第三章第三章 蒸气压缩制冷循环蒸气压缩制冷循环 13.0 预备知识预备知识234567u在普通制冷温度范围内，蒸气压缩式制冷是占主导地位的制冷方式，它属于液体蒸发制冷u液体蒸发制冷的特征是：利用制冷剂液体在气化时（蒸发时）产生的吸热效应，达到制冷目的u液体蒸发制冷构成循环的四个基本过程是：制冷剂液体在低压（低温）下蒸发，成为低压蒸气；将该低压蒸气提高压力成为高压蒸气；将高压蒸气冷凝，使之成为高压液体；高压液体降低压力重新变为低压液体，从而完成循环。8u上述四个过程中，是制冷剂从低温热源吸收热量的过程；是制冷剂向高温热源排放热量的过程；是循环的能量补偿过程。u能量补偿的方式有多种，所使用的补偿能量形式相应的也有所不同。如果该过程的能量补偿方式是用压缩机对低压气体做功，使之因受压缩而提高压力，那么，这种制冷方式便称之为蒸气压缩式制冷循环（vapor compression refrigeration cycle） 9QoWu在制冷系统中，我们将制冷剂在低压下蒸发的容器，称为蒸发器（evaporator） ，蒸发器是热交换设备，其作用是将蒸发器外被冷却对象的热量传递给蒸发器内制冷剂，制冷剂（在低温低压下）相变吸热而使被冷却对象的温度降低u从蒸发器内源源不断地抽出制冷剂气体的装置称为制冷压缩机（refrigerant compressor） ，其作用之一是不断地将完成了吸热过程而汽化的制冷剂蒸气从蒸发器中抽吸出来，使蒸发器维持低压状态，便于蒸发吸热过程能继续不断地进行下去 10QoQkWu利用饱和温度和饱和压力一一对应这个原理，我们对制冷压缩机抽出的低温低压的制冷剂蒸气进行压缩，给它一个能量，使低温低压的制冷剂蒸气增压，从而提高制冷剂蒸气的温度，再送往冷凝器去冷凝 u制冷压缩机除了及时抽出蒸发器内蒸气，维持低温低压外，作用之二是通过压缩作用提高制冷剂蒸气的压力和温度，创造将制冷剂蒸气的热量向外界环境介质（空气或水）转移的条件11u冷凝器（Condenser）也是一个热交换设备，作用是利用环境冷却介质空气或水，将来自制冷压缩机的高温高压制冷剂蒸气的热量带走，使高温高压制冷剂蒸气冷却、冷凝成高压常温的制冷剂液体。u值得一提的是，冷凝器内制冷剂蒸气变为制冷剂液体的过程中，压力是不变的仍为高压u高压常温的制冷剂液体不能直接送入低温低压的蒸发器。我们将再一次利用饱和压力（saturation pressure）与饱和温度一一对应原理，降低制冷剂液体的压力，从而降低制冷剂液体的温度。将高压常温的制冷剂液体通过降压装置膨胀阀（又称节流阀，expansion valve，throttle valve ），得到低温低压制冷剂，再送入蒸发器吸热蒸发，从而完成了一个制冷循环。 12QoQkW13QoQk压缩机压缩机节流阀节流阀冷凝器冷凝器蒸发器蒸发器W14QoQk Compressor Expansion Valve Condenser Evaporator W高压、过热蒸气高压、过热蒸气低压、气液两相低压、气液两相高压、饱和液体高压、饱和液体低压、低温蒸气低压、低温蒸气1516u单级蒸气压缩式制冷循环工作过程如下制冷剂在蒸发器内，在压力 po、温度 to 下沸腾， to低于被冷物体的温度。压缩机不断地抽吸蒸发器中产生的蒸汽，并将它压缩到冷凝压力pk，然后送往冷凝器，在 pk 压力下等压冷凝成液体，同时，制冷剂放出冷凝热量，并传给冷却介质（通常是水或空气）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，冷凝后的液体通过膨胀阀或节流元件进入蒸发器当制冷剂通过膨胀阀时，压力从 pk 降到 po ，少部分液体气化，极大部分剩余液体的温度降至 to，这部分液体在蒸发器中蒸发，并从被冷却的物体中吸取它所需要的蒸发热。而气化的这部分蒸汽称为闪发蒸汽，在它被压缩机吸入之前几乎不再起吸热作用173.1 单级蒸气压缩式制冷循环单级蒸气压缩式制冷循环u分析单级蒸气压缩式制冷循环的理论循环（Ideal Single-Stage Cycle）的目的是运用热力学原理对制冷循环内在联系和外部影响，进行的理论分析，是制冷系统安装、调试、运行管理和维护的理论基础。它对制冷循环的能量转换及转换后效率进行的理论分析，是制冷系统能否节能、环保、可持续发展的理论根据u鉴于实际的制冷循环是一个动态且复杂的循环过程，不便于定性和定量分析，我们将从简单但符合实际规律的理论制冷循环入手，用热力学理论对其进行透彻的分析和计算，在此基础上再修正复杂、多变的实际制冷循环，指导实际制冷循环的应用，使之更有效、更安全地为我们服务。对制冷循环进行的热力计算，是制冷系统机器、设备设计和选型的理论依据 3.1.1 单级蒸气压缩式制冷循环的理论循环单级蒸气压缩式制冷循环的理论循环181、理论制冷循环的假定条件、理论制冷循环的假定条件 u压缩过程为等熵过程（Isentropic process ），即压缩过程与外界没有热交换u冷凝、蒸发过程均为定压过程（Isobaric process） ，没有传热温差。即制冷剂的冷凝温度（Condensing temperature）等于环境介质（空气或水）温度；制冷剂的蒸发温度（Evaporating temperature）等于被冷却对象温度；且各温度均为定值u离开蒸发器和进入制冷压缩机的制冷剂蒸气为蒸发压力下的饱和蒸气；离开冷凝器和进入膨胀阀的液体为冷凝压力下的饱和液体u除膨胀阀产生节流降压外，制冷剂在设备管道内的流动没有流动阻力损失（即没有压力降），同时与外界环境没有热交换u节流过程为绝热的焓值不变过程（Isenthalpic process） 192、理论制冷循环在温、理论制冷循环在温-熵图和压熵图和压-焓图上的表示焓图上的表示20压缩节流蒸发冷凝冷却统称为统称为“冷凝冷凝”21压缩过程Compression Process节流过程Throttle Process蒸发过程Evaporation Process 冷凝过程Condensation Process22u点 1 表示制冷剂进入压缩机的状态它是对应于蒸发温度 to 下的饱和蒸气，该点位于等压线 po 与饱和蒸气线的交点上 u点 2 表示制冷剂出压缩机的状态，也是进冷凝器时的状态。过程线 12 表示制冷剂蒸气在压缩机中的等熵压缩过程（s1=s2），由蒸发压力po 压缩到冷凝压力 pk，因此点 2 可由通过点 1 的等熵线和压力为 pk 的等压线的交点来确定。点 2 处于过热蒸气状态，注意在点 2 时的制冷剂温度比点 3 时的制冷剂温度高，此温度我们也称作压缩机排气温度（Discharge temperature） 23u点 4 表示制冷剂出冷凝器的状态，它是与冷凝压力 pk 所对应的饱和液体，过程线 234 表示制冷剂在冷凝器内冷却（23）和冷凝（34）过程。由于整个冷凝过程的压力不变，因此，压力为 pk 的等压线和饱和液体线的交点即为点4的状态 u点 5 表示制冷剂出节流阀的状态，也就是进入蒸发器的状态。过程线45 表示制冷剂在通过节流阀时的节流过程，在这一过程中，制冷剂的压力由 pk 降到 po，温度也由 tk 降到 to，进入两相区。由于节流前后制冷剂的焓值不变，因此，由点 4 作等焓线与等压线 po 的交点即为点5 的状态。因节流过程是不可逆过程，所以过程线 45 往往用虚线表示。可以看出，点 5 落入了两相区，意味着制冷剂从冷凝压力饱和液体状态经节流阀节流后有一部分成为闪发气体 24u过程线 51 表示制冷剂在蒸发器中的汽化（蒸发）过程。由于这一过程是在等温、等压下进行的，液体制冷剂吸取被冷却物体的热量而不断汽化，所以制冷剂的状态沿等压线向干度增大的方向变化，直到全部变为饱和蒸气为止。这样，制冷剂的状态又重新回到进入压缩机前的状态，从而完成了一个理论制冷循环25tk、pkto、pos=常数p=常数h=常数p=常数263、理论循环中各设备的功、热变化、理论循环中各设备的功、热变化u理论制冷循环中，制冷剂的流动过程可认为是稳定流动过程。