食品冷凍冷藏原理與技術課件

蒸氣壓縮式制冷循環(huán)

第一節(jié)逆向卡諾循環(huán)——制冷機的理想循環(huán)正向循環(huán)、逆向循環(huán)動力循環(huán)，即將熱量轉化成機械功的循環(huán)是正循環(huán)。在溫—熵圖或壓—焓圖上，循環(huán)的各個過程都是依此按順時針方向變化的。

逆向循環(huán)是一種消耗功的循環(huán)。在溫—熵圖或壓—焓圖上，循環(huán)的各個過程都是依此按逆時針方向變化的?？赡嫜h(huán)、不可逆循環(huán)

內部不可逆：制冷劑在流動或狀態(tài)變化的過程中因摩擦、擾動及內部不平衡而引起的損失；

外部不可逆：在蒸發(fā)器、冷凝器等熱交換器中有溫差的傳熱損失一、逆向卡諾循環(huán)

由熱力學第二定律得：

①單熱源的熱機是不存在的，即利用一個熱源是無法完成循環(huán)過程的；

②熱量不可能自發(fā)地、不付代價地、從一個低溫物體傳到另一個高溫物體，如果要實現(xiàn)這樣一個反向的過程，就必須要有一個消耗能量的補償過程。

制冷機

——實現(xiàn)制冷所必需的機器和設備

低溫熱源——被冷卻物體

制冷劑

——制冷機使用的工作介質

制冷循環(huán)——制冷劑在制冷系統(tǒng)中所經歷的一系列熱力過程

在一定的熱源溫度下，需要怎樣來組織制冷機的工作循環(huán)，使獲得單位冷量所消耗的能量為最小，這是制冷技術中一個很重要的問題。

研究逆向可逆循環(huán)的目的是為了尋找熱力學上最完善的制冷循環(huán)，作為評價實際循環(huán)效率高低的標準。設被冷卻物體的溫度為T’0，周圍介質的溫度為T’，在這個溫度范圍內，制冷機從被冷卻物體中取出熱量q0，并將它傳遞給周圍介質，為了完成這一循環(huán)所消耗的機械功為w，這部分功轉變成熱量后和取出的熱量q0一起傳遞給周圍介質。因此，根據力學第一定律，可寫出制冷機的熱平衡式：

式中q、q0和——傳遞、取出的單位熱量和消耗的單位機械功（kJ／kg）。

(1—1)

逆向卡諾循環(huán)是理想的制冷循環(huán)，現(xiàn)將逆向卡諾循環(huán)表示在T—S圖上，如圖1—1所示。它由二個可逆的等溫過程和二個絕熱等熵過程所組成的。圖1—1逆向卡諾循環(huán)

式中為逆向卡諾循環(huán)所消耗的機械功，它等于壓縮時所消耗的功減去膨脹時所作的功，即=k—p。因為按逆向卡諾循環(huán)工作的制冷機，它所消耗的功為最小功，由式（1—2）可得：

（1—3）（1—2）根據熱力系統(tǒng)，可逆變化過程中熵的變量等于零這一熱力學原理，可以寫出逆向卡諾循環(huán)的熵變公式：二、有溫差的制冷循環(huán)

在上面所討論的逆向卡諾循環(huán)，是假定制冷劑與熱源之間的熱交換在無限小的溫差下進行的，因此就需要熱交換器的傳熱面積無限大，這在實際情況下是不現(xiàn)實的。而制冷劑與周圍介質，制冷劑與被冷卻物體之間總是存在著一定的溫差，即有溫差的制冷循環(huán)如圖1—2所示。

很明顯，由于溫差ΔT與ΔT0的存在，制冷循環(huán)的溫度范圍將比圖1—1中的溫度范圍擴大，即（T—T0）>（T’—T’0）。從式1—3中可看出，在獲得相同的冷量q0時，有溫差的制冷循環(huán)將要多消耗功。在圖1—2中，l-2-3-4為沒有溫差的逆向卡諾循環(huán)。a-b-c-d為有溫差的制冷循環(huán)，二者具有相同的制冷量q0（即面積4-1-f-e-4=面積d-a-g-e-d）。圖1—2有溫差的制冷循環(huán)T——循環(huán)中制冷劑的上限溫度，K；T’——

