of the Refrigeration Machine Cycles Efficiency

A. S. Khrekina) and I. V. Baranov

'itMO University, 49, Kronverksky Pr., St. Petersburg 197101, Russia a) Corresponding author: [e-mail]

Abstract. On tire basis of the available data on the use of reiiigeratiou units with conventional artificial refrigerants, recommendations on CO; are used when designing refrigerant machines to operate under various external conditions, efficient in terms of their thermotechnical. energetic, and performance characteristics. A comparative analysis of the cycle indicators of refrigerating machines using various refiigerants as the working substance is given. The comparison is made considering the type of cold supply facility, the temperature levels of cold consumption, and the external conditions for heat removal to the environment. The advantages of using natural refrigerant R744 in the cycles of the lower stage of refrigerating machines with semi-hermetic compressors are justified.

INTRODUCTION

Montreal Protocol coupled with its subsequent amendments introduce a ban on the use of refrigerants with a high greenhouse effect [1-3]. However, currently widely used, the main refrigerants R134a, R404a, R507a, R407a, and R410a should be replaced with modem working substances that meet environmental requirements at the same time [4-8].

Caibon dioxide (R744) is a very promising natural refrigerant: its Ozone depletion potential (ODP) equals zero and its Global warming potential (GWP) value is 1, which is significantly lower than that of the refiigerants listed above. R744 can be effectively applied in modem industrial cascade refrigeration systems with a certain combination of refrigerants, namely, CO2 - in the lower cascade and NH3 - in the upper cascade.

The toxicity and explosiveness of ammonia, as well as the temperature conditions for heat removal into the environment, do not allow it to be used in a number of cases, for example, in the commercial refrigeration systems and refrigerated containers. There may be a compulsory replacement of ammonia on the refrigerants accep" to be used in cascade or using only CO2 in die two-stage scheme at subcritical conditions or transcritical cycles, depending on the heat removal conditions into the environment (the condensation or single-phase flow).

The general fundamental advantages and disadvantages of refrigeration plants are known for each of the schemes' variants when operating on the refrigerants considered. The use of the natural agent CO_> in a transcritical mode is a new trend in refrigeration technology. At present, despite the relatively low level of implementation, a very positive experience has been obtained in the refrigeration systems application using R744 as a working substance [9-15]. The world leading manufacturers have mastered the serial production of the necessary refrigeration equipment and automated facilities. In addition, a comprehensive quantitative analysis of the efficiency indicators of both COi refrigerating machines and their elements considering the influence of external conditions is very limited. Moreover, there are practically no descriptions and justifications of rational technical solutions for this type of plants.

t

ST %■

0

J

t

1

¡F 1

Oil and Gas Engineering (OGE-20211 AIP Conf. Proc. 2412, 030009-1-030009-12; hltpsA'doi.argilO. 1063/5.0075429 Published by AIP Publishing. 978-0-7354^tl68-2/$30.00

030009-1

RESEARCH RESULTS AND DISCUSSION

Comprehensive analysis of the efficiency of cycles of refrigeration machines operating on R744 should performed considering the following issues: the refrigeration facility type, cold consumption temperature levels, and external conditions for heat removal into the environment.

The paper deals with the C02 use for processing, production, storage, and transportation of food products [16, 17], for which, according to technological regulations, the cold consumption is specific at the following temperature levels:

1. From 2 to 5 °C - precooling mode before freezing.

2. From 0 to 12 °C - cold storage mode for products that require no freezing.

3. From -18 to -25 °C - the mode of freezing products to the temperatures specified in the range, followed by storage and transportation at these temperatures.

For the tliiid mode, there is currently a tendency in the world market to increase the production of frozen products with lower temperatures - from -50 to -60 °C.

For stationary production and commercial facilities, as well as refrigerated vessels, cold consumption is typical at several temperature levels.

Furthermore, the range of changes in external conditions when removing uncompensated heat from the refrigerating machine is determined by the local climatology, the available sources, and the accepted methods of heat removal, such as into the water of external pools or outside air with evaporative cooling, or through an intermediate coolant with cooling towers. Uncompensated heat means condensation or single-phase heat transfer in a transcritical cycle.

