范文一：蒸气压缩式制冷循环参数设计

（1） 蒸气压缩式制冷循环参数设计

确定制冷循环的设计参数，实质上就是确定制冷循环中制冷剂的工作温度和工作压力。制冷剂的工作温度取决于冷却介质温度、被冷却介质温度、传热温差及设备配置。冷却介质的温度取决于当地的水文气象条件，我国主要城市室外气象计算参数见采暖通风空调设计规范，被冷却介质的温度取决于生产工艺的要求；传热温差取决于热交换器的型式、冷却介质和被冷却介质的温度及节能要求等条件。

一项制冷工程总是根据特定的服务对象而设计。在满足要求的制冷量和制冷温度的前提下，设计参数不同，制冷装置的制冷效果和能耗水平也不相同。因此在设计过程中，必须根据具体情况选择合理的设计参数，这样才能在保证制冷要求的同时，投资合理、节能降耗，获得最佳的经济效益。

4.3.1 冷凝温度的确定

制冷循环中的冷凝温度，是指制冷剂在冷凝器中冷凝时的温度，与该温度相对应的是制冷剂蒸气压力即冷凝压力。冷凝温度是制冷循环中主要运行参数之一。对于实际制冷装置，由于其他设计参数变化范围较小，冷凝温度可以说是最重要的运行参数。它直接关系到制冷装置的制冷效果、安全可靠性和能耗水平。

由于冷凝温度T k 与冷凝压力P k 相对应，冷凝温度T k 升高，冷凝压力P k 也升高，将使制冷压缩机的压缩比增大。压缩比增大一方面致使压缩机的输气系数降低，功耗增大，制冷系数下降；另一方面，压缩比增大使压缩机排气温度升高，压缩机（尤其是活塞式）的故障率增加，运行的安全可靠性降低。因此，制冷压缩机的型式，压缩机所配的电动机功率和制冷装置的结构强度，都限制了制冷装置的最高冷凝温度。在国家标准GB10875—89和GB10872—89中，规定了中小型活塞式制冷压缩机的最高冷凝温度见表4.10。

表4.10 中小型活塞式制冷压缩机最高冷凝温度（℃）

注：① 中温时最高冷凝温度为55℃。

② 当使用于中温时为55℃，使用于低温时为49

℃。

在制冷装置的设计中，冷凝温度的确定与冷凝器的型式有关，与所在地区的水文气象条件及冷凝介质种类有关，同时也与所采用的制冷压缩机和制冷剂种类有关，采用不同型式冷凝器时，冷凝温度的确定可参照表4.11。

表4.11 冷凝温度的确定方法

0k 低。因此，应该尽可能使制冷装置在较低的冷凝温度下运行。应该注意的是，在设计中刻意选择过低的冷凝温度，将导致在实际运行中出现高的冷凝温度。下面通过一个例题说明。

【例4.3】 已知某氨制冷装置在蒸发温度t 0=-15℃运行，若制冷量Ｑ0=100kw不变，压缩机吸入干饱和蒸气，冷凝终了为饱和液体，其循环见图4.2。求该制冷装置在冷凝温度T k 分别为30℃、35℃，40℃时，冷凝热负荷Ｑk 和等熵压缩功的变化。

【解】 计算结果见表4.12。

表4.12 不同t

下冷凝热负荷和压缩功的变化

21.4%，压缩机消耗的理论功率增加了27%，冷凝热负荷增加了4.8%。

但是一味追求低的冷凝温度也是无益的。例如按冷凝温度t k =30℃设计计算，由于冷凝热负荷Q k 较小，选择的冷凝器传热面积就较小。当实际运行的冷凝温度高于30℃时，实际冷凝热负荷增大，按T k =30℃选用的冷凝器将不能满足需要，实际冷凝温度T k 将升高，能耗增大，制冷装置效率下降。

必须强调指出，设计中选取的冷凝温度是定值，而实际运行中的冷凝温度是变化的。冷凝温度与环境温度有关，环境温度不仅随季节变化，并且每天昼夜也在不断变化。因此，在设计时要充分考虑各种不利因素，选择适当的冷凝温度，保证制冷装置在高效率下节能运行。

在设计中冷凝温度的选取，既要考虑初投资，也要考虑长年运行费用，适当选取较高的冷凝温度T k ，把制冷装置的运行条件考虑得恶劣一些，当实际工况优于设计工况时，制冷装置效率提高，能耗减少。这样，无论对节能，还是对提高经济效益都有是有利的。

4.3.2 蒸发温度的确定

蒸发温度是指制冷剂在蒸发器内沸腾的温度，它与相应的蒸发压力是对应的。蒸发温度升高，蒸发压力也升高。

蒸发温度是制冷装置运行中最重要的参数之一。如果蒸发温度T 0过高，则满足不了被冷却对象的低温要求。如果被冷却对象为易腐食品，达不到要求的低温将影响食品的质量，

甚至导致腐烂变质；如果为某一工艺流程，达不到要求的低温将影响生产效率和产品质量。因此，保证达到要求的低温是对制冷装置的最基本要求。

另一方面，蒸发温度过低，将使制冷装置运行经济性下将，并带来其他一系列不良后果。在一定的冷凝温度下，蒸发温度T 0降低，则相应的蒸发压力P 0也降低。这时制冷循环的压缩比增大，压缩机的输气系数下降。同时单位容积制冷量急剧下降，单位压缩功明显增大；此外，由于压缩比增大，压缩机的排气温度升高，压缩机的工作条件恶化。以氨制冷装置为例，当冷凝温度T k =30℃，氨压缩机分别在-5℃，-15℃，-30℃的蒸发温度下运行，压缩机吸入为干饱和蒸气，其单位容积制冷量、排气温度和单位压缩比功的变化情况见表4.13。