周圍介質的溫度，K；T’0——被冷卻物體的溫度，K；T0

——循環(huán)中制冷劑的下限溫度，K。ΔT=T-T’ΔT0=T’0-T0(1—4)

在可逆情況下，制冷系統(tǒng)熵的變化為：(1—5)在不可逆情況下，制冷系統(tǒng)熵的變化為：（1—6）

由式（1—5）可得：，代入式（2—6）可得：（1—7）

比較式（1—4）和式（1—7）可得：

（1—8）

在逆向循環(huán)中，由于不可逆過程而多消耗的功，等于周圍介質的絕對溫度和系統(tǒng)中熵的增量的乘積

三、制冷系數(shù)

在制冷循環(huán)中，制冷劑從被冷卻物體中所制取的冷量q0與所消耗的機械功之比值稱為制冷系數(shù)，用代號ε表示：

制冷系數(shù)是衡量制冷循環(huán)經濟性的一個重要技術指標。國外習慣上將制冷系數(shù)稱為制冷機的性能系數(shù)COP（CoefficientofPerformance）。在給定的溫度條件下，制冷系數(shù)越大，則循環(huán)的經濟性越高。（1—9）如果在制冷機內實現(xiàn)的是可逆的循環(huán)，則制冷系數(shù)又可寫成：(1—10)

從式（1—10）中可以看出：按照逆向卡諾循環(huán)工作的制冷機，其制冷系數(shù)與制冷劑的性質無關，而只是工作溫度T’和T’0的函數(shù)，即周圍介質的溫度T’越高。被冷卻物體的溫度T’0越低，則循環(huán)的制冷系數(shù)越小。這里還應說明，T’0變化1度對ε的影響比T’變化1度的影響要大。

在理論上分析比較制冷循環(huán)經濟性好壞時，僅將逆向卡諾循環(huán)作為比較的最高標準。通常是將工作于相同溫度范圍的制冷循環(huán)的制冷系數(shù)ε與逆向卡諾循環(huán)的制冷系數(shù)ε’c

之比，稱為這個制冷循環(huán)的熱力完善度，亦稱制冷效率，用代號η表示：（1—11）

式中——表示相同熱源溫度范圍內的逆向卡諾循環(huán)的制冷系數(shù)。

熱力完善度與制冷系數(shù)的意義不同

制冷系數(shù)是與循環(huán)的工作溫度、制冷劑的性質等因素有關，對于工作溫度不同的制冷循環(huán)，就無法按照制冷系數(shù)的大小來判斷循環(huán)經濟性的好壞，在這種情況下，只能根據熱力完善度的大小來判斷。[例1—1]見P10。

四、熱能驅動的制冷循環(huán)

以熱能直接驅動的制冷循環(huán)，例如吸收制冷循環(huán)，實際上為三熱源循環(huán)，如圖1—5所示。熱量q0取自低溫的溫度為T0的被冷卻物體，qH來自高溫蒸氣、燃燒氣體或其他熱源，qk是系統(tǒng)在Ta溫度下（通常是環(huán)境溫度）放出的熱量。按熱力學第一定律：

（1－15）

對于可逆制冷機，按熱力學第二定律，在一個循環(huán)中熵增為零，即：

（1－16）（1－17）

通過輸入熱量制冷的制冷機，其經濟性是以熱力系數(shù)作為評價指標的。熱力系數(shù)是指獲得的制冷量與消耗的熱量之比，用ξ表示。對于可逆制冷機，熱力系數(shù)用ξ0表示：

（1－18）

根據式（1－17），得：（1－19）

五、壓縮蒸氣制冷循環(huán)

在圖1—15中，從壓縮機出來的高壓高溫制冷劑氣體（D）進入冷凝器被冷卻去過熱，并進一步冷凝成液體（A）后，進入節(jié)流裝置如膨脹閥減壓，部分液體閃發(fā)成蒸氣，這些氣液兩相的混合物（B）進入蒸發(fā)器，在里面吸熱蒸發(fā)成蒸氣（C）后回到壓縮機重新被壓縮，從而完成一個循環(huán)。圖1－15單級壓縮蒸氣制冷機的流程圖

