制冷与低温技术原理 (三) 多媒体教学课件 李文科 制作

第三章 蒸气压缩式制冷 第一节 可逆制冷循环 第二节 单级蒸气压缩式制冷的 理论循环 第三节 单级蒸气压缩式制冷的 实际循环 第三章 蒸气压缩式制冷 第一节 可逆制冷循环 第二节 单级蒸气压缩式制冷的 理论循环 第三节 单级蒸气压缩式制冷的 实际循环 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂

第三章 蒸气压缩式制冷 第五节 采用混合制冷剂的单级 蒸气压缩式制冷循环 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 第七节 复叠式制冷 第三章 蒸气压缩式制冷 第五节 采用混合制冷剂的单级 蒸气压缩式制冷循环 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 第七节 复叠式制冷 第八节 CO2制冷

第一节 可逆制冷循环 内 容 提 要 一、压缩式制冷的热力学原理概述 二、逆向卡诺制冷循环 三、劳伦茨循环

第一节 可逆制冷循环 一、压缩式制冷的热力学原理概述 第一节 可逆制冷循环 一、压缩式制冷的热力学原理概述 制冷系统是利用逆向循环的能量转换系统，通过能量补偿，使制冷剂在循环中不断地从温度较低的被冷却对象中吸取热量，并向温度较高的冷却介质排放热量。 一般将流出热量的对象(制冷剂从中吸收热量)称为热源；将流入热量的对象(制冷剂向其排放热量)称为热汇。 制冷循环的热力学本质是：用能量补偿的方式把热量从低温热源排到高温热汇。从这一本质出发，制冷循环不但可以实现使物体降到环境温度以下的制冷目的，而且可以用于使物体升到环境温度以上的加热目的。

第一节 可逆制冷循环 1.制冷机与热泵 在制冷机中人们以环境(环境温度的水或空气)为高温热汇，利用逆向循环在低温下从低温热源吸热，收益是制冷量。如果以环境为低温热源，利用循环在高温下向高温热汇排热，收益是供热量，便可用此热量将某空间或物体加热到环境温度以上。具有这种用途的机器叫做“热泵”。可见，热泵与制冷机循环的热力学本质完全相同。这就是将热泵纳入制冷技术范畴的理由。它们的区别仅在于使用目的。单一用于制冷的机器叫制冷机；单一用于供热的机器叫热泵。制冷机可以做成在一些时候用来制冷，在另一些时候用来供热，这样的制冷机叫做热泵型制冷机。

第一节 可逆制冷循环 制冷机和热泵的能量转换关系如图3－1所示。图中，制冷剂从低温热源吸收的热量用QL(或Q0)表示，向高温热汇排放的热量用QH表示，补偿能用E表示。   图3－1 制冷机和热泵的能量转换关系图

第一节 可逆制冷循环 2．制冷循环的性能系数COP和循环效率η 第一节 可逆制冷循环 2．制冷循环的性能系数COP和循环效率η 性能系数用来反映消耗一定的补偿能可以获得多少收益能。性能系数的定义为：循环中收益能数值与补偿能数值之比，即 COP=收益能量/补偿能量 循环用于制冷时，制冷机的性能系数为 COPR=Q0/E (3－1) 循环用于供热时，热泵的性能系数为 COPH=QH/E (3－2) 按热力学第一定律，有 QH=Q0+E (3－3) 所以 COPH=COPR+1 (3－4)

第一节 可逆制冷循环 由式(3－4)可知，热泵的性能系数恒大于1。这说明，用热泵供暖，可以获得比所消耗补偿能量更多的供热量。 第一节 可逆制冷循环 由式(3－4)可知，热泵的性能系数恒大于1。这说明，用热泵供暖，可以获得比所消耗补偿能量更多的供热量。 因为在蒸气压缩制冷机或热泵中，补偿能是向压缩机输入的电能或机械能，记作W。同时，制冷行业中习惯上将压缩式制冷机的性能系数又叫做制冷系数，将热泵的性能系数又叫做供热系数。所以，压缩式制冷机和热泵中 COPR=Q0/W (3－5) COPH=QH/W (3－6) 以后的论述主要针对制冷机，其性能系数简单记作COP，不再出现下标“R”。

第一节 可逆制冷循环 循环效率(也称为热力完善度)用来说明制冷循环与可逆制冷循环的接近程度。热力学上最为完善的循环是可逆循环。制冷循环的循环效率定义为：一个制冷循环的性能系数COP与相同低温热源、高温热汇温度下可逆制冷循环的性能系数COPc之比，即 η=COP/COPc (3－7) 实际制冷循环中总会存在各种不可逆因素，其循环效率的值介于0－1之间。η越接近1，说明越接近可逆循环，循环的热力学完善程度越高。

第一节 可逆制冷循环 二、卡诺制冷循环 设有恒温热源和恒温热汇，其温度分别为TL和TH。在这两个温度之间工作的可逆制冷循环是卡诺制冷循环。 第一节 可逆制冷循环 二、卡诺制冷循环 设有恒温热源和恒温热汇，其温度分别为TL和TH。在这两个温度之间工作的可逆制冷循环是卡诺制冷循环。 逆向卡诺循环由两个等温过程和两个等熵过程组成，如图3－2a所示。工质在循环中以TL温度从低温热源等温吸热(过程4－1)，再等熵压缩到温度升至TH(过程1－2)，又在TH下向高温热汇等温放热(过程2－3)，然后等熵膨胀到温度降至TL(过程3－4)，回到循环开始状态。循环中的一些参数按以下公式确定： 循环的吸热量 循环的排热量 循环的净输入功

第一节 可逆制冷循环 图3－2 卡诺制冷循环

第一节 可逆制冷循环 由能量守衡有 性能系数为 (3－8) 第一节 可逆制冷循环 由能量守衡有 性能系数为 (3－8) 式(3－8)给出卡诺制冷循环性能系数的表达式，它是相同的低温热源、高温热汇温度条件下制冷循环性能系数在理论上的最高值。式(3－8)表明： (1)卡诺制冷循环的性能系数COPc只与热源和热汇的温度有关，而与制冷剂的性质无关。 (2)COPc的大小随TH/TL改变，TH/TL越大则COPc越小。TH一定时，TL越低则COPc越小。 图3－2b给出不同TH、TL时COPc变化的具体数值。

第一节 可逆制冷循环 以上结论对于评价制冷机经济性的意义在于： (1)制冷机的COP与热源和热汇的温度条件有关。 第一节 可逆制冷循环 以上结论对于评价制冷机经济性的意义在于： (1)制冷机的COP与热源和热汇的温度条件有关。 (2)用COP值来评价或比较制冷机的循环经济性时，只有指明TH、TL评价才有意义；只有在同样的TH、TL条件下，才可以用COP值来比较两台或几台制冷机的循环经济性。 (3)循环效率η的定义本身已包含了相同热源和热汇条件下的比较，所以根据η值的大小可以直接评价和比较各种制冷循环的经济性。

第一节 可逆制冷循环 三、劳伦茨循环 恒温热源和恒温热汇条件下的可逆制冷循环是卡诺制冷循环。恒温热源和热汇的假定意味着热源和热汇的热容量无穷大。事实上，热源(汇)的热容量有限，热源在放热过程中温度将降低，热汇在吸热过程中温度将升高，即它们是温度变化的热源(汇)。 针对变温热源和变温热汇条件，制冷剂变温吸热、变温排热的循环是劳伦茨循环。劳伦茨循环如图3－3所示。循环由两个变温过程和两个等熵过程组成。过程1－2为制冷剂等熵压缩过程；2－3过程为变温放热过程；3－4过程为等熵膨胀过程；过程4－1为变温吸热过程。

第一节 可逆制冷循环 图3－3 劳伦茨循环

第一节 可逆制冷循环 如果上述循环中满足：对于变温放热过程2－3，制冷剂在放热时温度的变化与热汇的温度变化相一致，二者之间没有传热温差；对于变温吸热过程4－1，制冷剂在吸热时温度的变化与热源的温度变化相一致，二者之间没有传热温差。那么，该循环的各个过程都是可逆过程，为可逆劳伦茨循环。可逆劳伦茨循环是变温源(汇)条件下热力学上最理想的循环。 分析可逆劳伦茨循环时引入平均当量温度的概念。设Tm是放热过程的平均当量温度；T0m是吸热过程的平均当量温度。 2－3过程单位质量的放热量 (3－9)

第一节 可逆制冷循环 4－1过程单位质量的吸热量 (3－10) 循环的单位质量输入功 (3－1l) 循环的性能系数 (3－12) 第一节 可逆制冷循环 4－1过程单位质量的吸热量 (3－10) 循环的单位质量输入功 (3－1l) 循环的性能系数 (3－12) 可见，劳伦茨制冷循环的性能系数的值，相当于在Tm和T0m恒温源(汇)条件下工作的卡诺制冷循环的性能系数。

第二节 单级蒸气压缩式制冷 的理论循环 内 容 提 要 一、特点及工作过程 二、制冷剂的状态图 三、理论循环

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 一、特点及工作过程 第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 一、特点及工作过程 单级蒸气压缩式制冷系统如图3－4所示。它由压缩机、冷凝器、膨胀阀、蒸发器四个基本部件组成，并用管道将它们串连成一个封闭的系统，制冷剂在这个封闭的系统中循环。工作过程如下： 制冷剂在压力p0、温度T0下沸腾，T0低于被冷却对象的温度。压缩机不断抽吸蒸发器中产生的制冷剂蒸气，并将它压缩到冷凝压力pk，排出后送到冷凝器,在压力pk下等压冷却凝结成液体，制冷剂冷却和凝结时放出的热量传给冷却介质。与冷凝压力pk相对应的冷凝温度Tk一定要高于冷却介质的温度。冷凝后的制冷剂高压液体通过膨胀阀或其他节流元件进入蒸发器。当制冷剂通过节流元件时，压

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 图3－4 单级蒸气压缩式制冷系统 1—压缩机；2—冷凝器；3—膨胀阀；4—蒸发器

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 力从pk降到p0，有一部分液体汽化，剩余的液体温度降到T0，于是节流后的制冷剂以低温低压(p0，T0)气液两相混合状态进入蒸发器。混合物中的液体在蒸发器中蒸发，并从被冷却对象吸热，产生制冷作用。节流过程产生的那部分蒸气是闪发(flash)出来的，该蒸气通常称之为闪蒸气，它在蒸发器中几乎不产生制冷作用。 在整个循环过程中，压缩机起着压缩和输送制冷剂蒸气，并造成蒸发器中低压、冷凝器中高压的作用，是整个系统的心脏，有了它制冷剂才得以在系统内循环。节流阀对制冷剂起节流降压作用，并调节进入蒸发器的制冷剂流量。蒸发器是输出冷量的设备，制冷剂在蒸发器中蒸发时要吸收被冷却对象的热量，从而达到制冷的目的。冷凝器

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 是输出热量的设备，制冷剂在蒸发器中吸收的热量和压缩机消耗功所转化的热量，均带到冷凝器，排放给冷却介质。根据热力学第二定律，以压缩机所消耗的功为补偿，使制冷剂不断从低温物体中吸收热量，并不断向高温物体排放热量，从而完成整个制冷循环。 该系统中，来自蒸发器的低压制冷剂蒸气被压缩机吸入后经一次压缩，压力提高到冷凝所对应的高压，因此称它为单级蒸气压缩式制冷系统。

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 二、制冷剂的状态图 分析制冷循环，需要借助于制冷剂的状态图描述出制冷剂热力状态的循环变化。 第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 二、制冷剂的状态图 分析制冷循环，需要借助于制冷剂的状态图描述出制冷剂热力状态的循环变化。 因为纯质制冷剂的热力状态由两个独立的状态参数确定，所以任何一种制冷剂都可用平面状态图反映其热力性质，可以用任意两个状态参数分别作平面图的横坐标和纵坐标绘制状态图，并以这两个坐标参数命名状态图，如T－s图、p－h图、h－s图、p－v图等。状态图上绘出各状态参数的等值线簇、制冷剂的相区(液相、气相、两相)。状态图上的一个点代表一个热力状态；利用状态图可以描述热力状态的变化过程，以及由各种过程所组成的循环，并能直观描述循环中的各状态变化和分析这些变化对循环的影响。

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 制冷循环的分析与计算中，通常借助于T-s图和p-h图。由于单位质量制冷剂循环的各个过程中功与热量的变化均可以用比焓的变化计算，因此p-h图在制冷工程计算中得到更为广泛的应用。 1．压力－比焓图 压力－比焓图简称压－焓图，即p－h图。它的纵坐标为对数坐标，表示绝对压力；横坐标为比焓。压－焓图的结构如图3－5所示。

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 图3－5 压力－比焓图

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 图中的粗实线为相界线。相界线上的点C为临界点。点C左侧的相界线是饱和液体线；右侧的相界线是饱和蒸气线。饱和液体线上的点代表饱和液体状态；饱和蒸气线上的点代表饱和蒸气状态。相界线将制冷剂的状态平面分成三个区：饱和液体线左侧为过冷液体区；饱和蒸气线右侧为过热蒸气区；饱和液体线与饱和蒸气线所围成的区域为气－液两相区。两相区是饱和气－液共存的状态(湿蒸气状态)，其中饱和气所占的份额称作干度x。图中各参数的等值线簇为： 等压线—水平线； 等比焓线—垂直线；

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 等温线—液体区几乎为垂直线；两相区为水平线，与相应的等压线重合；过热蒸气区为向右下方弯曲的倾斜线； 第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 等温线—液体区几乎为垂直线；两相区为水平线，与相应的等压线重合；过热蒸气区为向右下方弯曲的倾斜线； 等比熵线—向右上方倾斜的实线； 等比体积线—向右上方倾斜的虚线，比等比熵线平坦； 等干度线—只存在于两相区内，与相界线的走向有相似趋势。 2．温度－比熵图 温度－比熵图简称温－熵图，即T－s图，是以温度为纵坐标、以比熵值为横坐标的制冷剂热力状态图。温度－比熵图的结构及各状态参数的等值线簇形状如图3－6所示。

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 图3－6 温度－比熵图

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 三、理论循环 1．理论循环的假定 理论循环基于以下假定： 第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 三、理论循环 1．理论循环的假定 理论循环基于以下假定： (1)高温热汇和低温热源的温度TH、TL恒定，且制冷剂在相变(冷凝、蒸发)过程中与热源(汇)之间没有传热温差，即冷凝温度Tk=TH，蒸发温度T0=TL； (2)制冷剂出蒸发器的状态为饱和蒸气，出冷凝器的状态为饱和液体； (3)制冷剂除在压缩机和膨胀阀处发生压力的升降外，在整个循环的其他流动过程中没有流动压力损失； (4)除两个热交换器(冷凝器和蒸发器)外，制冷剂在整个循环的其他流动过程中与外界不发生热交换；

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 (5)压缩过程为等熵压缩。 2．理论循环在状态图上的描述 第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 (5)压缩过程为等熵压缩。 2．理论循环在状态图上的描述 按以上假定，理论循环由两个等压过程、一个等熵压缩过程和一个绝热节流过程组成。图3－7示出理论循环在状态图上的描述。对照图3－7，循环中各特征状态和各过程说明如下： 点l代表制冷剂进入压缩机的状态，它是对应于蒸发温度(压力)下的饱和蒸气。点1位于p0等压线(或T0等温线)与饱和蒸气线(等干度线x=1)的交点上。 点2表示经压缩机压缩后排出的制冷剂状态，也是制冷剂在冷凝器入口处的状态。过程线1－2表示制冷剂气体在压缩机中的等熵压缩过程，有s1=s2。所以点2位于等熵线s1

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 图3－7 理论循环在状态图上的描述

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 与等压线pk的交点上。大多数制冷剂饱和蒸气经等熵压缩后成为过热蒸气，点2为过热蒸气状态。 第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 与等压线pk的交点上。大多数制冷剂饱和蒸气经等熵压缩后成为过热蒸气，点2为过热蒸气状态。 点3表示制冷剂在冷凝器出口处的状态，也是制冷剂节流前的状态。点3为饱和液体状态。冷凝器中的过程2－2'－3是定压过程，过程2－2'表示过热蒸气定压冷却到饱和蒸气的过程；过程2'－3表示从饱和蒸气定压凝结到饱和液体的过程。点2'位于等压线pk与等干度线x=1的交点上；点3位于等压线pk与等干度线x=0的交点上。 点4表示节流后的制冷剂状态，也是制冷剂在蒸发器入口处的状态。点4为低压两相状态。因为节流过程是绝热的，所以h3=h4；节流后压力达到蒸发压力，点4位于p0等压线与h3等焓线的交点上。

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 过程4－1表示发生在蒸发器中的定压蒸发过程。至此，完成一个理论循环过程。 3．理论循环特性 第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 过程4－1表示发生在蒸发器中的定压蒸发过程。至此，完成一个理论循环过程。 3．理论循环特性 用循环特性指标反映单位质量(1kg)制冷剂和单位体积(以压缩机吸入状态计1m3)制冷剂完成一个循环时，各个过程中的功与热量的转换与变化。循环特性还包括循环中的一些重要特征参数。理论循环的特性指标如下： (1)单位质量制冷量q0(简称单位制冷量) 表示1kg制冷剂完成循环时从低温热源所吸收的热量。取蒸发器为隔离体，它等于制冷剂在蒸发器出口处与入口处的比焓之差，即 kJ/kg (3－13)

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 (2)单位容积制冷量qZV 第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 (2)单位容积制冷量qZV 表示以压缩机吸入状态计，单位体积(1m3)制冷剂完成一个循环时，从低温热源所吸收的热量，即 kJ/m3 (3－l4) 式中：v1—为状态点1的比体积。 (3)比功w 表示1kg制冷剂完成循环时所消耗的压缩功(技术功)。它等于制冷剂在压缩机吸入与排出口处的比焓之差，即 kJ/kg (3－15) (4)容积比功wV 表示以压缩机吸入状态计，单位体积(1m3)制冷剂完成一个循环所消耗的压缩功(技术功)，即

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 kJ/m3 (3－16) (5)单位冷凝热负荷qk 第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 kJ/m3 (3－16) (5)单位冷凝热负荷qk 表示1kg制冷剂完成循环时向高温热汇所排放的热量。它等于制冷剂在冷凝器出口处与入口处的比焓之差，即 kJ/kg (3－17) (6)压力比π 循环中压缩机的排气压力与吸气压力之比，即 (3－18) (7)排气温度T2 制冷剂气体压缩终了的温度。 (8)循环的性能系数COP (3－19)

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 (9)循环效率(热力完善度) (3－20) 第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 (9)循环效率(热力完善度) (3－20) 制冷机的性能参数主要用制冷机的制冷量φ0、压缩机消耗功率P和制冷机性能系数COP反映。设压缩机的理论输气量为qvh(m3/s)，理论循环的制冷机性能计算如下： (1)制冷剂的循环质量(循环中的质量流量) kg/s (3－21) (2)制冷量 kW (3－22) (3)压缩机功率 kW (3－23)

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 (4)制冷机性能系数 (3－24) 4．理论循环的意义 第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 (4)制冷机性能系数 (3－24) 4．理论循环的意义 在构造理论循环时做了一系列的理想化假定，那么理论循环是否是可逆循环呢？我们将图3－7b与图3－2放到一起来比较，如图3－8所示。可以看出，理论循环假定中排除了蒸发器中相变传热的不可逆、压缩过程的不可逆和冷凝器中相变传热部分的不可逆，但仍存在两部分的不可逆损失：一是冷凝器中过热气非相变传热部分存在传热温差；二是绝热节流过程为不可逆过程。这两部分的不可逆损失如图中阴影所示。所以，理论循环并非可逆循环。

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 图3－8 理论循环与可逆循环的比较

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 尽管如此，理论循环是针对蒸气压缩式制冷系统部件组成条件下的理想化循环，它已最大限度地排除了机器设备(压缩机、冷凝器、蒸发器)本身的不完备因素，所以在给定热源和热汇温度情况下，理论循环是蒸气压缩式制冷循环的基准。 理论循环特性与热源(汇)温度有关，与制冷剂的性质有关。当热源和热汇温度给定或冷凝温度和蒸发温度给定时，理论循环在制冷剂的状态图上就唯一地确定下来，各种制冷剂有各自确定的状态图，所以，在相同Tk、T0条件下，理论循环特性唯一地取决于制冷剂的热力性质。

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 综上所述，理论循环的作用和意义在于： 第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 综上所述，理论循环的作用和意义在于： (1)它是实际循环的基准和参照，用于分析研究实际循环的各种不完善因素和应做出的改进。 (2)用于评价制冷剂。相同Tk、T0条件下，通过不同制冷剂的理论循环特性比较，可以评价它们在热力性质方面的适宜程度。 表3－1给出一些制冷剂在30℃/－15℃时的理论循环特性。运用某种制冷剂时，通过pk、p0反映系统内的压力水准；通过压力比、压力差和排气温度，了解压缩机的工作条件；用q0和qZV反映其制冷能力；COP反映循环的经济性。这样，对于某种特定的制冷要求，流体物质是否适宜用作制冷剂，及其作制冷剂时的长处与短处便一目了然。