表4.13 氨制冷装置在不同蒸发温度下性能变化（tk=30℃）

由表4.13可见，当蒸发温度T 0由-5℃降低到-30℃时，同样制冷量下耗功增大了一倍以上。因此，蒸发温度的降低对制冷装置的能耗影响很大，应尽可能避免蒸发温度过低。

对于用户，除了要求制冷装置高效率外，最关心的是制冷装置的制冷量。显然，如果制冷装置达不到要求的制冷量，就直接影响到被冷却对象的生产工艺。

制冷装置的制冷量可用下式计算： Q 0=V h λq v (4.47) 式中，Q 0为制冷量（kW ）；V h 为制冷压缩机理论排气量（m 3/s）；λ为压缩机的输气系数；q v 为单位容积制冷量（kJ/ m3）。

对于用户，压缩机的理论排气量V h 是不变的，输气系数则随着压缩比增大而减少。由表4.13可见，当T 0由-5℃降为-15℃时，单位容积制冷量q v 下降了33%。根据式（4.47），即使假定输气系数λ不变，这时制冷装置的制冷量Q 0也将减少33%。显然，随着蒸发温度T 0下降，制冷装置的制冷量将明显下降。

综上所述，蒸发温度越低，则制冷装置制冷量越小，运行效率越低，耗能越大。同时，随着T 0降低，排气温度升高，压缩机工作条件恶化。因此，在满足被冷却对象要求的前提下，应当尽可能采用较高的蒸发温度。

在设计中，蒸发温度的确定除了与所需制冷温度、被冷却介质种类有关外，还与蒸发器的型式有关。采用不同型式蒸发器时，蒸发温度的确定方法见表4.14和表4.15。

表4.14 蒸发温度的确定

4.3.3 压缩机吸气温度的确定

压缩机吸气温度是指压缩机吸入阀处或压缩机入口的制冷剂温度。为了保证压缩机的安

全运行，防止液击冲缸现象，要求吸气温度比蒸发温度稍高一些，也就是使制冷剂蒸气成为过热气体。吸气温度与蒸发温度之差，称为吸气过热度。

吸气过热分为有害过热和有益过热。有害过热是指在蒸发器之后吸取的外界环境热量而产生的过热。它使制冷系数下降，冷凝热负荷增加，所以是不利的，应尽量减少。有益过热是指在蒸发器及其低温环境内产生的过热。对于采用回热循环可使制冷系数增加的制冷剂，可以采用较大的吸气过热度。对于采用回热循环而制冷系数变化不明显的制冷剂，一定的过热度有利于保证系统正常运行，但吸气过热度太大会使排气温度升高。因此，吸气过热大小应根据蒸发温度、吸气管道的过热情况、制冷剂种类及制冷剂循环型式来确定。一般情况下可以按照下列经验来确定。

1）以氨为制冷剂的制冷循环 （1） 以氨为制冷剂的制冷系统，一般不采用热力膨胀阀。因此，设计计算中一般不考虑制冷剂在蒸发器中的过热度。

（2） 回气管路中的过热。对氨泵供液系统，从蒸发器到循环贮液桶的回程管中，一般不会产生过热；在循环贮液桶到压缩机的吸气管道中，可能会有过热，但过热一般很小，可以不考虑。重力供液系统或直接膨胀供液系统，因为回气管较长，可能产生较大的过热度。

（3） 氨制冷系统允许有一点过热度以防液击，但不宜过大，否则会影响循环的经济性。吸气温度一般限制在5℃以下，以免压缩机的排气温度过高。允许的吸气过热度见表4.16。

表4.16 氨压缩机允许吸气温度

对于氟利昂制冷系统，一般希望有一定的吸气过热度。一则可以提高循环的经济性；二则可以保证系统正常运行。过热度大小可按下述原则确定：

（2） 采用热力膨胀阀时，蒸发器出口气体过热度为3～5℃。 （3） 单级压缩和双级压缩的高压级吸气温度，不应超过15℃，但也不能过低。 （4） 双级压缩低压级允许的吸气温度与气—液热交换器性能及吸入管道的冷损失有关，一般可比蒸发温度高30～40℃。

（5） 在气—液热交换器中，气体出口温度比液体进口温度低5～10℃。 （6） 复叠式制冷系统低温部分的吸气过热度范围为12～63℃，蒸发温度较高时取较小值，反之取较大值。若气—液热交换器达不到这一过热度，可采用加设气—气热交换器的措施来提高吸气温度。

4.3.4 节流前液态制冷剂过冷温度的确定

制冷剂液体在节流前过冷，一般对提高制冷循环的运行经济性是有利的。但要求实现过冷，往往需要增加设备投资和过冷本身的运行费。当确定采用液体过冷时，过冷温度可按下列经验选取。

1）以氨为制冷剂的制冷系统

单级压缩系统可以设置水冷式过冷器，出过冷器的氨液温度比进水温度高3℃。但目前通常不设水冷过冷器。进行循环计算时，进入节流阀前的氨液温度采用冷凝温度。

双级压缩系统是采用中间冷却器来过冷节流前的氨液。出中间冷却器冷却盘管的氨液温度，一般设定为比双级压缩中间温度高5℃。

2）以氟利昂为制冷剂的制冷系统

单级压缩系统中，节流前液体的过冷是在冷凝器中实现的，一般取过冷度为5℃。 双级压缩系统中，节流前液体一般经过两次过冷。首先是在中间冷却器中过冷，然后在气—液热交换器中过冷。出中间冷却器冷却盘管的液体温度，比双级压缩中间温度高5～7℃；在气—液热交换器中，液体再过冷5℃。

在工程设计中是否采用过冷，过冷的程度如何，应该考虑具体条件，进行技术经济分析，认真比较之后确定。在设计阶段增加一点工作量，将带来制冷装置长年运行的节能效益。

范文二：蒸气压缩式制冷循环的最佳冷凝温度

Instrumentation and Equipments 仪器与设备, 2016, 4(4), 99-105

Published Online December 2016 in Hans.