The territory of the Russian Federation includes climatic zones which summer design outside temperature with a security of 0.98 does not exceed 33 °C. For Russian Railways transportation in refrigerated sections and containers, the recommended design ah temperature is 40 °C. For ships with an unlimited navigation area design temperature of outboard seawater is 30 °C, air temperature is -34 °C. Design temperature in evaporative cooling systems or with cooling towers does not exceed the maximum value given above. The lower end of the range, as a rule, is limited by the conditions for the operation of compressors and automated facilities.

For the subsequent analysis, the variable parameters of the refrigerant of the following temperature levels were taken:

• Boiling point for a low-temperature level lB = -20 - -50 °C.

• Boiling point for an average temperature level fm= -10 °C. -

• Condensation or single-phase cooling ft = 25 - 50 °C.

-5 C.

TABLE 1. The types of Bitzer semihermetic compressors selected.

Lower stage

First type of compressor size

Second type of compressor size

Refrigerant R744 R404a R507a R744 R404a R507a

Compressor brand 2HSL- 4EES- 4EES- 4VSL- 6FE- 6FE-

3K-40S 6Y-40S 6Y-40S 15K-40P 44Y-40P 44Y-40P

00. kW 7.96 7.50 7.86 54.80 50.30 52.70

mJ/h 4.34 22.72 22.72 28.90 151.60 151.60

Compressor weight M, kg 50 95 95 153 244 244

Upper stage Fust type of compressor size Second type of compressor size

Refrigerant R744 R744 R507a R744 R744 R507a

Compressor brand 2MTE- 4PTEU- 2CES- 4KTE- 6DTE- 6HE-

4K-40S 6LK-40S 3Y-40S 10K-40P 40K-40P 28Y-40P

Om, kW 6.43 8.2 9.75 18.85 63.7 65.4

Vh, mJ/h 3.30 4.5 16.24 9.6 30.3 110.5

Compressor weight M. kg 94 114 76 120 233 233

t

S %■

0

ÇU

1

F

Currently, the production of R744 compressors for refrigeration equipment is limited to semihemietic reciprocating compressors. When only R744 is used as a refrigerant, it is possible to design refrigeration systems for t0 and tm levels: individual, independent, or common centr al for all users of refrigeration. For the given range of t0 and tk, two-stage cycles are required. In any version, there are close to critical or transcritical modes, which impact on the efficiency of various refrigeration systems requires an objective assessment. Analysis has been performed for

030009-2

the refrigeration cycles comparing R744 with either single component refrigerants or azeotropic mixture refrigerants or low temperature glide refrigerants.

For compressors of the lower stage, a comparison of R744 with refrigerants R404a and R507a of two standard sizes in terms of capacity has been performed (to assess the influence of the scale factor). The proximity of the nominal refrigeration capacity and the identity of the modes under variable operating conditions have formed the basis of this analysis.

Initial information on the types of Bitzer sernilrermetic compressors selected is given in Table 1. Cooling capacity 00 is indicated under the following cycle conditions: boiling point /„= -35 °C. saturated liquid temperature tm= -10 °C. and steam superheat at the compressor inlet is 10 K.

Table 2 compares the refrigerating ratios 8 = QJNa of the lower stage cycle using the compressors indicated in Table 1, in an extended range of tm for the analysis of options for systems with cold consumption at one low temperature level.

TABLE 2. Comparison of refrigeration efficiency.