第三节 单级蒸气压缩式制冷 的实际循环 内 容 提 要 一、实际循环 二、各种实际因素对循环的影响 三、单级蒸气压缩式制冷机的热力计算 第三节 单级蒸气压缩式制冷 的实际循环 内 容 提 要 一、实际循环 二、各种实际因素对循环的影响 三、单级蒸气压缩式制冷机的热力计算 四、单级蒸气压缩式制冷机的变工况特性

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 一、实际循环 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 一、实际循环 就循环的外部条件而言，低温热源和高温热汇均为有限源(汇)，它们是有限流量的空气、水或其他流体。冷却流体流过冷凝器时吸收制冷剂的排热，其温度要升高；被冷却流体流过蒸发器时其温度要降低；它们与制冷剂发生热交换时，必然有传热温差。就循环的内部条件而言，制冷剂出蒸发器和进入压缩机的状态未必恰好是饱和蒸气往往有一定的过热；制冷剂在膨胀阀前的状态也未必恰好是饱和液体；制冷剂在系统中循环流动，经过设备的连接管道(包括管件、阀门等)、热交换器管道时均存在流动阻力，造成压力损失，并且通过管道与外界存在热交换。另外，压缩机的实际压缩过程也存在不可逆损失。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 考虑以上各种实际因素，实际循环与理论循环的比较如图3－9所示。比较中忽略了低温热源和高温热汇的温度变化，仍视之为恒温热源和热汇。实际循环详述如下： 由于相变传热部分存在传热温差，所以制冷剂的蒸发过程线位于理论循环的蒸发过程线下方；制冷剂的冷凝过程线位于理论循环的冷凝过程线上方。 4－0－1a表示制冷剂在蒸发器中的蒸发过程，因在蒸发器中的流动阻力损失，蒸发过程温度和压力均有所下降。另外，制冷剂出蒸发器时蒸气稍有过热(状态点1a)。 1a－1b－1表示制冷剂气体出蒸发器后经吸气管、压缩机吸气腔、吸气阀和气缸时的压降和温升，在图上将该过程分解为等压过热(1a－1b)和等比焓降压(1b－1)两部分。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 图3－9 实际循环与理论循环的比较

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 点1表示制冷剂气体开始压缩的状态。压缩过程初期，气体温度较低，被气缸壁加热，为吸热的压缩过程，比熵增加；随着压缩过程的进行，气体温度逐渐升高到高于气缸壁温度，气体又向气缸壁散热，这阶段为放热的压缩过程，比熵减小。所以，整个压缩过程中先是比熵增加，后是比熵减小，用1－2表示。点2代表压缩终了状态。 高压气体经排气阀、排气腔到排气管的流动过程存在压降，用2－2a表示。 2a－3表示高压气体在排气管和冷凝器中的冷却－凝结过程。该过程伴随有流动阻力引起的压力降，且过程终了高压液体有一定的过冷(状态点3)。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 3－4表示高压液体的节流过程。由于制冷剂经膨胀阀时流速很快，来不及换热，仍视为绝热节流，故点3与点4的比焓相等。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 二、各种实际因素对循环的影响 1．高压液体过冷的影响 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 二、各种实际因素对循环的影响 1．高压液体过冷的影响 制冷剂液体的温度若低于它所处压力下的饱和温度，则称为过冷液体。过冷液体温度与其饱和温度之间的差值称过冷度。 以理论循环作为比较基准，若节流前的高压液体处于过冷状态，过冷对循环的影响可以由图3－10分析得出。图中1－2－3－4－1是理论循环，1－2－3'－4'－1是高压液体有过冷的循环。 节流前过冷的高压液体状态点为3'，其过冷度为 (3－25) 过冷液体的比焓比饱和液体的比焓有所降低，降低值为

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 图3－10 高压液体有过冷的循环

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (3－26) 式中C'为液体比热容。循环的状态点1和2未变。循环特性比较如表3－2所示。 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (3－26) 式中C'为液体比热容。循环的状态点1和2未变。循环特性比较如表3－2所示。 表3－2 循环特性比较 循环特性指标 理论循环 有过冷的循环 过冷的影响 单位质量制冷量q0 增大 单位容积制冷量qZV 比功w 不变 性能系数COP

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 可见，液体过冷使循环的主要特性指标q0、qZV和COP增大，且由于单位容积制冷量增大，还使压缩机制冷能力提高；由于吸气比体积和比功不变，故压缩机的功率不变。所以过冷对循环总是有利的。过冷度越大，得益越多。相同过冷度下，过冷使制冷量和性能系数提高的百分数取决于制冷剂的液体比热容和蒸发温度下的汽化潜热。液体比热容越大和汽化潜热越小的制冷剂显热比大，过冷的相对收益越大。如氨和丙烷在某一相同工况下每过冷1℃，氨的单位制冷量提高约0.4%；而丙烷则提高约0.9%。此外，由于低蒸发温度时节流损失大(节流过程的闪蒸气多)，节流后两相状态干度变大，所以蒸发温度越低，过冷使性能的相对提高越大。在设计低蒸发温度的制冷机时应充分考虑。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 计算有过冷的循环时，要用到过冷液体的比焓值，即图中状态3'的比焓h3'。虽然可按式计算过冷液体的比焓值，但计算中要用到液体的比热容c'。工程计算中h3'可以近似用相同温度下饱和液体的比焓值，即 (3－27)

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 获得过冷的几种方法如下： (1)利用冷凝器直接得到过冷 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 获得过冷的几种方法如下： (1)利用冷凝器直接得到过冷 就是说，使压缩机排出的制冷剂蒸气在冷凝器中经历冷却－凝结－过冷这样三个阶段的换热过程。为此，冷凝器结构设计中应满足此要求。逆流套管式水冷凝器最易获得过冷，如图3－11所示。翅片管式风冷凝器，通过管程的合理布置也可以获得过冷。一般的壳管式水冷凝器，由于制冷剂在壳侧只能得到饱和态的凝液，无法在冷凝器中获得过冷。若壳管式水冷凝器壳体下部兼作高压贮液器使用，并布置有冷却水管，那么，使冷却水自下而上流过，也可以在冷凝器中得到过冷液体，如图3－12所示。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 图3－11 逆流套管式水冷凝器中获得过冷 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 图3－11 逆流套管式水冷凝器中获得过冷 直接从冷凝器中虽可获得过冷，但受冷凝器总传热温差的制约，过冷程度有限，一般仅能得到1-5℃的过冷度。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 图3－12 壳管式水冷凝器

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (2)利用过冷器获得过冷 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (2)利用过冷器获得过冷 在冷凝器与膨胀阀之间增设一台热交换器—过冷器，使来自冷凝器的制冷剂液体在过冷器中进一步被冷却。例如，冷凝器用常温水冷却，过冷器则用温度更低的深井水冷却。或者，用常温冷却水，使它先流过过冷器，再流过冷凝器。用过冷器能够获得的过冷度一般也不会很大，而取决于冷凝器与过冷器所用冷却水之间的温度差异程度。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (3)用气－液热交换器(回热器)获得过冷 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (3)用气－液热交换器(回热器)获得过冷 上述两种方法均因受常规冷却介质的温度条件限制，过冷度不大。如果采用制冷剂自身回热的办法，则可以得到更大的过冷度。作法是：在冷凝器与膨胀阀之间增设一台热交换器，使来自冷凝器的高压液体与来自蒸发器的低温制冷剂气体发生热交换。由于出蒸发器的制冷剂气体温度远低于常规的冷却介质的温度，高压液体在它的冷却下便有较大过冷度。这种回热器叫做气－液热交换器。来自蒸发器的制冷剂蒸气经气－液热交换器温度升高(过热)后，再返回压缩机。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 2．压缩机吸气过热的影响 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 2．压缩机吸气过热的影响 压缩机吸气过热使排气温度升高，还对其他循环特性指标造成影响，具体影响情况要看吸气过热所造成的制冷剂比焓增是否产生有用的制冷作用。不产生制冷作用的过热称无用过热；产生制冷作用的过热称有用过热。 有吸气过热的循环与理论循环的比较如图3－13所示。图中，1－2－3－4－1为理论循环；1'－2'－3－4－1'为有吸气过热的循环。吸气过热度定义为 (3－28) 当过热为无用过热时，低压制冷剂蒸气从被冷却对象的吸热(制冷)过程为4-1。而过程1-1'则是低压气在被压缩之前经吸气管道和压缩机因受到加热而产生的过热过程。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 当过热为有用过热时，低压制冷剂的吸热(制冷)过程为4-1'。 图3－13 有吸气过热的循环

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (1)无用过热 利用图3－13，无用过热情况下主要循环特性与理论循环的比较如表3－3所示。 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (1)无用过热 利用图3－13，无用过热情况下主要循环特性与理论循环的比较如表3－3所示。  表3－3 无用过热循环与理论循环的比较 循环特性指标 理论循环 无用过热循环 无用过热的影响 单位质量制冷量q0 不变 单位容积制冷量qZV 减小 比功w 增大 性能系数COP

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 可见，无用吸气过热情况下，循环的单位制冷量未变，但比功增大了，因而性能系数下降。它对循环是不利的，故又将无用过热称为有害过热。实际中应尽量减少有害过热。制冷机的吸气管道总要外敷隔热层，防止环境对吸气管的加热作用，其目的就是为了减少有害过热。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (2)有用过热 利用图3－13，有用过热情况下主要循环特性与理论循环的比较如表3－4所示。 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (2)有用过热 利用图3－13，有用过热情况下主要循环特性与理论循环的比较如表3－4所示。  表3－4 有用过热循环与理论循环的比较 循环特性指标 理论循环 有用过热循环 有用过热的影响 单位质量制冷量q0 增大 单位容积制冷量qZV 不一定 比功w 性能系数COP

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 可以看出，有用过热使循环的单位质量制冷量q0有所提高，压缩比功增大。由于吸气比体积v1'比理论循环的吸气比体积v1增大，所以从循环特性指标的表达式上不能直接判断出有用过热对单位容积制冷量qZV的影响，也不能直接判断出它对性能系数COP的影响，而需要针对具体制冷剂通过计算得出结论。 计算表明，有用过热对qZV和COP产生正面影响还是负面影响，取决于制冷剂的性质，有些制冷剂有用过热产生正影响；有些制冷剂有用过热产生负影响。而正面影响或负面影响的大小还与有用过热度的大小有关。图3－14和图3－15给出对一些制冷剂的计算结果。计算工况取：冷凝温度为30℃，蒸发温度为－15℃。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 图3－14 有用过热对单位容积制冷量的影响

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 图3－15 有用过热对性能系数的影响

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 图3－14是一些制冷剂的单位容积制冷量随有用过热度的变化情况。图3－15是一些制冷剂的性能系数随有用过热度的变化情况，并均以与理论循环的相对值给出。 比较图3－14和图3－15可以看到：对同一种制冷剂，有用过热对单位容积制冷量的影响与对性能系数COP的影响具有相同的趋势。也就是说，有用过热若使某制冷剂的单位容积制冷量提高(或降低)，那么也必然使其性能系数提高(或降低)。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 若制冷剂在蒸发器出口处达到过热状态，则它在蒸发器内的过热是因吸收了被冷却对象的热量而具有的，即产生了制冷作用，为有用过热。比如，热力膨胀阀供液控制蒸发器出口有5℃的过热度，这5℃的过热度便是有用过热。 多数情况下，由于受蒸发器传热温差的制约，在蒸发器内能够得到的有用过热很有限，压缩机吸气过热的大部分是无用过热。避免大量无用过热的方法是采用气－液热交换器。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 采用气－液热交换器的单级蒸气压缩制冷系统如图3－16a所示。人们将其循环称为有回热的循环。该系统中，在冷凝器B与膨胀阀C之间增加了气－液热交换器D，其中高压液体与蒸发器E回气发生热交换，结果高压液体被冷却变成过冷状态3'；而低压回气则因回收了高压液体的热量而变成过热状态1'。有回热的循环及其与理论循环的比较见图3－16b。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 图3－16 有回热的循环

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 有回热的循环分析如下。 由气－液热交换器的能量平衡关系 (3－29) 单位质量制冷量 (3－30) 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 有回热的循环分析如下。 由气－液热交换器的能量平衡关系 (3－29) 单位质量制冷量 (3－30) 由上式可见，回热循环就相当于有用过热循环。尽管系统图3－16a过程1－1'的比焓增并未直接用于制冷，但它使液体过冷，过冷部分的比焓差与过热部分的比焓差相等，并产生了制冷作用。所以，就分析循环特性并与理论循环相比较而言，回热循环等价于没有过冷的有用过热循环。前面关于有用过热对循环影响的分析结果都适用于回热循环，即回热对循环的影响情况因制冷剂的种类而异。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 具体说，采用回热不利的制冷剂中氨是典型，此外还有R2l、R40。采用回热有利的制冷剂有丙烷R290、CO2等。R22采用回热对循环的影响不明显。 所以，氨不宜采用回热循环。主要原因不仅是因为回热使循环经济性下降，还由于氨的绝热指数大，排气温度高，吸气过热会造成氨的排气温度过高，危害压缩机的安全性和可靠性。氨的吸气过热度被控制在5℃以内。 蒸发温度较高的制冷机，由于高压液体与蒸发器回气之间的温度差异不太大，回气温度与环境温度之间的温差也不太大，吸气管隔热层处理得好就能控制有害过热，所以一般不用回热器。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 蒸发温度低的制冷机用回热器有重要意义。由于压缩机不允许吸气温度过低(否则压缩机外壁结霜、润滑油变粘甚至絮浊)，较大的吸气过热度是必须的。所以，一定要用回热器才能使足够大的过热度成为有用过热，而且高压液体因回热而得到过冷。过冷又是防止膨胀阀或毛细管节流件前的制冷剂液体中出现闪蒸气，保证节流件稳定工作的有效措施。 还有一些制冷剂如RC318等，它们的热力性质特征使得饱和蒸气等熵压缩进入两相区，就是说在这类制冷剂的T－s图上，气相饱和线呈向左下方倾斜的形状，如图3-17所示。对于具有这种性质的制冷剂就必须采用回热循环，让吸气过热到足以保证压缩的全过程都在气相区内完成。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 图3－17 某些制冷剂的T－s图 (饱和蒸气等熵压缩进入两相区)

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 3．管道压力损失和热交换的影响 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 3．管道压力损失和热交换的影响 制冷系统的管道有设备之间的连接管道和热交换设备的内部管道。这里主要讨论设备之间的连接管道。制冷剂在这些管道内流动时，因流动阻力会产生压力损失；因管内制冷剂与管外环境之间存在温差会发生热交换。管道的压力损失和热交换都将对循环特性产生影响。制冷系统的设备连接管道分为吸气管、排气管、高压液管和低压液管。下面分别讨论这四段管道的压力损失和热交换对循环特性的影响。见图3－4所示。

第二节 单级蒸气压缩式制冷的理论循环 图3－4 单级蒸气压缩式制冷系统 1—压缩机；2—冷凝器；3—膨胀阀；4—蒸发器

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (1)吸气管 吸气管是连接蒸发器与压缩机吸入侧的管道。制冷剂在吸气管内处于低温低压状态。 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (1)吸气管 吸气管是连接蒸发器与压缩机吸入侧的管道。制冷剂在吸气管内处于低温低压状态。 吸气管发生热交换时，环境热量传入管内将对制冷剂气体加热，产生吸气过热，这种过热是无用过热。无用过热对循环是有害的，使吸气比体积增大，容积制冷量减小，排气温度上升，循环的性能系数下降。 吸气管内制冷剂的流动压力损失，使压缩机的吸气压力降低，吸气比体积增大，容积制冷量下降。另外，吸气压力降低使压缩机的工作压力比增大，引起压缩比功增大和排气温度升高，同时使循环的性能系数降低。这种不利影响程度会随着蒸发温度的降低而更加严重，因为压力越低，比体积随压力的变化越快。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (2)排气管 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (2)排气管 排气管是连接压缩机排气侧与冷凝器的管道。压缩机的排气温度总是高于环境温度。排气管发生热交换时，制冷剂将向环境散热，因而排气管热交换起到冷却高压排气的作用，减少了冷凝器的负荷，是有利无害的。于是，通常排气管裸露处理。但有些情况下，过高的排气管壁温度(如氨制冷压缩机)可能会对操作人员产生安全问题，应采取必要的防护措施。 排气管中的压力损失，使压缩机排气压力必须高出冷凝压力才能保证制冷剂流入冷凝器。其影响是增大了压缩机的工作压力比，使比功增大，排气温度升高。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (3)高压液管 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (3)高压液管 高压液管是从冷凝器到膨胀阀之间的连接管道。冷凝器的流体温度与环境温度比较接近，所以高压液管发生热交换的情况有两种可能：一种是制冷剂温度高于环境温度，向环境散热。其结果起到高压液体过冷的作用，对循环是有益的。另一种可能是制冷剂温度低于环境温度，被环境加热。于是，高压液管中将有部分液体汽化，使膨胀阀入口处的制冷剂不再是纯液态。制冷机运行中，膨胀阀前若出现气泡，会大大降低阀的流通能力，并使阀的工作不稳定。阀能力下降造成对蒸发器供液不足。蒸发器缺液，则制冷能力大大降低；阀工作不稳定会危及压缩机的安全。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 高压液管中的压力损失使膨胀阀前的制冷剂压力降低。由于阀前压力降低，便阀前后的压力差变小，造成膨胀阀的通流能力减小。另外，假定来自冷凝器的制冷剂液体是饱和液，高压液管中的压力损失将使阀前液体中出现闪蒸气，阀前液体汽化，更是严重影响膨胀阀能力，还使阀的工作不稳定。危害如上所述。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (4)低压液管 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (4)低压液管 低压液管是连接膨胀阀与蒸发器之间的管道。低压液管中的制冷剂处于低温。低压液管发生热交换时，是制冷剂受环境加热。进入蒸发器的制冷剂比焓值将增大，所以要损失一部分制冷量。 低压液管中的压力损失，将使膨胀阀出口处的压力抬高。阀前后压力差变小，这会使膨胀阀能力有所削弱。 实际上，制冷系统的低压液管一般很短，往往将膨胀阀紧靠蒸发器安装，这部分的管道便不产生什么影响。 由以上分析可以看出，制冷系统管道中特别要注意认真处理的是吸气管和高压液管。吸气管外要做隔热处理，以减小有害过热；吸气管内制冷剂流速应保证吸气侧压降

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 在允许的范围内，吸气管段上还应当尽量减少管件阀门等附件。 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 在允许的范围内，吸气管段上还应当尽量减少管件阀门等附件。 高压液管最关键的问题是防止制冷剂液体汽化。实际系统中若高压液体管道较长，再有转弯、上升等，压降无法避免。为了防止膨胀阀前液体汽化现象发生，就必须使制冷剂液体过冷。足够的液体过冷度不仅可避免压降引起的闪蒸，还能避免液管因受环境加热而引起的制冷剂液体汽化。如图3－18所示，对于饱和温度T3，对应的制冷剂饱和压力p3，高压液管的压力损失为Δp，为了不使膨胀阀前液体汽化，高压液体在高压液管入口处的最小过冷度为

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 图3－l8 过冷防止膨胀阀前液体汽化

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 4．压缩机与压缩过程不可逆的影响 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 4．压缩机与压缩过程不可逆的影响 压缩机不仅存在功率损失，还存在容积损失。功率损失使压缩机实际功耗增大，容积损失使压缩机输气量减小，结果是：制冷能力减小，性能系数下降。压缩机的这些损失都用效率来反映。 (1)指示效率(水力效率) 压缩机中气体的压缩过程并非理论循环所假定的等熵过程。压缩机具有气腔、气阀结构，气体经过它们时要产生压降，所以压缩过程的起始压力低于吸气管压力，压缩过程的终了压力高于排气管压力，这要多消耗压缩功。另外，压缩过程是不可逆的，也要多消耗功。直接用于气体压缩所消耗的功叫做指示功。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 指示比功wi将大于理论比功w。用指示效率ηi来反映这二者的相对差异。 指示效率 (3－31) 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 指示比功wi将大于理论比功w。用指示效率ηi来反映这二者的相对差异。 指示效率 (3－31) (2)机械效率 压缩机存在机械摩擦损失，所以输入到压缩机主铀上的比功ws又比指示比功大。用机械效率来反映指示比功与压缩机实际消耗的轴比功。 机械效率 (3－32)