即：制冷剂流过系统任何断面的质量不随时间改变；系统中任何位置上制冷剂的状态参数都保持一定，不随时间改变；系统与外界的热量和功量传递不随时间改变。27u根据热力学第一定律，忽略位能和动能变化，稳定流动过程的能量方程可表示为（参见工程热力学热力学第一定律中的稳定流动能量方程） （31） 式中：Q 单位时间内外界加给系统的热量，kW； P 单位时间内外界加给系统的功率，kW； 流出或流进该系统的稳定质量流量，kg/s； hout、hin 1kg制冷剂在系统出、进口处的比焓，kJ/kg。u该方程可以单独适用于制冷系统中的每一个设备。28u制冷压缩机制冷压缩机制冷压缩机对制冷剂蒸气的压缩过程是一个等熵过程。因此 （32）带入式（3-1），有 在图中表示为1-2过程，为循环的压缩过程，故上式可写成 式中：Po 理论功率（Idea power） ，kW，表示制冷压缩机因压缩循环的制冷剂蒸气所消耗的功率 质量流量（Mass flow rate），kg/s，表示单位时间内循环的制冷剂的流量 wo 理论比功（单位压缩功，Compress work per mass） ，kJ/kg，表示制冷压缩机每输送 1kg 制冷剂蒸气所消耗的功。29热力学中，非自发过程的发生需要伴随能量的补偿理论制冷循环中，热量从被冷却对象通过制冷剂传递给环境介质空气或水，即从低温物体传向高温物体，是非自发过程，因而需要制冷压缩机消耗功率 Po 才能够实现。压缩过程中，制冷剂状态变化如下：制冷剂蒸气从干饱和蒸气状态 1 过热蒸气状态 2制冷剂蒸气从低压 po 高压 pk制冷剂蒸气从低温 t1 高温 t2（依制冷剂不同而不同）压缩过程是一个等熵过程30u冷凝器冷凝器冷凝器中制冷剂蒸气的冷凝过程是一个定压放热过程，向外界放出热量 Qk ，但与外界没有功率交换。因此 （33）式中：Qk 冷凝热（Condenser heat） ，kW，表示单位时间内循环的制冷剂在冷凝器中放出的热量（负号仅表示放出热量，可省略） qk 单位冷凝热负荷，kJ/kg，表示1kg制冷剂蒸气冷凝为同等压力下的饱和液体在冷凝器中放出的热量31冷凝过程中，制冷剂状态变化如下：制冷剂蒸气从过热蒸气状态 2 饱和蒸气状态 3（冷却过程） 饱和液状态 4（冷凝过程）制冷剂蒸气从高温 t2 冷凝温度 tk=t3=t4（一般为常温）冷凝过程定压且为高压 pk32u膨胀阀膨胀阀膨胀阀中制冷剂液体的膨胀过程是一个绝热过程，与外界没有热交换，也不作功。因此 （34）上式可写成式（34）表明节流前后焓值不变33节流过程中，制冷剂状态变化如下：制冷剂液体从饱和液状态 4 湿蒸气状态 5制冷剂液体从高压 pk 低压 po制冷剂液体从冷凝温度 tk 蒸发温度 to节流过程绝热而且焓值不变34u蒸发器蒸发器制冷剂的蒸发过程是一个定压吸热过程，从外界吸收热量 Qo ，与外界没有功率交换。因此 （35）式中：Qo 制冷量（Refrigerating capacity） ，kW，表示单位时间内循环的制冷剂在蒸发器中从被冷却对象吸取的热量 qo 单位质量制冷量（Refrigerating capacity per weighing） ，kJ/kg，表示 1kg 制冷剂液体蒸发为同等压力下的饱和气体在蒸发器中从被冷却对象吸取的热量，它实际是制冷剂的气化潜热35蒸发过程中，制冷剂状态变化如下：制冷剂从湿蒸气状态 5 饱和蒸气状态 1蒸发过程定压且为低压 po蒸发过程定温且为低温 to=t5=t136u理论制冷循环的能量转换理论制冷循环的能量转换理论制冷循环的能量转换和热力学第一定律有 （36）解释为：蒸气压缩制冷系统的冷凝热等于得到的冷量与消耗的功之和 37u理论制冷循环的经济性理论制冷循环的经济性理论制冷循环中，制取的冷量与所消耗的功率之比称为制冷系数（Cofficient of performance） ，用o表示 （37）制冷系数越大，制冷循环经济性越好，投入少、产出多制冷系数的影响因素在后面进行分析38394、理论循环的热力计算、理论循环的热力计算u单级蒸气压缩式制冷理论循环的性能指标u单位质量制冷量u单位容积制冷量u理论比功u冷凝器单位热负荷u制冷系数等 40u单位制冷量单位制冷量1kg 制冷剂在蒸发器内从被冷却物体中吸取的热量称单位制冷量（Refrigerating capacity per unit of refrigerant mass） 。用 qo表示从压焓图中可以看出，状态 5 的湿蒸气进入蒸发器，在其中吸热气化至干饱和蒸气状态 1 ，在 51 蒸发过程中，工质的压力和温度均保持不变单位制冷量可用制冷剂进、出蒸发器时的焓差表示，即 （38）单位制冷量与制冷剂的性质有关，与节流前后的温度（压力）有关 41u单位容积制冷量单位容积制冷量压缩机每吸入1m3制冷剂蒸气(按吸气状态计算)所制取的冷量称单位容积制冷量（Refrigerating capacity per unit of swept volume） ，用 qv表示 （39） 式中：v1 吸气状态下制冷剂蒸气比体积（比容），m3/kg单位容积制冷量与制冷剂性质有关单位容积制冷量蒸发压力的影响很大，蒸发温度越低，制冷剂比体积值越大，单位容积制冷量越小 42u理论比功理论比功压缩机每压缩并输送1kg制冷剂所消耗的功称为理论比功（单位理论功， The work input to the compressor per unit of refrigerant mass ）用 wo 表示。由于节流过程中制冷剂对外不作功，因此循环单位理论功与压缩机的单位理论功相等。它可用制冷剂进、出压缩机时的比焓差表示，即 （310）单位理论功的大小不仅与制冷剂的性质有关，也与压缩机的压缩比（Compression ratio） （pk / po）的大小有关 43u冷凝器单位热负荷冷凝器单位热负荷1kg制冷剂在冷凝器中放给冷却介质的热量称为冷凝器单位热负荷（The heat rejection during condensation per unit of refrigerant mass）， 用 qk 表示。用制冷剂进、出冷凝器时的比焓差表示，即 （311）可见冷凝负荷大小与制冷剂压缩后的状态点有关，包含有制冷剂的冷却过程和冷凝过程44u制冷系数制冷系数 它表示循环的制冷量与理论功之比，用 o 表示，即 （312）制冷系数表明理论循环的经济性，在空调工程实际应用中往往用COP 和 EER（能效比）衡量系统的经济性45在温-熵图和压-焓图上单位制冷量、单位理论功和单位冷凝热可以用面积（温-熵图）和线段（压-焓图）表示，下图给出了用面积和线段表示的单位制冷量。46u例例3-1 某R22制冷理论循环，蒸发温度 to = 5，冷凝温度tk = 40，制冷量 Qo = 50kW，试进行该循环的热力计算。47484950u例例3-2 比较R22制冷理论循环，蒸发温度 to = 5，冷凝温度 tk1 = 40、tk2 = 38、tk3 = 36、tk4 = 34、tk5 =32时制冷系数的变化量。51u解解 该循环在压-焓图上的表示如图所示。根据R22热理性质表，查出处于饱和线上各点的有关状态参数值： h3-1=249.686kJ/kg；h3-2=247.041kJ/kg h3-3=244.418kJ/kg；h3-4=241.814kJ/kg h3-5=239.230kJ/kg h2-1=432 kJ/kg；h2-2=430 kJ/kg； h2-3=428kJ/kg；h2-4=426 kJ/kg； h2-5=424 kJ/kg 52序号项目计算公式冷凝温度（）40383634321单位质量制冷量（kJ/kg） =157.457160.102162.725165.329167.9132单位功（kJ/kg）24.85722.85720.85718.85716.8573制冷系数6.3357.0017.8028.7689.9614比较值以40为基准11.121.231.381.57u结论：在制冷循环中，冷凝温度降低1，制冷系数将会增加5%左右（与运行工况有关） 533.1.2 单级蒸气压缩式制冷的实际循环单级蒸气压缩式制冷的实际循环u需要修正的方面是制冷压缩机的压缩过程不是等熵过程，且有摩擦损失热交换过程中，有气体过热、液体过冷现象存在。