The Best Condensing Temperature of Vapor Compression Refrigeration Cycle

Shan Ke*, Jianxin Yuan, Jia He

School of Architecture and Engineering, Xinjiang University, Urumchi Xinjiang

Received: Dec. 7th , 2016; accepted: Dec. 23rd , 2016; published: Dec. 28th , 2016

Copyright ? 2016 by authors and Hans Publishers Inc.

This work is licensed under the Creative Commons Attribution International License (CC BY).

Open Access

Abstract

When the condensing temperature decreases, the refrigeration coefficient of refrigerator increas-es, which is the conclusion of the thermal-technical analysis on the refrigerator. The condensing temperature decreases with the decreasing of the natural environment temperature, while the natural environment temperature varies along with the seasonal variation and day-night varia-tion. Therefore, many consider that the drop of environment temperature would inevitably in-crease the refrigeration coefficient of the refrigerator. However, hands-on experience proves that when the environment temperature causes the decrease of condensing temperature, in the early stages, the refrigeration coefficient of the refrigerator will increase continually. But after the con-densing temperature drops to a certain degree, the refrigeration effect of the refrigerator will de-crease instead. It is thus clear that there exists the best condensing temperature of refrigerator. This paper conducts theoretical analysis aimed at this phenomenon and calculates the best con-densing temperature value of the vapor compression refrigeration cycle on the basis of R22 single stage compression basic theory.

Keywords

The Best Condensing Temperature, Vapor Compression Refrigeration Cycle

蒸气压缩式制冷循环的最佳冷凝温度

柯 山*，袁建新，何 佳

新疆大学建筑工程学院，新疆 乌鲁木齐

*

通讯作者。

文章引用: 柯山, 袁建新, 何佳. 蒸气压缩式制冷循环的最佳冷凝温度[J]. 仪器与设备, 2016, 4(4): 99-105.

柯山 等

收稿日期：2016年12月7日；录用日期：2016年12月23日；发布日期：2016年12月28日

摘 要

冷凝温度降低则制冷机制冷系数提高，这是制冷机热工分析的结论。冷凝温度随自然环境温度降低而降低，自然环境温度又随季节、昼夜变化而变化，因此，多数人认为，环境温度下降必然使制冷机制冷系数提高。然而，实践中发现，当环境温度引起冷凝温度下降时，开始阶段，制冷机的制冷系数不断提高，但冷凝温度下降到一定程度后，制冷机的制冷效果却开始下降，可见，制冷机存在着最佳冷凝温度。本文就这一现象进行了理论分析，并计算出了R22单级蒸气压缩基本理论制冷循环的最佳冷凝温度值。

关键词

最佳冷凝温度，蒸气压缩制冷循环

1. 引言

制冷机是一种能够实现温度低于自然环境温度的人工环境的机械装置，主要是由压缩机、冷凝器、节流阀、蒸发器等设备组成，制冷机中各设备容量大小都是在设计工况下确定的，设计工况是保证制冷机在其需要运行时段内可能出现最不利自然条件和最大冷负荷时都能正常工作的工况，制冷机只要运行在设计工况下，就能够充分利用其各设备的最大容量。但是，受自然环境温度变化(如冬夏温差、昼夜温差等) 和用户用冷情况变化(如储存食品的种类、进出货的方式等) 的影响，制冷机实际运行工况往往与设计工况不符。制冷机偏离设计工况运行，大都是因为自然环境温度降低导致冷凝温度下降引起的。

关于冷凝温度变化对制冷机性能影响的研究，国内外已做了很多，热工教材也早已定论，主要结论是：当蒸发温度不变时，随着冷凝温度的升高，压缩机吸气比容不变，单位质量制冷能力减小，故单位容积制冷能力也减少，而单位质量消耗的功则增大，因此，制冷系统的制冷系数降低，制冷机制冷能力变差；反之，随着冷凝温度的降低，压缩机吸气比容不变，单位质量制冷能力增大，故单位容积制冷能力也增大，而单位质量消耗的功则减小，因此，制冷系统的制冷系数升高，制冷机制冷能力改善。

本人是新疆大学建筑工程学院大四本科生，今年9月份在乌鲁木齐市一家宾馆的空调机房实习。实习期间，我天天记录着室外气温和制冷机的蒸发温度、冷凝温度，蒸发温度基本不变，但由于室外气温的快速下降导致冷凝温度出现明显下降，按照热工理论，制冷机制冷能力应该提高很多，但实际却不是这样。经过观察发现，冷凝温度在25℃以上时，制冷机制冷效果随着冷凝温度下降而提高，符合热工理论；冷凝温度在25℃以下时，制冷机制冷效果却随着冷凝温度下降而恶化，背离热工理论。对此，笔者产生了好奇，并借该文以“蒸气压缩式制冷循环的最佳冷凝温度”为题阐述了自己的观点，想与同行们共同探讨。