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (3)电动机效率 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (3)电动机效率 对于全封闭式压缩机，电动机与压缩机封闭在一个壳体中，电动机属于压缩机的一部分，所以还要考虑电动机的损失。电动机效率ηm0等于作用在压缩机轴上的功ws与压缩机实际输入的电功we之比，即 (3－33) 可见，对于开启式压缩机，输入到轴上的比功为 (3－34) 对于全封闭和半封闭式压缩机，输入的比电功为 (3－35)

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 开启式压缩机的轴效率ηk为 (3－36) 封闭式压缩机的电效率ηel为 (3－37) 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 开启式压缩机的轴效率ηk为 (3－36) 封闭式压缩机的电效率ηel为 (3－37) (4)压缩机的容积效率 压缩机不可能达到按气缸行程容积计算的理论值输气量，实际输气量小于理论输气量。用容积效率λ反映这一差异。容积效率(又叫输气系数)定义为实际输气量qvs与理论输气量qvh之比，即 (3－38)

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 5．相变传热不可逆的影响 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 5．相变传热不可逆的影响 理论循环中假定相变传热过程为无温差的可逆过程，因而制冷循环的工作温差Tk－T0等于低温热源与高温热汇之间的温差TH－TL。实际循环相变传热有传热温差，冷凝温度必须高于热汇的温度，蒸发温度必须低于热源的温度，使循环的工作温差增大。这对循环产生如下影响：循环的压力差和压力比增大，比功增大，单位质量制冷量和单位容积制冷量都变小，性能系数降低。压力比增大还使压缩机容积效率下降，便制冷量进一步减小。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 6．其他影响因素 理论上认为制冷系统内是纯制冷剂，实际上会有些不纯因素，也会对循环带来影响，如： 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 6．其他影响因素 理论上认为制冷系统内是纯制冷剂，实际上会有些不纯因素，也会对循环带来影响，如： (1)润滑油 压缩机的润滑油与制冷剂直接接触，二者有一定的互溶性，使热力性质有所偏移。 (2)水分与不凝性气体 制冷系统中如果混入了水分或不凝性气体，将会产生危害。水分存在使制冷剂发生水化反应，对系统材料有腐蚀。不凝性气体存在，则使系统内压力升高，排气温度升高，造成机器运行异常。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 三、单级蒸气压缩式制冷机的热力计算 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 三、单级蒸气压缩式制冷机的热力计算 热力计算是制冷机设计计算的第一步。热力计算的结果为制冷系统各部件的设计或选型提供基础数据。热力计算的内容包括：在设计工况下，计算实际循环特性参数，计算制冷机性能参数和各热交换设备的热负荷。 1．热力计算的方法与步骤 进行制冷机设计时，首先按制冷机的使用要求和使用时的环境条件，选择制冷剂、规划制冷系统流程。在上述条件已知的情况下，进行制冷机的热力计算。 设有单级蒸气压缩制冷机的系统流程如图3－19a所示(为了充分反映可能的情况，流程中使用了过冷器和气－液热交换器)。

A—压缩机；B—冷凝器；C—过冷器；D—膨胀阀； 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 图3－19 单级蒸气压缩制冷机热力计算 A—压缩机；B—冷凝器；C—过冷器；D—膨胀阀； E—蒸发器；F—气－液热交换器

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 ● 热力计算的步骤如下： (1)按已知系统流程在制冷剂的p－h图上表示出循环(如图3－19b所示) 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 已知条件：要求的制冷温度TL，环境冷却介质的温度TH，主机(压缩机)的理论输气量qvh。 ● 热力计算的步骤如下： (1)按已知系统流程在制冷剂的p－h图上表示出循环(如图3－19b所示) 需要说明的是，热力计算时采用简化的实际循环图，即：不考虑管道压降，图中也不反映压缩机内部气腔及气阀的压力损失。故简化后的实际循环图3－19b中，高压侧是冷凝压力等压线，低压侧是蒸发压力等压线。点1表示制冷剂在压缩机吸气管的状态；点2表示制冷剂在压缩机排气管的状态，点2的比焓值为压缩过程终了制冷剂的比焓。图中的虚线1－2'表示假想的等熵压缩过程，即从吸气状态开始经等熵压缩将压力提高到冷凝压力。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (2)确定循环工况 冷凝温度 Tk=TH＋ΔTk 冷凝压力 pk=f(Tk) 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (2)确定循环工况 冷凝温度 Tk=TH＋ΔTk 冷凝压力 pk=f(Tk) 蒸发温度 T0=TL－ΔT0 蒸发压力 p0=f(T0) 吸气温度T1 按实际情况和制冷剂允许的吸气温度或吸气过热度取值。 蒸发器出口温度T1' 按膨胀阀控制的蒸发器出口过热度确定，也可以粗略地按饱和气体温度计算。 冷凝器出口温度T3 按冷凝器出口可能获得的过冷度确定，也可以粗略地按饱和液体温度计算。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 关于冷凝器和蒸发器传热温差的取值，一般情况下： 水冷式冷凝器 ΔTk＝4－6 K。 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 关于冷凝器和蒸发器传热温差的取值，一般情况下： 水冷式冷凝器 ΔTk＝4－6 K。 风冷式冷凝器 ΔTk＝10－14 K。 冷却液体的蒸发器 ΔT0＝3－5 K。 冷却空气的蒸发器 ΔT0＝8－10 K。 (3)计算实际循环特性 由以上所确定的循环工况，先求取并列出循环中各已知状态点的热力状态参数，然后计算以下循环特性指标： 单位质量制冷量 kJ/kg 单位容积制冷量 kJ/m3

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 理论比功 kJ/kg 指示比功 压缩机排气管处制冷剂气体的比焓 冷凝器单位热负荷 过冷器单位热负荷 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 理论比功 kJ/kg 指示比功 压缩机排气管处制冷剂气体的比焓 冷凝器单位热负荷 过冷器单位热负荷 气－液热交换器单位热负荷

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 节流前的液体温度，查制冷剂性质图表 K 压缩机排气温度，查制冷剂性质图表 压力比：制冷系统的压力比 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 节流前的液体温度，查制冷剂性质图表 K 压缩机排气温度，查制冷剂性质图表 压力比：制冷系统的压力比 压缩机的实际压力比πc应考虑压缩机吸气阀上的压力损失Δps和排气阀上的压力损失Δpd，故 (4)计算制冷机性能及各热交换设备的热负荷 压缩机的实际输气量 m3/s

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 制冷剂的质量流量 kg/s 制冷量 kW 压缩机的指示功率 压缩机的轴功率 压缩机的电功率 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 制冷剂的质量流量 kg/s 制冷量 kW 压缩机的指示功率 压缩机的轴功率 压缩机的电功率 制冷机的性能系数 (封闭式压缩机)

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (开启式压缩机) 冷凝器热负荷 kW 过冷器热负荷 回热器热负荷

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 2．热力计算举例 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 2．热力计算举例 例3－1 某空调用制冷系统，制冷剂为氨，需要的制冷量φ0=48 kW，空调用冷水温度tc=10℃，冷却水温度tw=32℃，试进行制冷机的热力计算。计算中，取蒸发器端部的传热温差Δt0=5℃，冷凝器端部的传热温差Δtk=8℃，节流前的制冷剂液体过冷度ΔtG=5℃，吸气管路有害过热度Δtr=5℃，压缩机的容积效率λ=0.8，指示效率ηi=0.8。 解：绘制压－焓图上的制冷循环，如图3－20所示。根据已知条件，制冷循环的工况参数为： tk＝tw＋Δtk＝40 ℃，t0＝tc－Δt0＝5 ℃， t3＝tk－ΔtG＝35 ℃，t1＝t0＋Δtr＝10℃ 查氨的热力性质图表，得循环各特征点的状态参数如表3-5所列。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 图3－20 压力－比焓图上的制冷循环

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 表3－5 循环特征点的状态参数 (1) 单位质量制冷量 q0＝h0－h4＝1095.0 kJ/kg 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 表3－5 循环特征点的状态参数 (1) 单位质量制冷量 q0＝h0－h4＝1095.0 kJ/kg (2) 单位容积制冷量 qZV＝q0/v1＝4390.55 kJ/m (3) 理论比功 w＝h2－h1＝160.71 kJ/kg 点号 p/MPa t/℃ h/(kJ/kg) v/(m3/kg) 0.517 5 1461.693   0.2494 1 10 1457.243 2 1.557 1635.953 3 35 366.691

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (4) 指示比功 wi＝w/ηi＝200.89 kJ/kg (5) 冷凝器入口的制冷剂比焓值 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (4) 指示比功 wi＝w/ηi＝200.89 kJ/kg (5) 冷凝器入口的制冷剂比焓值 因wi＝h2s－h1，所以 h2s＝wi＋h1＝1676.13 kJ/kg (6) 性能系数 理论值 COP＝q0/w＝6.81 指示值 COPi＝q0/wi＝5.54 (7) 冷凝器的单位热负荷 qk＝h2s－h3＝1309.44 kJ/kg (8) 制冷剂循环的质量流量 qm＝φ0/q0＝43.8×10－3 kg/s

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (9) 实际输气量和理论输气量 qvs＝qmv1＝10.93×10－3 m3/s 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (9) 实际输气量和理论输气量 qvs＝qmv1＝10.93×10－3 m3/s qvh＝qvs/λ＝13.67×10－3 m3/s (10) 压缩机消耗的理论功率和指示功率 P＝qmw＝7.0 kW Pi＝P/ηi＝8.8 kW (11) 冷凝器热负荷 φk＝qmq0＝57.35 kW (12)热力学完善度 因卡诺循环的性能系数为 COPc＝TH/(TH－TL)＝12.86 因此，指示循环效率为 η＝COPi/COPc＝0.42

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 例3－2 有一台6FS10型制冷压缩机，欲用来配一座小型冷库。库内的温度要求为tc=－10℃，采用水冷式冷凝器，冷却水的温度tw=30℃，试做运行工况下的热力计算。已知压缩机参数为：气缸直径D=100mm，行程S=70mm，气缸数Z=6，转速n=1440r/min，机械效率ηm=0.9，指示效率ηi=0.65，容积效率λ=0.6。制冷剂为R22，蒸发器的传热温差Δt0=10℃，冷凝器的传热温差Δtk=5℃，蒸发器出口过热度为5℃，吸气管路过热度为5℃，高压液体有过冷度，其温度为32℃。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 解：按已知条件，制冷机的运行工况为 tk＝tw＋Δtk＝35℃，t0＝tc－Δt0＝－20℃， 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 解：按已知条件，制冷机的运行工况为 tk＝tw＋Δtk＝35℃，t0＝tc－Δt0＝－20℃， t1'＝t0＋5℃＋5℃＝－10℃，t3=32℃ 在p－h图上描述循环，如图3－21所示。查R22的热力性质图和表，得循环各特征点的状态参数如表3－6所示。   图3－2l p－h图上的循环

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 表3－6 循环各特征点的状态参数值 循环特性参数计算： (1)压力比 π＝pk/p0＝5.53 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 表3－6 循环各特征点的状态参数值 循环特性参数计算： (1)压力比 π＝pk/p0＝5.53 (2)单位质量制冷量 q0＝h1－h4＝161.52 kJ/kg 点号 p/MPa t/℃ h/(kJ/kg) v/(m3/kg) 1 0.245 －15 400.75   0.0952 1' －10 404.02 2 1.355 448.0 3 32 239.23

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (3)单位容积制冷量 qZV＝q0/v1'＝1696.64 kJ/m3 (4)理论比功 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (3)单位容积制冷量 qZV＝q0/v1'＝1696.64 kJ/m3 (4)理论比功 w＝h2－h1'＝43.98 kJ/kg (5)指示比功 wi＝w/ηi＝67.77 kJ/kg (6)性能系数 COP＝q0/w＝3.67 COPi＝q0/wi＝2.39 制冷机的性能参数计算： (1)理论输气量 qvh＝πD2SZn/4＝0.079 m3/s

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (2)实际输气量 qvs＝λqvh＝0.0474 m3/s (3)制冷剂的质量流量 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (2)实际输气量 qvs＝λqvh＝0.0474 m3/s (3)制冷剂的质量流量 qm＝qvs/v1'＝0.5 kg/s (4)制冷机制冷量 φ0＝qmq0＝80.76 kW (5)压缩机理论功率和指示功率消耗 P＝qmw＝22.0 kW Pi＝qmwi＝33.8 kW (6)冷凝器热负荷 h2s＝h1'＋(h2－h1')/ηi＝471.7 kJ/kg φk＝qm(h2s－h3)＝116 kW

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 四、单级蒸气压缩式制冷机的变工况特性 1．工况变化对制冷机性能的影响 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 四、单级蒸气压缩式制冷机的变工况特性 1．工况变化对制冷机性能的影响 所谓制冷机的工况，是指它的工作循环状况。反映工况的参数是Tk、T0、T1和T3。 从前面的热力计算可以看到，一旦运行工况确定，对于给定了主机容量配备的制冷机来说，其性能(φ0、P、COP 等)便是确定的。制冷机实际运行过程中，由于系统外部热源(汇)条件的改变和系统自身设备工作条件的变化，将导致系统内部制冷剂工况参数的变化，从而对循环特性乃至制冷机性能产生影响。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 四个工况参数中，对性能影响重要的是冷凝温度Tk和蒸发温度T0，相对而言，T1和T3的影响较小。通常讲制冷机工况变化，主要指冷凝温度和蒸发温度的变化。 (1)冷凝温度变化的影响 图3－22示出冷凝温度变化的循环图。假定蒸发温度不变，原循环为1－2－3－4－1；若冷凝温度升高，循环变成1－2'－3'－4'－1。分析比较这两个循环特性，不难看出，由于冷凝温度升高，冷凝压力上升，使压缩机的工作压力比增大，致使比功增大，压缩机排气温度升高。高冷凝压力下，饱和液体的比焓值有所增大，使单位质量制冷量减小，循环的性能系数COP下降。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 图3－22 冷凝温度变化的循环图

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 再考察它引起制冷机整机性能的改变。由于给定压缩机的理论输气量qvh为定值(压缩机转速不变的条件下)，实际输气qvs=λqvh，压力比升高使压缩机的容积效率λ下降，故实际输气量减少，制冷机中制冷剂的质量流量qm下降，制冷量φ0受qm和q0共同下降的影响，所以降低更多。如果不考虑容积效率随压力比变化的因素，从表达式P=qmw可以看出，随着冷凝温度上升，压缩机功率也将增大。实际压缩机功率的变化与理想压缩机有所不同：在高蒸发温度时，由于随冷凝温度提高，压力比的变化不明显，对容积效率影响不大，压缩机实际功率仍是增大的，不过比理想压缩机功率增大得少。低蒸发温度时，同样冷凝温度的变化(升高)量造成压力比的变化(增大)明显，压缩

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 机容积效率降低明显，质量流量qm减少的影响将抵消掉比功增大的影响，所以压缩机功率有可能大致不变，甚至有可能略有减小。然而不管是高蒸发温度还是低蒸发温度，固定蒸发温度下，随冷凝温度上升COP总是下降的。 可见，冷凝温度升高使制冷机制冷能力下降，运行经济性变差。除此之外，冷凝温度升高使压缩机排气温度升高，对于高排气温度的制冷剂和工况，该不利影响不容忽视。实际运行中，尤其是在高环境温度下工作的制冷机，应特别注意尽可能保证冷凝器的散热条件，不要使冷凝温度过多升高。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (2)蒸发温度变化的影响 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (2)蒸发温度变化的影响 图3－23给出蒸发温度变化时的循环图。假定冷凝温度不变。图中1－2－3－4－1是原有循环；1'－2'－3－4'－1'是蒸发温度降低了的循环。 比较两个循环特性不难看出，蒸发温度即蒸发压力降低时循环参数的变化是：吸气比体积增大(v1'＞v1)，压力比增大，排气温度升高(T2'＞T2)。由此引起循环特性指标的变化是：压缩比功增大(w'＞w)，单位质量制冷量减小(q0'＜q0 )，单位容积制冷量q0'/v1'明显减小，循环的性能系数也明显下降。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 图3－23 蒸发温度变化(降低)时的循环图

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 下面再来分析对容积比功的影响。容积比功wv=w/v1。当蒸发温度下降时，因为w和v1同时增大，所以简单地从wv的表达式尚不能直接判断出wv的变化趋势。姑且把制冷剂蒸气当作理想气体，依理想气体等熵压缩过程来看待，则比功为 (3－39) 容积比功为 (3－40) 对式(3－40)求导，令 ，得到使wv取得极值的条件是 (3－41)

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 极值点处的压力比数值π*只与制冷剂气体的绝热指数k有关。对不同制冷剂按式(3－41)计算发现，它们的π*值比较接近，大致在3附近。由此可以得出结论：在固定的冷凝温度下，随蒸发温度下降，压力比增大。当压力比小于3时，容积比功随蒸发温度下降而增大；压力比在3附近，容积比功有最大值；当压力比超过3时，容积比功随蒸发温度下降而减小。 此结论是将制冷剂气体按理想气体近似而推导出的，经实际考察得到证实。图3－24给出蒸发温度变化对氨制冷循环特性影响的具体数值。

(a)单位制冷量及容积制冷量与蒸发温度的关系 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (a)单位制冷量及容积制冷量与蒸发温度的关系 图3－24 蒸发温度变化对氨循环特性指标影响

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (b)比功及容积比功与蒸发温度的关系 图3－24 蒸发温度变化对氨循环特性指标影响

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 (c)COP与蒸发温度的关系 图3－24 蒸发温度变化对氨循环特性指标影响

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 制冷机整机性能随蒸发温度下降的变化情况如下： 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 制冷机整机性能随蒸发温度下降的变化情况如下： T0降低，因吸气比体积增大，压力比增大，压缩机容积效率下降，故循环的质量流量qm减少。制冷量φ0因qm和q0共同下降而明显降低。 压缩机功率，若不考虑容积效率λ的变化，理想压缩机功率与容积比功有同样的变化趋势。实际压缩机存在λ下降使P下降的因素，但也存在压力比升高使压缩不可逆损失增大的因素，所以实际压缩机功率随蒸发温度变化的情况也大体上与容积比功随蒸发温度变化的情况类似，即在压力比等于3附近压缩机功率有最大值；压力比小于3时，蒸发温度下降压缩机功率增大；压力比大于3时，蒸发温度下降压缩机功率减小。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 蒸发温度降低时，不管压缩机功率是增是减，制冷机的性能系数COP总是减小的。 第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 蒸发温度降低时，不管压缩机功率是增是减，制冷机的性能系数COP总是减小的。 基于制冷机性能的上述变化特征，实际中应注意： (1)蒸发温度降低使制冷机性能恶化(制冷量变小，运行经济性变差)，而且其影响程度更甚于冷凝温度变化的影响。所以，制冷机运行中应尽量避免造成蒸发温度低于额定值的各种可能因素。 (2)实际装置中，常温冷凝条件下，空调使用的制冷机压力比的值大致在3附近，其功率达到最大。其电动机容量按最大功率配备，能够满足工况波动范围的制冷机功率要求。而冷冻冷藏装置的制冷机额定工况的压力比远大于3(可达8-10)，电动机的额定功率通常比最大功率小许多。

第三节 单级蒸气压缩式制冷的实际循环 在降温初期或高负荷时，蒸发温度较高，压缩机功率将超过电动机的额定功率，造成电动机超载。所以，在低蒸发温度的装置运行中必须采取一定的措施防止这种情况发生。 2．制冷机的安全使用条件 制冷机的运行工况虽然允许变化，但是这种变化是有一定范围限制的。超出了范围，将危及制冷机的可靠性和寿命。制冷机的安全使用条件与压缩机的安全使用条件是一致的。各种制冷压缩机的设计使用条件在相应的技术标准中均有具体规定。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 内 容 提 要 一、制冷剂的分类、命名与选用 二、制冷剂的性质 三、混合制冷剂 四、实用的制冷剂 内 容 提 要 一、制冷剂的分类、命名与选用 二、制冷剂的性质 三、混合制冷剂 四、实用的制冷剂 五、制冷剂热力性质的计算

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 一、制冷剂的分类、命名与选用 1、制冷剂的分类 蒸气压缩式制冷中的制冷剂有多种。 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 一、制冷剂的分类、命名与选用 1、制冷剂的分类 蒸气压缩式制冷中的制冷剂有多种。 按制冷剂组成分类，有单一制冷剂和混合制冷剂； 按制冷剂物质化学类别分类，主要有无机物、氟利昂和碳氢化合物三类； 按物质来源分类，有天然制冷剂和人工合成制冷剂。 2．制冷剂的命名 为了书写和表达简便，采用国际统一规定的符号命名制冷剂。制冷剂符号由字母“R”和它后面的一组数字或字母组成。字母“R”表示制冷剂(Refrigerant)，后面的数字与字母根据制冷剂物质的化学组成按一定规则编写。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 编写规则如下： (1)无机物 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 编写规则如下： (1)无机物 符号为R7()()。括号内填入的数字是该无机物的相对分子质量(取整数部分)。例如： 上例中，因为CO2和N2O相对分子质量的整数部分相同，规定用R744命名CO2；用R744a命名N2O，以便区分。 制冷剂 NH3 H2O CO2 SO2 N2O 相对分子质量 17 18 44 64 命名符号 R717 R718 R744 R764 R744a