Tempera ture levels First type of compressor size Second type of compressor size

E* Ratio E/E * E* Ratio E/E *

R744 R507A R404A R744 R507A R404A

-10 -50 2.31 2.50

-10 -45 2.91 1.02 0.97 3.18 1.01 0.96

-10 -40 3.69 0.98 0.93 4.03 0.96 0.91

-10 -35 4.73 0.95 0.90 5.17 0.91 0.86

-10 -30 6.22 0.91 0.87 6.79 0.84 0.81

-10 -25 8.57 0.85 0.82 9.27 0.76 0.73

-5 -45 2.41 1.08 1.03 2.63 1.08 1.02

-5 -40 3.02 1.05 1.00 3.30 1.02 0.98

-5 -35 3.80 1.02 0.97 4.16 0.97 0.93

-5 -30 4.85 0.97 0.94 5.32 0.91 0.87

-5 -25 6.38 0.92 0.90 6.97 0.85 0.81

0 -45 1.99 1.16 1.10 2.18 1.15 1.09

0 -40 2.48 1.12 1.07 2.72 1.09 1.04

0 -35 3.08 1.09 1.04 3.38 1.04 0.99

0 -30 3.86 1.05 1.01 4.24 0.98 0.94

0 -25 4.91 1.01 0.97 5.39 0.93 0.89

Under the conditions considered, there are no significant differences in the refrigeration coefficient of the cycle when using R744 and R507A. In the operating modes of the lower stage with cold consumers at two temperature levels, the energy indicators when using R744 are higher: for example, for commercial cold conditions at tm= -10 °C and t0 > -40 °C (Table 2). The data given in the table reflect the general trend: a relative increase in the coefficient of performance when operating on R744 (in comparison with R507A) with an increase in t0 and a decrease with an increase in tm.

To compare the refrigerants in the conditions of the lower stage at fixed temperatures t0 and tm. the ratio 0J00 is taken as an indicator of the interrelationship between the cycles of the lower and upper stages, or cascades. The value of Om (kW) corresponds to the heat flow removed from the lower stage. If heat removal from the compressor to the environment is neglected and there are no external coolers for the steam pumped by it, this value correlates with the refrigeration efficiency (,QJ00= 1+1/E).

Table 3 contains a comparison of heat flow removed from the lower stage and relative refrigerating capacity at t0 and tm which is presented as the ratio CV(?<ib in the form which is more appropriate for comparison and essential for the regulation of systems with lm~ const. The value of O* is defined as the basic refrigerating capacity at t0 = -35 °C for each temperature tm. Information about R404A is excluded from Table 3 and further consideration since it has no advantages over refrigerants R744 and R507A.

Table 3 shows that the given indicators for the considered refrigerants are practically identical.

t

ST %■

O u t

f ¡F

030009-3

TABLE 3. Comparison of heat flow removed from the lower stage and relative refrigerating capacity

at L and rm.

Temperature levels

Fir st type of compressor size

Second type of compressor size

R744

R507A

R744

R507A

f„,°C QJQo QJQo b QJQo QJQo b QJQo QJQob QJQo QJQo b

-10 -50 1.44 0.44 1.40 0.46

-10 -45 1.34 0.59 1.34 0.58 1.31 0.61 1.31 0.58

-10 -10 1.27 0.78 1.28 0.77 1.25 0.79 1.26 0.77

-10 -35 1.21 1.00 1.22 1.00 1.19 1.00 1.21 1.00

-10 -30 1.16 1.26 1.18 1.28 1.15 1.24 1.18 1.28

-10 -25 1.12 1.55 1.14 1.62 1.11 1.52 1.14 1.61

-5 -45 1.41 0.58 1.38 0.58 1.38 0.60 1.33 0.58

-5 -10 1.33 0.77 1.32 0.77 1.30 0.79 1.28 0.77

-5 -35 1.26 1.00 1.25 1.00 1.24 1.00 1.24 1.00

-5 -30 1.21 1.26 1.21 1.27 1.19 1.25 1.20 1.28

-5 -25 1.16 1.57 1.17 1.61 1.14 1.53 1.16 1.62

0 -45 1.50 0.57 1.43 0.57 1.46 0.59 1.40 0.57

0 -40 1.40 0.77 1.36 0.76 1.37 0.78 1.34 0.76

0 -35 1.32 1.00 1.30 1.00 1.30 1.00 1.28 1.00

0 -30 1.26 1.27 1.25 1.29 1.24 1.26 1.24 1.29

0 -25 1.20 1.59 1.20 1.63 1.19 1.55 1.20 1.63

Table 4 demonstrates compressor delivery temperatures at t0 and tm. When operating on R744 in comparison with R507A at identical f0 and V the compressor delivery temperature is almost twice as high in the entire considered range of variable parameters. This is the only significant disadvantage of using R744 in the lower stages of low-temperature systems, leading to an increase in compressor heating, thermodynamic losses during intermediate cooling of steam in two-stage, or in condenser-evaporators of cascade cycles, and a reduction in permissible modes of use with frequency regulation of capacity. Tables 2-4 show data for 100 % load. According to Bitzer. with 50 % frequency regulation of the considered compressors, their permissible conditions of use will change to: t„> -45 °C at tm= -10 °C, /„> -40 °C at tm= -5 °C and /„> -35 °C at tm= 0 °C.