2. 热力计算

为了分析方便，本文以氟利昂22(R22)单级蒸气压缩理论基本制冷循环(如图1所示) 为例，并设定蒸发温度为5℃，冷凝器、蒸发器的传热温差均为5℃，在其它条件不变时，将冷凝温度从46℃逐渐降低至22℃，分别计算各自的理论制冷系数、理想制冷系数、热力完善度，最后，用图线形式显示出这些参数随冷凝温度变化而变化的规律，从而找出“最佳冷凝温度”。计算中所用参数值均从文献[1]中查得。

柯山 等

Figure 1. Pressure-enthalpy diagram of refrigeration basic theory cycle

图1. 制冷基本理论循环压焓图

2.1. 计算内容

单位质量制冷量为

q 0=h 1?h 4kJ (1)

式中，h 1——蒸发器出口处制冷剂的比焓，kJ kg ；

h 4——蒸发器入口处制冷剂的比焓，kJ kg 。

单位质量耗功量为

w =h 2?h 1kJ (2) c

式中，h 2——压缩机出口处制冷剂的比焓，kJ kg ；

h 1——压缩机入口处制冷剂的比焓，kJ 。

制冷系数为

εth =

q 0

(3) w c

式中，q 0——单位质量制冷量，kJ kg ；w c ——单位质量耗功量，kJ kg 。

理想制冷系数为

t 0+5+273.15

(4)

t k ?5?t 0+5εc =

式中，t 0——蒸发温度，℃；t k ——冷凝温度，℃。

热力完善度为

η=

εth

(5) εc

式中，εth ——理论制冷系数；εc ——理想制冷系数。

2.2. 计算结果

计算结果见表1。

2.3. 理论制冷系数随冷凝温度变化而变化的规律

根据表1计算结果，可以绘出

图2所示的理论制冷系数随冷凝温度变化而变化的规律曲线图。从图

柯山 等

Table 1. Calculation result of optimal condensing temperature of vapor compression refrigeration cycle 表1. “蒸气压缩制冷循环最佳冷凝温度”计算结果

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

5

406.85

蒸发温度℃

压缩机 入口比焓 kJ/kg

冷凝温度℃

46 44 42 40 38 36 34 32 30 28 26 24 22

压缩机 出口比焓 kJ/kg 437.00 434.00 432.00 430.00 428.00 426.00 424.00 422.00 420.00 418.00 416.00 415.00 414.00

蒸发器 进口比焓 kJ/kg 257.73 255.01 252.32 249.65 247.00 244.38 241.77 239.19 236.62 234.08 231.55 229.04 226.54

单位 单位制 耗功量 冷量 kJ/kg kJ/kg 30.15 27.15 25.15 23.15 21.15 19.15 17.15 15.15 13.15 11.15 9.15 8.15 7.15

149.12 151.84 154.53 157.2 159.85 162.47 165.08 167.66 170.23 172.77 175.3 177.81 180.31

制冷系数 4.95 5.59 6.14 6.79 7.56 8.48 9.63 11.07 12.95 15.50 19.16 21.82 25.22

相应理想

制冷系数 9.13 9.76 10.49 11.33 12.31 13.48 14.90 16.66 18.88 21.78 25.74 31.46 40.45

热力 完善度 0.54 0.57 0.59 0.60 0.61 0.63 0.65 0.66 0.69 0.71 0.74 0.69 0.62

Figure 2. Curve diagram of the theoretical refrigeration coefficient changed with the varying condensing temperature

图2. 理论制冷系数随冷凝温度变化而变化的曲线图

中看出，理论制冷系数随冷凝温度降低，逐渐升高，升高速率缓慢提高。

2.4. 理想制冷系数随冷凝温度变化而变化的规律

根据表1计算结果，可以绘出图3所示的理想制冷系数随冷凝温度变化而变化的规律曲线图。从图中看出，理想制冷系数随冷凝温度降低，先是缓慢升高，升到50左右，开始快速升高，相应的冷凝温度约为20℃。

2.5. 热力完善度随冷凝温度变化而变化的规律

根据表1计算结果，可以绘出图4所示的理想制冷系数随冷凝温度变化而变化的规律曲线图。从图

柯山 等

Figure 3. Curve diagram of the ideal refrigeration coefficient changed with the varying condensing temperature

图3. 理想制冷系数随冷凝温度变化而变化的曲线图

Figure 4. Curve diagram of thermodynamical perfectness changed with the varying condensing temperature

图4. 热力完善度随冷凝温度变化而变化的曲线图

中看出，热力完善度随冷凝温度降低，先是缓慢升高，后是快速下降，存在最大值，约为0.53；相应的冷凝温度约为26℃，即前言所述的“最佳冷凝温度”。

3. 原因分析

热工理论告诉我们，判断热工机械运行效果优劣，最根本的是看热力完善度是否得到提高，热力完善度是制冷系统制冷系数除以相应理想制冷系数的比值，其大小同时取决于制冷系统制冷系数和相应理想制冷系数的大小。理想制冷系数是冷用户热力学温度除以自然环境温度与冷用户温度之差所得的商值，在冷用户温度不变时，随着自然环境温度下降而不断提高。因此，在其它条件不变时，随着自然环境温度降低导致冷凝温度降低，制冷系数虽然不断提高，但相应的理想制冷系数也在不断提高，这样，制冷系统热力完善度如何变化就不一定了，就是说，还无法断定制冷系统性能是否得到改善。那么，出现“最佳冷凝温度”的原因是什么呢？笔者认为原因是：在其它条件不变时，随冷凝温度下降，制冷系数不断提高，而节流阀制冷剂流量却在不断减少，使得制冷量不断减少，“最佳冷凝温度”的出现就是它们综合作用的结果。