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (2)氟利昂和烷烃类 烷烃化合物的分子通式为CmH2m+2； 氟利昂的分子通式为 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (2)氟利昂和烷烃类 烷烃化合物的分子通式为CmH2m+2； 氟利昂的分子通式为 CmHnFxClyBrz(n+x+y+z=2m+2)。 它们的命名符号为R(m-1)(n+1)(x)(z)。例如： 制冷剂 分子式 m、n、x、z数值 命名符号 二氟一氯甲烷 CHF2Cl m=1，n=1，x=2 R22 四氟乙烷 C2H2F4 m=2，n=2，x=4 R134 甲烷 CH4 m=1，n=4 R50 乙烷 C2H6 m=2，n=6 R170 丙烷 C3H8 m=3，n=8 R290

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (3)共沸混合物 符号为R5()()。括号中的数字按命名先后排序。 (4)非共沸混合物 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (3)共沸混合物 符号为R5()()。括号中的数字按命名先后排序。 (4)非共沸混合物 符号为R4()()。括号中的数字按命名先后排序。 (5)其他物质的命名符号规定：环烷烃和环烷烃的卤代物，首字母为RC；链烯烃和链烯烃的卤代物，首字母为R1，其后的数字列写规则与氟利昂和烷烃类的数字列写规则相同。例如，乙烯(C2H4)的命名符号为R1150；八氟环丁烷(C4F8)的命名符号为RC318。 按美国供暖制冷空调工程师协会(ASHRAE)颁布的制冷剂符号表示标准，表3－7选列出部分制冷剂的符号对照。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 3．制冷剂的选用 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 3．制冷剂的选用 选用什么物质作制冷剂，主要从以下三方面考察：是否有好的制冷性能；是否实用；该物质逸散到大气中是否会对环境带来不利影响。 (1)制冷性能 制冷剂制冷性能的好坏，要看它在制冷机要求的工作条件(即温度TH、TL)下，是否有满意的理论循环特性。这取决于制冷剂的热力性质。人们期望的是：其冷凝压力不太高；蒸发压力在常压以上或不要比大气压低得太多；压力比适中；排气温度不太高；单位制冷量大；循环的性能系数高；传热性好(导热系数大、比热容大)；流动性好(粘性小)。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (2)实用性 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (2)实用性 为了便于实用，制冷剂的化学稳定性和热稳定性要好，在制冷循环过程中不分解、不变质，对机器设备的材料无腐蚀，与润滑油不起化学反应。还希望它安全：无毒，无害，燃烧性和爆炸性小。另外，来源广、价格便宜也是考虑的重要方面。 (3)环境可接受性 20世纪80年代后期将环境可接受性作为选用制冷剂考察的硬指标，针对保护大气臭氧层和减少温室效应的环境保护要求，制冷剂的臭氧破坏指数必须为0，温室效应指数应尽可能小。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 制冷剂选定后，根据其本身性质，反过来又要求制冷系统在流程安排、结构设计及运行操作等方面与之相适应。这些都须在充分掌握制冷剂性质的基础上恰当地处理。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 二、制冷剂的性质 1．热力性质 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 二、制冷剂的性质 1．热力性质 制冷剂热力性质是指其热力参数之间的相互关系，诸如：饱和蒸气压力与温度之间的关系、热力状态参数(p，T，v，h，s)之间的关系，还有状态参数与比热容c、绝热指数k、声速a等的关系。这些热力性质是物质固有的，由实验测定和热力学微分方程计算求得。通常将各种制冷剂的热力性质数据绘制成相应的图表。工程计算使用时，可以从相应的图表中查取所需的热力参数值，也可以根据热力性质的数学模型，利用计算机计算得出。 教材中的附图和附表给出一些主要制冷剂的热力性质图和表。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 在相同工作温度条件下，不同制冷剂的制冷循环特性由它们各自的热力性质所决定。一些主要制冷剂在tk=30℃、t0=－l5℃时的理论循环特性已在表3－1中给出。 (1)制冷剂的饱和蒸气压力曲线 纯制冷剂的饱和蒸气压力是温度的单值函数，用饱和蒸气压力曲线描述这种关系。图3－25给出主要制冷剂的饱和蒸气压力曲线。 制冷剂在标准大气压(101.325kPa)下的沸腾温度称为标准蒸发温度(或标准沸点)，用符号Tb表示。制冷剂的标准蒸发温度大体上可以反映用它制冷时能够达到的低温范围。Tb越低的制冷剂能够达到的制冷温度越低。所以，习惯上往往依据Tb的高低，将制冷剂分为高温制冷剂、中温制冷剂、低温制冷剂。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 图3－25 制冷剂的饱和蒸气压力曲线

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 由图3－25可以看出，各种物质的饱和压力曲线的形状大体相似。所以，在相同温度下，标准蒸发温度低的制冷剂的压力较高；而标准蒸发温度高的制冷剂的压力较低。也就是说：低温制冷剂又属于高压制冷剂；高温制冷剂又属于低压制冷剂。 制冷剂的饱和蒸气压力－温度特性决定了给定工作温度下制冷循环的高压侧压力、低压侧压力以及压力比的数值。 (2)临界温度 临界温度是物质在临界点状态时的温度，用Tc表示。它是制冷剂不可能加压液化的最低温度，在此温度以上，无论怎样提高制冷剂气体的压力，也无法使它由气态变成液态。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 对于绝大多数制冷剂，其临界温度Tc与标准蒸发温度Tb之间存在如下关系： Tb/Tc≈0.6 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 对于绝大多数制冷剂，其临界温度Tc与标准蒸发温度Tb之间存在如下关系： Tb/Tc≈0.6 这说明低温制冷剂(标准沸点低的制冷剂)的临界温度低；高温制冷剂的临界温度高。不可能找到一种制冷剂，它既有很高的临界温度又有很低的标准沸点温度。所以，对于每一种制冷剂，其制冷循环的工作温度范围是有限的。 (3)粘性、导热性和比热容 制冷剂的粘性、导热性和比热容等热物理性质是影响到制冷机的辅机(特别是热交换器)设计的重要物性参数。 粘性反映流体内部质点之间发生相对运动时的摩擦力。粘性的大小与流体的种类、温度、压力有关。衡量粘性的

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 物理量是动力粘度μ(单位是Pa·s)和运动粘度ν(单位是m2/s)，两者之间的关系是 (3－42) 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 物理量是动力粘度μ(单位是Pa·s)和运动粘度ν(单位是m2/s)，两者之间的关系是 (3－42) 式中：ρ—流体的密度，kg/m3。 教材后的附表中给出制冷剂饱和液体与饱和蒸气的动力粘度的数据。过冷液体的动力粘度可以用相同温度下饱和液体的动力粘度的值来近似。 制冷剂的导热性用热导率λ表示，单位是W/(m·K)。气体的热导率一般很小，并随温度的升高而升高。在制冷技术常用的压力范围内，气体的热导率实际上不随压力的改变而变化。液体的热导率随温度的升高而降低，受压力的影响很小。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 2．环境影响指数 (1)臭氧衰减指数ODP 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 2．环境影响指数 (1)臭氧衰减指数ODP 考察物质的气体逸散到大气中对臭氧破坏的潜在影响程度，用臭氧衰减指数ODP(Ozone Depletion Potential)表示。 规定以R11的臭氧破坏影响作为基准，取R11的ODP值为1，其他物质的ODP是相对于R11的比较值。 (2)温室影响指数 考察物质的气体逸散到大气中对大气变暖的直接潜在影响程度，用温室指数GWP(Global warming Potential)表示。规定以CO2的温室影响作为基准，取CO2的GWP值为1，其他物质的GWP是相对于CO2的比较值。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 另外，也可以仍以R11为基准物质，温室影响指数用HGWP表示，并取R11的HGWP值为1，其他物质的HGWP是相对于R11的比较值。这两种表示方法，在数值上GWP值是HGWP的3500倍(因为R11的GWP值为3500)。 进一步研究制冷剂使用对大气变暖的影响，不仅应考虑其自身逸散造成温室气的直接影响，还应考虑使用了它们的装置因消耗能量(发电和燃烧)引起CO2的排放量增多所造成的间接温室影响。因此，提出用一个综合性指标：TEWI(Total Equivalent Warming Impact)来反映总的温室影响。TEWI称为总当量温室影响指数。它包括了直接影响和间接影响两部分。直接影响部分为GWP，是由制冷剂自身性质决定的；间接影响部分则涉及到装置、能效、能量转换效率等许多因素，有一套计算方法。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 从TEWI指标的提出可以看到，制冷机的能耗指标(性能系数COP)不仅影响循环的经济性，而且也影响环境。在有关的法规中对制冷机能耗水准的限制日趋苛刻。这也是在选用新制冷剂中必须考虑的要素之一。 表3－8中列出了主要制冷剂的安全性指数及环境影响指数。 合成烃中的CFC类物质的ODP和GWP都很高，是典型的臭氧破坏和温室影响物质，在国际和各国政府所制定的环保法规中被明令禁用。HCFC类物质也将于2030年完全禁用。这使得制冷性能优良的传统主导制冷剂R11、R12、R502、R22等被淘汰，用新的无环境危害制冷剂取代它们的工作是制冷界面对的长期任务。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 3．物理、化学性质 从制冷剂使用对人身的直接安全和保证机器、系统得以可靠运行的角度来考察制冷剂的理化性质。 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 3．物理、化学性质 从制冷剂使用对人身的直接安全和保证机器、系统得以可靠运行的角度来考察制冷剂的理化性质。 (1)安全性 有毒和可燃易爆的制冷剂有可能危及人身安全，必须采取可靠的防范措施慎重使用。各国都制定了制冷剂使用的最低安全标准，如 ANSI/ASHRAE15—1992等。 制冷剂毒性的评价指数是TLV，可燃性的评价指标有LFL和HOC。新的国际标准ISO5149—1993和美国标准ANSI/ASHRAE34—1992综合毒性和可燃性规定了制冷剂的安全等级。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 毒性指数TLVS(Threshold Limit Values) 用造成中毒的制冷剂气体在空气中体积含量的极限值表示。 可燃性低限LFL(Lower F1ammaility Limit) 用引起燃烧的空气中制冷剂含量(单位为kg/m3或百分比含量)的低限值表示。 燃烧热HOC(Heat of Comustion) 指单位制冷剂燃烧的发热量(单位为kJ/kg)。 安全等级 按毒性分A、B两类；再按可燃性每类分三级。这样共分六个安全等级，即A1、A2、A3、B1、B2、B3。具体规定见表3－9。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 表3－9 制冷剂安全等级分类(ANSI/ASHRAE34—1992) 毒 性 可燃性 低毒性 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 表3－9 制冷剂安全等级分类(ANSI/ASHRAE34—1992) 毒 性 可燃性 低毒性 TLVS＜4×10－4 高毒性 TLVS＞4×10－4 无火焰传播，不可燃 A1 B1 LFL＜0.1kg/m3， 低度可燃 HOC＜19000kJ/kg A2 B2 LFL＞0.1kg/m3， 高度可燃 HOC＞19000kJ/kg A3 B3

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (2)电绝缘性 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (2)电绝缘性 在全封闭和半封闭式压缩机中，制冷剂和润滑油与电动机的绕线直接接触，通常制冷剂和润滑油的电绝缘性能都能满足要求。不过应注意的是，系统中微量杂质和水分存在会造成绝缘性能下降。 (3)热稳定性及与材料的相容性 在普通制冷温度范围，制冷剂是稳定的。制冷剂的最高温度不得超过其允许的限制值。例如氨的最高温度(压缩终温)不得超过150℃；R22的最高温度不得超过145℃。 制冷剂对它所接触到的设备材料应没有腐蚀作用。进行系统设计时应考虑到不同制冷剂的腐蚀性特点，选择与制冷剂相容的结构材料。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 例如氨对有色金属具有腐蚀性，设备只能用钢铁材料；R22对天然橡胶和树酯化合物有腐蚀作用，应选择耐氟材料作密封件和全封闭压缩机的电动机绕组绝缘层。 (4)与润滑油的互溶性 蒸气压缩式制冷机中，制冷剂总要与压缩机的润滑油相接触，制冷剂与油的互溶性是要考虑的一个重要问题，它对系统中机器设备的工作特性和系统流程的设计都有影响。 制冷剂与油的溶解性有两种可能：完全溶解和有限溶解。完全溶解时，制冷剂与油形成均匀混合溶液。有限溶解时，混合物出现明显分层：一层为贫油层；一层为富油层。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 溶解度与温度有关，有限溶解与完全溶解会发生转化。图3－26示出R22的溶油性临界曲线。临界曲线上方为完全溶油区，曲线下方为有限溶油区。图中：由A到B，由完全溶油转变成有限溶油；在B状态，混合物出现分层；B'代表贫油层；B''代表富油层。另外，同一种制冷剂与不同的油有不同的溶解性，如图3－27所示。图3－28给出R134a的溶油性曲线。 氟利昂制冷剂要求使用与它互溶的润滑油。这是因为氟利昂制冷剂一般都比油重，若溶油性差，混合物出现分层，下部为贫油层。这样,对满液式蒸发器来说，油浮在上面既影响下部制冷剂的蒸发，又造成回油困难。对于干式蒸发器来说，制冷剂在管内沿程蒸发，靠制冷剂气流裹挟

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 图3－26 R22的溶油性临界曲线

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 图3－27 R22与不同油的溶解性曲线 l、2—环烃油；3—环烃－石蜡油；4—石蜡油

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 图3－28 R134a与酯基油SE55的溶解性曲线

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 油滴回油。回油的好坏取决于气流速度和油的粘性。制冷剂溶油越充分，才越容易将油带回压缩机。对压缩机来说，运行时曲轴箱处于低压高温，制冷剂在油中的溶解度小；停机后达到压力平衡时，油池中的制冷剂含量增多，出现分层，下部贫油，再开机时会造成油泵吸入池中的贫油液体，使压缩机供油不充分，影响润滑。 (5)溶水性 氟利昂和烃类物质都很难溶于水；氨易溶于水。对于溶水性差的制冷剂，若系统中的含水量超过制冷剂中水的溶解度，则系统中存在游离态的水。当制冷温度达到0℃以下时，游离态的水便会结冰，堵塞膨胀阀或其他狭窄流道。一旦出现这种冰堵现象，制冷机将无法正常工作。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 对于溶水性好的制冷剂，尽管不会出现上述冰堵问题，但制冷剂溶水后发生水解作用，水解有微量离子化现象发生，会对设备造成腐蚀。所以，制冷系统中必须严格控制含水量，不能超过规定的限度。 (6)渗透性 渗透性强的制冷剂容易泄漏，使用中应加以注意。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 三、混合制冷剂 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 三、混合制冷剂 混合制冷剂是由两种或两种以上的纯制冷剂组成的混合物。由于纯制冷剂在品种和性质上的局限性，采用混合制冷剂为调节制冷剂的性质和扩大制冷剂的选择提供了更大的自由度。 1．基本概念 在讲述混合制冷剂之前，先给出涉及混合制冷剂的一些名词的基本概念。 混合物按其定压下相变时的热力学特征有非共沸混合物和共沸混合物之分。用T－X相图反映这两类混合物的不同，如图3－29所示。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (1)非共沸混合物 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (1)非共沸混合物 非共沸混合物的T－X相图具有如图3－29a所示的特征，定压下混合物的露点线和泡点线呈鱼形曲线。它在定压相变(蒸发或凝结)过程中，伴随有一定的温度变化。温度的改变量为混合物成分X所对应的露点与泡点之差，该差值称为相变温度滑移。另外，相变过程中气相与液相的成分不相同，而且各自都是变化的，直到相变完成。 (2)共沸混合物 共沸混合物的T－X相图具有如图3－29b所示的特征，定压下混合物的露点线和泡点线存在一个相切点，该点称为共沸点。具有共沸点成分的混合物在定压相变过程中，其温度滑移为零(即保持定温)，而且气相与液相的成分相同(两个组分共同沸腾)。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 图3－29 混合物的T－X相图 1—露点线；2—泡点线