Thus, under the conditions considered, the refrigerants R744 and R507A are identical in terms of the main given performance indicators in the cycles of the lower stages of refrigerating machines with semi-hermetic compressors.

TABLE 4. Compressor delivery temperatures at f0 aud tm.

t

S %■

0

J

t

1

r

Temperature levels

°C l„ °C

First type of compressor size Second type of compressor size Compressor delivery temperature, °C R744 R507A R744 R507A

-10 -50 100.2 91.2

-10 -45 79.1 34.5 71.6 29.8

-10 -40 62.2 28.3 56.1 25.3

-10 -35 48.3 23.3 43.6 21.7

-10 -30 36.6 19.1 33.2 18.7

-10 -25 26.4 15.6 24.2 16.4

-5 -45 95.7 40.5 87.1 35.7

-5 40 77.1 34 70.1 30.9

-5 -35 62.1 29.2 56.5 27.3

-5 -30 49.5 25.4 45.2 24.3

-5 -25 38.7 21.8 35.6 21.9

0 -45 114.1 46.7 103.7 41.8

0 AO 93.2 40.1 85 36.6

0 -35 76.6 35 70.1 32.8

0 -30 63 30.9 57.8 29.8

0 -25 51.4 27.4 47.5 27.4

030009-4

• At compressor suction conditions, the average adiabatic values are: k = 1.75 for R744 and k = 1.2 for R507A. As it has been noted, the delivery temperature, the thermodynamic potential of the refrigerant flow and its energy value increase significantly for die fu st compressor.

There is also a difference in the influence dir ections of the variables on the exergy efficiency of the compressors for the compared refrigerants. From the results shown in Fig. 7. it follows that when operating on R507A the share of losses in the compressor monotonically decreases with increasing ft for each temperature tm in the overall limit from 52 % to 74 %. When operating on R744, the shares of similar losses vary from 36 % to 45 % with different patterns. Reduction of relative losses in a compressor is influenced by two opposite factors: its high energy performance and imperfection of other processes or decisions made that affect the overall stage losses. According to the information given in Figs 6 - 11, a conclusion about the considerable influence of the latter for R744 was made.

The difference in the temperature effect of ft and fm on the exergy indicators of the compressor is associated with the operation of R744 in two different modes.

0.8

25 30 35 40 45 50

Temperature of the refrigerant at the compressor exit from the condenser or cooler DC

FIGURE 7. Dependence of the share of exergy losses in the compressor at tm -10 - 0 C

The reason for the deterioration of the efficiency of the upper stage cycle when operating in modes close to the critical region was previously considered - a significant increase in throttling losses with a sharp decrease in the specific heat of evaporation.

For a totally irreversible throttling process, the efficiency is equal to zero and its other quantitative assessment is required. The share of exergy losses is a characteristic of the intenelated processes of each of the cycles and is not uniquely defined when compared. The latter is explained using the example of the share of losses in a compressor.

The exergy losses ratio during throttling and the useful used DExaJ\Ex^xt taken as an indicator of the energy comparison of the throttling processes of the considered stage cycles. The latter is equal to the exergy performance of the upper stage AE.\m. From the results shown in Fig. 8. it follows that in comparison with R507A, the specific throttling losses per unit of exergy performance for R744 are higher. These exergy losses are 2 - 3.2 and 2.2 - 3.3 times for subcritical and transcritical modes, respectively. The interrelation of changes in the compressor losses and throttles in the subcritical and transcritical modes at temperatures ^>45 °C traced and their absence in the key range of the transcritical operating mode is the comparative constancy of the share of exergy losses in the compressor (Fig. 7).