制冷系數(shù)：（1－20）

W（kW）——壓縮機耗功；Q0（kW）——蒸發(fā)器吸熱量；Q0稱為制冷量。

（1－21）

q0——單位質量制冷量（簡稱單位制冷量）

——壓縮機壓縮單位質量的制冷劑所消耗的功，稱為比功，用（kJ/kg）表示。

制冷量Q0：kW（1－22）

gm為流經壓縮機的制冷劑質量流量（kg/s），V為壓縮機吸入口處的制冷劑體積流量（m3/s）。單位容積制冷量qv：kJ/m3（1－23）

qv稱為單位容積制冷量（kJ/m3），v1表示制冷劑按吸氣狀態(tài)計的比體積（m3/kg）

六、熱泵循環(huán)

逆向循環(huán)不僅可以用來制冷，還可以把熱能釋放給某物體或空間，使其溫度升高。作這一用途的逆向循環(huán)系統(tǒng)稱為熱泵。

熱泵與制冷機在熱力學原理上是完全相同的，它們的區(qū)別主要有兩點：兩者的目的不同。兩者的工作溫區(qū)往往有所不同。

用于表示熱泵效率的指標稱為熱泵系數(shù)或供熱系數(shù)，用表示，其定義為：

QH——熱泵向高溫熱源的輸送熱量（kW），W——熱泵機組消耗的外功（kW）。由式（1－21）可得：（1－24）（1－25）第二節(jié)單級蒸氣壓縮式制冷機的理論循環(huán)一、干壓縮行程代替濕壓縮行程，節(jié)流閥代替膨脹機“濕壓行程”在生產中不受歡迎是因為：采用濕壓縮行程時，濕蒸氣進入氣缸，熱的氣缸壁與冷的濕蒸氣進行強烈的熱交換。使壓縮機的工作效率大大降低。采用濕壓行程時，大量液態(tài)制冷劑進入壓縮機氣缸，可能引起“液擊”現(xiàn)象，而使壓縮機發(fā)生事故。

故實際蒸氣制冷機都要求壓縮機在干壓縮行程下運轉為了保證干蒸氣進入壓縮機，一般在節(jié)流閥與蒸發(fā)器之間加裝一個液體分離器（圖1—16）由于液體膨脹機制造比較復雜，且液體的膨脹功又很小，因此可以采用結構簡單的節(jié)流閥代替結構復雜的膨脹機。兩點原因圖1—16具有液體分離器的單級蒸氣壓縮式制冷循環(huán)a）原理圖b）T—S圖c）lgP—h圖1—壓縮機2—冷凝器3—蒸發(fā)器4—液體分離器5—節(jié)流閥二、蒸氣制冷機理論循環(huán)的熱力計算步驟1．單位質量制冷量q0與單位容積制冷量qv

kJ/kg（1—26）kJ/m3（1—27）

2．單位壓縮功

kJ／kg（1—28）

3．單位冷凝熱量qk

kJ／kg

（1—29）

4．制冷系數(shù)

（1—30）

5．壓縮機每小時吸入制冷劑質量(制冷劑質量流量)kg/s（1—31）

式中Q0——壓縮機的制冷量（kW）

kW（1—32）

6．壓縮機每小時吸入制冷劑蒸氣容積

m3/s（1—33）

7．冷凝器的熱負荷kW（1—34）

8．壓縮機所需理論功率(絕熱功率)kW（1—35）

圖1—17例1—3圖[例1—3]已知tk=30℃，t0=-15℃,計算制冷劑為NH3和R22時，理論循環(huán)的制冷系數(shù)與熱力完善度。假設壓縮機吸入蒸氣為干飽和狀態(tài)。解：理論循環(huán)的壓焓圖如圖1—4,各有關點的參數(shù)及數(shù)值列表1—1中。逆向卡諾循環(huán)制冷系數(shù)2.循環(huán)的熱力完善度[例1—4]上例中若兩種制冷劑的制冷量均為11.63kW，計算所需的理論功率各為多少?解：

1．制冷劑循環(huán)量各為kg/skg/s２．所需理論功率各為kWkW三、節(jié)流閥前液態(tài)制冷劑的再冷卻圖1—18節(jié)流閥前的液體制冷劑再冷卻的循環(huán)圖沒有再冷卻的循環(huán)：單位制冷量：kJ/kg單位壓縮功：kJ/kg經再冷卻后的循環(huán)：