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 可见，在蒸气压缩式制冷系统中，共沸混合物作制冷剂具有与纯制冷剂一样的热力性状，可以像纯制冷剂一样地使用。 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 可见，在蒸气压缩式制冷系统中，共沸混合物作制冷剂具有与纯制冷剂一样的热力性状，可以像纯制冷剂一样地使用。 (3)近共沸混合物 近共沸混合物是相变温度滑移很小的非共沸混合物，定压下相变时气相和液相成分改变很小，其热力性状很接近共沸混合物，因此将这类物质称为近共沸混合物。 (4)分馏 分馏是将不同沸点的挥发性物质构成的混合物进行分离的一种方法。就是将由不同沸点组分构成的混合物进行加热，再针对混合物中各组分的不同沸点进行冷却分离成相对纯净的单一物质过程。分馏实际上是多次的蒸馏。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 2．混合制冷剂的性质与使用 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 2．混合制冷剂的性质与使用 混合制冷剂的性质取决于其组分物质的性质以及各组分物质在混合物中所占的份额。可以通过组分物质的选择和成分搭配调整混合制冷剂的性质，以达到用于制冷的性能要求。例如稳定性好的组分对混合物性质的贡献是改善稳定性；不可燃组分对混合物性质的贡献是抑制可燃性；重分子组分对混合物性质的贡献是降低压缩机排气温度；溶油性好的组分对混合物性质的贡献是改善溶油性等。 蒸气压缩式制冷循环中，共沸混合制冷剂由于在整个循环的冷凝、蒸发过程中，不会出现因分馏引起制冷剂成分的改变，也不会因泄漏造成制冷剂成分的变化，易于使用，并且不会带来机器操作、管理和维修时补充工质上的麻烦，所以有很好的工程实用性。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 已发现具有共沸特征的混合物不到50种，其中满足制冷性能要求的仅有10种。过去由ASHRAE命名了7种，从R500到R506，其中取得显著商业应用的是R500、R502和R503。这些共沸混合制冷剂的标准沸点都比构成它们的组分物质的标准沸点低，因而相同蒸发温度下，蒸发压力有所提高，故能够提高单位容积制冷量和扩大应用温度范围。但是，这些共沸混合制冷剂都是以CFC或HCFC物质为主要组分，今后无法继续使用。新提出和命名的共沸混合制冷剂是R507，它由R125和R143a组成，满足环境指标要求，用以替代R502。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 非共沸混合制冷剂的好处是：利用其相变中有温度滑移的特点，与实际热源和热汇的变温特性相匹配，以减小冷凝器和蒸发器的传热不可逆损失，提高能效，特别是在热泵中应用，有很好的节能效果。但非共沸混合制冷剂由于在整个循环的冷凝、蒸发过程中，会出现因分馏引起制冷剂成分的改变，系统泄漏也将造成制冷剂成分的变化，给使用带来一定的麻烦，所以制冷工程实用上不大希望用相变温度滑移大的非共沸混合制冷剂。 由于具备共沸性状的混合物十分有限，近共沸混合制冷剂是非共沸混合物与共沸混合物之间的一种折中。近共沸混合制冷剂虽属非共沸混合制冷剂，但它在制冷循环中温度滑移和分馏都不大，可近似按共沸混合制冷剂处理。 当前的一些主要混合制冷剂如表3－10所示。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 四、实用的制冷剂 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 四、实用的制冷剂 表3－11给出蒸气压缩式制冷中各类主要实用的制冷剂综览。按蒙特利尔条约和随后的修正条约，表中CFC类已被淘汰，HCFC类正在被淘汰。依照臭氧破坏指数ODP为0的要求，原有的主导制冷剂R11、R12、R502和R22的替代物质只能有两类选择：合成烃中不含氯的物质(即HFC和FC类)和天然物质。现已提出的具体替代方案见表3－12。表中列出的短期替代物是长期替代物尚未商品化生产时的一种过渡性物质，仅供参考。 还需指出，从两个环境影响指数ODP和GWP考虑，只有天然物质才是完全对大气环境无害的。合成物质FC和HFC类尽管ODP指数满足要求，但它们的GWP值较高。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 1．氟利昂类 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 1．氟利昂类 氟利昂是饱和碳氢化合物的氟、氯、溴衍生物，通过人工合成的方法制取，价格较高。该类中的各个物质以其分子组成的不同，表现出不同的热力性质，因它们的标准沸点覆盖了普通制冷所要求的温度范围，所以成为供蒸气压缩式制冷选择制冷剂的重要物类。 氟利昂在以下方面具有共性：相对分子质量大、密度大、流动性差；传热性能差；绝热指数小，压缩终温较低；对金属材料的腐蚀性小，但对天然橡胶和树酯材料有膨润作用(腐蚀)；溶水性极差；无味，渗透性很强，这使得它们在制冷系统中使用时极易泄漏，而且泄漏不易觉察，必须有专门的检漏手段。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 氟利昂在物理化学性质上具有一定的规律性：含H原子多的，可燃性强；含F原子多的，化学稳定性好；含Cl原子多的，有毒性，Cl原子存在还对臭氧破坏有潜在影响；完全卤代烃在大气中寿命长；不完全卤代烃在大气中的寿命较短。含Cl的完全卤代烃CFC，对臭氧破坏的潜在影响最大；含Cl的不完全卤代烃(HCFC)以其在大气中的寿命较短，对臭氧破坏的潜在影响小一些。不含氯的HFC和FC制冷剂与传统的冷冻油(矿物油或烷基苯油)都不互溶。与它们能够相互溶解的是合成油，如酯类油等。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 传统氟利昂制冷剂在广泛的制冷与空调装置(中温/高温制冷，制冷温度范围为－40－5℃)中的使用情况是：R11用在大型离心式压缩机的冷水机组中。R12主要用在小型冷冻冷藏装置中，配备全封闭或半封闭式压缩机，如冰箱、冷柜、小型商业冷展示柜、组合冷库等，还用在中型空调装置以及汽车空调装置中，配备半封闭或开启式压缩机。R22广泛用在家用空调器(配备全封闭容积式压缩机)以及中型冷水机组中(配备半封闭容积式压缩机)，还在工业制冷中使用。R502主要用在商业低温制冷装置上(低温制冷展示柜、低温组合冷库等)。新的制冷剂主要针对这些用途替代传统制冷剂。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (1) R11的替代制冷剂R123、R245ca和R245fa 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (1) R11的替代制冷剂R123、R245ca和R245fa R123(C2HF3Cl2) 属HCFC物质，被作为R11的过渡性替代物，允许使用的时限到2020年，将于2030年停止生产。它的热力性质与R11接近。相对分子质量为153，标准沸点为27.6℃，ODP值为0.013－0.022，GWP值为0.017－0.020，在大气中的寿命为1－4年。它不可燃，使用安全。 R245ca(C3H3F5) R245ca的标准沸点为25.5℃(R11的标准沸点为23.8℃)，但R245ca有可燃性，因而继续在研究其可燃性小的同素异构体(如R245fa，标准沸点为15.3℃)以及寻找能够抑制其可燃性的物质与它组成混合物。不过，初步的循环计算表明，R245ca(或其同素异构体或它们与阻燃物质的混合物)的循环效率明显地低于R11和R123。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (2) R12的替代制冷剂R134a 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (2) R12的替代制冷剂R134a R134a(C2H2F4) R134a的热力性质与R12最接近，是第一个被提出的非臭氧破坏物质，它是高温和中温制冷装置中替代R12的重要制冷剂，在冰箱、冷柜和汽车空调这两类装置中已经并将继续用R134a取代R12，大型离心式冷水机中也有使用R134a的产品。R134a的标准沸点为－26.2℃，ODP值为0，GWP值为0.24－0.29。 在中、高温制冷装置中，R134a的制冷能力及性能系数与R12相当。蒸发温度低于－23℃时，R134a的循环特性明显不如R12，主要是：制冷能力和COP明显降低；压力比很高，影响压缩机的可靠性；低压侧压力低于大气压，引起系统运行可靠性方面的问题。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 与高压制冷剂相比，在循环特性上R134a与R12有同样的缺点：单位容积制冷能力小，大多数冷量要求大的商业与空调装置，需要较大气量的压缩机和较大尺寸的管道。 R134a的相对分子质量大，流动阻力损失比R12大。传热性比R12好。 R134a与R12在溶油种类和溶油行为特征上都有很大差异。R134a的分子极性大，在非极性油中的溶解度极小，与传统的矿物油或烷基苯油不溶，需要使用与之互溶的酯类油。R134a分子中不含氯，不具备自润滑性。机器中的运动件供油不足时，会加剧磨损甚至产生烧结，所以需要在合成油中使用添加剂，以提高润滑性。此外，改善运动副的材料与表面特性以及改善供油机构都是必要的工作。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 R134a对橡胶、树酯材料的膨润腐蚀作用比R12强。R134a在使用温度范围热稳定性方面不会出现问题，它的热分解温度远高于压缩机和系统中可能出现的最高温度。R134a的分子直径比R12小，更容易泄漏，而稳定性高又使它对传统电子卤素检漏的反应不够强，需使用灵敏度更高的氟碳制冷剂检漏仪。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (3) R22(CHF2Cl) 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (3) R22(CHF2Cl) R22的ODP值为0.055，GWP值为0.35。R22的标准沸点为－40.8℃，凝固温度为－160℃。它的饱和蒸气压力特性与氨相近，单位容积制冷量也与氨差不多；它的压缩终了温度虽不如氨高，但在氟利昂类制冷剂中属于排气温度较高的制冷剂。若在压力比较高的工况下工作，要对压缩机采取冷却措施，以避免压缩机排气温度超过安全温度限。R22与水的互溶性很差，温度为0℃时水在R22中的溶解度仅为0.66%(wt)。若系统中的含水量超过规定标准，则有可能引起冰堵和“镀铜”腐蚀，因而规定R22产品的含水量在10×10－6以下(AR1700—93)。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 R22具有极性分子结构，对有机物的膨润作用很强。R22系统中的密封件应采用耐氟腐蚀材料，如氯乙醇橡胶、聚四氟乙烯等。 R22与普通润滑油有限溶解。在系统的高温侧部分(冷凝器、高压贮液器中)，R22与油完全溶解；在低温侧，R22与油的混合物处于溶解临界温度以下时，蒸发器或低压贮液器中液体将出现分层，上层主要是油，下层主要是R22，所以需要有专门的回油措施。干式蒸发器为了保证顺利回油，制冷剂进出蒸发器一般采用“上进下出”的布置方式。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (4) R407C(R32/125/134a，23/25/52) 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (4) R407C(R32/125/134a，23/25/52) R407C是三元非共沸混合制冷剂，可作为R22的替代物。它在制冷能力和压力特性上与R22最接近，替代最便于实现，替代时对现有R22设备所必需的改动最少。唯一的主要变动是改用聚合酯类油代替原来R22所用的矿物油。主要缺点是蒸发时的温度滑变明显(约5℃)。使用时分馏对维修保养带来困难，很难保证泄漏和经过补灌后系统中的成分能维持不变。另外，在某些采用多蒸发器的机组中，当一个蒸发器不工作时，分馏现象更严重，超出系统可以接受的程度。在满液式蒸发器中也出现分馏，使制冷剂在整个循环过程中成分与原来的成分大不相同。还有，在壳管式冷凝器中，R407C在壳侧凝结，其表面传热系数也大大低于纯制冷剂或共沸混合制冷剂的表面传热系数。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (5) R410A和R410B(R32/125，A:50/50 B:45/55) 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (5) R410A和R410B(R32/125，A:50/50 B:45/55) 它是近共沸混合制冷剂，可作为R22替代物之一。它的标准沸点为－52.5℃，相变温度滑移可以忽略。近共沸的热力特性是它用作替代制冷剂的长处。R410A的压力明显高于R22，大约高出50%，所以它的单位容积制冷量大，相同冷量所需的压缩机输气量比用R22小得多。因为它有高密度和高压力，用口径小得多的管道仍能保持压降合理。理论上，R410A循环的COP值不如R22的高，但它的传热性能很好。在采用R410A并经过优化设计的系统上做运行实验，结果表明：其性能优于R22，COP提高5%。R410A替代R22，性能比R407C好。不过，为了适应高压以及优化热交换器，必须对原有系统重新设计，包括压缩机和大部分部件。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (6) R404A(R125/143a/134a，44/52/4) 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (6) R404A(R125/143a/134a，44/52/4) R404A是三元近共沸混合制冷剂，ODP值为0。作为R502替代物选择之一。它的标准沸点为－46.5℃，相变温度滑移很小(0.5℃)。它的循环特性各项参数都与R502相接近，二者的制冷量和COP也差不多，可以直接在原来的R502装置上使用。R404A适用于各种中温或低温制冷装置。它与多元醇酯(POE)润滑油相溶。世界上的主要制冷压缩机和系统制造厂已经将R404A用于它们的新设备，包括冷藏食品展示柜、低温组合冷库、制冰和运输制冷等。对所有装置来说，R404A微小的相变温度滑移造成的分馏现象都不明显，所以它还适用于配备有满液式蒸发器的制冷系统。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (7) R507(R125/143a，50/50) 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (7) R507(R125/143a，50/50) R507属于共沸混合制冷剂，是Allied－Signal的专利物质。它作为R502的替代选择物之一。它的标准沸点为－46.5℃。在典型的零售冷冻食品使用的装置中，蒸发温度为－32℃时R507的制冷能力和COP几乎与R502完全一致。R507的传热性能比R502更好些。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 2．天然制冷剂 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 2．天然制冷剂 天然制冷剂是在自然界中大量存在的物质，并被证明对大气环境无害。物理性质不同的许多天然物质具有作制冷剂的实用价值，有些已经在使用，如水、氦、氮、二氧化碳、氨、碳氢化合物。 低沸点的氦、氮、空气和甲烷广泛用在极低温装置和气体液化中，它们不适合普通制冷温度使用，因为就现有的系统装备而言，不可逆损失太大。水是吸收式制冷或高温热泵的理想制冷剂，但不适合于在蒸气压缩式制冷机中使用，因为水蒸气的比体积太大。 在通常制冷温度范围(蒸发温度为－40℃－5℃)可用的天然制冷剂是氨、碳氢化合物和二氧化碳。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (1) 氨 氨的标准沸点为－33.3℃，凝固点为－77.7℃。氨有较好的热力性质和热物理性质。它在常温和普通制冷的低温范围内压力比较适中。它的优点是：单位容积制冷量大，粘性小，密度小，流动阻力小，传热性能好。是应用最早而且目前仍广泛使用的制冷剂。氨通常主要在大型制冷装置中使用。国内比较多的大中型冷库用氨作制冷剂。 氨的主要缺点是：毒性大、易燃、易爆、有刺激性气味。使用氨的场合必须严格按照规范采取安全措施。安全要求规定：车间工作区内的氨蒸气浓度不得超过0.02mg/L。氨在高温条件下会分解出游离态的氢，并积存在压缩机中，若制冷系统内含有空气，当氢积存达到一定

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 浓度时，遇到空气便具有很强的爆炸性，可能引起恶性事故。因此，在氨制冷系统中必须设置空气分离器，以便能够及时地排除系统中的空气和其他不凝性气体。 氨的绝热指数大，压缩终温较高。为避免压缩机排气温度超过安全温度限，需对氨压缩机气缸采取冷却措施。 氨是典型难溶于润滑油的制冷剂(溶解度不超过1%)。氨制冷系统的管道和热交换器内部的传热表面上会被油膜覆盖，影响传热效果。另外，润滑油还会积存在冷凝器、贮液器、蒸发器的下部，这些部位应当定期放油。 氨与水能够以任意比例互溶，形成氨水溶液。在普通低温下水分不会析出，不会出现冰堵。纯氨不腐蚀钢铁，但氨中含水分时，对锌、铜、青铜及其他铜合金(除磷青铜

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 外)具有腐蚀性。因此，氨制冷系统中不允许使用铜构件；压缩机的耐磨件和密封件(如活塞销、轴瓦、密封环等)限定使用磷青铜材料制作。同时，应该控制系统中的含水量不得超过0.2%。 氨是已经使用了120年的制冷剂，至今在许多国家仍为大型工业制冷系统所乐于使用。就CFC制冷剂的替代而言，由于氨有良好的热力性质，在25kW以上、配用容积式压缩机(往复式或回转容积式)的常规工业制冷装置中，氨是有生命力的替代物。只要机器设备合适，即便是容量更小，氨制冷也重新具有市场价值。现在为扩大氨的使用，新设计的机型比老系统充灌量大大减少。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (2) CH类 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (2) CH类 碳氢化合物共同的特点是：凝固点低；与水不起化学反应；无腐蚀性；与油完全相溶；它们是石油化工流程中的产物，易于获得，价格便宜。其缺点是：燃爆性很强。因此，传统上它们主要用作石油化工大型制冷装置的制冷剂。石油化工生产中具备严格的防火防爆安全措施。当前出于制冷中的环境保护需要，将扩大碳氢化合物的应用领域。用碳氢化合物作制冷剂的系统，低压侧必须保持为正压，否则一旦空气渗入便有爆炸危险。 目前常用的CHS有烷烃和烯烃两类。前者化学性质稳定，后者化学性质活泼。它们都不溶解于水，但易溶解于有机溶剂中。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 丙烯的制冷温度范围与R22相当，它可以用于两级压缩式制冷装置，也可以在复叠式制冷中作高温部分的制冷剂。 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 丙烯的制冷温度范围与R22相当，它可以用于两级压缩式制冷装置，也可以在复叠式制冷中作高温部分的制冷剂。 乙烷、乙烯的制冷温度范围与R13相当，只在复叠式制冷的低温部分使用。 丙烷作为中温制冷剂在大型制冷装置已应用很久。丙烷、正丁烷、异丁烷以及它们的混合物可以在家用制冷装置中使用，早在1940－1950年就有过这样的应用。现在是电冰箱中取代传统R12的一种选择。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (3) 二氧化碳 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 (3) 二氧化碳 CO2曾作为重要制冷剂使用了半个世纪，当时因安全性好普遍用于船上，氨则主要用于陆上。直到1930年后，CFC制冷剂的广泛应用才淘汰了CO2。当前(H)CFC类遭淘汰，人们又重新回到CO2作为制冷剂的应用研究。 CO2有很多优点：价格很低；与通用机器材料完全相容；实用方便；单位容积制冷能力比R22大5倍；比传统制冷剂的压力比小得多；传热性和流动性好；操作维护简单，无需回收制冷剂的“再循环”。 其主要问题是：临界温度为31℃，常温冷却条件下高压侧近临界或超临界。系统内压力很高(高压侧约10MPa，是传统装置的3－4倍)；节流损失很大。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 为使CO2有效地在制冷空调中应用，1994年Lorentzen提出了CO2跨临界循环系统和实现循环高效的措施，并证明了它在汽车空调、热泵和冰箱中应用的可行性。 (4) 水 水的标准沸点为100℃，冰点为0℃。水适用于0℃以上的制冷温度。水无毒、无味、不燃、不爆、来源广，是安全而便宜的制冷剂。但水蒸气的比体积大，水的蒸发压力低，使系统处于高真空状态(例如，35℃时饱和水蒸气的比体积为25m3/kg，压力为5.63kPa；5℃时饱和水蒸气的比体积达到147m3/kg，压力仅为0.87kPa)。由于这两个特点，水不宜在压缩式制冷机中使用，只适合在吸收式和蒸气喷射式冷水机组中作制冷剂。

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 五、制冷剂热力性质的计算 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 五、制冷剂热力性质的计算 基本的热物性方程式是：状态方程式和理想气体的比定压热容方程式，其他的状态参数表达式可以从这两个方程式导出。基于大量粒子所构成系统的统计性质导出的维里状态方程式，虽适用于各种制冷工质，但因在实用时不够方便，往往被一些普遍性不及维里公式的状态方程式取代。例如，用于氟利昂类制冷剂的MH公式： (3－43)

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 式中的Ai、Bi、Ci、k、b和a为常系数，不同工质有不同的常系数；Tc为临界温度，K。MH方程是一个精度较高、适用范围较广的状态方程式。确定该方程式中的常系数只需要临界参数，以及一个饱和蒸气压数据。 计算比定压热容cp的方程式： 式中cp0—温度为T时理想气体的比定压热容。 计算比熵的微分方程式：

第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 计算比焓的微分方程式： 第四节 蒸气压缩式制冷中的制冷剂 计算比焓的微分方程式： 常用的制冷剂的热力性质表和图是利用针对各制冷剂的精确热物性方程计算出的数据编绘而成的，它们为传统的制冷工程设计、产品设计中简单的手算提供了方便。 现在计算机普遍应用，基础研究深入，设计方法更新。通过制冷系统模拟仿真、参数与结构调整等均可借助于计算机完成。计算机辅助设计中已不再需要手工查图表，可直接按计算式编程计算制冷剂的热物性及进行循环的热力计算。读者只需查阅有关文献，如本章所列参考文献[11]，即可获得计算程序。

第五节 采用混合制冷剂的单级 蒸气压缩式制冷循环 第五节 采用混合制冷剂的单级 蒸气压缩式制冷循环 内 容 提 要 一、理论循环 二、实际循环

第五节 混合制冷剂单级蒸气压缩式制冷循环 一、理论循环 采用混合制冷剂进行单级蒸气压缩式制冷，在不考虑系统内部流动阻力损失和成分变化的情况下，理论循环的吸热和放热过程为定压过程，理论循环的节流过程和压缩过程仍分别视为绝热过程和等比熵过程。混合制冷剂中，对于共沸混合物，由于在定压下相变时温度保持不变，所以共沸混合物的制冷循环情况与纯制冷剂相同。而对于非共沸混合物，定压下相变时温度将发生变化。由于两个相变传热情况具有劳伦茨循环所描述的特征，所以，可用劳伦茨循环作为它的理想化的基准循环(可逆循环)。

第五节 混合制冷剂单级蒸气压缩式制冷循环 以二元非共沸混合制冷剂为例，其定压相变图如图3－30所示。定压凝结过程温度降低，定压沸腾过程温度升高。非共沸混合制冷剂的理论循环在T－s图上的描述如图3－31所示。可见，这种循环过程对于变温热源和热汇条件，能够有较好的内外温度配合，可以减少吸热和放热过程的传热不可逆损失。

第五节 混合制冷剂单级蒸气压缩式制冷循环 图3－30 二元非共沸混合制冷剂定压相变图

第五节 混合制冷剂单级蒸气压缩式制冷循环 图3－3l 非共沸混合制冷剂循环图

第五节 混合制冷剂单级蒸气压缩式制冷循环 二、实际循环 混合制冷剂的实际循环要考虑一些实际因素的影响。这里主要分析由于相变温度滑移、蒸发器和冷凝器中的实际温度分布和系统内混合制冷剂成分改变的影响。 1．蒸发器中制冷剂温度的实际分布 设混合制冷剂定压蒸发时的温度滑移为ΔTG，这使它在蒸发器入口处的蒸发温度为T01；在蒸发器出口处的蒸发温度为T02。ΔTG= T02- T01。 制冷剂在蒸发器内沿程流动阻力造成压降为Δp。压降使蒸发器入口处的蒸发温度高于出口处的蒸发温度。即ΔTP = T01- T02。

第五节 混合制冷剂单级蒸气压缩式制冷循环 图3－32 蒸发器中制冷剂的温度及压力分布

第五节 混合制冷剂单级蒸气压缩式制冷循环 这两种效应总量是相叠加的。叠加的结果造成蒸发器中制冷剂温度的实际分布有三种可能的情况，如图3－32所示。 (1)压降Δp造成的蒸发温度降低ΔTP小于相变温度滑移ΔTG时，即ΔTP＜ΔTG时，蒸发器中制冷剂的温度分布如图中A的情形。沿管长流动方向温度升高。这种分布相当于无阻力、ΔTG＝T02－T01＞0的情况(即混合物蒸发相变时情况)。 (2)若ΔTP=ΔTG，两种效应相互抵消，温度分布如图中B的情形。这相当于无阻力、无温度滑变蒸发的情况。 (3)若ΔTP＞ΔTG，则压降的影响成为主导，温度分布如图中C的情形。这相当于无滑变、有压降的蒸发情况或者有滑变、压降很小的蒸发情况。

第五节 混合制冷剂单级蒸气压缩式制冷循环 蒸发器中传热温差的分布如图3－33所示。 图3－33 蒸发器中传热温差的分布

第五节 混合制冷剂单级蒸气压缩式制冷循环 2．成分偏移 实际定压相变过程中混合制冷剂的气相成分和液相成分均发生变化。这种相变特征导致即使操作正确，循环流动中的制冷剂成分与充入系统的制冷剂成分也不相同。 实际运行中还存在下述因素，影响到成分偏离规定的水准： (1)制冷机的生产工艺与充灌工艺过程的差异。 (2)运行中工况改变，造成气相成分与液相成分之间差异的变化。 (3)润滑油对混合物组分有选择性的互溶性。也就是说，润滑油对两个组分物质的互溶性并不完全相同。