The analysis results of the influence of ft and tm temperatures on throttling losses shown in Fig. 9 also differ in the operation zone of the transcritical mode. It seems to be an external influence associated with the optimization of the exhaust pressure required only for transcritical modes. As it has been noted, the optimal pressures, depending on the temperaUue proposed by the Bitzer Software 6.16, are limited for the regimes under consideration by the ta < ?k< 42 - 43 °C and the temperature effect tm is small.

I

030009-9

030009-10

Consequently, we can conclude that when operating in near-critical and transcritical modes, R744 is a refr igerant for the combined systems of heat and cold cogeneration. Its available exergy flow A£rk, transferred to the environment, is 24 - 94 % from the same for cooling AExm and, in comparison with the traditional cycle when operating on R507A, is 3.7 - 12 times more under the idealized limiting condition fmv= In a real process, under recuperation (Aft= (ft -10) > 0 K) will change the abovementioued indicators. For example, at Aft = 5 K and other identical conditions, it will be 28 - 100 % and by 1.5 - 5.4 times for the first and for the second indicator, respectively.

When operating on R744, a higher potential Tc of the heat flow Ok and temperature changes in isobaric processes of transcritical modes are also significant (Fig. 3). With variable within 33 C < < 42 - 43 °C. the change in the temperature of the refrigerant in the heat exchanger is: 55 - 90 K at tm= -10 °C, 63 - 77 K at tm = -5 °C and 39 - 60 aWm=0°C.

For single-purpose refrigeration systems, in which A£rt is not effectively used and is transferred to the environment, the listed thermodynamic advantages become disadvantages, and external losses will amount to DExk = AErk. This case is revealed in Fig. 11.

25 30 35 40 45 50

Temperature of the refrigerant at the compressor exit from the condenser or cooler ti: °C I R744 ■ mOTA « R744* • R507A* ■ R744** » R507A"

FIGURE 11. Dependence ofthe share of losses to the environment Qmy=J(t^) at tm= -10 - 0 °C

t

S %■

0 u

t |

1

Considering the results obtained, a comparative analysis has been performed with a cascade design ofthe upper stage, which content will be further published.

CONCLUSIONS

Without repeating all the conclusions made above, we should note the following:

1. For single-purpose refrigeration systems, the use of transcritical cycles in the upper stage has no advantages in terms ofthe considered indicators.

2. At present, for the considered conditions of cold consumption, requiring the use of low-temperature two-stage or cascade cycles, R744 is the only natural refrigerant of the A1 safety group that meets the existing environmental prohibitions.

3. With the technical advantages of R744 as a refrigerant of a significantly higher pressure, its use additionally provides high performance in the cycle of the lower stage of refrigeration machines with serni-hermetic compressors.

4. For the upper stage, the combination of the thermodynamic properties of R744 and the specifics of operating modes in the area of critical states leads to significant differences in the qualitative and quantitative indicators of the cycle from the traditional one. The qualitative difference is associated with the expansion of the possibilities for the effective use of the heat flow removed from the refrigerant into the external environment with an improvement in the system efficiency. Quantitative differences are determined by the significant increase in throttling losses; and additional performance degradation in case the advantages of quality differences are not realized.

030009-11

CD O

CD C

C ^

O CD

o CD

W O

Û. O

RESEARCH ARTICLE | JULY 26 2023

Rational conditions for the use of cascade systems on carbon dioxide G2S

A- S Khrekin BE I. V. Baranov; A. A. Nikitin

Check for updates

AIP Conference Proceedings 2784, 030030 (2023) https://doi.org/10.1063/50141124

CrossMark

M

View Export Online Citation

AIP Advances

Why Publish With Us?

25 DAYS average time lu 1st decision

740+ DOWNLOADS average per article

Publishing

Learn More

Rational Conditions for the Use of Cascade Systems on

Carbon Dioxide

A. S. Khrekina), I. V. Baranovo; and A. A. Nikitin

,«0

ITMO University, 49 bldg. A Kroirverksky Pr., 197101St. Petersburg, Russian Federation

a) Corresponding author: [e-mail] b> [e-mail] c> [e-mail]

Abstract. Currently with existing environmental prohibitions and growing interest in the creation of low-temperature refrigeration machines operating with carbon dioxide in two-stage and cascade schemes, the proposed paper supplements the scientific literature on the rationale for the use of each of them. The paper analyzes and proves the feasibility of improving the energy performance of low-teinperature refrigeration machines operating on R744 using cascade design with R134a. R1234yf and R717 refrigerants.