通常制冷压缩机的吸气是过热蒸气，节流阀前的液体是过冷液体热交换过程中，存在着传热温差，被冷却对象温度高于制冷剂的蒸发温度，环境介质温度低于制冷剂冷凝温度节流过程不完全是焓值不变的节流过程制冷剂在设备及管道内流动时，存在着流动阻力损失，且与外界有热量交换制冷系统中存在着不凝性气体54u制冷剂液体的温度低于同一压力下饱和状态的温度称为过冷(Subcooling)。两者温度之差称为过冷度(Degree of subcooling)u如压力为1atm（0.1MPa）时，水对应的饱和温度是100，而通常自来水温度只有20，自来水即为过冷液体，过冷度为80u液体制冷剂节流后进入湿蒸气区（两相区），节流后制冷剂的干度越小，它在蒸发器中气化时的吸热量（即制冷量）越大，循环的制冷系数越高u节流后的点越接近饱和液体线，制冷量越大。在一定的冷凝温度和蒸发温度下，采用使节流前制冷剂液体过冷的方法可以达到减少节流后干度的目的1、液体过冷对循环性能的影响、液体过冷对循环性能的影响55u理论制冷循环中，我们认为冷凝完毕的制冷剂液体正好是饱和液 (Saturated liquid)，忽略制冷剂流动时的热交换，制冷剂到达节流阀前仍为饱和液状态。在实际制冷循环中，制冷剂液体离开冷凝器进入节流阀之前往往具有一定的过冷度。56u液体过冷的原因冷凝器中冷凝面积的选择往往大于设计所需的冷凝面积冷凝器选择条件是根据最热天气，最高的环境介质温度。而在使用中的绝大多数时间内冷凝器是在低于上述条件的情况下工作，从而使冷凝面积过剩，为制冷剂过冷创造了条件在设计过程中，人为设计一些过冷度。在通常情况下，过冷度的大小取决于冷凝系统的设计和制冷剂与冷却介质之间的温差。假定冷凝器出水温度比冷凝温度低5，冷却水在冷凝器中的温升为8，因而冷却水的进口温度比冷凝温度低13，这就足以使制冷剂出口温度达到一定的过冷度。在卧式壳管式冷凝器中，如果冷凝后的液体不立即从冷凝器的底部排出，而是积存在冷凝器内部，这部分液体将继续把热量传给管内的冷却水和周围环境，排出时便可获得一定的过冷度在制冷系统中设置了过冷器，如用空气冷却后的高压制冷剂经过井水再次冷却，制冷剂就得到了过冷制冷系统中设置了回热器（详见回热循环）57u具有液体过冷的循环12341表示理论循环12341表示过冷循环58u对过冷循环而言，单位制冷量 （313） （314） （315）u与无过冷的循环12341相比，过冷循环的单位制冷量的增加量为u过冷循环的制冷系数式中：c 液体平均比热容； t 过冷度。 59u单位制冷量增加的百分数取决于制冷剂的蒸发潜热和液体的比热对于氨（R717），因为它的蒸发潜热很大，故每过冷1，单位制冷量增加的百分数是很小的，在考核工况下大约为0.4%对R502制冷剂而言，大约增加1.1%，对丙烷而言，大约增加0. 9%。60u由于单位制冷量的增加，对给定的制冷量，过冷循环所需要的制冷剂质量流量将小于理论循环的质量流量。考虑到两个循环的压缩机吸入状态相同，因而压缩机所需要的容积同样也是过冷循环小于理论循环u由于两个循环中压缩机的进、出口状态相同，因此两个循环的比功相同，这就意味着过冷循环中单位制冷量的增加必定导致制冷系数的增加。 61u例例3-3 试比较理论循环与过冷循环的性能。假定两个循环的冷凝温度均为40，蒸发温度均为5，过冷循环中液体的温度由40过冷到35，两个循环的压缩机吸入状态均为蒸发压力入下的饱和蒸气状态，工质为R22，制冷量50kW62u查R22的热力性质图或表得各状态点的热力性质： 63序号项目计算公式计算结果增加百分数理论过冷理论过冷1单位质量制冷量（kJ/kg）153.813160.3854.272制冷剂质量流量（kg/s）0.3250.3118-4.233理论比功（kJ/kg）23.37723.37704制冷系数4.7334.9354.2764u例例3-4 两个单级蒸气压缩式制冷循环，使用工质为R22，需制冷量 Qo55kW。两个循环的冷凝温度 tk 均为40，蒸发温度 to 均为-10,其中一制冷循环为理论循环，另一制冷循环为过冷循环，过冷度tg5，试比较两个制冷循环的性能6566u结论：液体过冷循环使制冷循环的制冷系数o增大；使制冷循环的单位质量制冷量qo增加，从而使制冷循环的质量流量qm减少；使制冷循环的单位容积制冷量gv增加，从而使制冷循环的压缩机实际输气量qvs减少，即制冷循环所需要的制冷压缩机的尺寸可以减小。故液体过冷对单级蒸气压缩式制冷循环有益。 67u获得一定的过冷度，在技术上是切实可行的，但同时要看到需要为此付出一定的经济代价。如冷凝而积增大，加装过冷器、回热器以及相关的深井、泵、管道和管件等附属设施，既增加了一次性设备投资也同时增大了运行管理费用。因此，是否采用过冷，采用哪种过冷方式，多大的过冷度均需从技术、经济两方面综合考虑。68u通常情况下，在小型制冷循环，尤其氟里昂制冷循环中，非常需要过冷，因为小型制冷系统通常未设置气液分离辅助设备，节流后的湿蒸气直接进入蒸发器。从lgp-h图中可以看出，有过冷时，节流后制冷剂状态点较未过冷节流后制冷剂状态点的闪发性气体减少，从而减少了闪发性气体在蒸发器内占有的而积。另外，在制冷系统有多个蒸发器并联使用时，可减少供液不均的可能。692、蒸气过热对循环性能的影响、蒸气过热对循环性能的影响u制冷剂蒸气的温度高于同一压力下饱和蒸气的温度称为过热（Superheat） ，两者温度之差称为过热度（Degree of superheat） u如压力0.1MPa（760mmHg）时，水蒸气对应的饱和温度是100，当压力不变，对水蒸气继续加热，使水蒸气温度上升至120，水蒸气过热，其过热度为20 70u实际循环中，压缩机吸入饱和状态的蒸气的情况是很少的。为了不将液满带入压缩机，通常制冷剂液体在蒸发器中完全蒸发后仍然要继续吸收一部分热量。这样，在它到达压缩机之前已处于过热状态u12341表示理论循环，12341表示具有蒸气过热的循环71u压缩机的出口状态则由点1的等熵线和冷凝压力的交点2来确定 过热循环的理论功为 （316） （317） （318）循环增加的功由制冷剂的T-s图我们可以得到，在过热区，过热度越大，其等熵线的斜率越大，根据式（3-17），得0上式表明，系统的过热总会使理论比功增加72u由lgph图可以看出过热循环中压缩机的排气温度比理论循环的排气温度高过热循环的压缩功大于理论循环压缩功由于过热循环在过热过程中吸收了一部分热量，再加上压缩功又稍有增加，因此每公斤制冷剂在冷凝器中排出的热量较理论循环大相同压力下，温度升高时，过热蒸气的比体积要比饱和蒸气的比体积大，这意味着对每公斤制冷剂而言，将需要更大的压缩机容积。换句话说，对于给定的压缩机，过热循环中压缩机的制冷剂质量流负始终小于理论循环的质量流量73u吸入过热蒸气对制冷量和制冷系数的影响取决于蒸气过程时吸收的热量是否产生有用的制冷效果以及过热度的大小。74u过热没有产生有用的制冷效果过热没有产生有用的制冷效果由蒸发器出来的低温制冷剂蒸气，在通过吸入管道进入压缩机之前，从周围环境中吸取热量而过热，但它并没有对被冷却物体产生任何制冷效应，这种过热习惯上称为“无效”过热对于无效过热，循环的单位制冷量和运行在相同冷凝温度和蒸发温度下的理论循环的单位制冷量是相等的，但出于蒸气比体积的增加而使单位容积制冷量减少，对给定压缩机而言，它将导致循环制冷量的降低75由于循环压缩功的增加，使得循环的制冷系数下降。无效过热制冷系数为制冷系数下降量为 （319） （320）76由以上分析可知，无效过热对循环是不利的，故又称为有害过热蒸发温度越低，与环境温差越大，无效过热的影响越大循环经济性越差虽然可以通过在吸气管路上敷设隔热材料来减少这种影响，但毕竟不能完全消除。