第五节 混合制冷剂单级蒸气压缩式制冷循环 由于以上影响，使非共沸混合制冷剂循环不像纯制冷剂那样，制冷剂的温度与压力之间能够有明确的对应关系。制冷机运行时，仅以压力测量值和规定的成分这两个参数尚不足以准确地把握相变温度。精确地进行非共沸混合制冷剂的制冷循环模拟和测量与计算制冷量都是比较复杂的过程。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 内 容 提 要 概 述 一、两级压缩制冷的循环形式 二、两级压缩制冷的系统流程与循环分析 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 内 容 提 要 概 述 一、两级压缩制冷的循环形式 二、两级压缩制冷的系统流程与循环分析 三、两级压缩制冷循环的热力计算实例 四、两级压缩式制冷机的变工况(启动)特性 五、应用离心式制冷机的多级压缩制冷循环

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 概 述 采用单级压缩式制冷循环，在常温冷却条件下能够获得的低温程度有限。制约因素是单级压力比和排气温度。当热汇与热源之间的温差TH－TL增大时，循环的工作温差TK－T0增大，使循环的压力比增大。 对于往复式容积压缩机，影响是三方面的： (1)实际压缩机存在余隙容积，压力比升高，压缩机的容积效率下降(极限情况下容积效率下降到0，系统中制冷剂无法循环)； (2)压缩过程不可逆损失增加，压缩机效率降低，这些造成制冷量和COP明显下降； (3)压缩机排气温度上升，会超过允许的限值。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 从运行经济性和可靠性方面综合考虑，对氟利昂类和氨的单级压力比规定分别不得超过10和8。 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 从运行经济性和可靠性方面综合考虑，对氟利昂类和氨的单级压力比规定分别不得超过10和8。 对于回转式容积压缩机，单级压力比增大虽不至太多地影响容积效率，但排气温度过分升高也是不能允许的。 对于离心式压缩机，单级叶轮可以达到的压力比取决于轮周速度和制冷剂的相对分子质量。通常单级压缩的压力比只能达到3－4。轮周速度相同时，轻分子制冷剂的单级压力比更低。 当热汇与热源的温差使循环的压力比超过单级压力比的上述限制时，解决办法是采用分级压缩、中间冷却。就是分两级或多级压缩达到循环所要求的总压力比，并且在低压级完成压缩后，先将其排气冷却降温后再到高压级继续压缩，从而每一级的压力比和排气温度均不超限。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 按照容积式压缩机单级压力比的限制条件，采用单级压缩式制冷循环所允许的最低蒸发温度见表3－13。需要蒸发温度低于表中所列数值时，则需分级压缩。容积式压缩机通常为两级压缩。离心式压缩机根据蒸发温度的不同，分级压缩用到两级、三级甚至更多级。下面重点讲述两级压缩制冷循环，多级压缩循环的分析方法与两级压缩循环类似。

表3－13 往复式压缩机单级压缩的最低蒸发温度 ℃ 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 表3－13 往复式压缩机单级压缩的最低蒸发温度 ℃ 制冷剂 冷凝温度℃ R717 R22 R134a R12 R290 R152a 30 －25 －37 －32 －36 －40 －34 35 －22 －29 －33 －30 40 －20 －31 －3l －35 50   －26 －21

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 一、两级压缩制冷的循环形式 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 一、两级压缩制冷的循环形式 两级压缩制冷循环中，制冷剂气体从蒸发压力提高到冷凝压力的过程分两个阶段：先经低压级压缩到中间压力，中间压力下的气体冷却后再到高压级压缩到冷凝压力。中间压力下的气体冷却为中间冷却。中间冷却有完全与不完全之分。若中间冷却使中间压力下的气体完全消除过热成为饱和蒸气(即温度降到中间压力下的饱和温度)，称中间完全冷却；若中间冷却仅使中间压力下的气体温度有所降低，但并未完全消除过热，则称中间不完全冷却。 冷凝压力下的制冷剂液体需节流使压力降低到蒸发压力。该过程有两种实现方式：用一只节流阀一次完成，或者用两只节流阀分两次完成，即先从冷凝压力降低到中间压力，再从中间压力降低到蒸发压力。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 这样，以中间冷却程度和节流次数来表征两级压缩制冷循环，有以下四种基本循环形式：一次节流中间完全冷却循环，两次节流中间完全冷却循环；一次节流中间不完全冷却循环，两次节流中间不完全冷却循环，见表3－14。这四种形式的循环描述如图3－34所示。 表3－14 两级压缩制冷的循环形式 中间冷却形式 节流次数 中间完全冷却 中间不完全冷却 一次节流 ● 两次节流

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－34 两级压缩制冷的基本循环形式

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 中间冷却程度的选择取决于制冷剂的性质。对于压缩过程温升不太大的制冷剂，如氟利昂类制冷剂往往希望压缩机吸气具有一定的过热，宜采用中间不完全冷却。对于压缩过程温升较大的制冷剂，例如氨，则不希望压缩机吸气过热，就应采用中间完全冷却。 节流方式的选择根据实际系统决定。理论上，一次节流过程的不可逆损失大。从图3－34可以看出，其他条件相同的情况下，由于一次节流的压降大，节流后的闪蒸气多，进蒸发器的制冷剂干度较大，故单位制冷量小，COP小。所以就循环的经济性而言，两次节流优于一次节流。两次节流的另一用途(好处)是可以用两级压缩循环获得两种不同的蒸发温度。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 一次节流在实际应用上具有以下好处：供液压差大，系统简化，只用一只节流阀，并且由于阀前后的压差大，节流阀的尺寸小，节流前液体的过冷度大，不易闪蒸。而两次节流需用两只节流阀，每只节流阀上的压降要小许多，相同流量下要求用大口径的节流阀，同时还要保证两只节流阀的流量调节相协调。再则，由于第二只节流阀前制冷剂液体温度较低且无过冷，很容易出现阀前的闪蒸问题。所以，小型装置以简化系统和便于操作及控制为要旨，采用一次节流。大型装置一般也多用一次节流。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 二、两级压缩制冷的系统流程与循环分析 1．一次节流中间完全冷却的两级压缩制冷循环 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 二、两级压缩制冷的系统流程与循环分析 1．一次节流中间完全冷却的两级压缩制冷循环 原理性系统流程与循环描述如图3－35所示。 来自蒸发器E中的压力为p0的低压蒸气首先被低压压缩机A吸入，并压缩到中间压力pm后进入中间冷却器F，在其中被液体制冷剂蒸发冷却到与中间压力对应的饱和温度tm，再进入高压压缩机B，进一步被压缩到冷凝压力pk，然后进入冷凝器C，成为液体。由冷凝器出来的液体分为两路：一路流经中间冷却器内的盘管，被盘管外的制冷剂液体冷却(过冷)，再经节流阀H节流到蒸发压力p0，在蒸发器中蒸发产生制冷作用。另一路经节流阀G节流到中间压力pm，进入中间冷却器F，并在中间冷却器中蒸发，使来自

图3－35 一次节流中间完全冷却的两级压缩制冷循环 A—低压压缩机；B—高压压缩机；C—冷凝器； E—蒸发器；F—中间冷却器；G、H—节流阀 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－35 一次节流中间完全冷却的两级压缩制冷循环 A—低压压缩机；B—高压压缩机；C—冷凝器； E—蒸发器；F—中间冷却器；G、H—节流阀

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 低压压缩机的排气得到冷却，还使盘管内的高压液体(来自冷凝器)冷却。节流后的闪蒸气、液体蒸发产生的蒸气连同被冷却后的低压压缩机的排气一并被高压压缩机B吸入，并被压缩到冷凝压力后排入冷凝器C。循环就这样周而复始地进行。进入蒸发器的这部分高压液体由于节流前先在中间冷却器的盘管中进一步冷却，可以使其后的节流过程中闪蒸气(无效蒸气)减少，从而使单位质量制冷量增大。 循环的工作过程与单级蒸气压缩式制冷循环相比，区别是：增加了一台压缩机，增加了中间冷却器和节流阀。另外，因为高压压缩机所处理的制冷剂量包括了来自低压压缩机排出的制冷剂量和中间冷却器产生的制冷剂蒸气量，所以进入高压压缩机的制冷剂质量流量大于低压压缩机的制冷剂质量流量。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 上述两级压缩循环的工作过程在压－焓图上的描述如图3－35b所示。图中用来表示各主要状态点的序号与图3－35a是对应的。图中过程1－2表示低压压缩机的压缩过程，过程2－3表示低压压缩机的排气在中间冷却器中的冷却过程，过程3－4表示高压压缩机中的压缩过程，过程4－5表示制冷剂在冷凝器中的冷却、凝结和过冷过程(也可能没有过冷)。此后液体分为两路：过程5－6表示进入中间冷却器的一路液体在节流阀G中的节流过程，过程6－3表示节流后的制冷剂液体在中间冷却器内的蒸发过程。过程5－7表示进入蒸发器的一路液体在中间冷却器盘管中进一步冷却的过程，过程7－8表示它在节流阀H中的节流过程，过程8－1表示它在蒸发器内蒸发制冷的过程。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 由于中间冷却器的液体冷却盘管传热存在端部的传热温差，所以高压液体在其中不可能被冷却到中间压力下的饱和温度tm，一般t7大约比tm高3－5℃。 与单级蒸气压缩式制冷循环一样，利用p－h图进行两级压缩循环的热力计算。在两级压缩制冷循环中，制取冷量的是低压部分的制冷剂蒸发过程8－l，单位制冷量依低压级制冷剂的单位质量或单位吸入体积计。设制冷机的制冷量需求为φ0。计算如下： (1)单位质量制冷量 q0＝h1－h8＝h1－h7 kJ/kg (3－44) (2)低压级的比功 wD＝h2－h1 kJ/kg (3－45)

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 (3)低压级压缩机的制冷剂质量流量 qm,D＝φ0/q0＝φ0/(h1－h8) 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 (3)低压级压缩机的制冷剂质量流量 qm,D＝φ0/q0＝φ0/(h1－h8) ＝φ0/(h1－h7) kg/s (3－46) (4)低压级压缩机所需轴功率 Pk,D＝qm,DwD/ηk,D ＝φ0(h2－h1)/[ηk,D(h1－h7)] kW (3－47) 式中：ηk,D为低压级压缩机的绝热效率。 (5)低压级压缩机的输气量 实际输气量 qvs,D＝qm,Dv1 ＝φ0v1/(h1－h7) m3/s (3－48) 理论输气量 qvh,D＝qm,Dv1/λD ＝φ0v1/[(h1－h7)λD] m3/s (3－49)

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 式中：v1为低压级压缩机吸气的比体积，m3/kg；λD为低压级压缩机的容积效率，其数值可按相同压力比条件下单级压缩机容积效率的90%考虑。 (6)高压级压缩机的理论比功 wG＝h4－h3 kJ/kg (3－50) (7)高压级压缩机的制冷剂质量流量 高压级压缩机的制冷剂质量流量qm,G大于低压级压缩机的制冷剂质量流量qm,D，二者之间的关系可以从中间冷却器的能量平衡关系计算出来。中间冷却器的能量平衡关系如图3－36所示。 能量平衡式为 qm,Dh2＋qm,D(h5－h7)＋(qm,G－qm,D)h5＝qm,Gh3

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－36 中间冷却器的能量平衡关系

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 从而得出 qm,G ＝qm,D(h2－h7)/(h3－h5) 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 从而得出 qm,G ＝qm,D(h2－h7)/(h3－h5) ＝φ0(h2－h7)/[(h1－h7)(h3－h5)] kg/s (3－51) (8)高压级压缩机所需的轴功率 Pk,G＝qm,GwG/ηk,G kw (3－52) 式中：ηk,G为高压级压缩机的绝热效率。 (9)高压级压缩机的输气量 实际输气量 qvs,G＝qm,Gv3 ＝φ0(h2－h7)v3/[(h1－h7)(h3－h5)] m3/s (3－53) 理论输气量 qvh,G＝qvs,G/λG m3/s (3－54)

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 式中：v3为高压级压缩机吸入状态下制冷剂气体的比体积，m3/kg；λG为高压级压缩机的容积效率，其数值可按相同压力比条件下单级压缩机的容积效率取值。 (10)两级压缩一次节流中间完全冷却循环的性能系数 理论循环的性能系数 COP＝φ0/(qm,GwG＋qm,DwD) (3－55) 实际循环的性能系数 COPs＝φ0/(qm,GwG/ηk,G＋qm,DwD/ηk,D) (3－56) (11)冷凝器的热负荷 φk＝qm,G(h4s－h5) kW (3－57) h4s＝h3＋(h4－h3)/ηi,G kJ/kg (3－58) 式中：h4s为高压级压缩机的实际排气比焓，kJ/kg；ηi,G为高压级压缩机的指示效率。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 以上计算方法适用于设计或选择压缩机时的计算，可以根据计算出来的高、低压级压缩机的理论输气量qvh,G和qvh,D值，去设计或选择合适型号的压缩机，根据制冷量φ0和冷凝器热负荷φk的值去设计或选配蒸发器和冷凝器。对于已选定型号的两级制冷压缩机，由于它的结构参数已确定，高、低压级的理论容积已知，可以根据已知条件qvh,G和qvh,D计算其制冷量φ0及其他工作性能： φ0＝qvh,DλD(h1－h7)/v1 (3－59)

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－37示出氨两级压缩式制冷机在冷库制冷装置中的实际系统流程图。图中除画出了完成工作循环所必需的基本设备外，还包括一些辅助设备和控制阀门。高压级压缩机排出的制冷剂气体进入冷凝器前先经过油分离器，将其中挟带的油滴分离出来，以免油进入冷凝器和蒸发器中对传热产生不利影响。在油分离器出口管路上装有一个单向阀，它的作用是：当机器突然停车时，防止高压蒸气倒流进入压缩机。冷凝器后有一个贮液器，作用是贮存系统中未参与循环的多余制冷剂。有了它，可以在蒸发器热负荷变化导致制冷剂循环量变化时，对系统中的制冷剂起到蓄、补作用，同时可以减少泄漏引起的制冷剂补充次数。中间冷却器用浮子调节阀供液，以便能够自动控制其中的氨液面高度。用来产生制冷作用的氨液经过调节站分配到

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－37 氨两级压缩制冷系统实例 A—低压压缩机；B—高压压缩机；C—油分离器； 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－37 氨两级压缩制冷系统实例 A—低压压缩机；B—高压压缩机；C—油分离器； D—单向阀；E—冷凝器；F—贮液器；G—过冷器； H—中间冷却器；I—浮球调节阀；J—调节站； K—气－液分离器；L—室内冷却排管(蒸发器)

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 各个库房的蒸发器中。在调节站的管路上一般都装有节流阀。压缩机吸气侧有气－液分离器，它的作用是：一方面把来自蒸发器的制冷剂气流中挟带的液滴分离掉，防止氨液进入压缩机造成湿压缩的危害；另一方面又可以保证节流后产生的闪蒸气不进入蒸发器，使蒸发器的传热表面得到充分利用。一个气－液分离器可以与几个蒸发器相连，这样它还起着分配液体和汇集蒸气的作用。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 2．一次节流中间不完全冷却的两级压缩制冷循环 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 2．一次节流中间不完全冷却的两级压缩制冷循环 图3－38示出一次节流中间不完全冷却的两级压缩制冷循环的系统原理及相应的循环图。其工作过程与一次节流中间完全冷却循环的主要区别在于：低压级压缩机的排气不进入中间冷却器，而是与来自中间冷却器的饱和蒸气在管路中混合，然后进入高压级压缩机(图3－38a)，因此，高压级压缩机吸入的是中间压力下的过热蒸气。 图3－38b示出p－h图上所描述的循环。图中各状态点均与图3－38a相对应。点4表示来自低压级压缩机的排气与来自中间冷却器的饱和蒸气混合以后的状态，也就是高压级压缩机的吸气状态。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－38 一次节流中间不完全冷却的两级压缩式制冷循环 A—低压级压缩机；B—高压级压缩机；C—冷凝器； 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－38 一次节流中间不完全冷却的两级压缩式制冷循环 A—低压级压缩机；B—高压级压缩机；C—冷凝器； E—蒸发器；F—中间冷却器；G、H—节流阀

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 一次节流中间不完全冷却的两级压缩式制冷循环的热力计算与一次节流中间完全冷却循环的计算基本上是一样的，二者之间的区别仅在于高压级压缩机质量流量计算的表达式有所不同，同时，高压级压缩机吸入的是过热蒸气，其状态参数要通过计算求得。 高压级压缩机的制冷剂质量流量仍由中间冷却器的能量平衡关系式中导出。中间冷却器的能量平衡图如图3－39所示。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－39 中间冷却器能量平衡图

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－40 蒸气混合过程的能量平衡图

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 稳态下的能量平衡式为 (qm,G－qm,D)h6＋qm,D(h6－h8)＝(qm,G－qm,D)h3 从而得 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 稳态下的能量平衡式为 (qm,G－qm,D)h6＋qm,D(h6－h8)＝(qm,G－qm,D)h3 从而得 qm,G＝qm,D(h3－h8)/(h3－h6) (3－60) 点4状态的蒸气比焓由图3－40所示的能量平衡关系求得。混合过程的能量平衡为 (qm,G－qm,D)h3＋qm,Dh2＝qm,Gh4 所以 h4＝[qm,Gh3＋qm,D(h2－h3)]/qm,G ＝h3＋(h3－h6)(h2－h3)/(h3－h8) (3－61)

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－41示出一个氟利昂两级压缩式制冷机系统实例，它是按图3－38a所示的一次节流中间不完全冷却循环所设计的。系统中增设了气－液热交换器。这里采用气－液热交换器的目的，不仅是使高压液体的温度进一步降低(过冷增大)，增大制冷量，更重要的是为了提高低压级压缩机的吸气温度，以改善压缩机的润滑条件，并避免气缸外表面结霜等。系统中还采用了自动回油的油分离器装置、自动调节供液量的热力膨胀阀以及在压缩机停止运行时能够自动切断供液管路的电磁阀等。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－41 氟利昂两级压缩制冷系统实例

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 3．两次节流获得两种蒸发温度的两级压缩制冷循环 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 3．两次节流获得两种蒸发温度的两级压缩制冷循环 利用两次节流后制冷剂液体温度不同，可以获得两种蒸发温度。其原理性系统流程与循环描述如图3－42所示。 循环过程说明如下：来自蒸发器的低压制冷剂蒸气1经低压级压缩到中间压力下的状态2，到中间冷却器完全冷却。中间压力下的饱和气3被高压级吸入并压缩到4，迸冷凝器冷凝为高压液体5。高压液体5经节流阀H1成为中间压力下的状态6，进中间冷却器，中间冷却器中的饱和液体7经节流阀H2节流后，成为蒸发压力下的两相状态8，进入蒸发器E1，在低蒸发温度t0下蒸发制冷。以上便是两次节流中间完全冷却的两级压缩制冷循环过程。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 如果再增设图3－42a中的虚线框部分，即从中间冷却器同时另引一股液体到蒸发器E2，使之在较高蒸发温度(中间温度tm)下蒸发制冷，出蒸发器E2的制冷剂以状态9返回中间冷却器，其中的气相3仍进入高压级压缩机。如此便实现了具有两种蒸发温度的制冷要求。当然，这种情况下要求高压级压缩机的排气量较大。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－42 获得两种蒸发温度的两级压缩制冷循环 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－42 获得两种蒸发温度的两级压缩制冷循环 A—低压级压缩机；B—高压级压缩机；C—冷凝器；D—中间冷却器；E1、E2—蒸发器；H1、H2—节流阀

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 三、两级压缩制冷循环的热力计算实例 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 三、两级压缩制冷循环的热力计算实例 从前面的循环分析可知，如果循环型式、冷凝温度(压力)、蒸发温度(压力)给定，只要知道中间压力(温度)，便可以确定两级压缩制冷的循环工况，然后按确定的循环工况进行热力计算。 1．中间压力的确定 在设计条件下，两级压缩制冷的中间压力取值原则上依照使循环的性能系数最佳考虑，人们称该中间压力值为最佳中间压力。确定最佳中间压力的基本方法是：对于给定的蒸发温度和冷凝温度，在p0和pk的比例中项附近试取一组中间温度值Tmi(i=1，2，3，…；i≮5)。按每一个中间温度分别进行循环特性试算，得出相应的性能系数COPi。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 作出COP随中间温度的变化曲线，找出曲线COP－Tm的峰值点所对应的中间温度值，其相应的饱和压力值即为最佳中间压力。 按这种方法总结出一些经验公式，用于确定最佳中间压力，可以省去试算循环的工作量，使设计计算过程简化。例如：拉赛给出确定氨两级压缩循环最佳中间温度的经验公式为 tm＝0.4tk＋0.6t0＋3 ℃ (3－62) 根据最佳中间压力确定了最佳循环工况后可进行循环的热力计算。根据热力计算得出的高压级压缩机与低压级压缩机各自所需的理论输气量qhG和qhD，去选配适宜的压缩机。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 实际压缩机产品已经系列化。在已有系列产品中选型搭配出的高压级压缩机与低压级压缩机，其理论输气量之比ξ不可能恰好等于最佳设计工况下计算出的ξ值。而一旦高、低压级压缩机的ξ值确定，运行中中间压力由整个系统平衡所决定。也就是说，设计工况将偏离最佳设计工况。为了确定平衡条件下的中间压力，应再按实际压缩机搭配下的ξ值复算中间压力。复算的方法仍是：取一组中间压力假定值，对每一个中间压力分别进行循环特性试算，由试算结果作出ξ随中间压力的变化曲线ξ－pm。在曲线上找出实际ξ值点所对应的pm值，这便是在给定的蒸发温度、冷凝温度和已有高、低压级压缩机搭配条件下，两级压缩循环的中间压力。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 现有的两级压缩制冷系统，压缩机有两种可能的选配情况。对于中小型装置，可选用一台多缸压缩机分配高低压级气缸，构成所谓的“单机双级压缩机”。例如：用一台六缸压缩机，其中2个气缸作高压级压缩缸，另4个气缸作低压级压缩缸，ξ＝1/2。又如用一台八缸压缩机，其中2个气缸作高压级压缩缸，另6个气缸作低压级压缩缸，ξ＝1/3。对于大型装置，从已有系列产品中选型搭配高压级压缩机与低压级压缩机。 前一种情况下，高、低压级理论输气量之比ξ是固定的，只可能有两种选择，1/2或者1/3。后一种情况下，ξ的可调整范围会大一些。但不管哪一种情况，所搭配出的ξ都未必与最佳中间压力要求的最佳ξ值完全相符。但在曲线COP－Tm的峰值点附近，COP对Tm的变化并不十分敏