單位制冷量：kJ/kgkJ/kg單位壓縮功：很明顯，經再冷卻后，循環(huán)的單位制冷量增加了kJ/kg（1—40）式中c’——液體制冷劑的比熱容，kJ/kg；

t7——稱為再冷卻溫度或過冷溫度tg而單位壓縮功沒有變化，故循環(huán)的制冷系數(shù)提高了（1—41）

根據計算，在通常的工作強度范圍內，每再冷卻1℃各種制冷劑的制冷系數(shù)增加的百分數(shù)如下，氨約為0.45%，R22約為0.85%，丙烷約為0.9%四、吸入蒸氣的過熱及蒸氣制冷機的回熱循環(huán)

從蒸發(fā)器出來的低溫低壓蒸氣，在流經吸氣管道時要吸收周圍空氣中的熱量使制冷劑蒸氣的溫度升高，這一現(xiàn)象稱為管路過熱。由于制冷劑在吸氣管道上過熱時消耗的冷量是損失掉的，對制冷循環(huán)是不利的，故稱為有害過熱。為了使壓縮機在干蒸氣區(qū)域內工作，并且要使節(jié)流閥前液態(tài)制冷劑的溫度進一步再冷卻，一般可采用蒸氣回熱循環(huán)來實現(xiàn)，即在壓縮機的吸入管道側安裝—個回熱器（圖1—19）。圖1—19蒸氣壓縮式制冷的回熱循環(huán)

從蒸發(fā)器出來的蒸氣(狀態(tài)1)在回熱器中等壓吸熱到狀態(tài)1，然后被壓縮機吸入，液態(tài)制冷劑經再冷卻器后進入回熱器，進一步被再冷卻，從狀態(tài)7等壓冷卻到狀態(tài)9，最后經節(jié)流閥送入蒸發(fā)器去制冷。

從圖1—19中可明顯地看出：單位時間內經回熱器的液態(tài)制冷劑與蒸氣制冷劑的質量Gkg／s都是相等的。因此，在沒有冷量損失的情況下，液態(tài)制冷劑放出的熱量應等于蒸氣制冷劑吸收的熱量，即回熱器的熱平衡式是：kW

kW（1—42）

（1—43）

或采用回熱循環(huán)的好處：循環(huán)的單位制冷量q0增大了，當制冷量Q0給定時，制冷劑的循環(huán)量G可以減少。吸入蒸氣的溫度提高了，可減少蒸氣在吸氣管中的有害過熱。減少了吸入蒸氣與氣缸壁之間熱交換的溫差，使壓縮機的輸氣系數(shù)得到提高。同時還改善了在低溫下工作的壓縮機的潤滑條件。

采用回熱循環(huán)后，對制冷循環(huán)性能指標的影響還有下列兩點：由于壓縮機吸氣過熱，使循環(huán)的單位壓縮功增加了，因此回熱循環(huán)制冷系數(shù)是否提高，必須對于具體情況進行具體分析采用回熱循環(huán)后，制冷劑的單位容積制冷量q0是否增加還是減少?這也是一個很重要的問題，因為qv的數(shù)值直接影響壓縮機的制冷量Q0。采用回熱循環(huán)后，單位制冷量及壓縮功分別為:kJ／kg（1—44）

式中與是沒有回熱循環(huán)時的單位制冷量和壓縮功。為：

故回熱循環(huán)的制冷系數(shù)（1—45）

從上式中可以看出，回熱循環(huán)制冷系數(shù)提高的條件是：（1—46）

kW（1—47）

式中Vh——壓縮機的理論輸氣量，m3/sλ——壓縮機的輸氣系數(shù)。采用回熱循環(huán)，單位容積制冷量為：kJ/m3對回熱循環(huán)，單位容積制冷量提高的條件應當是：或（1—48）

式中：qv——無回熱循環(huán)時制冷劑的單位容積制冷量（kJ／m3），

q0——無回熱循環(huán)時制冷劑的單位制冷量（kJ／kg）。

回熱循環(huán)的制冷系數(shù)εk和單位容積制冷量qvR是否增加，這是回熱循環(huán)的經濟性是否提高的兩個主要標志，它們分別表示在采用回熱循環(huán)以后，壓縮機的能量消耗及容量是否減少。從式（1—46）和式（1—48）中可看出，主要與各種制冷劑的性質有關。為了便于進一步分析，可近似地將來自蒸發(fā)器的低壓蒸氣當作理想氣體來進行分析：將以上三式代入式（1—46）和式（1—48）可得：（1—49）