（通常隔热材料的厚度以外表面不结露为准，由公式及可知，只要有K值存在，传热不可避免） 77u过热本身产生有用的制冷效果过热本身产生有用的制冷效果如果吸入蒸气的过热发生在蒸发器本身的后部，或者发生在安装于被冷却室内的吸气管上，或者发生在两者皆有的情况下。那么，由于过热而吸收的热量来自被冷却空间，因而产生了有用的制冷效果，这种过热称为“有效”过热 有效过热的单位制冷量为 （321） （322）单位制冷量增加值78有效过热制冷系数为 制冷系数变化量为 （324） （323）79有效过热使循环的单位制冷量有所增加，但由于吸入蒸气的比容也随吸入温度的增加而增加，故过热循环的单位容积制冷量可以增加，也可以减少，这与制冷剂本身的特性有关。有效过热循环的制冷系数是大于还是小于无过热循环的制冷系数由图可知，制冷系数的增加还是减少，仅仅与制冷剂的种类有关，而改变量的绝对值，几乎与过热度成正比 80u不管是有效过热还是无效过热，虽然一定的过热度对容积式压缩机的吸气效果会有所改善，也可避免吸入气体可能带液所导致的不利后果。但是，过热都将引起压缩机排气温度的增加，这一点对压缩机的工作是不利的。在实际操作过程中，即使采用象R502这样的制冷剂，也不要使过热度太大。81u例例3-5 两个单级蒸气压缩式制冷循环，其中一制冷循环为理论循环，另一制冷循环为过热循环，过热度tgr=10。制冷量 Qo50kW。两个循环的冷凝温度 tk 均为40，蒸发温度 to 均为-5。在使用工质氨（R717）或丙烷（R290）作制冷剂时，试比较两个制冷循环的性能。 828384u实例计算显示：在使用制冷剂R717、R290的制冷循环中，有害过热没有使制冷循环的单位质量制冷量qo、质量流量 发生变化，使理论比功wo增大，制冷循环的制冷系数o减小，制冷压缩机的排气温度升高；使制冷循环的单位容积制冷量qv减小，制冷压缩机的实际输气量Gs，增大，所需制冷压缩机的尺寸增大。因此，有害过热对制冷循环无益，应尽量避免和减少有害过热。在使用制冷剂R717的制冷循环中，有效过热使制冷循环的单位质量制冷量qo增大，质量流量qm减小，理论比功wo增大，且理论比功的增值高于单位质量制冷量的增值，故制冷循环的制冷系数o减小，制冷压缩机的排气温度升高；同时有效过热使制冷循环的单位容积制冷量qv减小，制冷压缩机的实际输气量qvs增大，所需制冷压缩机的尺寸增大。因此，有效过热对使用制冷剂R717的制冷循环无益85在使用制冷剂R290的制冷循环中，有效过热使制冷循环的单位质量制冷量qo增大，质量流量qm减小，理论比功wo增大，但理论比功的增值低于单位质量制冷量的增值，故制冷循环的制冷系数o稍有增大；同时有效过热使制冷循环的单位容积制冷量qv增大，制冷压缩机的实际输气量qvs减小，所需制冷压缩机的尺寸减小。因此，有效过热对使用制冷剂R290的制冷循环有益。有效过热对制冷循环的影响视制冷剂不同而不同。86u通常实现过热的方法：设计时，考虑适当的过热度，如增大蒸发面积。中、大型氟制冷系统增加回热器，可以获得较大的过热度，同时可获得较大的过冷度。蒸发器与制冷压缩机之间的吸气管道通过环境状态。u实际应用中，采用第一种过热方法较多。第二种过热方法只在氟制冷系统中采用。第三种方法属于有害过热，一般应避免 u一方面是过热循环普遍可以改善制冷循环的性质参数，另一方面是为了保护制冷压缩机 u一般规定，在使用R717制冷剂时，制冷压缩机的最高排气温度不能超过150，在使用R22制冷剂时，制冷压缩机的最高排气温度不能超过145 873、回热循环对制冷循环性能的影响、回热循环对制冷循环性能的影响 u液体过冷对提高循环性能指标有好处，但要实现液体过冷，需要有温度更低的冷却介质u利用回热使节流前的制冷剂液体与压缩机吸入前的制冷剂蒸气进行热交换，使液体过冷、蒸气过热，称之为回热。具有回热的制冷循环，称为回热循环（Heat accumulation cycle），回热循环实质是在普通的制冷循环系统中增加了一个回热器（Regenerator）u回热器又称气-液热交换器，是一个热交换设备。利用回热循环是实现较大回热要求的有效措施，这一措施在低温领域得到更广泛的应用u回热循环适合在氟制冷系统中使用88u回热循环：使冷凝器冷凝后的制冷剂液体先通过回热器再去节流阀，蒸发器吸热气化的制冷剂蒸气先通过回热器再去制冷压缩机。从而使节流阀前常温下的制冷剂液体与制冷压缩机吸入口前低温的制冷剂蒸气进行热交换，达到节流前的制冷剂液体过冷、制冷压缩机吸气过热的目的8990u回热器内液体过冷放出的热量应等于蒸气过热吸收的热量，其热平衡关系为 （325）即亦可表示为 式中：c制冷剂液体的比热容，kJ/kgK； cp制冷剂过热蒸气的定压比热容，kJ/kgK 91u由于制冷剂液体的比热容始终大于制冷剂过热蒸气的比热容定压，即 c cpu因此 t4t4 t1t1u结论：在回热器内进行的气、液热交换过程中，蒸气温度的升高值始终大于液体温度的降低值。换句话说，经过回热器的热交换，制冷剂蒸气的过热度大于制冷剂液体的过冷度 u回热循环制冷量及制冷系数的改变量，与有效过热循环一样 92u是否采用回热循环，除了考虑制冷系数及单位容积制冷量是否提高以外，还应考虑下列一些因素：采用回热后，使节流前制冷剂成为过冷状态，可以在节流过程中减少气化，使节流机构工作稳定采用回热后，自蒸发器出来的气体流过回热器时压力有所降低，因而增大了压缩机的压比，引起压缩功的增大u究竟在什么情况下采用回热循环，要综合上述因素，进行具体分析 93u在实际应用中：氟制冷循环适合使用回热器：因为氟制冷系统一般采用直接膨胀供液方式给蒸发器供液，为简化系统，一般不设气液分离装置。回热循环的过冷可使节流降压后的闪发性气体减少，从而使节流机构工作稳定、蒸发器的供液均匀在低温制冷装置中也使用回热器。这样做是为了避免吸气温度过低致使制冷压缩机汽缸外壁结霜，润滑条件恶化，同时减少节流后的闪发性气体对于制冷剂R113、R114和RC318等，由于其热力性质图的特殊性，制冷压缩机吸入饱和蒸气进行压缩时，其压缩过程线将进入两相区，为了保护制冷压缩机，宜采用过热或回热循环在小型氟制冷冷库中，也可以采用将制冷压缩机的吸气管与节流阀前的供液管捆绑在一起的简易做法，同样起到了回热器的作用 944、传热温差对制冷循环性能的影响、传热温差对制冷循环性能的影响 u理论制冷循环中假设了在冷凝器、蒸发器中进行热交换时，被冷却对象、环境介质与制冷剂之间没有传热温差，即被冷却对象温度 tC 等于制冷剂的蒸发温度 to，环境介质温度 tH 等于制冷剂的冷凝温度 tku通常 tH 、 tC 被称为热源温度，而 to 、tk 被称为制冷循环的工作温度u实际制冷循环中，制冷剂与热源之间必须存在一个传热温差。被冷却对象温度 tC 必须大于制冷剂的蒸发温度 to ，环境介质温度 tH 必须低于制冷剂的冷凝温度 tk95u这种传热温差的存在对实际制冷循环有很大影响，但是它并不影响我们理论制冷循环的热力计算用于实际制冷循环。因为在理论制冷循环的热力计算中我们所采用的计算温度已经是蒸发温度和冷凝温度，并末考虑被冷却对象的温度和环境介质温度。因此，在这一温差传热方面，前述理论制冷循环的热力计算不用再修正，就可以直接用于实际制冷循环的热力计算u传热温差的存在影响了制冷循环的效率，降低了制冷循环的制冷系数。使我们消耗同样的功率却制取不了同样的制冷量 96u例例3-6 某R22空调冷水机组总制冷量=300kW，制取的冷水温度7，冷却水温度26，制冷剂与热源传热温差分别取2和7，系统无过冷和过热，试分别计算两种温差情况下的制冷系数及其它参数。9798制冷循环的工作温度及各点焓值如下 2温差7温差（）蒸发温度（）50h1（kJ/kg）407.143405.361h2（kJ/kg）423426h3= h4（kJ/kg）231.583231.583v1（ m3/ kg）0.04040.047199计算结果如下100u结论：传热温差增大，在制取同样的制冷量时，制冷循环单位时间内的制冷剂流量将增加传热温差增大，在制取同样的制冷量时，制冷循环需要的制冷压缩机的尺寸将增加传热温差增大，在制取同样的制冷量时，制冷压缩机的耗功将增大传热温差增大，制冷效率降低1015、热交换及压力损失对制冷循环性能的影响、热交换及压力损失对制冷循环性能的影响u制冷剂在制冷设备和制冷管道中连续不断地流动，使制冷循环得以实现，形成制冷效应u制冷剂沿制冷设备和制冷管道流动，将产生摩擦阻力和局部阻力损失，同时制冷剂还将或多或少地与外部环境进行热交换u沿途的摩擦阻力和局部阻力损失、热交换对制冷循环有什么样的影响？