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 感，在给定ξ=1/2或1/3的应用条件下，COP的值也是可以接受的，所以循环的经济性是能够保证的。 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 感，在给定ξ=1/2或1/3的应用条件下，COP的值也是可以接受的，所以循环的经济性是能够保证的。 综上所述，两级压缩制冷循环的中间压力，若设计之初已选定了压缩机的，直接根据已知的ξ值确定；若希望通过计算选配压缩机时，按最佳中间压力确定，选配后只要ξ与计算值出入不大，不必再重新复算。 2．热力计算实例 以下通过两个例题说明热力计算的方法和步骤。 例3－3 某冷库在扩建中需要增加一套两级压缩制冷机。其工作条件如下：制冷量φ0＝150kW，制冷剂为氨，冷凝温度tk＝40℃，高压液体无过冷，蒸发温度t0=－40℃，吸气管路的有害过热Δtr＝5℃。试进行热力计算，并选配适宜的压缩机。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 解：由于制冷剂为氨，故采用一次节流中间完全冷却循环。其循环图如图3－43所示。 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 解：由于制冷剂为氨，故采用一次节流中间完全冷却循环。其循环图如图3－43所示。 根据已知条件可确定循环中的如下参数： pk＝l.557 MP， p0＝0.0716 MPa h5＝390.247 kJ/kg， h1＝1405.887 kJ/kg hl'＝1418.027 kJ/kg v1'＝1.58 m3/kg 首先按性能系数最大的原则确定中间温度和中间压力。该循环的性能系数为 高、低压力的比例中项为

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－43 循环图

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 该压力所对应的饱和温度为－6.5℃。在－6.5℃附近取若干个数值，例如－2℃，－4℃，－6℃，－8℃，－10℃，作为试算循环的中间温度tm，试算时取中间冷却器盘管的氨液出口处的端部的传热温差为3℃。试算结果列于表3－15中。 从表中的数据作出COP－tm关系曲线，得出COP最佳的中间温度是－5.5℃。取中间温度tm=5℃作为最佳循环工况，并进行热力计算。其循环参数如下： pm＝0.355 MPa， h3＝1452.54 kJ/kg， h7＝190.51 kJ/kg， h2＝1637.92 kJ/kg， h4＝1672.37 kJ/kg， v1＝0.345 m3/kg

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 表3－15 试算结果 tm/℃ pm/MPa h3/(kJ/kg) h7/(kJ/kg) h2/(kJ/kg) 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 表3－15 试算结果 tm/℃ pm/MPa h3/(kJ/kg) h7/(kJ/kg) h2/(kJ/kg) h1'/(kJ/kg) COP －2 0.399 1455.505 204.754 1656.677 1658.767 2.329 －4 0.369 1453.55 195.249 1644.287 1667.137 2.345 －6 0.342 1451.515 185.761 1631.557 1667.607 2.340 －8 0.316 1449.396 176.293 1618.987 1688.075 2.327 －10 O.291 1447.201 166.864 1606.437 1698.519 2.317

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 高压级和低压级的压力比分别是： pk/pm＝1.557 MPa/0.355 MPa＝4.39； 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 高压级和低压级的压力比分别是： pk/pm＝1.557 MPa/0.355 MPa＝4.39； pm/p0＝0.355 MPa/0.0716 MP＝4.96 (1)单位质量制冷量 q0＝h1－h7＝1125.38 kJ/kg (2)低压级压缩机的制冷剂质量流量 qm,D＝φ0/q0＝0.1234 kg/s (3)低压级压缩机理论输气量 qvh,D＝qm,D v1'/λD＝0.3 m3/s (取λD ＝0.65) (4)低压级压缩机理论功率 PD＝qm,D (h2－h1')＝27.13 kW (5)低压级压缩机轴功率 Pk,D＝PD/ηk,D＝40.5 kW (取ηk,D＝0.67)

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 (6)低压级压缩机实际排气比焓 h2s＝h1'＋(h2－h1')ηi,D＝1682.96 kJ/kg 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 (6)低压级压缩机实际排气比焓 h2s＝h1'＋(h2－h1')ηi,D＝1682.96 kJ/kg (取ηi,D＝0.83) (7)高压级压缩机的制冷剂质量流量 qm,G＝qm,D(h2s－h7)/(h3－h5)＝0.173 kg/s (8)高压级压缩机理论输气量 qvh,G＝qm,G v3/λG＝0.082 m3/s (取λG＝0.73) (9)高压级压缩机理论功率 PG＝qm,G (h4－h3)＝38 kW (10)高压级压缩机轴功率 Pk,G＝PG/ηk,G＝54.3 kW (取ηk,G＝0.70)

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 (11)高压级压缩机实际排气比焓 h4s＝h3＋(h4－h3)/ηi,G＝1711.16 kJ/kg 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 (11)高压级压缩机实际排气比焓 h4s＝h3＋(h4－h3)/ηi,G＝1711.16 kJ/kg (取ηi,G＝0.85) (12)理论性能系数 COP＝φ0/(PD＋PG)＝2.364 (13)高、低压级压缩机的理论输气量之比 ξ＝qvh,G/qvh,D＝0.273 (14)冷凝器的热负荷 φk＝qvh,G(h4s－h5)＝228.5 kW 根据热力计算所确定的理论输气量选配压缩机。低压级压缩机可选用178A(即8AS17)型，它的理论输气量为0.304 m3/s；高压级压缩机可选用12.54A型(即4AV12.5型)，它的理论输气量为0.079 m3/s。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 例3－4 将104F(4F－10)型压缩机改制为单机双级型，其中三个缸作为低压缸，一个缸作为高压缸。如果采用R22作为制冷剂，试问该机器在tk＝30℃、t0＝－70℃时的制冷量是多少？ 解：104F型压缩机的结构参数和转速为： 气缸直径D＝100 mm，活塞行程S＝70 mm， 转速n＝960 r/min； 低压级压缩机的理论输气量为 qvh,D＝(3.14/4)×(0.1m)2×0.07m×3×960 r/min/60 s ＝0.0264 m3/s＝95.1 m3/h 高压级压缩机的理论输气量为 qvh,G＝(3.14/4)×(0.1m)2×0.07m×1×960 r/min/60 s ＝0.0088 m3/s＝31.7 m3/h

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 高 、低压级的理论输气量之比 ξ＝qvh,G/qvh,D＝0.334 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 高 、低压级的理论输气量之比 ξ＝qvh,G/qvh,D＝0.334 采用有回热的一次节流中间不完全冷却循环形式，其循环图如图3－44所示。 图中1－1'及6 －6'是回热器中的气、液热交换过程，其热平衡式为 h1'－h1＝h6－h6' 计算时只要选定t1'或热端温差Δt2，就可以根据热平衡式确定点 6'的状态。在本例计算中取Δt2＝8℃，取中间冷却器内传热温差Δt1＝3℃。 由以上条件可以确定 pk＝1.09 MPa， p0＝0.021 MPa， h1＝374.232 kJ/kg， h6＝236.664 kJ/kg

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－44 循环图 图3－45 ξ＝f(tm)曲线

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 用试凑法确定满足ξ＝0.334的中间温度和中间压力。计算过程及结果见表3－16。 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 用试凑法确定满足ξ＝0.334的中间温度和中间压力。计算过程及结果见表3－16。 将计算结果绘成ξ=f(tm)曲线，如图3－45所示。在曲线上找出与ξ＝0.334相应的温度值tm＝－36.5℃，这便是所求的中间温度。 在该中间温度下循环的状态参数为： pm＝0.123 MPa，t6'＝－33.5 ℃，h6＝162.355 kJ/kg， h1'＝390.075 kJ/kg，v1'＝1.078 m3/kg， h6'＝h6－(h1－h1')＝146.512 kJ/kg 从而可算出低压级的质量流量、制冷量及回热器的热负荷： qm,D＝qvh,DλD/v1'＝0.137 kg/s＝49.4 kg/h φ0＝qm,D(h1－h6')＝3.12 kW φH＝qm,D(h6－h6')＝0.22 kW

(qm,G/qm,D)(v4/v1')(λD/λG) 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 表 3－16 计算过程及结果 参数 单 位 来源或计算公式 计算结果 tm ℃ 试选 －32 －34 －36 －38 pm MPa 查表 0.15O1 0.1376 0.1259 0.1151 t6' t6'＝tm＋Δt1 －29 －31 －35 h6' kJ/kg 167.227 165.054 160.893 160.742 t1' t1'＝t6'－Δt2 －37 －39 －41 －43 v1' m3/kg 查图 1.10 1.09 1.08 1.07 h1' 392.664 391.508 390.36 389.22 h3 392.249 391.350 390.444 389.531 h2 446.3 442.4 438.1 434.2 qm,G/qm,D / (h3－h6')/(h3－h6) 1.45 1.46 1.48 1.50 h4 h3+(h3－h6)(h2－h3)/(h3－h6') 429.526 426.178 422.644 4l9.310 v4 0.182 0.196 0.212 0.23 λD 选取 0.52 0.54 0.56 0.59 λG 0.49 ξ (qm,G/qm,D)(v4/v1')(λD/λG) 0.223 0.273 0.312 O.388

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 四、两级压缩式制冷机的变工况(启动)特性 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 四、两级压缩式制冷机的变工况(启动)特性 与单级压缩式制冷机一样，两级压缩式制冷机运行时，系统内外之间、系统内部各部件之间自动建立平衡。运行工况就是系统平衡点所对应的各循环参数值。外部条件变化时，平衡点将发生移动，冷凝温度、蒸发温度和中间温度均将改变。冷凝温度升高或蒸发温度降低，使整个循环的工作温差增大，造成制冷量和COP下降。 这里着重分析两级压缩式制冷机从启动到达到额定工况这段运行过程中的过渡特征。 为了使分析简化，忽略高、低压级压缩机容积效率随工况的变化，即假定高、低压级输气量之比ξ是定值；忽略高、低压级压缩机的制冷剂气体质量流量的差异，即假定高低压级压缩机的质量流量相等。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 压缩机启动时，通常先启动高压级压缩机，使它作单级压缩运行，等蒸发压力降到一定程度后再启动低压级压缩机，转入两级压缩运行。 启动过程中，假定冷凝温度不变，蒸发温度逐步降低到额定值。由于存在高、低压级气缸容积比ξ，意味着存在一个压力比π(ξ)。该压力比下相应的蒸发温度记作t0*，即 。在启动初期，蒸发温度较高，系统高低压侧的压力比较小。蒸发温度末降到t0*之前，即压力比末升至π(ξ)之前，只需单级压缩便可实现。只有当蒸发温度降到t0*以下、循环的压力比超过π(ξ)时，才可能投入两级压缩运行。刚开始投入两级压缩运行时，低压级承担全部工作压差pk－p0中的主要部分。随着蒸发温度的

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 继续下降，低压级的压力差ΔpD逐渐减小，高压级的压力差ΔpG逐渐增大。中间压力的变化情况为：在两级压缩未建立起来时，中间压力也就是蒸发压力，即pm＝p0；两级压缩建立起来之后，中间压力随蒸发温度的下降而逐渐降低，pm的降低速度比p0的降低速度更快。图3－46示出两级压缩制冷机启动过程中，三个压力pk、pm、p0以及高、低压级的压力差ΔpG、ΔpD的上述变化过程。 启动过渡过程特征的分析结果，同样适用于变工况特性。

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－46 两级压缩式制冷机启动过程系统中 的压力和压差的变化过程

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 五、应用离心式制冷机的多级压缩制冷循环 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 五、应用离心式制冷机的多级压缩制冷循环 供空调或工艺流程中水冷却用的离心式冷水机组往往只需单级压缩，而工业大型制冷用的离心式制冷机(如石油化工等场合)情况有很大不同。按制冷温度要求采用多级压缩循环，不仅可以产生一种蒸发温度，还常常有多种蒸发温度，以满足不同工艺过程的用冷温度需要。这里简要说明其多级压缩循环。 图3－47示出一个单蒸发温度、多级压缩、多次节流的离心式制冷机系统流程与循环图。图中分三级压缩。来自蒸发器的制冷剂蒸气1进入离心压缩机的第一级叶轮，被压缩到状态2，与来自中间冷却器A1的饱和蒸气混合到状态3，进入压缩机的第二级叶轮并被压缩到状态4，再与来自

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－47 离心式制冷机的多级压缩制冷循环 第六节 多级蒸气压缩制冷循环 图3－47 离心式制冷机的多级压缩制冷循环 A1、A2—中间冷却器；B—冷凝器；C1、C2、C3—离心式压缩机的第一、二、三级叶轮；E—蒸发器；V1、V2、V3—节流阀

第六节 多级蒸气压缩制冷循环 自中间冷却器A2的饱和蒸气混合到状态5，进入压缩机的第三级叶轮并被压缩到状态6，然后被排入冷凝器，冷凝到状态7。经第一节流阀V1节流到两相状态8，进入中间冷却器A2。中间冷却器A2的饱和液体8'经第二节流阀V2节流到两相状态9，进入中间冷却器A1。A1中的饱和液体9'经第三节流阀V3节流到低压两相状态10，迸蒸发器蒸发制冷，产生的低压制冷剂蒸气再回到压缩机的第一级叶轮。如此完成循环。显然，该循环中采用了中间不完全冷却方式。

第七节 复叠式制冷 内 容 提 要 一、蒸气压缩式复叠制冷系统与循环 二、复叠式制冷系统设计使用中的若干问题 三、自行复叠循环

第七节 复叠式制冷 采用两级或多级压缩循环，在一定程度上扩大了循环的工作温差，可以获得比单级压缩循环更低的制冷温度。但是，单靠分级压缩并不能大范围地增大循环的工作温差。制约因素是制冷剂的性质。 要获得有效的蒸气压缩式制冷，就要求制冷剂在其临界点以下和标准沸点附近的温度范围循环。任何流体物质的这段温度范围都是有限的，并存在粗略关系：Tb/Tc≈0.6。这就是说，低沸点的制冷剂的临界点温度较低，高沸点的制冷剂的临界点温度较高。不可能有一种制冷剂，同时既有很高的临界温度，又有很低的沸点温度。这成为使用一种制冷剂完成制冷循环时，可能的最大工作温度范围Tk－T0的限制。每一种制冷剂的热力性质决定了它相宜的工作

第七节 复叠式制冷 循环的温度区间。不同制冷剂，其相宜的工作循环温区是不同的。 第七节 复叠式制冷 循环的温度区间。不同制冷剂，其相宜的工作循环温区是不同的。 可见，当制冷循环的温差大到一定程度时，无法用一种制冷剂有效地制冷。解决的办法是：将总的制冷循环温差分割成两个或多个区段，每个区段用性质相宜的制冷剂循环，即：用高/中沸点的制冷剂循环承担高温区段的制冷，用低沸点的制冷剂循环承担低温区段的制冷。将它们叠加起来，达到最终要求的制冷温度。这就是复叠式制冷。

第七节 复叠式制冷 一、蒸气压缩式复叠制冷系统与循环 蒸气压缩式复叠制冷系统与循环原理如图3－48所示。图中以三元复叠为例，说明如下。 第七节 复叠式制冷 一、蒸气压缩式复叠制冷系统与循环 蒸气压缩式复叠制冷系统与循环原理如图3－48所示。图中以三元复叠为例，说明如下。 整套制冷系统包含有三个蒸气压缩式循环的子系统，每个子系统可以是单级压缩循环，也可以是两级压缩循环。为简化起见，图中的三个子系统均为单级压缩循环，按工作温度由高到低依次是Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ。相邻两个子系统通过一个热交换器相联系，即：将上一级的蒸发器与下一级的冷凝器做在一起，称做蒸发/冷凝器。子系统Ⅰ使用较高沸点的制冷剂循环，它在常温下冷凝，在温度t01下蒸发；子系统Ⅱ用沸点较低的制冷剂循环，它在子系统Ⅰ提供的低

第七节 复叠式制冷 图3－48 蒸气压缩式复叠制冷系统与循环原理

第七节 复叠式制冷 温T01下冷凝，在温度T02下蒸发；子系统Ⅲ用沸点更低的制冷剂循环，它在子系统Ⅱ提供的低温T02下冷凝，在温度T03下蒸发制冷，获得整套系统所要求的制冷温度。 整套系统的总工作温差记作ΔT；各个子系统的工作温差记作ΔTi(i＝1，2，3)。总温差和各子系统温差的分布情况在图3－48a中示出。三个子系统的复叠循环如图3－48b所示。从图中可以看到，每个子系统都在合理的温度范围内循环。 如果不考虑蒸发/冷凝器的传热温差，那么，上一级子系统的蒸发温度就等于下一级子系统的冷凝温度。蒸发/冷凝器将相邻子系统的工作温度区间衔接起来，该衔接点的温度称为复叠温度。事实上由于存在传热温差，上一级子

第七节 复叠式制冷 系统的蒸发温度低于下一级子系统的冷凝温度。将蒸发/冷凝器的传热温差称做复叠温差。图3－48b所描述的是存在复叠温差的原理性循环。 实用的复叠制冷系统考虑到保证循环的经济性和保证压缩机的正常工作状态，需要增加一些辅助设备。图3－49示出－80℃低温箱(箱内要求的温度为－80℃±2℃)所用的二元复叠制冷机的实际系统流程。由R22与R23组成复叠，R23子系统的设计蒸发温度为－85℃—－90℃。 图3－50示出一个－120℃低温用的三元复叠系统。由R22、R23和乙烯组成复叠。其中R22为两级压缩。乙烯子系统中，油分离之后用活性炭吸附器进一步清除排气中的润滑油，从而防止油进入蒸发器造成管路堵塞。乙烯的蒸发温度可达－100℃—－125℃。

第七节 复叠式制冷 图3－49 －80℃低温箱用二元复叠制冷机的实际系统 第七节 复叠式制冷 图3－49 －80℃低温箱用二元复叠制冷机的实际系统 A—R22压缩机；B—低温箱；C、F—干燥过滤器；D—R23压缩机； E—蒸发/冷凝器；G—冷凝器

第七节 复叠式制冷 图3－50 －120℃低温用三元复叠制冷系统

第七节 复叠式制冷 图3－50中各子系统说明： R22子系统：1－低压级压缩机；2－高压级压缩机；3、4－油分离器；5－冷凝器；6－干燥过滤器；7－中间冷却器；8－气-液热交换器；9－蒸发/冷凝器。 R23子系统：10－压缩机；11－油分离器；12、13－气-液热交换器；14－干燥过滤器；15－蒸发/冷凝器；16－膨胀容器。 乙烯子系统：17－压缩机；18－油分离器；19－活性炭吸附器；20－气-气热交换器；21－气-液热交换器；22－干燥过滤器；23－蒸发器；24－膨胀容器。

第七节 复叠式制冷 复叠式制冷循环的热力计算方法是：选定复叠方式后，分别对每一个子系统进行循环特性计算，再由蒸发/冷凝器的能量平衡建立起子系统之间的容量联系，并进行各个子系统的容量配备。整套系统的输入功率P为各子系统输入功率之和，制冷量为最后一级子系统的制冷量，性能系数为COP＝φ0/P。