結論

理論分析的結果表明，只有滿足這一條件，回熱循環(huán)的制冷系數(shù)及單位容積制冷量才能提高。即從單位容積制冷量和制冷系數(shù)角度看，R502、R290、R600a、R134a等制冷劑采用回熱循環(huán)有利，而R717采用回熱循環(huán)不利。此外，回熱循環(huán)還具有由于制冷劑液體過冷所帶來的優(yōu)點。還應考慮下列一些因素：采用回熱后，使節(jié)流前制冷劑成為過冷狀態(tài)，可以在節(jié)流過程中減少氣化，使節(jié)流機構工作穩(wěn)定；采用回熱后，自蒸發(fā)器出來的氣體流過回熱器時壓力有所降低。因而增大了壓縮機的壓比，引起壓縮功的增大。

對于像R113、R114和RC318等制冷劑，在T－s圖上的飽和蒸氣曲線向左下方傾斜，當壓縮機吸入的是飽和蒸氣時其等熵壓縮過程線將進入兩相區(qū)內，而壓縮機在濕壓縮區(qū)通常是不能正常工作的，因此，應該提高壓縮機吸氣溫度或采用回熱循環(huán)。[例1—5]見P24。

第四節(jié)兩級壓縮制冷循環(huán)一、采用兩級壓縮制冷循環(huán)的原因

對于更低溫度的要求，單級壓縮將會遇到很大困難，主要原因為：在冷凝溫度tk一定的條件下（四季的影響不是很大），蒸發(fā)溫度t0越低，其循環(huán)的壓縮比pk/p0越大，壓縮比的增大會給制冷循環(huán)的運行帶來一系列的問題。具體如下：循環(huán)的壓縮比pk/p0越大，壓縮機輸氣系數(shù)越小，壓縮機的制冷量也越??；循環(huán)的壓縮比pk/p0越大，則會使實際壓縮過程更偏離等熵壓縮過程，不可逆損失增大；循環(huán)的壓縮比pk/p0越大，引起壓縮機排溫升高、效率降低、功耗增大；循環(huán)的壓縮比pk/p0越大，甚至會造成系統(tǒng)內制冷劑和潤滑油分解，運轉條件惡化，危害壓縮機的正常工作。

單級壓縮蒸氣制冷循環(huán)壓縮比一般不超過8～10。氨因為絕熱指數(shù)比氟利昂要大，我國規(guī)定氨的單級壓縮比最大不允許超過8，而氟利昂不允許超過10。因此，不同冷凝溫度下，在允許壓縮比范圍的最大值時，常用的中溫制冷劑一般只能獲得-20～-40℃的低溫。二、兩級壓縮制冷循環(huán)的組成

一次節(jié)流：一次節(jié)流循環(huán)是將冷凝壓力pk下的制冷劑液體，直接節(jié)流到蒸發(fā)壓力p0，由于壓差較大，易實現(xiàn)遠距離和向高處供液，而且調節(jié)也很方便，故應用較廣。

兩次節(jié)流：兩次節(jié)流循環(huán)則是先將pk下的制冷劑液體節(jié)流到中間壓力pm，然后再次節(jié)流到P0，實際工程應用并不多。兩級壓縮一次節(jié)流中間不完全冷卻循環(huán)

兩級壓縮一次節(jié)流中間不完全冷卻循環(huán)由低壓級壓縮機、高壓級壓縮機、冷凝器、中間冷卻器、節(jié)流閥、蒸發(fā)器和回熱器組成。

圖1—26示出了兩級壓縮一次節(jié)流中間不完全冷卻循環(huán)的系統(tǒng)圖、lgp-h圖和T-s圖。

圖1—26兩級壓縮一次節(jié)流中間不完全冷卻循環(huán)A—高壓級壓縮機B—低壓級壓縮機C—冷凝器D—蒸發(fā)器E—中間冷卻器F—回熱器兩級壓縮一次節(jié)流中間完全冷卻循環(huán)

兩級壓縮一次節(jié)流中間完全冷卻循環(huán)與不完全冷卻循環(huán)的區(qū)別在于高壓級壓縮機吸入的制冷劑蒸氣為飽和狀態(tài)而非過熱狀態(tài)。它是將低壓級壓縮機的排氣引入中間冷卻器，引起中間冷卻器中中壓液體制冷劑蒸發(fā)而放出其過熱量，變成飽和蒸氣。這樣，既可增加高壓級壓縮機制冷劑流量，又不致造成排氣溫度過高。