u实际制冷循环中需要采取哪些对应措施？102u吸入管道吸入管道吸入管道指蒸发器出口至压缩机吸入口的管道吸入管道中的热交换和压力降直接影响到压缩机的吸入状态压力降使得吸气比容增大、压缩机的压缩比增大、单位容积制冷量减少、压缩机输气系数降低、比功增大、制冷系数下降103u排出管道排出管道排气管道是指压缩机至冷凝器之间的管道压缩机的排气温度一般均高于环境温度，向环境空气传热能减少冷凝器热负荷管道中的压力降增加了压缩机的排气压力及比功，使得输气系数降低、制冷系数下降 104u液体管道液体管道指冷凝器到膨胀阀之间的液体管道热量通常由液体制冷剂传给周围空气，产生过冷效应，使制冷量增大如果冷凝温度低于环境空气温度，则会导致部分液体汽化，使制冷量下降。管路中的压力降会引起部分液体汽化，导致制冷量的降低引起管路中压力降的主要因素，并不在于流体与管壁之间的摩擦，而是在于液体流动高度的变化，因此希望由冷凝器的制冷剂液体带有一定的过冷度，避免因位差而出现汽化现象 105u两相管道两相管道指膨胀阀到蒸发器之间的管道热量的传递将使制冷量减少，管道中的压力降对性能没有影响如果系统中采用液体分配器，管道中的阻力大小将影响到液体制冷剂分配的均匀性 106u蒸发器蒸发器如果假定不改变制冷剂出蒸发器时的状态，为了克服蒸发器中的流动阻力，必须提高制冷剂进蒸发器时的压力（温度），从而提高了蒸发过程中的平均蒸发温度，使传热温差减小，要求的传热面积增大，但对循环的性能没有什么影响如果假定不改变蒸发过程中的平均温度，则出蒸发器时制冷剂的压力应稍有降低，吸气比容增大，压缩比增加，将导致制冷量减少，制冷系数下降 107u冷凝器冷凝器假定出冷凝器时制冷剂的压力不变，为了克服冷凝器中的流动阻力，必须提高进冷凝器时制冷剂的压力，必然导致压缩机排气压力升高，压缩比增大，压缩机耗功增大，制冷系数下降 108u压缩机压缩机在理论循环中，假定压缩过程为等熵过程实际上，整个压缩过程中，压缩指数是在不断地变化的由于压缩机气缸中有余隙容积存在，气体经过吸、排气阀及通道处，有热量交换及流动阻力，活塞与气缸壁间隙处会产生制冷剂泄漏等，这些因素都会使压缩机的输气量下降，功率消耗增大 109110压缩机的理论输气量 Gh = (/4)D2 SnZ3600压缩机的实际输气量 Gs Gh损失因素气缸余隙容积气缸有泄漏现象运动机构的摩擦压缩机吸、排气压力损失制冷剂蒸气与气缸壁间的热交换输气系数= Gs / Gh1116、不凝性气体对循环性能的影响、不凝性气体对循环性能的影响u不凝性气体（Noncondensable gas）就是在冷凝压力下不能冷凝为液体的气体（如空气等） u制冷系统中不凝性气体来源：系统检修时带入的空气；部分润滑油、制冷剂发生的分解；制冷压缩机负压时低压部分渗透进来的空气 u不凝性气体对系统的影响：使冷凝器内冷凝面积减少，冷凝压力升高，导致制冷压缩机排气压力、温度升高；理论比功增加；制冷系数下降，制冷量减少。空气中的水分会和氟里昂反应，生成酸对内部件危害很大u在热力计算中由于无法统计且数量小，通常忽略不计 112u实际应用中采取以下措施减少不凝性气体的影响：小型家用空调（窗式空调除外）在安装时，靠室外机内原有的制冷剂压力排出连接管路中的不凝性气体中、大型冷库制冷系统中加装空气分离器。定期由空气分离器排出不凝性气体在一些中央空调系统中，由于使用的制冷机是在高真空度下工作，如溴化理吸收式制冷机、使用R11的离心式制冷机等，因此，在系统中加装抽气装置，及时抽出制冷机中的不凝性气体，维持制冷系统的高真空度u在空分用离心压缩机组（R123、R134a）中设排气装置，其原理是：氟里昂与油互溶，而空气和油不溶。为了回收氟里昂，用油作溶剂。冷凝器顶部的空气和氟里昂蒸气由压力压入排气筒，在排气筒内，氟里昂蒸气遇冷却的盘管，冷凝成液滴溶入油中，而空气则聚集在排气筒顶部，当压力达到一定时，顶部电磁阀打开，把空气排到大气中，氟里昂和油一起回到油槽 1137、实际制冷循环在压、实际制冷循环在压-焓图上的表示焓图上的表示 u4-1表示制冷剂在蒸发器中的蒸发和压降过程u1-1表示制冷剂蒸气在回热器中的加热和压降过程u1-2s表示压缩机偏离等熵压缩的多方压缩过程（其中1-2为等熵线）u2s-2s表示压缩机经过排气阀的压降过程u2s-3表示制冷剂在冷凝器中的冷却、冷凝和压降过程u3-3表示制冷剂液体在回热器中的冷却和压降过程u3-4表示制冷剂的非绝热节流过程。 1148、实际制冷循环的性能指标及热力计算、实际制冷循环的性能指标及热力计算 u实际制冷循环的热力计算一般分为设计设计算和校核性计算两类设计性计算的目的是根据需要设计的制冷系统，按工况要求计算出实际制冷循环的性能指标：制冷压缩机的理论输气量、轴功率、冷凝器和蒸发器等热交换设备的热负荷，为设计或选择制冷压缩机、热交换设备提供理论依据校核性计算的目的是根据已有的制冷压缩机、热交换设备型号，校核它能否满足预定的制冷系统的要求 115u单级蒸气压缩式实际制冷循环的热力计算步骤：根据需要的制冷系统的使用性质、场合等，确定所需要的制冷剂和制冷循环形式；确定制冷循环的工作参数：蒸发温度to：蒸发温度的确定取决于被冷却对象的低温要求、制冷剂与被冷却对象之间的传热温差、蒸发器形式以及所采用的冷却方式。一般直接冷却：制冷剂与被冷却对象之间的传热温差t=710。间接冷却方式：制冷剂与载冷剂之间的传热温差t=28；冷凝温度tk：冷凝温度的确定取决于制冷系统所处地的当地气象、水文条件及冷凝器型式。一般取815。过热度tgr：对于用氟里昂作制冷剂的制冷循环，过热度tgr15；根据已确定的制冷剂、制冷循环型式和制冷循环的工作温度，在对应制冷剂的热力性质图中绘出制冷循环的lgp-h图，并由热力性质表及lgp-h图确定各状态点的状态参数；进行计算 116u忽略换热器中的微小压力变化u冷凝温度和蒸发温度均为定值u将压缩机内部过程简化成一个从吸气压力到排气压力的有损失的简单压缩过程u节流过程仍认为是前后焓值不变的过程u简化后的图中：122s34501，其中12是实际的压缩过程，1-2s是理论的等熵压缩过程线 117u单位制冷量式中：Qo 制冷量，通常由设计任务给出，或通过热负荷计算出 （326） （327） （328） （329）u理论比功u单位容积制冷量118u制冷压缩机的容积流量 （330） （331）u压缩机理论功率其中：输气系数119u压缩机消耗的单位功（称单位指示功）式中：压缩机指示效率（Indicated efficiency）， 它被定义为等熵压缩过程耗功量与实际压缩过程耗功量之比 （是指压缩机在压缩过程中偏离等熵过程的程度）压缩机实际排气状态焓值 （332）由式（3-32）求得 （333） 上式表明在给出指示效率的前提下，可计算出压缩机实际压缩后的状态点120u压缩机指示功率 （334）u轴功（消耗在压缩机轴上的功） （335） 式中：m机械效率，考虑到压缩机克服运动部件的摩擦力， 通常=0.80.9 k 压缩机的轴效率， 。如果选择电机还需要乘上电机效率 ，总效率（Overall efficiency）121u轴功率 （336）u制冷系数（338）式中：s 实际循环制冷系数；也称作COP值（Coefficient of performance）或单位轴功率制冷量（压缩机每消耗单位轴功率所能得到的制冷量），对于全封闭压缩机也可称作能效比（EER） 122u热力完善度 （339） （340） （341） （342）u单位冷凝热u冷凝器热负荷u回热器热负荷123u例例3-7 某单级蒸气压缩式制冷循环用于空调冷水机组，制冷量330kW，环境介质温度tH = 28，空调冷水机组出水温度（即低温介质温度）tL = 7。