柯山 等

制冷剂质量流量是由节流阀决定的，节流阀的制冷剂质量流量为

M r =C D ?A kg s (6)

式中，A v ——节流阀的通道截面积，m 2；

p vi ——节流阀进口压力(约等于冷凝压力) ，Pa ； p vo ——节流阀出口压力(约等于蒸发压力) ，Pa ；

3

v vi ——节流阀进口制冷剂比容，m ；

C D

——节流阀的流量系数，=C D 6.34v vo ，其数值大小由节流阀进、出口制冷剂状态

决定。

对于已投入运行的制冷机来说，其节流阀的通道截面积A v 已固定，当其它条件不变时，随着冷凝温度的降低，节流阀进口制冷剂的密度ρvi 增大，节流阀出口制冷剂的比容减小，节流阀的流量系数C D 基本不变；节流阀进口压力p vi 降低；节流阀出口压力p vo 不变，节流阀进口制冷剂的比容v vi 减小，制冷剂质量流量M r 必然减小。

实际制冷机运行的目的首先是保证冷用户用冷需求，然后才是追求高制冷系数。在设计工况的基础上，其它条件不变时，降低冷凝温度可以提高制冷机的性能系数，但过度降低冷凝温度时，制冷剂进、出节流阀的压力差必然减小，导致节流阀容量减小，且易出现阀前液体气化，供液能力不足，蒸发器缺液，制冷机制冷量大幅度下降，无法保证冷用户的要求；除此之外，对于电力驱动的蒸气压缩式制冷机，冷凝温度不能过低的一个更重要原因是，过低压比下压缩机无法正常供油。因此，一味地降低冷凝温度并不是好事，实际运行时必须采取措施，有效地控制冷凝温度的变化。

中华人民共和国国家标准《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》GB50736-2012规定：冷却水进口最低温度应按制冷机组的要求确定，电动压缩式冷水机组不宜小于15.5℃，溴化锂吸收式冷水机组不宜小于24℃；全年运行的冷却水系统，宜对冷却水的供水温度采取调节措施。这一规定表明，冷却水进口温度过低，导致冷凝温度过低，对制冷机是不利的；但还未提到最佳冷凝温度的问题。本文提出“最佳冷凝温度”概念，应该是一种创新。

通过前面分析看出，在其它条件不变时，随着冷凝温度降低，制冷系数不断提高，但相应热力完善度先提高、后降低，存在最大值。笔者将最大热力完善度对应的冷凝温度称为“最佳冷凝温度”。R22蒸气压缩理论基本制冷循环热力完善度的最大值出现在冷凝温度32℃左右。注意，实际蒸汽压缩式制冷机最佳冷凝温度与本文所得值存在差异，还需广大同仁继续努力探寻；另外，不同制冷剂的制冷机也有着各自不同的最佳冷凝温度。

4. 结论

综上所述，冷凝温度降低有好的一面、也有差的一面，要想充分发挥其好的一面、同时又避免其负面影响，就必须找出“最佳冷凝温度”。所谓“最佳冷凝温度”就是在其它条件不变时，制冷机在保证用户用冷的基础上使热力完善度达到最大值时的冷凝温度。注意，不同冷用户(蒸发温度不同、或用冷量不同) 有着各自的最佳冷凝温度。找出蒸气压缩式制冷机各种实际运行工况的最佳冷凝温度是一项辛苦的工作，需要制冷同行们一起努力。

基金项目

新疆大学大学生创新实验项目(201610755112)。

柯山 等

参考文献 (References)

[1] 彦启森, 石文星, 田长青. 空气调节用制冷技术(第四版) [M]. 北京: 中国建筑工业出版社, 2010.

期刊投稿者将享受如下服务：

1. 投稿前咨询服务 (QQ、微信、邮箱皆可) 2. 为您匹配最合适的期刊

3. 24小时以内解答您的所有疑问 4. 友好的在线投稿界面 5. 专业的同行评审 6. 知网检索

7. 全网络覆盖式推广您的研究

投稿请点击：http://www.hanspub.org/Submission.aspx 期刊邮箱：iae@hanspub.org

范文三：单级蒸气压缩式制冷的理论循环

3．1 单级蒸气压缩式制冷的理论循环

3．1．1 制冷系统与循环过程

单级蒸气压缩式制冷系统主要由压缩机、冷凝器、膨胀阀和蒸发器四大部件组成，如图3－1所示。对制冷剂蒸气只进行一次压缩，称为蒸气单级压缩。 整个循环过程主要由压缩过程、冷凝过程、节流过程以及蒸发过程四个过程组成，每个过程在不同的部件中完成，制冷剂在每个过程中的状态又各不相同，具体情况如下。

图3－1 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

压缩过程：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和冷凝器中高压的作用，是整个系统的心脏。制冷循环的压缩过程是在压缩机中完成的：压缩机不断抽吸从蒸发器中产生的压力为po、温度为to的制冷剂蒸气，将它压缩成压力为pk、温度为tk的过热蒸气，并输送到冷凝器中。在这个过程中，压缩机需要做功。

冷凝过程：冷凝器是制冷系统中输出热量的设备，冷凝过程是在该部件中完成的。在压力pk下，来自于压缩机的制冷剂过热蒸气在冷凝器中首先被冷却成饱和蒸气，然后再逐渐被冷凝成液体，制冷剂冷却和冷凝时放出的热量传给冷却介质（通常是水或空气）。在冷凝过程中，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其它节流元件进入蒸发器。