圖1—27示出了兩級壓縮一次節(jié)流中間完全冷卻循環(huán)的系統(tǒng)圖、1gp-h圖和T-s圖。圖1—27兩級壓縮一次節(jié)流中間完全冷卻循環(huán)A—高壓級壓縮機B—低壓級壓縮機C—冷凝器D—蒸發(fā)器E—中間冷卻器三、兩級壓縮一次節(jié)流制冷循環(huán)的熱力計算

確定冷凝溫度tk和蒸發(fā)溫度t0，以及壓縮機吸氣溫度t1和高壓液體的過冷溫度tb

在lgp-h圖上找出相應的冷凝壓力pk和蒸發(fā)壓力p0，并按上述溫度參數(shù)找到各相應的狀態(tài)點，同時選擇并確定中間壓力pm和中間溫度tm

按這些反映在lgp-h圖（或T-s圖）上的狀態(tài)點，查出其狀態(tài)參數(shù)；焓h及比體積υ1等就可以進行循環(huán)性能指標計算一次節(jié)流中間不完全冷卻循環(huán)性能指標計算

1．蒸發(fā)器中的單位制冷量q0（kJ／kg）

q0=h10-h8kJ／kg（1—55）

2．低壓級壓縮機單位理論功wd

（kW）

wd=h2-h1kW（1—56）3．低壓級壓縮機流量qmd（kg/s）

kg/s（1—57）

4．低壓級壓縮機容積流量qvd（m3／s）

m3／s（1—58）

式中，υ1為壓縮機吸氣狀態(tài)比體積（m3／kg）

5．低壓級壓縮機所需的實際功率ped（kW）

kW（1—59）

式中，ηd為低壓級壓縮機絕熱效率，ηd=ηidηmd；其中ηid為低壓級壓縮機指示效率，ηmd為低壓級壓縮機機械效率（詳見第三章第二節(jié)）。

6．低壓級壓縮機理論排氣量Vhd（m3／h）

m3／h（1—60）

式中，λd為低壓級壓縮機輸氣系數(shù)。在數(shù)值上可近似地按相同壓比時的單級壓縮制冷循環(huán)的壓縮機輸氣系數(shù)的90％計算。

為了得到高壓級壓縮機的流量，可利用中間冷卻器的熱平衡關系求出。由圖1—26的系統(tǒng)可知，一次節(jié)流中間不完全冷卻循環(huán)的中間冷卻器熱平衡關系為：

7．由熱平衡關系式得高壓級壓縮機流量qmg（kg/s）

kg/s（1—61）

確定h7時，可取t7比中間壓力下的飽和溫度高3~5℃

高溫級壓縮機的吸氣狀態(tài)與中間冷卻器出來的制冷劑蒸氣狀態(tài)以及低壓級壓縮機排氣狀態(tài)有關，這兩部分蒸氣混合過程的熱平衡關系為：則得混合點3的比焓h3（單位為kJ／kg）

kJ／kg（1—62）

8．高壓級壓縮機單位理論功wg（單位為kJ／kg）

Wg=h4-h3kJ／kg（1—63）

9．高壓級壓縮機所需的實際功率peg（kW）

kW（1—64）

式中，ηg為高壓級壓縮機絕熱效率，ηg=ηIgηmg

。

10．高壓級壓縮機理論排氣量Vhg（單位為m3／h）（1—64）

kW式中，λg為高壓級壓縮機輸氣系數(shù)；ν3為高壓級壓縮機吸氣狀態(tài)的制冷劑蒸氣比體積，單位為m3／kg。11．循環(huán)的冷凝熱負荷Qk（kW）

Qk=qmg(h4-h5)kW（1—66）12．循環(huán)的理論制冷系數(shù)εa

（1—67）

13．循環(huán)的實際制冷系數(shù)εpr

（1—68）

一次節(jié)流中間完全冷卻循環(huán)的性能

指標計算

中間完全冷卻循環(huán)性能指標的計算方法，與中間不完全冷卻循環(huán)基本相同。但由于中間冷卻器結構有所不同，引起高壓級流量及其吸氣狀態(tài)的計算方法存在一定差異。