如果分别用R134a、R22作制冷剂，试进行制冷循环的热力计算。计算中可取蒸发温度换热温差to = 2, 冷凝温度换热温差tk = 5，无过冷、过热度，压缩机的输气系数=0.65，指示效率i=0.86，机械效率m=0.90。 124125126127128u实例计算显示，制冷循环在制取相同的制冷量Qo=330kW，运行在相同的工作温度（t0 = 5、tk = 5）的情况下，使用工质R134a、R22的热力计算值有着较大的差别，下面就计算结果进行分析：R22单位质量制冷量比R134a大7.2%，即相同的蒸发温度时，1kg R22的气化潜热高于R134a，R22的质量流量比R134a小7.2%，这是由于制冷剂的性质不同而引起的结果的较大差异，它最终将影响实际制冷系统的规模R22的单位容积制冷量比R134a大54.71%，即相同的蒸发温度时，1m3 R22蒸气带走的热量是R134a蒸气的1.5倍左右。导致的结果是制冷循环压缩机理论输气量相差1.5倍，即意味着实际制冷系统中如果使用制冷剂R22，需要2台制冷压缩机；而使用制冷剂R134a时，则需要同样尺寸的制冷压缩机3台。而且制冷剂的单位容积制冷量将影响制冷循环的压缩机尺寸129R22理论比功比R134a大8.2%，R22的轴功比R134a大8.16%，可R22的质量流量比R134a小7.2%，反映在理论功率、轴功率方面相差无几。因此制冷循环理论比功大，并不意味着制冷循环消耗的理论功率、轴功率就大。但是，理论比功大对制冷循环仍然有不利的影响，它将导致制冷循环压缩机的排气温度升高R22和R134a系统热力完善度、冷凝器热负荷相差无几1303.1.3 单级蒸气压缩式制冷机的性能及工况单级蒸气压缩式制冷机的性能及工况 u通过对理想的制冷循环的分析：理想的制冷循环效率最高，但是不能实现，它的作用是为改善制冷循环指明方向。即在满足被冷却对象要求的情况下，尽可能提高被冷却对象温度tC，降低环境介质温度tH，从而提高制冷循环效率u分析了存在传热温差的实际制冷循环：传热温差to、tk的大小直接影响着实际制冷循环的效率，传热温差越大，实际制冷循环的效率就越低。因此，需要确定适当的传热温差，既保证制冷循环的效率，又保证热交换器蒸发器、冷凝器适合的体积1、单级蒸气压缩式制冷机的性能、单级蒸气压缩式制冷机的性能 131u以上的分析对于实际制冷循环的指导意义是：为具体的制冷对象设计制冷系统、选择制冷设备，进行制冷循环的热力计算时，需要认真、谨慎地确定以下参数：被冷却对象温度tC、环境介质温度 tH 和它们与制冷剂的传热温差to、tku对于一个设计、选型完毕，已经投入运行的实际制冷循环，该制冷循环在运行过程中性能 Qo、Po 的影响因素，以及提高实际制冷循环的效率的措施是这一节讨论的重点u为了方便表示，仍然以理论制冷循环为分析对象，分析制冷循环性能Qo、Po 的变化规律。分析所得结论同样适用于实际制冷循环132u已知理论制冷循环的制冷量 Qo 及功率 Po，根据公式（3-30）和（3-31）可以分别用下式表示 式中：wov制冷压缩机的比体积功，kJ/m3，表示压缩机压缩每 立方米吸气状态下的蒸气所消耗的理论功 （343） （344）133u由于制冷循环是确定的，因此制冷循环中的制冷压缩机也是确定的，公式中的制冷压缩机的理论输气量 Gh 即为定值，在忽略输气系数变化的情况下，制冷循环的制冷量和消耗的功率仅与制冷循环的热力性质单位制冷量 qo、理论比功 wo 和吸气状态比容 v1 有关u图中点1、点3变化，将使制冷循环的热力性质：单位质量制冷量 qo、理论比功 wo，制冷压缩机的吸气比体积 v1 均发生变化，而能够使1、3点变化的是确定它们的参数：蒸发温度 to 和冷凝温度 tk。u蒸发温度、冷凝温度是直接影响制冷循环性能 Qo 和 Po 的因素 134u蒸发温度对循环性能的影响蒸发温度对循环性能的影响在分析蒸发温度对制冷循环性能的影响时，假定冷凝温度不变当蒸发温度由 to 降低至 tk 时, 制冷循环由原制冷循环12341变为现制冷循环12341。 135制冷量制冷量Qo 原制冷循环 现制冷循环 单位制冷量 吸气状态比容 v1 v1，且v1v1 制冷量136结论：结论：蒸发温度降低，制冷循环性能变差，制冷量减少。即制冷压缩机已经不能制取原来的制冷量。反之，制冷循环性能变好，制冷量增大。从式的计算公式可看出，蒸发温度对制冷量的影响是双重的，蒸发温度降低，导致单位制冷量下降、压缩机吸入点比容增大，制冷量将快速下降，因此在制冷循环应用中，应对蒸发温度予以高度重视 137压缩机功率压缩机功率Po 原制冷循环 现制冷循环 单位比功 吸气状态比容 v1 v1，且v1v1 压缩机功率 由上面的公式分析可以看出，制冷循环的蒸发温度降低，制冷压缩机所消耗功率 Po 的变化是不确定的 138 近似地将被压缩的制冷剂蒸气视为理想蒸气，因此加压压缩时，比体积功可表示为 由上式可以看出：当 po = pk 时，wov= 0 当 po= 0 时，wov = 0 在此之间必定有一最大值139结论：结论：蒸发温度变化时，压缩机的轴功率是增加还是变小，是一个比较复杂的问题，同制冷机的工作温度和工作压力有关。热力学分析和计算指明，对于各种制冷剂，大约是压力比 pk / po3 时，压缩机的轴功率达到最大值。这一结论说明：对于任一种制冷剂，在冷凝温度给定（即冷凝压力给定）的情况下，当压力比 pk / po 3 时，蒸发温度降低则轴功率增大，蒸发温度升高则轴功率减小；而当 pk / po 3 时，蒸发温度降低则轴功率减小，蒸发温度升高则轴功率增大由这一结论还可推知，任一台制冷机在热态启动过程中，都可能要通过 pk / po 3 这一压力比，都可能出现轴功率为最大值这一情况；因此，对于无卸载机构或降压启动措施的压缩机，应按可能出现的最大轴功率选配电动机蒸发温度降至一定值时，制冷压缩机消耗功率会减少，然而实际制冷循环应用中，却没有利用这一特性。即在同一冷凝温度时，随着蒸发温度的降低，制冷压缩机的制冷量下降速度大于其轴功率下降的速度，制冷系数快速降低，因而制冷压缩机的效率快速降低140141问题：下列( )会使蒸发温度t0 降低。A. 冷库加入新食品B. 蒸发器化霜C. 膨胀阀开度调大D. 压缩机工作缸数增加E. 蒸发器风机转速降低F. 蒸发器结霜加厚G. 冷库库温降低H. 压缩机皮带打滑通通常常：使使蒸蒸发发器器蒸蒸发发量量下下降降或或压压缩缩机机抽抽气气量量升升高高的的因因素素，都都会会使使蒸蒸发发压压力力下下降降。反反之之升升高高。(假假设设每每一一行行程程压压缩缩机机抽抽气气量量不不变变）142u冷凝温度对循环性能的影响冷凝温度对循环性能的影响在分析冷凝温度对制冷循环性能的影响时，假定蒸发温度不变。当冷凝温度由tk升高至tk时, 制冷循环由原制冷循环12341变为现制冷循环12341143制冷量制冷量Qo 原制冷循环 现制冷循环 单位制冷量 吸气状态比容 v1 v1 不变 制冷量144 结论：结论：冷凝温度升高，制冷循环性能变差，制冷量减少。即制冷压缩机已经不能制取原来的制冷量。反之，制冷循环性能变好，制冷量增大从式的计算公式可看出，由于制冷压缩机的吸气比体积、没有变化，冷凝温度变化时，制冷量的变化仅取决于单位质量制冷量的变化。因此，与蒸发温度比较而言，冷凝温度变化对制冷循环制冷量的影响要小一些145压缩机功率压缩机功率Po 原制冷循环 现制冷循环 单位比功 吸气状态比容 v1 v1 不变 压缩机功率结论：冷凝温度升高，制冷循环性能变差，制冷压缩机消耗功率增大；反之，制冷循环性能改善，制冷压缩机消耗功率减少 146u下列哪些会使冷凝温度 tk 增高冷却水流量减少空气进入系统制冷装置工作时间长冷凝器换热面脏污冷却水温度降低工质量过多，占用部分冷凝面积环境温度升高通通常常：使使冷冷凝凝效效果果下下降降或或压压缩缩机机排排气气量量升升高高的的因因素素，都都会会使使冷冷凝凝温温度度(压压力力)升升高高。