第七节 复叠式制冷 二、复叠式制冷系统设计使用中的若干问题 1．复叠式制冷循环的应用温度范围与制冷剂 第七节 复叠式制冷 二、复叠式制冷系统设计使用中的若干问题 1．复叠式制冷循环的应用温度范围与制冷剂 按制冷温度需要，蒸气压缩式制冷拟采用的循环方式如下：单级压缩制冷，温度在－35℃—－40℃以上；两级压缩制冷，温度到－40℃—－80℃；复叠式制冷，温度在－60℃以下。 可见，制冷温度要求在－80℃以下时，只能采用复叠式循环。制冷温度要求在－80℃—－60℃之间时，有两种选择余地，可以用复叠循环，也可以用两级压缩循环。表3－17列出这两种循环的综合比较，可供设计选择时考虑。

第七节 复叠式制冷 表3－17 复叠制冷与两级压缩制冷的比较 项 目 复叠式制冷 两级压缩制冷 系统结构 第七节 复叠式制冷 表3－17 复叠制冷与两级压缩制冷的比较 项 目 复叠式制冷 两级压缩制冷 系统结构 复杂，需要两套子系统，两种制冷剂；低温制冷剂要比中温制冷剂贵许多。 简单，只需一种中温制冷剂。单机双级压缩机只需一台；双机双级情况下需处理好两台压缩机中润滑油的分配问题。 运行特性 1.存在复叠温差，造成不可逆损失。 2.由于低温制冷剂的容积制冷能力大，使低温压缩机尺寸小，机械效率高。 3.每台压缩机的压力适中，容积效率和压缩过程的指示效率可以提高。 4.系统正压或轻度负压，外气渗入系统的危险性小，运行稳定性好。 5.温度调节范围小。 1.不存在不可逆损失。 2.低压级压缩机尺寸大，机械效率低。 3.低压级压缩机的容积效率和指示效率低。 4.低压级负压程度较高，外气渗入系统的危险性大。 5.温度调节范围大。 主要应用 工业生产用的低温装置；大型试验装置 小型试验装置，尤其是需要宽范围温度调节的应用装置

第七节 复叠式制冷 －80℃以下低温制冷时，复叠循环形式及所选用的制冷剂，应按制冷温度、制冷量大小和制冷剂的价格考虑。通常，压缩式复叠制冷的高/中温部分选用中温制冷剂，如R22或R404A(小型装置用)、氨、丙烷、丙烯(大型装置用)等；低温部分选择低温制冷剂，如R23、R14、CO2、乙烯、乙烷、甲烷等。表3－18给出一些示例。

第七节 复叠式制冷 表3－18 复叠式制冷循环系统与制冷剂示例 制冷温度/℃ 复叠型式与制冷剂 －80 两元复叠；R22＋R23 －100 第七节 复叠式制冷 表3－18 复叠式制冷循环系统与制冷剂示例 制冷温度/℃ 复叠型式与制冷剂 －80 两元复叠；R22＋R23 －100 两元复叠；R22单级＋R23双级或R22双级＋R23单级 －130 三元复叠；R22单级＋R23单级＋R14单级 －170 四元复叠；R22单级＋R23单级＋R14单级＋R50单级

第七节 复叠式制冷 2．复叠温度与复叠温差的确定 第七节 复叠式制冷 2．复叠温度与复叠温差的确定 各子系统之间复叠温度的设计选择，理论上从保证整套系统的COP最佳考虑。事实上，由于总温差是确定的，各子系统的循环具有一定的独立性，复叠温度在可能的范围变化时，对总的COP值所造成的影响不大。所以，按各子系统的压力比大致相同来决定复叠温度为好，这样能够保证压缩机的工作容积利用率较高(即各子系统的压缩机容积效率较高)。 复叠温差(即蒸发/冷凝器的传热温差)的设计取值一般为5－10℃。考虑到温度越低，相同传热温差造成的传热不可逆损失越大，所以复叠温度越低，复叠温差越应取小值。 同样地，复叠制冷机的蒸发器传热温差应小于5℃。

第七节 复叠式制冷 3．辅助热交换器的使用 为了保证循环的经济性和压缩机的正常工作状态，复叠式系统中需要灵活地使用一些辅助热交换器。辅助热交换器的实际应用如图3－49和图3－50所示。 (1)回热器 理论分析表明：对于复叠式制冷系统所用的几乎各种低温制冷剂，即使是有用过热也将使容积制冷能力下降。由于出蒸发器的制冷剂气体温度很低，与环境温度之间的温差很大，管道绝热不良及压缩机内部的热交换很容易产生无用过热，而压缩机希望在常温下工作，吸气温度不宜低于－30℃(可以不必使用特殊的低温材料和专门的低温润滑油)，为此要用回热器使吸气过热成为有用过热。起码是

第七节 复叠式制冷 用气－液热交换器回热，如果气－液热交换器回热尚不足以使吸气达到希望高的温度，还要进一步用气－气热交换器，使来自蒸发器的低温制冷剂蒸气经气－液热交换器之后，再与压缩机的排气热交换，然后进入压缩机。如图3－50中乙烯子系统的部件20。 (2)水冷却器 低温子系统中压缩机排气温度仍较高，其制冷剂排热量中过热部分占有相当份额。让该压缩机的排气先经过水冷却器，用常温的水将低温压缩机排气预冷却，使之消除过热后再进入蒸发/冷凝器，可以减轻高温子系统的蒸发器热负荷，从而减少功耗，提高COP。

第七节 复叠式制冷 4．启动与防止停机时低温子系统超压的措施 第七节 复叠式制冷 4．启动与防止停机时低温子系统超压的措施 复叠式制冷机启动时，应先启动高温子系统，待其蒸发温度降低到足以保证下一级子系统的冷凝压力不致超过限制值时，再启动下一级子系统。 停机时，系统温度逐渐升高，会导致低温子系统中的制冷剂压力超过规定的限制值。为了避免这种情况发生，要采取一定的保护措施。 对于大型装置，若短期停机，可以通过自动控制的方法检测低温子系统的高压侧压力，自动控制高温子系统间歇运行，保持它对低温子系统高压侧的冷却作用。若长期停机，则应将低温子系统中的制冷剂抽出，放到高压钢瓶中保存。

第七节 复叠式制冷 对于小型装置，通过严格控制低温子系统的制冷剂充注量和附加膨胀容器，可以防止低温子系统超压。膨胀容器可以加在其吸气侧，也可以加在其排气侧。若加在其吸气侧，所需膨胀容器小一些；若加在其排气侧，则需膨胀容器大一些。膨胀容器的容积VE按下述方法确定。 设低温子系统中制冷剂的总充注质量为m，膨胀容器中的制冷剂质量为mE，在系统中循环的制冷剂质量为mx，低温子系统的内容积(不计膨胀容积)为V。 工作状态下膨胀容器中的制冷剂气体比体积记作vx，则有 m＝mE＋mx＝VE/vx＋ mx (3－63) 设停机后系统的平衡压力为Pp，其值规定范围为Pp＝1.0－1.5 MPa。平衡态时系统中制冷剂的比体积vp＝f(Pp，ta)，ta为环境温度。

第七节 复叠式制冷 那么，平衡态时系统中制冷剂的总体积 mvp＝VE+V (3－64) 第七节 复叠式制冷 那么，平衡态时系统中制冷剂的总体积 mvp＝VE+V (3－64) 联立式(3－62)和式(3－63)可得出所需膨胀容积为 VE＝(mxvp－V)/(1－vp/vx) (3－65)

第七节 复叠式制冷 三、自行复叠循环 复叠式制冷系统中还有一种特殊形式，称为“自行复叠系统”，实质上它是混合制冷剂的多级分凝循环。这种系统中充注两种或多种制冷剂，它们在相同的冷凝压力和蒸发压力下工作，因而系统中只需使用一台压缩机。 图3－51示出了一种自行复叠式系统的流程图。系统中的制冷剂为R22和R23。相同压力下，R23的冷凝温度远低于R22的冷凝温度，自行复叠式制冷系统正是利用这一特性。 压缩机排出的R23和R22混合制冷剂气体进入分凝器，分凝器用常温冷却水(或空气)冷却。常温冷却下不足以使混合气中的R23组分凝结，R23离开分凝器时仍保持气态，

第七节 复叠式制冷 图3－51 自行复叠式制冷系统

第七节 复叠式制冷 进入冷凝蒸发器，冷凝蒸发器的温度相当低，使R23凝结成液体，然后经节流阀进入蒸发器产生制冷作用。而对于进入分凝器的混合气中的R22组分来说，由于其冷凝温度较高，在常温冷却作用下凝结为液体。R22液体经节流阀进入冷凝蒸发器，在其中蒸发，产生较低的温度，使R23组分凝结。在冷凝蒸发器中产生的R22蒸气与来自蒸发器的R23蒸气汇合，返回压缩机。 严格地说，在R23的回路中混有少量的R22，而在R22的回路中也混有少量的R23。其混合量可按溶液热力学所提供的公式和图表计算。

第八节 CO2制冷 内 容 提 要 一、近临界循环和跨临界循环 二、CO2跨临界循环的应用装置 三、干冰制备

第八节 CO2制冷 用CO2制冷的方法有两类： 一类是将CO2制成干冰，再以干冰作为消耗性制冷剂，利用干冰升华过程的吸热现象制冷；

第八节 CO2制冷 一、近临界循环和跨临界循环 CO2的临界点温度为31℃，处于常温范围，在与一般制冷机同样的环境冷却条件下，CO2制冷循环的高压侧将接近临界点(低环境温度时)或超过临界点(高环境温度时)，而不能像常用制冷剂那样实现远临界循环。所以，CO2的单级压缩循环处于临界点附近，是近临界循环(用温度较低的水冷却时)或者是跨临界循环(用温度较高的空气冷却时)。所谓跨临界循环，就是循环中制冷剂的放热过程在临界点以上，为非凝结相变的排热；制冷剂的吸热过程在临界点以下，为有相变的蒸发吸热过程，整个循环跨越临界点。

第八节 CO2制冷 有凝结的近临界循环如图3－52所示。可以看出，对于给定的蒸发温度，单位制冷量很小。随着冷凝温度上升，点3沿饱和液体线移动到临界点。冷却温度进一步上升时，变成无凝结的跨临界循环，如图3－53所示。超临界的高压气体被冷却时，只是温度降低，而不发生相变。假定最终温度降到T3，T3的值取决于冷却介质温度和传热表面积的大小。由状态3节流到两相区的状态4。可以看出，其单位制冷量也很小，大约不到相同蒸发温度下汽化潜热的一半。 在超临界条件下循环的独特之处在于：可以通过提高高压侧压力的方法来增大单位制冷量q0和COP。如图3-53所示，保持T3相同，提高压力，循环变为1-2a-3a-4a-1。

第八节 CO2制冷 图3－52 近临界循环

第八节 CO2制冷 图3－53 跨临界循环

第八节 CO2制冷 由于等温线T3有一段斜度平缓段，压力提高不多，便使q0增大明显。由于状态点1末变，机器的制冷量φ0便可通过此法增大。 应当注意：在这里，过冷液体的比焓值若按通常的近似方法确定[式(3－27)]就会很不精确。过冷液体的比焓值必须从该区的热力性质图表获取。 至于COP的变化，由于等熵线陡和等温线曲率的变化特点，使得pH增高时，开始比功h2－h1不如单位制冷量h1－h3增大得多，而后h1－h3的增大不足以补偿h2－h1的增大。所以，COP先增大，增大到某一值后又减小，即随着pH增高，COP存在一个最大值。 由于在临界点附近等温线的走向相似，因此即使高压气体凝结现象发生(对于近临界循环)，以上结论仍成立。

第八节 CO2制冷 梅辛特(Macintire)给出确定最佳pH理论值的图解方法(1937)，如图3－54所示。过点3作等温线的切线，过点2作等熵线的切线，两切线的交点为O。可以证明(证明过程从略)，使COP达到最大的条件是：交点O所对应的比焓值等于点1的比焓值。 直接利用作图可以求得最佳pH的近似值：找出p0蒸发压力线与x＝0.8等干度线的交点，由该交点向等温线T3作切线，切点所对应的压力值便是最佳pH。

第八节 CO2制冷 图3－54 确定最佳pH理论值的图解方法

第八节 CO2制冷 常规系统中，简单地减少冷却水或冷却空气的流量便可提高冷凝压力。而在超临界条件下，减少冷却水只能使高压气被冷却后的最终温度T3上升。这是所不希望的，因为T3上升造成制冷量下降。超临界气体在冷却器中是单相流体，其压力与温度几乎无关。这时要提高pH就必须增加高压侧CO2的质量流量，也就是说，将更多的CO2供应给高压侧。如果暂时关闭膨胀阀，能使系统中的一些CO2从蒸发器中转移出来到高压侧，但这样又会造成蒸发器缺液，在希望制冷量大时机器产冷量反而变小。因此，在超临界条件下改变pH通常采用的办法是在冷却水温高时从贮液筒向系统中补充一些CO2。考虑到避免高承压造成容器笨大，CO2系统一般不设高压贮液器。

第八节 CO2制冷 二、CO2跨临界循环的应用装置 对于CO2跨越临界循环的应用，起初集中在两类装置(与超临界排热相适应)：一类是汽车空调，因为传统汽车空调的R12排放量占到制冷装置CFCs总排放量的60%；另一类是热泵式水加热器(Heat Pump Water Heater)，因为这类应用占到全球加热需求量的很大一部分。以后又产生了其他可能的应用。 1．CO2汽车空调 CO2跨越临界循环制冷在汽车空调上应用时，其循环原理如图3－55a所示，系统组成如图3－55b所示。 工作原理如下：压缩机排出的高压CO2气(状态2)到气体冷却器，被环境空气冷却(过程2－3)，再到回热器进一

第八节 CO2制冷 图3－55 CO2跨临界循环在汽车空调上的应用 A—压缩机；B—气体冷却器；C—回热器；D—膨胀阀； E—蒸发器；F—低压贮液器/分离器；G—回油毛细管

第八节 CO2制冷 步被压缩机的吸气冷却(过程3－4)；高压CO2气的排热过程经历温度降低和密度不断增大的过程，然后经膨胀阀节流(过程4－5)，变成低压两相状态(状态5)；进入蒸发器蒸发(过程5－6)，产生制冷作用；蒸发器的回气到低压贮液器经气、液分离后，再经回热器过热(过程6－1)后，返回压缩机。 该系统与常规单级压缩制冷系统的不同，除了在临界点附近循环，高压气体不发生凝结外，还有以下两点：系统的压力很高，但高低压的压力比小。 图3－55a同时示出，通过改变压缩机排气压力pH循环的制冷量和能耗将会如何变化。通常应将pH调整得使COP接近最大值。需要时还可以用进一步增大pH的办法，以更

第八节 CO2制冷 高些的能耗为代价，使制冷能力提高到超过正常值。这是一个重要的优点，例如，在汽车客舱很热的条件下启动制冷系统时就需要这样做，能够缩短舱内的降温时间，系统尺寸也可以较小，实际总能耗是节省的。 图3－55b中低压贮液器/分离器和回热器对于保证系统发挥正常功能是必须的，有多重目的： (1)允许蒸发器供液有一定的过量，以简化系统控制，并能增强蒸发器传热。 (2)用以收回或发送系统中多余的制冷剂，以调节高压侧的压力。 (3)保持系统内有足够的制冷剂液体量，以覆盖所有可能运行工况下的流量需求，并且补偿不可避免的制冷剂泄漏损失。

第八节 CO2制冷 (4)保证压缩机回油，用毛细管或节流阀从贮液器将适量的油引回压缩机吸气管。 (5)在高环境温度下装置怠速运行时，用以提供足够的系统内容积，避免系统超压。 已开发出的CO2制冷的汽车空调样机实验结果表明：CO2制冷系统在所有使用条件下工作得都很好。其能效特性甚至比传统的R12系统更好，主要原因是：由于压缩过程在很低的压力比下进行，压缩效率高；由于平均压力相当高，流动压力损失微不足道；蒸发器的传热好。

第八节 CO2制冷 2．热泵式水加热器 利用CO2跨临界循环加热水的热泵装置的原理性系统与循环如图3－56所示。 图上方示出的系统组成与图3－55b类似。T－s图中的虚线分别表示被加热水的温度变化和热源侧的温度变化。 一般而言，多数热泵从环境(水或空气)大热源吸热，热源温度变化较小，蒸发器中制冷剂的定温蒸发过程很适宜这种传热情况。热泵向有限流量的水或空气排热，被加热的流体温度升高，所要求的流体温升值或大或小。在小型直接凝结的空气热泵中，被加热空气的温升范围从15－20K(常规分体式机组)直到30－40K(大型区域热网供热)，工业应用和直接对水罐加热的场合，则还要更高。这导致

第八节 CO2制冷 图3－56 用于水加热的CO2跨临界循环的T－s图

第八节 CO2制冷 若用凝结排热的常规热泵循环方式，由于冷凝器中制冷剂定温排热与被加热流体温升的不匹配，而要额外消耗相当多的功率。 这样的加热过程用CO2跨临界循环就很相宜。从图3－56中可以看到，要提高热泵的效率，应使CO2的排热温度曲线与被加热流体的吸热温度曲线形状相近似。 当要求加热水的温升较大时，用图3－56所示的CO2单级压缩系统，适宜于要求加热温升40－50K的场合(取决于热源温度)。这种情况下，与传统循环相比，它很容易将比功降低40%，COPH也获得相应的改善。

第八节 CO2制冷 当要求加热水温升较小时，上述系统的CO2的排热温度曲线与被加热流体的吸热温度曲线匹配不理想，存在COPH下降的问题。用分级压缩可以解决该问题。通过分级压缩，让CO2的排热温度曲线与期望的形状相接近。图3－57示出一个两级压缩的CO2热泵式水加热系统。将水的温度从35℃加热到60℃，适用于温带地区冬季供暖装置。图3－58利用T－s图给出在同样制热能力和加热温度要求下，传统R12热泵循环与CO2两级压缩热泵循环的比较。显然，由于热交换的温度匹配关系改善了，CO2系统的能效明显优于传统系统。

第八节 CO2制冷 图3－57 两级压缩的CO2热泵式水加热系统

第八节 CO2制冷 图3－58 R12热泵循环与CO2两级压缩热泵循环的比较

第八节 CO2制冷 三、干冰制备 CO2的压力－比焓图如图3－59所示。 当容器中的液态CO2降压、逸出到大气中时，即经历了绝热膨胀过程，它就变成雪状固体与蒸气的两相混合物。这是由于大气压低于CO2的三相点压力(0.518MPa)，在三相点压力以下，液态CO2无法以稳定相态存在。在p－h图上，三相点以一条直线表示，如图3－59所示。 节流膨胀是制取干冰的常用方法。显然，要有好的制冰收获，应当使节流前的CO2比焓尽可能小。在不采用辅助制冷的简单系统中，节流前状态要么是温度比冷却水温度稍高些的饱和液体(比如温度为25℃、压力为6.4MPa的饱和液体)，要么是超临界状态的高压气体(冷却水温度接近

第八节 CO2制冷 图3－59 CO2的压力－比焓图

第八节 CO2制冷 或超过CO2的临界温度时)。为了降低节流前的比焓，就应当将压力适当提高。 如果被处理的原料气为常压，需要通过多级压缩才能将其压力提高到凝结所对应的高压，或者提高到所希望的超临界压力值。用往复式压缩机需要经过三级压缩来实现。图3－60是典型的原理性系统与过程描述。生产干冰的制冷机采用开式循环：进入系统的是CO2原料气；从系统中引出的是固态的CO2。原料气经过三级压缩达到高压，经过三次节流膨胀，膨胀后的闪蒸气仍被引回到压缩机的吸入侧。第三次节流膨胀后的状态进入固－气两相区。该过程在冰模中发生，有多个冰模处理来自一个冷凝系统的液体。冰模中形成雪状的CO2固体，同时排出回气，回气与

第八节 CO2制冷 W1、W2—水冷却器； V1、V2、V3—节流阀； C—冷凝器； M—干冰模； B1、B2—中间容器； A1、A2、A3—第一、二、三级压缩机； 图3－60a 干冰制备

第八节 CO2制冷 图3－60b 干冰制备

第八节 CO2制冷 新的原料气混合后经贮集罐返回第一级压缩机。当冰模充满时，启动液压杆，将疏松的雪状CO2压成密实的干冰块(其密度约为1450kg/m3)。然后打开冰模的底盖，将干冰块从冰模的底部排出，放入储罐中保存。 以上是无辅助制冷的简化流程。因其系统的高压侧压力很高，所以称之为制干冰的高压流程。为了使CO2能够在较低的温度下凝结，还可以用辅助制冷机冷却。例如，用压缩式或吸收式制冷机提供冷却源，可以使CO2在低温下凝结，同时凝结压力也有所降低，只需两级压缩便可以了。这样的制干冰工艺流程称为中压流程。工业干冰制取中，高压流程和中压流程均有应用。 运用多级压缩和复叠式制冷系统循环的分析方法即可进行干冰制备系统的热力计算。