节流过程：节流过程是在膨胀阀中完成的。当制冷剂液体经过膨胀阀时，压力由pk降至po，温度由tk降至to，部分液体气化。所以离开膨胀阀的制冷剂为温度为to的两相混合物，该两相混合物进入蒸发器。

蒸发过程：蒸发器是制冷系统中冷量输出设备，蒸发过程是在蒸发器中完成的。在蒸发器中，来自膨胀阀的两相混合物在压力p0和温度t0下蒸发，从被冷却介质中吸取它所需要的气化潜热，从而达到制取冷量的目的。在蒸发过程中，与蒸发压力p0相对应的蒸发温度

t0一定要低于被冷却介质的温度。

3．1．2 压焓图和温熵图

在制冷循环的分析和计算中，通常要用到两种工具，即压焓图和温熵图。

1．压焓图

压焓图以绝对压力（MPa）为纵坐标，以焓值（KJ/Kg）为横坐标，如图3－2所示。为了提高低压区域的精度，通常纵坐标取对数坐标。所以，压焓图又称为lgp－h图。

图3－2 压焓图 压焓图可以用一点（临界点）、三区（液相区、两相区、气相区）、五态（过冷液状态、饱和液状态、饱和蒸气状态、过热蒸气状态、湿蒸气状态）和八线（定压线、定焓线、饱和液线、饱和蒸气线、定干度线、定熵线、定比体积线、定温线）来概括。

如图3－2中所示，临界点K的左包络线为饱和液体线，线上任意一点代表一个饱和液体状态，对应的干度X=0；临界点K的右包络线为饱和蒸气线，线上任意一点代表一个饱和蒸气状态，对应的干度X=1。饱和液体线和饱和蒸气线将整个区域分为三个区：饱和液体线左边的是液相区，该区的液体称为过冷液体；饱和蒸气右边的是气相区，该区的蒸气成为过热蒸气；由饱和液体线和饱和气体线包围的区域为两相区，制冷剂在该区域内处于湿蒸气状态。

定压线即为水平线，定焓线即为垂直线；定温线在液体区几乎为垂直线，两相区内是水平线，在气相区为向右下方弯曲的倾斜线；定熵线为向右上方弯曲的倾斜线；定比体积线为向右上方弯曲的倾斜线，比定熵线平坦；定干度线只存在于两相区，其方向大致与饱和液体线或饱和蒸气线相近，视干度大小而定。

2． 温熵图

温熵图以温度（K）为纵坐标，以熵（KJ/Kg?K）为横坐标，如图3－3所示。温熵图又称为T－S图。温熵图同样可以用一点（临界点）、三区（液相区、两相区、气相区）、五

态（过冷液状态、饱和液状态、饱和蒸气状态、过热蒸气状态、湿蒸气状态）和八线（定压线、定焓线、饱和液线、饱和蒸气线、定干度线、定熵线、定比体积线、定温线）来概括。

图3－3 温熵图 如图3－3中所示，临界点K的左包络线为饱和液体线，线上任意一点代表一个饱和液体状态，对应的干度X=0；临界点K的右包络线为饱和蒸气线，线上任意一点代表一个饱和蒸气状态，对应的干度X=1。饱和液体线和饱和蒸气线将整个区域分为三个区：饱和液体线左边的是液相区，该区的液体称为过冷液体；饱和蒸气右边的是气相区，该区的蒸气成为过热蒸气；由饱和液体线和饱和气体线包围的区域为两相区，制冷剂在该区域内处于湿蒸气状态。

定温线即为水平线，定熵线即为垂直线；定压线在液体区密集于饱和液体线附近，近似可用饱和液体线来代替；定压线在两相区内是水平线，在气相区为向右上方弯曲的倾斜线；定焓线在液相区可以近似用同温度下饱和液体的焓值来代替，在气相区和两相区，定焓线均为向右下方弯曲的倾斜线，但在两相区内曲线的斜率更大；定比体积线为向右上方弯曲的倾斜线；定干度线只存在于两相区，其方向大致与饱和液体线或饱和蒸气线相近，视干度大小而定。

3．单级蒸气压缩式制冷理论循环在压焓图和温熵图上的表示

理论制冷循环与实际循环是存在偏差的，但由于理论循环可使问题得到简化，便于对它们进行分析研究，而且理论循环的各个过程均是实际循环的基础，它可作为实际循环的比较标准，因此仍有必要对它加以详细的分析与讨论。对于理论制冷循环，通常作出如下的假设：

（1） 离开蒸发器和进入压缩机的制冷剂蒸气是处于蒸发压力下的饱和蒸气；

（2） 离开冷凝器和进入膨胀阀的液体是处于冷凝压力下的饱和液体；

（3） 压缩机的压缩过程为等熵压缩；

（4） 制冷剂通过膨胀阀的节流过程为等焓过程；

（5） 制冷剂在蒸发和冷凝过程中为定压过程，且没有传热温差，即制冷剂的冷凝温

度等于冷却介质温度，蒸发温度等于被冷却介质的温度。

（6） 制冷剂在各设备的连接管道中流动没有流动损失，与外界不发生热量交换。

根据上述假设条件，单级蒸气压缩式制冷理论循环工作过程可清楚的表示在压焓图上，如图3－4所示。制冷循环中的各状态点及各个过程如下：

图3－4 单级理论循环压焓图

过程线1－2表示等熵压缩过程，压力由蒸发压力p0升高到冷凝压力pk。点1表示制冷剂进人压缩机的状态，它对应于蒸发温度的饱和蒸气。根据压力与饱和温度的对应关系，该点位于蒸发压力p0的等压线与饱和蒸气线的交点上；点2表示制冷剂出压缩机时的状态，也是进冷凝器时的状态。该点可通过1点的等熵线和冷凝压力pk的等压线的交点来确定。由于压缩过程中外界对制冷剂作功，制冷剂温度升高，因此点2表示过热蒸气状态。