反反之之降降低低1472、制冷机的工况、制冷机的工况u所谓工况，是指制冷压缩机工作的状况，即制冷压缩机工作的条件。它的工作参数包括蒸发温度、冷凝温度、吸气温度和过冷温度u名义工况：考核高温、中温、低温用制冷压缩机的名义制冷能力和轴功率。u最大压差工况：考核制冷压缩机的零部件强度、排气温度、油温和电动机绕组温度。u考核工况：试验时考核制冷压缩机的合格性能。u最大轴功率工况：考核制冷压缩机的噪声、振动及机器能否正常起动 148u在制冷和空调设备名义工况一般规定（GB/T766695）中，根据制冷压缩机所使用的制冷剂：氨、氟里昂、混合制冷剂等；以及制冷机组的形式：全封闭式、半封闭式、开启式、单级机、双级机等：制冷压缩机使用场所：高温、中温、低温都都分给出了它们的名义工况u制冷压缩机出厂时，机器铭牌上标出的制冷量，一般就是该制冷压缩机在名义工况下运行时测得的制冷量。如果是专门为空调配用的制冷压缩机，则铭牌上的制冷量为空调工况下的制冷量。实际设计选型中，制冷压缩机工作条件往往不在名义工况下。这时，我们有两种选择：从制造厂提供的制冷压缩机的性能曲线查取工作条件下制冷压缩机的制冷量，选取压缩机根据机器铭牌上标出的名义制冷量，进行制冷工况换算 149u制冷压缩机的电动机一般应该按照最大功率工况的计算结果选配，以保证制冷压缩机起动过程中能满足负荷需要。如果起动时采取一定的措施（如卸载起动等），也可以按照运行工况选配电动机 1501511521531541553.2 双级蒸气压缩循环双级蒸气压缩循环u为了满足生产工艺的要求，往往需要制冷循环能获得较低的蒸发温度。单级蒸气压缩式制冷循环所能达到的最低蒸发温度因压缩机的工作原理和制冷剂的种类不同而有所差异u常用的单级活塞式制冷压缩机，在使用氨制冷剂的时候，所能达到的最低蒸发温度一般不超过-30u随着蒸发温度的降低，制冷循环的效率将快速地下降。为了获得更低的蒸发温度，同时保证制冷循环的效率不至于下降，就需要采用双级或多级压缩式制冷循环 1563.2.1 概述概述u对于单级蒸气压缩式制冷循环来说，当压力比pk/po过大，超过一定值时，就会带来一系列问题对于余隙容积一定的活塞式制冷压缩机来说，压力比的增大会导致容积效率下降，当压力比pk/po 20时，普通活塞式制冷压缩机的输气系数0 压力比pk/po的增大会使制冷压缩机压缩过程的不可逆性增大 压力比pk/po的过度增大必然会导致制冷压缩机排气温度的过度升高，甚至超过制冷压缩机所允许排气温度的限制u一般使用氨制冷剂的单级活塞式制冷压缩机的压力比 pkpo8；使用氟里昂制冷剂的单级活塞式制冷压缩机的压力比 pkpo10；使用离心式制冷压缩机时，每一级所能达到的压力比 pkpo4。 1、单级蒸气压缩式制冷循环的局限性、单级蒸气压缩式制冷循环的局限性 157单级活塞式制冷压缩机所能达到的最低蒸发温度 制冷剂冷凝温度R717R22R134aR290R152a30354050-25-22-20-37-37-31-25-32-29-25-20-40-37-35-29-34-30-28-211582、双级压缩制冷循环的特点、双级压缩制冷循环的特点u采用双级压缩制冷循环，可使每一级的压力比降低，减少活塞式制冷压缩机的余隙容积影响，减少制冷剂蒸气与气缸壁之间的热交换，减少制冷剂在压缩过程中的内部泄漏损失等，提高制冷压缩机的输气系数，提高实际输气量u每一级压力比的降低，可以提高每一级制冷压缩机的指示效率，减少实际压缩过程中的不可逆损失。在有中间冷却的双级压缩循环中，可节省循环耗功，同时可降低每一级的排气温度，保证制冷系统的高效安全运行u每一级压力比的降低同样也降低了每级制冷压缩机的压力差，使得制冷机运行的平衡性提高，机械摩擦损失减少 1593、双级压缩制冷循环方式、双级压缩制冷循环方式 u按照节流级数和中间冷却方式的不同，双级压缩制冷循环的形式有一级节流中间完全冷却的双级压缩制冷循环一级节流中间不完全冷却的双级压缩制冷循环二级节流中间完全冷却的双级压缩制冷循环二级节流中间不完全冷却的双级压缩制冷循环u一级节流是指向蒸发器供液的制冷剂液体直接由冷凝压力 pk 节流至蒸发压力 po；二级节流是指向蒸发器供液的制冷剂液体先由冷凝压力 pk节流至中间压力 pm，再由中间压力 pm 节流至蒸发压力 po。中间完全冷却是将低压级压缩机的排气定压冷却成为中间压力下的饱和蒸气；中间不完全冷却是只将低压级压缩机的排气定压冷却降温，但并末达到饱和，仍是过热蒸气 1603.2.2 一级节流、中间完全冷却循环一级节流、中间完全冷却循环161162u81为制冷剂在蒸发器中的定压蒸发过程，制冷剂气化吸热。ul2为低压级压缩机的压缩过程，蒸发压力下的饱和蒸气被定熵压缩至中间压力。u23为低压级压缩机的排气在中间冷却器内的定压冷却过程，低压级排气被完全冷却成中间压力下的饱和蒸气。u34为高压级压缩机的压缩过程，中间压力下的饱和蒸气被定熵压缩至冷凝压力。u45为制冷剂蒸气在冷凝器中的定压冷凝过程，高温高压的制冷剂蒸气凝结放热。u57为冷凝器出来的饱和液体在中间冷却器盘管中的定压过冷过程，放出的热量即为中间冷却器盘管负荷。u78为过冷的制冷剂液体经节流阀B节流的过程，由冷凝压力一次节流至蒸发压力向蒸发器供液。u56为制冷剂液体经节流阀A由冷凝压力节流至中间压力向中间冷却器供液的过程。u63为经节流阀A节流的制冷剂湿蒸气在中间冷却器吸热气化过程。吸收了低压级压缩机的排气和中冷器盘管中的高压液体的热量1631、单位制冷量2、单位容积制冷量3、低压压缩机理论比功1644、低压压缩机质量流量 5、低压压缩机轴功率 式中： 低压压缩机的轴效率， 1656、低压压缩机实际输气量7、低压压缩机理论输气量8、高压压缩机理论比功1669、高压压缩机质量流量高压压缩机的制冷剂流量一般由中间冷却器的能量平衡关系式求得。忽略中间冷却器从环境的吸热量，则进入中间冷却器的制冷剂能量之和应等于离开中间冷却器的制冷剂能量之和。根据图可知： 23675167，整理 从而可求出 高压级和低压级制冷剂质量流量之比 16810、高压压缩机轴功率11、高压压缩机实际输气量 12、高压压缩机理论输气量 式中： 高压压缩机的轴效率, 16913、制冷系数 14、实际循环制冷系数 17015、冷凝器热负荷式中： 高压压缩机的实际排气比焓，kJ/kg其中： 高压压缩机的指示效率。 1713.2.3 一级节流、中间不完全冷却一级节流、中间不完全冷却u如果只将低压级排出的过热蒸气等压冷却降低一定量的温度而未达到饱和状态的冷却过程称为中间不完全冷却u目前氟利昂两级压缩制冷系统常采用这种形式u一次节流中间完全冷却两级压缩制冷循环和一次节流中间不完全冷却两级压缩制冷循环的区别是：低压级压缩机的排气不是直接进入中间冷却器中冷却，而是与中间冷却器出来的中温制冷剂蒸气在管道中相互混合被冷却，然后进入高压级压缩机压缩1721731741、热力计算、热力计算 u一级节流、中间不完全冷却的两级压缩制冷循环的热力计算同一级节流、中间完全冷却的两级压缩制冷循环一样，只是高、低压制冷剂流量计算有区别672359175由中冷器平衡方程得出 高、低压压缩机质量流量之比1762、状态点、状态点 9 的确定的确定 u一般使用氟里昂制冷剂时要求压缩机的吸气温度 t315，所以实际循环中，中间冷却器出来的 9 点的状态应该为湿饱和蒸气，以保证高压级压缩机吸气温度不会超过15u一级节流中间不完全冷却循环的中间冷却器在结构设计上做成卧式，并不设专门的气液分离措施，也正是为了实现这一要求 177管道混合过程的能量平衡方程式 整理后得出 即178u上式中 h9 的确定方法是：根据 t3 = 15和中间压力Pm，由制冷剂热力性质图在过热蒸气区查出3点的状态参数 h3。u一级节流、中间不完全冷却的两级压缩制冷循环适用于等熵指数较低的制冷剂（如R134a）常用的两级压缩制冷循环 1793.2.4 二级节流、中间完全冷却二级节流、中间完全冷却 u所谓两级节流，是指进入蒸发器的制冷剂先由节流阀A节流到中间压力，并进入中间冷却器，然后从中间冷却器出来再经过节流阀B节流到蒸发压力u两级节流中间完全冷却的优点，是可以消除一级节流中间冷却器盘管的传热温差。