INTRODUCTION

Based on the results of comparison and thermodynamic analysis of cycles and components of the refrigeration machines' processes [1], quantitative estimates were completed, and the following issues were made:

• Advantages of using R744 in low-temperature refrigeration lower stage cycles were substantiated.

• With the technical advantages of R744, as a cheap, natural, environmentally friendly, and fireproof refrigerant of significantly higher pressure [2-8], low energy and thermal performance indicators of its use in transcritical modes were established in comparison with R404a and R507a for single-purpose refrigeration systems (only for obtaining cold).

• Differences in qualitative and quantitative indicators of transcritical cycles in the upper stage or single-stage normal temperature cycles from traditional subcritical ones for the main refrigerants used were estimated.

• At present, for the considered conditions of cold consumption, requiring the use of low-temperature two-stage or cascade cycles, R744 is the only natural refrigerant of the A1 safety group that meets the existing environmental prohibitions.

RESEARCH RESULTS AND DISCUSSION

For the upper stage, environmentally friendly, non-toxic, fire hazard class A1 refrigerants which are also single-component, azeotropic or zeotropic with low global wanning potential (GWP) and insignificant temperature glide are preferred.

The refrigerants R134a, R404a, R450a, R507a, R1234yf meet the specified requirements from currently permitted and acceptable for use under the considered conditions. All these refrigerants, except for the expensive R1234yf, do not fully comply with the prohibition of the Regulation (EU) No 517/2014 of the European Union on the use of HFC refrigerants.

In the first part of research [1], it was shown that R404a has no significant advantages over R507a. Of the rest refrigerants mentioned, R1234yf is a viable alternative to replace R134a in the upper stage cycle; and R450a is offered as a transitional, with the main advantage being 2.2 times lower GWP but 4 times higher the inhibition value. Such flammable natural refrigerants as hydrocarbons and ammonia satisfy environmental prohibitions with operational restrictions. Ammonia (R717) and propane (R290) are used for cascade refrigeration systems [9-14]. Propane is rarely used because it is associated with an increased fire hazard and limited range of manufactured equipment for its use in refrigeration systems.

Oil and Gas Engineering (OGE-2022') AlPConf. Proc. 2784,030030-1-030030-7; https://doi.org'l0.1063/5.014l 124 Published by AIP Publishing. 978-0-7354 4513-0/530.00

Considering the abovementioned, for a comparative analysis of two-stage and cascade cycles, refrigerants R134a, R507a, R1234yf, R717 are accepted for the upper cascade.

The comparison was made according to the indicators considered in the research [1] at the following variable temperatures:

• R744 condensation in the lower stage of the refrigerating machine tm = -10 - 0 °C;

• refrigerant out from the condenser or heat exchanger for transcritical mode t± = 25 - 50 °C (hereinafter defined as the final one):

• temperature difference of refrigerants between condensation in the lower stage and boiling in the upper stage A rla = tm ¡0 uc.

• steam superheat at die compressor suction as 10 K for R744 and 5 K for the refrigerants of the upper stage.

Bitzer semi-hermetic compressor types selected for comparison is demonstrated in Table 1. _TABLE 1. The types of Bitzer semihermetic compressors selected_

First type of compressor size Second type of compressor size

Refrigerant R744 R134a R507a R1234y f R744 R134a R507a R1234y f

Compressor 4PTEU- 4DES- 4FES- 4DES- 4CTEU 8GE- 6HE- 8GE-

6LK. 5Y-40S 3Y-40S 5Y-40S -30LK 50Y- 28Y- 50Y-

4 OP 40P 4 OP

Qn* kW 8.20 8.85 10.54 8.42 56.80 59.90 65.40 59.00

Vh, m5/h 4.50 26.84 18.05 26.84 26.90 185.00 110.50 185.00

Compressor weight Al, kg 114 94 90 94 211 342 233 342

Table 2 presents the results of comparing cycles in terms of the refrigeration efficiency £ = OJN^ in the ranges of variable parameters with the first type of compressor size. For visual assessment, the indicators for cascade design ^

are given in relative values £/£* - the refrigeration efficiency ratio of the upper stage cycles of the cascade and the t

two-stage scheme operating on R744 with identical values of ?m, ft and variables AT^ chosen within rational limits for condenser-evaporators. "