过程线2－3表示制冷剂在冷凝器中的冷却（2－2′）和冷凝（2′－3）过程。点3表示制冷剂出冷凝器时的状态，它是与冷凝温度tk所对应的饱和液体。整个过程是在冷凝压力不变的情况下进行的，进入冷凝器的过热蒸气首先将部分热量放给冷却介质，在等压下冷却成饱和蒸气（点2′）。然后再在等压、等温条件下继续放出热量，直至最后冷凝成饱和液体（点

3）。因此，压力为pk的等压线和饱和液体线的交点即为点3。

过程线3－4表示制冷剂在节流阀中的节流过程。点4表示制冷剂出节流阀时的状态，也是进入蒸发器时的状态。在该过程中，制冷剂的压力由冷凝压力pk降至蒸发压力p0，温度由冷凝温度tk降到蒸发温度t0，并进入两相区。由于节流前后制冷剂的焓值不变，因此由点3作等焓线与压力为p0的等压线的交点即为点4。由于节流过程是一个不可逆过程，所以通常用虚线表示3—4过程。

过程线4—1表示制冷剂在蒸发器中的气化过程。该过程是在等温、等压下进行的，液体制冷剂吸取被冷却介质的热量而不断气化，制冷剂的状态沿等压线p0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点1，从而完成一个完整的理论制冷循环。

同样单级蒸气压缩式制冷理论循环工作过程可清楚的表示在温熵图上，如图3－5所示。制冷循环中的各状态点及各个过程如下：

图3－5 单级理论循环温熵图 过程线1－2表示等熵压缩过程，温度由蒸发温度t0升高到冷凝温度tk。点1表示制冷剂进人压缩机的状态，它对应于蒸发温度的饱和蒸气，所以该点位于温度为蒸发温度t0的等温线与饱和蒸气线的交点上；点2表示制冷剂出压缩机时的状态，也是进冷凝器时的状态。该点可通过1点的等嫡线和压力pk的等压线的交点来确定。由于压缩过程中外界对制冷剂作功，制冷剂温度升高，因此点2表示过热蒸气状态。

过程线2－3表示制冷剂在冷凝器中的冷却（2－2′）和冷凝（2′－3）过程。点3表示制冷剂出冷凝器时的状态，它是与冷凝温度tk所对应的饱和液体。整个过程是在冷凝压力不变的情况下进行的，进入冷凝器的过热蒸气首先将部分热量放给冷却介质，在等压下冷却成饱和蒸气（点2′）。然后再在等压、等温下继续放出热量，直至最后冷凝成饱和液体（点3）。因此，温度为tk的等温线和饱和液体线的交点即为点3。

过程线3－4表示制冷剂在节流阀中的节流过程。点4表示制冷剂出节流阀时的状态，也是进入蒸发器时的状态。在该过程中，制冷剂的温度由冷凝温度tk降到蒸发温度t0，压力由冷凝压力pk降至蒸发压力p0，并进入两相区。由于节流前后制冷剂的焓值不变，因此由点3作等焓线与温度为t0的等温线的交点即为点4。由于节流过程是一个不可逆过程，所以通常用虚线表示3—4过程。

过程线4—1表示制冷剂在蒸发器中的气化过程。该过程是在等温、等压下进行的，液体制冷剂吸取被冷却介质的热量而不断气化，制冷剂的状态沿等温线t0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点1，从而完成一个完整的理论制冷循环。

范文四：采用两级蒸气压缩式制冷循环的原因[3]；

北京工业大学

“制冷原理与设备”课程教学大纲

采用两级蒸气压缩式制冷循环的原因[3];一级节流、中间冷却的两级压缩制冷循环[1];两级节流、中间冷却的两级压缩制冷循环[1];两级压缩制冷机的热力计算[1]和温度变动时的特性[3]。

这一节要求学生了解单级蒸汽压缩式制冷循环不能制取很低温度的原因。了解两级蒸气压缩式制冷循环的特点。掌握一级节流、中间冷却的两级压缩循环和两级节流、中间冷却的两级压缩循环。掌握两级压缩制冷机的热力计算方法，理解中间压力的确定方法。了解温度变动时制冷机的特性。

4.3复叠式制冷循环

采用复叠式制冷循环的原因[3];复叠式循环的流程和循环图[1];复叠式制冷循环的简单热力计算[1];复叠式制冷机启动及膨胀容器[3]。

这一节要求学生了解采用复叠式循环的原因，掌握复叠式循环的流程和循环图并能进行循环计算。了解复叠式制冷机启动时的注意事项，了解膨胀容器的工作原理并能计算其容积。

第五章 吸收式制冷

5.1吸收式制冷的溶液热力学基础

基本概念:溶液[2];溶液成分[2];相[2];独立组分[2];自由度[2];相律[2]等。溶液的相平衡[3];p-x(p-?)图[3];T-x(T-?)图[3];吸收与解析[3];精馏与蒸馏[3]

-?图上的等温线[2];h-?图上的等压线[2];氨-水溶液的h-?图等。物质混合的热效应?;h

[1];溴化锂-水溶液的h-?图[1];溴化锂-水溶液的p-t图?等。两股两组分溶液的混合[2];溶液的节流[2]等。

这一节要求学生理解如下基本概念:溶液;溶液成分;相;独立组分;自由度;相律等。了解理想溶液两组分体系的相图以及吸收与解析;精馏与蒸馏等。理解两股两组分溶液的混合;溶液的节流;h-?图上的等温线;h-?图上的等压线等。掌握氨-水溶液的h-?图;溴化锂-水溶液的h-?图;粗讲溴化锂-水溶液的p-t图。