因此，在其他参数相同时，循环的制冷系数比一级节流略高。它的缺点是当压缩机排气中含油时，特别是对氨制冷机，会在中间冷却器中积油，因此，这一循环对活塞式、螺杆式制冷系统不太适宜，而较适宜于氨离心式制冷系统 180181182u热力分析的基本步骤与前面叙述的循环形式基本相同，区别在于二级节流循环的中间冷却器没有盘管负荷u根据图对循环的中间冷却器进行能量平衡分析，可计算出高、低压级的质量流量之比来 2367183根据中间冷却器能量平衡方程整理后可得二级节流循环高压级、低压级制冷剂的质量流量之比 184带有中温蒸发器的二级节流中间完全冷却循环示意图 1853.2.5 两级节流、中间不完全冷却两级节流、中间不完全冷却 186187中间冷却器能量平衡图 23967188中间冷却器能量平衡方程 由于 ，得到高、低压压缩机质量流量比再由混合处能量方程 189整理后得出 最后得到 1903.2.6 两级蒸气压缩制冷循环中间两级蒸气压缩制冷循环中间 压力的确定压力的确定 u“制冷系数最大”原则 u先确定相应中间温度的近似值 u在其附近选取若干个中间温度u分别计算出制冷循环的制冷系数 u绘出曲线图，从曲线中找出最高点，得到相应的最佳中间温度，再由最佳中间温度找出饱和压力，即最佳中间压力 191192u按压力的比例中项确定中间压力u按温度的比例中项确定中间压力u对于两级氨制冷系统，可用拉塞（A. Rasi）公式计算 1933.2.6 两级蒸气压缩制冷循环的特性两级蒸气压缩制冷循环的特性 1、制冷剂与循环特性、制冷剂与循环特性u从经济性分析，两级压缩之间采用中间冷却，可以减少单位质量蒸气的压缩功u不同的制冷剂，其可节省功的效果不一样194u通过比较可以看出：出于氨与R22性质上的差异，在过热区中氨的等熵线比R22平坦（氨的等熵指数比R22大），因此R22系统中将蒸气冷却至饱和蒸气线所节省的单位质量工质的压缩功，不足以补偿高压级压缩机多压送气体所消耗的功u在相同工作条件下，氨压缩终了排气温度要比R22高得多，因此采用中间完全冷却，使高压级排气温度降低，有利于压缩机的润滑，延长使用寿命u两级压缩氨制冷循环采用中间完全冷却是必要的和有利的，对于氟利昂则采用中间不完全冷却是有利的。1952、中间温度（或中间压力）、中间温度（或中间压力）u中间温度与高、低压压缩机的气缸容积比、冷凝温度及蒸发温度有关，其中任一个参数变化，都会导致中间温度的变动u当高、低压级压缩机的气缸容积比不变，冷凝温度升高时，使高压级的压缩比增大，输气系数下降，高压级吸气量减小，这时，中间冷却器内的气体量逐渐增多，中间压力、中间温度升高u当冷凝压力及蒸发压力不变时，改变高、低压级压缩机的容积流量比（指带有能量调节的单机两级制冷机或由多台高、低压级压缩机组成的系统），当容积流量比减小，则中间压大相应升高，反之，中间压力下降1963、两级压缩的比较、两级压缩的比较 u从热力学上分析，不同形式的双级压缩制冷循环存在一定的差别。当制冷剂、蒸发温度、冷凝温度及中间温度分别相同时，对双级压缩制冷循环比较如下：中间不完全冷却循环的制冷系数要比中间完全冷却循环的制冷系数小，这是因为在其它条件相同的情况下，中间不完全冷却循环的耗功大一级节流循环要比二级节流循环的制冷系数小，但相差不大。这是因为，一级节流循环的中间冷却器盘管具有传热温差。通常盘管出液端温度比中间温度tm高37，因此一级节流比二级节流循环的单位质量制冷量要小些 197u一级节流的循环与二级节流的循环相比存在以下优点：压力差大，可以依靠高压制冷剂本身的压力供液到较高或较远的场所，尤其适合于大型制冷系统。盘管中的高压制冷剂液体不与中间冷却器中的制冷剂相接触，减少了润滑油进入蒸发器的机会，可提高热交换设备的换热效果。蒸发器和中间冷却器分别供液，便于操作控制，有利于制冷系统的安全运行。 1983.3 复叠式制冷循环复叠式制冷循环 3.3.1 采用复叠式制冷循环的原因采用复叠式制冷循环的原因u受制冷剂凝固点的限制u受制冷循环压力比的限制u受蒸发压力过低的限制1993.3.2 复叠式制冷循环的组成复叠式制冷循环的组成 200最低蒸发温度（）制冷剂制冷循环型式-80R22/R23R22单级或双级压缩 / R23单级压缩R507/R23R507单级或双级压缩 / R23单级压缩R290/R23R290单级压缩 / R23单级压缩-100R22/R23R22双级压缩 / R23单级或双级压缩R507/R23R507双级压缩 / R23单级或双级压缩R22/R1150R22双级压缩 / R1150单级压缩R507/R1150R507双级压缩 / R1150单级或双级压缩-120R22/R1150R22双级压缩 / R1150双级压缩R507/R1150R507双级压缩 / R1150双级压缩R22/R23/ R50R22单级压缩 / R23单级压缩 / R50单级压缩R507/R23/ R50R507单级压缩 / R23单级压缩 / R50单级压缩2013.3.3 复叠式制冷循环的性能指标计算复叠式制冷循环的性能指标计算1、热力计算、热力计算 u复叠系统的热力计算同两个单级制冷循环u注意一点：即低温系统的冷凝热等于高温系统的制冷量。在考虑系统管路和冷凝蒸发器跑冷损失时，高温系统的制冷量应等于低温系统的冷凝热和系统管路和冷凝蒸发器跑冷损失之和 2022、中间温度的确定、中间温度的确定 u通常是按各部分每个压缩级的压力比大致相等的原则来确定 u一般要求每个压缩级的压力比不超过10 u冷凝蒸发器中的传热温差通常为58 u迈勒普拉萨特公式 2033.3.4 复叠式制冷系统运行特性复叠式制冷系统运行特性u循环型式及工作参数 u变工况特性 u膨胀容器 2041、 循环型式及工作参数循环型式及工作参数 u当蒸发温度较低（-80100），对于用氟利昂作工质的复叠式循环，一般在高温部分用两级压缩u当蒸发温度更低（-100）时，可在低温部分用两级压缩u低温复叠式制冷机，其冷凝蒸发器的传热温差应取较小值，最好不要大于5 205u为了提高复叠式制冷循环的性能指标，或改善压缩机的工作条件，常在复叠式制冷系统中使用一些换热器水冷或风冷冷却器，用于低温部分压缩机的排气温度较高时，将气体冷却到3045，再进入冷凝蒸发器，以减轻冷凝蒸发器的热负荷，提高循环效率。使用水冷或风冷冷却之后，按其蒸发温度及工质对的不同，制冷系数可提高718%，压缩机总容量可减小612%气-气换热器，用于低温部分提高压缩机吸入蒸气的温度，改善压缩机的工作条件，同时也起着减少冷凝蒸发器的热负荷的作用气液换热器（即回热器），它是用从蒸发器出发的低温蒸气，过冷节流阀前制冷剂液体。液体过冷增加了单位制冷量，吸气过热改善了压缩机的工作条件。吸入蒸气的过热度应在1263范围之内，低温系统蒸发温度高时取小值，反之取大值2062、 变工况特性变工况特性u复叠式制冷机蒸发温度的调节范围是比较小.一般对于由两个单级组成的-80复叠循环，其蒸发温度上限可达-60，对于高温部分为两级、低温部分为单级的-110循环，其蒸发温度上限可达-60。对于高温部分为单级、低温部分为两级的-110循环，其蒸发温度上限只能达到-90u复叠式制冷机应先起动高温部分压缩机，当中间温度降低到足以保证低温级的冷凝压力不超过1.6MPa时，再起动低温部分压缩机u对于小型机组，如果在低温部分管路上装有压力控制阀与膨胀容器接通时，则高低温部分也可以同时起动2073、 膨胀容器膨胀容器u复叠式制冷系统在停机时，由于内部温度升高到环境温度，低温制冷剂液体蒸发，压力将升高。因此，为使低温系统的压力不致过度升高，复叠式制冷机的低温系统中大多设有膨胀容器u系统工作时和停机时，膨胀容器都与低温制冷剂的低压系统连通。停机时大部分低温制冷剂进入膨胀容器，工作时返回制冷系统u膨胀容器是一个具有规定容积的承压容器，其允许承受的最高压力应与停机时系统内的最高压力相同 208本章结束本章结束209