TABLE 2. Comparison of refrigeration efficiency. g

Temperature levels i* = QJNtl Ratio £/£*

'.„. °c tb° C R744 R134a A7]d = 3K A7id=7K R507a ATid = 3K AJid = 7K R1234yf A7id = 3K ATjd = "

0 25 4.68 1.09 0.94 1.07 0.93 1.06 0.91

0 30 321 1.36 1.18 1.30 1.13 1.30 1.14

0 35 2.45 1.53 1.35 1.42 1.25 1.46 1.28

0 40 1.90 1.71 1.52 1.54 1.36 1.61 1.42

0 45 1.41 2.01 1.79 1.74 1.54 1.86 1.65

0 50 0.90 2.74 2.44 2.27 2.00 2.50 2.21

-5 25 3.73 1.14 0.99 1.12 0.98 1.10 0.96

-5 30 2.62 1.40 1.23 1.34 1.18 1.34 1.18

-5 35 2.04 1.57 1.38 1.45 1.28 1.49 1.30

-5 40 1.60 1.74 1.54 1.56 1.38 1.63 1.44

-5 45 1.28 1.91 1.70 1.64 1.45 1.76 1.55

-5 50 0.91 2.35 2.09 1.92 1.70 2.12 1.88

-10 25 3.02 1.18 1.02 1.17 1.02 1.14 0.99

-10 30 2.15 1.45 1.27 1.39 1.22 1.38 1.21

-10 35 1.71 1.60 1.40 1.48 1.31 1.51 1.32

-10 40 1.36 1.76 1.55 1.57 1.40 1.64 1.44

-10 45 1.09 1.93 1.71 1.66 1.48 1.77 1.56

-10 50 0.78 2.37 2.09 1.94 1.72 2.13 1.87

From the data presented, the expediency to improve the energy performance of low-temperature refrigerating machines operating on R744 using cascade with R134a, R507a, R1234yf refrigerants is obvious.

For flie upper cascade refrigerants considered above, there are no restrictions in all ranges, variables tm, rk and AT^. From all these refrigerants, the use of R134a provides higher values of the refrigeration efficiency (when fk

changes from 25 °C to 50 °C by 3 - 10 % and by 1 - 18 % compared to R1234yf and R507a, respectively). The advantage of R507a, which is a refrigerant of higher pressure, is the reduction in the specific weight and size parameters of compressors; however, the disadvantage of its subsequent use is the absence of a real alternative to replacing existing equipment with a refiigerant that meets the prohibition conditions. Replacing R134a with R1234yf is not associated with this problem but leads to a decrease in refrigerating capacity from 2 to 10% in the considered ranges of fm, ty and Comparison of energy indicators for such a replacement is shown in Table 2.

Conclusions from the comparison of upper stage and cascade cycles with semi-hermetic compressors are as follows:

• When operating on R134a and R744, the cycle using R744 is less efficient in terms of energy consumption. The deterioration of the refrigeration efficiency for subcritical modes accounts for 8 - 28 % and up to 19 % for the first and the second type of compressor size, respectively; while for transcritical modes its value is 37 - 63% and 25 - 56% for the first and the second type of compressor size, respectively.

• There are no engineering constraints on the use of efficient refrigerant R134a of fil e hazard class A1 in the considered ranges of variable parameters of the upper stage cycle, typical for refrigeration engineering.

• With a huge global level of production and use of refrigeration engineering operating on R134a, the full implementation of environmental restraints on its use is associated with significant costs and time. It seems reasonable to use R134a for the upper cascade before its prohibition and switch to the alternative refiigerant R1234yf on the same equipment, considering its scarcity and cost.

• The cascade cycle on R134a is more efficient for conditions where the transcritical running mode of the two-stage refrigerating machine on R744 prevails.