5.2氨水吸收式制冷

氨水溶液的性质?;精馏过程[2];单级氨水吸收式制冷机[1];氨水吸收式制冷机的性能[2];吸收—扩散式制冷机?。

这一节要求粗讲氨水溶液的性质，理解精馏过程;掌握单级氨水吸收式制冷循环;了解氨水吸收式制冷机的性能;粗讲或自学吸收—扩散式制冷机的工作原理。

5.3溴化锂吸收式制冷

溴化锂水溶液的性质[3];溴化锂吸收式制冷机原理[1];溴化锂吸收式制冷机的热力[1]及传热计算[2];各种因素对机组性能的影响[2];提高溴化锂吸收式制冷机性能的各种途径[3]。冷量的各种自动调节方法?;安全保护措施?;双效溴化锂吸收式制冷机[1]，双效溴化锂吸收式制冷机的热力计算[3]等。溴化锂吸收式制冷机的特点[3]。

这一节要求学生了解溴化锂水溶液的性质;掌握溴化锂吸收式制冷机原理，单效溴化锂吸收式制冷机工作过程及其在h-?图上的表示;了解发生不足和吸收不足等概念。掌握溴化锂吸收式制冷机的热力计算(设计参数的确定;设备热负荷计算;流量计算;热力系数及热力完善度);理解传热计算(沙科洛夫公式;传热系数的确定;传热面积的计算)等。理解解各种因素(加热蒸汽压力、冷媒水出口温度、冷却水进口温度、冷媒水量、冷却水量、稀

溶液循环量、不凝性气体等)对机组性能的影响;了解提高溴化锂吸收式制冷机性能的各种途径，粗讲或自学冷量的各种自动调节方法，安全保护措施(防晶，防冻，预防冷剂水污染，屏蔽泵的保护)。掌握串联、并联、串并联形式的双效溴化锂吸收式制冷机的工作过程及其在h-?图上的表示;了解双效溴化锂吸收式制冷机的热力计算，溴化锂吸收式制冷机的实际结构，溴化锂吸收式制冷机的特点。

第三部分 制冷工质与环境

范文五：压缩比对单级蒸气压缩式制冷循环影响分析

压缩比对单级蒸气压缩式制冷循环影响分析

在单级蒸气压缩式制冷循环中，当制冷剂选定后，其冷凝压力，蒸发压力由冷凝温度和蒸发温度决定。冷凝温度受环境介质(水或空气)温度的限制，蒸发温度由制冷装置的用途确定的。在常温冷却条件下能够获得低温程度是有限的，即制冷温差是有限的。下面制冷快报为大家分析一下压缩比过高，对单级蒸汽压缩式制冷循环的影响。

当冷凝温度升高或蒸发温度降低时，压缩机的压力比增大，排气温度上升。

压缩机输气系数下降;pk/p0增大导致压缩机排气温度升高，润滑条件变坏;耗功增加，制冷量下降，制冷系数降低。

蒸发温度降低对单级制冷循环的影响:1.节流损失增加，制冷系数下降。2.压缩机运行时的压力比增大，容积效率下降。

由于压缩机余隙容积的存在，压力比提高到一定数值后，压缩机的容积系数变为零，压缩机不再吸气，制冷机虽然在不断运行，制冷量却变为零。

实际的活塞式压气机中，当活塞处于左止点时，活塞顶面与缸盖之间必须留有一定的空隙，称为余隙容积。具有余隙容积的压气机理论示功图，图中容积V3就是余隙容积。

由于余隙容积的存在，活塞就不可能将高压气体全部排出，排气终了时仍有一部分高压气体残留在余隙容积内。因此，活塞在下一个吸气行程中，必须等待余隙容积中残留的高压气体膨胀到进气压力p1(即点4)时，才能从外界吸入气体。

余隙容积百分比Vc/Vh和多变指数n一定时，增压比π越大，则容积效率越低，当π增加到一定值时容积效率零。增压比π一定时余隙容积百分比越大，容积效率越低。

压缩机的排气温度上升。

单级压缩的最低蒸发温度不仅受到容积系数为零的限制，随着压力比的增大，除了引起制冷量下降，功耗增加、制冷系数下降、经济性降低外，排气温度的限制也是选择压缩机级数的另一个重要原因。

排气温度过高，它将使润滑油变稀，润滑条件恶化，当排气温度与润滑油的闪点接近时，会使润滑油碳化，以致在阀片上产生结碳现象,甚至出现拉缸等现象。

当冷凝温度为40?，蒸发温度为-30?时，单级氨压缩机即使在等熵压缩的情况下，排气温度已高达160?，显然它已超过了规的最高排气温度为150?的限制。

压缩机的输气系数λ大大降低，且当压缩比?20时，λ=0。压缩机的单位制冷量和单位容积制冷量都大为降低。压缩机的功耗增加，制冷系数下降。

必须采用高着火点、高粘度的润滑油，因为润滑油的粘度随温度升高而降低。被高温过热蒸气带出的润滑油增多，增加了分油器的负荷，且降低了冷凝器的传热性能。

总上所述，当压缩比过高时，采用单级压缩循环，不仅是不经济的，而且甚至是不可能

的。

转载请注明出处范文大全网 » 蒸气压缩式制冷循环参数设计