TABLE 4. Results from the analysis of refrigerating capacity and energy costs in the upper cascade Temperature levels Reducing refrigerating capacity and energy costs in the upper cascade

im,°c tb°C tk = 25 °C ft =30 °C /k = 35°C /k = 40 °C tk = 45 °C tk = 50

-iO -50 18.7 17.2 15.7 14.3 12.8 11.4

-10 -45 14.0 12.4 10.9 9.4 7.9 6.4

-10 -40 9.9 8.3 6.7 5.1 3.5 1.9

-10 -35 6.3 4.5 2.9 1.2

-10 -30 2.9 1.1

-5 -50 24.0 22.4 20.9 19.4 17.9 16.5

-5 -45 19.1 17.4 15.8 14.2 12.7 11.1

-5 -40 14.8 13.0 11.4 9.7 8.0 6.4

-5 -35 11.0 9.1 7.4 5.6 3.9 2.2

-5 -30 7.4 5.5 3.7 1.9

0 -50

0 -45 24.7 22.9 21.2 19.5 17.9 16.3

0 -40 20.2 18.4 16.6 14.8 13.1 11.4

0 -35 16.3 14.3 12.4 10.6 8.8 7.0

0 -30 12.6 f0.5 8.5 6.6 4.7 2.9

CONCLUSION

A compar ative analysis of the energy performance of the upper stage cycles when operating on R744 and the upper stage cascade when operating on the refrigerants considered in comparison showed the advantages of die cascade, especially for conditions when the transcritical mode of operation oil C02 prevails.

hi general, the use of cascade design in low-temperature refrigerating machines, using R744 refrigerants in the lower cascade and operating under subcritical refrigerant modes in the upper cascade, is a promising direction to increase the energy efficiency of these machines and reduce thermal pollutants into the atmosphere. ^

When using R744 in the lower stage, there are good reasons to external coolhouse the steam discharge by the 5

compressor before it is fed into the condenser-evaporator. The effectiveness results of external coolhouse to reduce §

the cooling capacity and energy costs of the upper stage are presented. §

The indicators analysis during the operation under the considered conditions of the upper cascade with reciprocating compressors confirmed the energy efficiency of its use. At the same time, the considered limitations of the operating modes appear to be a significant disadvantage of such a solution and it can be proposed to reduce them by using screw compressors, which is confirmed by the presented results.

REFERENCES

1. A. S. Khrekin and I. V. Baranov, AIP Conf. Proc. 2412, 030009 (2021).

2. M. J. Molina and F. S Rowland, Nature 249, 810-814 (1974).

3. United Nations, Safe Use of HCFC Alternatives in Refrigeration and Air-conditioning (UNEP, Paris, France, 2015).

4. D. Coulomb, J. Int. Ac. Refriger. 4, 2-6 (2012).

5. D. Coulomb, J. Int. Ac. Refriger. 1, 2-5 (2014).

6. G. Manzolini, M. Binotti, D. Bonalumi, C. Invemizzi and P. Iora, Sol. Energy 181 (3), 530-544 (2019).

7. Y. Wu, X. Wang. Y. Yang and Y. Dai. Hsi-An Ch. Tung Ta Hs. 49 (2015).

8. Q. Zhang. R. M. Ogren and S. C. Kong. Energ. Convers. Manag. 172, 212-227 (2018).

9. S. S. Kumar, A. R. Sivaram and R RajaveL Indian J. Sci. Technol. 8. 1-9 (2015).

10. D. A. Dokandari, A. S. Hagli and S. M. S. Mahmoudi, hit. J. Refrig. 46, 26-36 (2014).

11. C. K. Victoria, A. O. Louis, A. Alain and G. T. Clotilde, Int. J. Res. Rev. 7,219-229 (2020).

12. J. A. Dopazo, J. Femandez-Seara, J. Sieres and F. J. Uhia, Appl. Therm Eng. 29, 1577-1583 (2009).

13. A. Mosaffa, L. G. Farshi, C. I. Ferreira and M. Rosen, Energy Convers. Manag. 117, 442^153 (2016).

14. H. Getu and P. Bansal, Int. J. Refrig. 31,45-54 (2008).