高壓級流量由完全冷卻中間冷卻器的熱平衡關系確定，根據圖1—27可得：式中，h2pr為低壓級壓縮機實際排氣比焓值（kJ/kg），因此，高壓級壓縮機所需的實際功率peg為：kW（1—70）

高壓級壓縮機理論排氣量Vhg為（單位為m3／h）：m3／h（1—71）

式中，λg為高壓級壓縮機輸氣系數(shù)；ν3為高壓級壓縮機吸氣狀態(tài)的制冷劑蒸氣比體積，單位為m3／kg。循環(huán)的冷凝熱負荷Qk（kW）：

Qk=qmg(h4-h5)kW（1—72）四、兩級壓縮制冷循環(huán)運行特性分析

中間壓力的確定

兩級壓縮制冷循環(huán)的中間壓力，是兩級壓縮制冷系統(tǒng)優(yōu)化設計的重要參數(shù)。一般情況下，將制冷系數(shù)最大的兩級壓縮制冷循環(huán)所具有的中間壓力，稱做最佳中間壓力。它可由以下方法確定：

1．利用熱力圖表取數(shù)法

2．計算法

3．經驗公式法1.根據已知制冷劑的pk、p0，按求得一個中間壓力近似值。并在飽和蒸氣表中查出對應的中間溫度tm。

2.在tm值的上方和下方，按1~2℃的間隔取若干個（一般取5~6個）中間溫度值，并根據各溫度值在lgp-h圖（或T-s圖）上查出其對應的兩級壓縮循環(huán)各主要狀態(tài)點物性參數(shù)。

3.按熱力計算中計算制冷系數(shù)的公式，代入所需要的各參數(shù)進行制冷系數(shù)的計算。

4.將制冷系數(shù)的計算結果繪制成ε-tm曲線，其曲線的頂點所對應的中間溫度即為最佳中間溫度tmopt，與它對應的中間壓力稱之為最佳中間壓力pmopt。

要得到精確的最佳中間壓力tmopt，可由電子計算機計算不同中間溫度設定值時的制冷系數(shù)。經過比較自動地取最大制冷系數(shù)時所對應的循環(huán)的中間壓力為設計所需要的最佳中間壓力pmopt

。一級節(jié)流中間不完全冷卻的兩級壓縮循環(huán)的最佳中間壓力確定，可由下式計算其實際制冷系數(shù)的最大值，最大實際制冷系數(shù)所對應的即為最佳中間壓力pmopt

：

（1—77）

有的學者在對兩級壓縮制冷循環(huán)的研究中，總結出了在一定范圍內具有足夠精確性的經驗公式，來進行最佳中間溫度計算，大大簡化了熱力計算過程。拉塞提出的R717兩級壓縮制冷循環(huán)的最佳中間溫度tm（單位為℃）的經驗公式是：

tm=0.4tk+0.6t0+3℃

（1—78）

其所對應的pm

，即為所要求的pmopt

。

實際工程建設中，由于制冷壓縮機生產的系列化，往往是通過在已有的系列壓縮機產品中進行選配來組成兩級壓縮制冷循環(huán)。一般有以下兩種情況：

①從現(xiàn)有系列產品中選配合適的高壓級和低壓級制冷壓縮機，這種稱為多臺壓縮機配打雙級；

②用一臺多缸制冷壓縮機配成兩級壓縮制冷循環(huán)，確定高壓級和低壓級應有的氣缸數(shù)目，這種壓縮機通常稱做單機雙級制冷壓縮機。第五節(jié)復疊式制冷循環(huán)一、采用復疊式制冷循環(huán)的原因當需要獲取-60℃以下的低溫時，由于制冷劑熱物理特性的限制，對于前面一直在用的中溫制冷劑就會遇到凝固溫度、吸氣壓力過低、吸氣比體積過大等的限制。若采用低溫制冷劑，tk一般在30~60℃之間，在這種情況下勢必會造成R23超臨界循環(huán)，其制冷系統(tǒng)內壓力將遠遠超過允許的1.6MPa安全壓力。這種采用低溫制冷劑的單級壓縮蒸氣制冷循環(huán)是根本無法運行。因此，當需要獲取-60℃以下的低溫時，應采用中溫制冷劑與低溫制冷劑復疊的制冷循環(huán)。二、低溫箱復疊壓縮式制冷系統(tǒng)的組成與類型

復疊壓縮式制冷循環(huán)的組成復疊式制冷循環(huán)通常是由兩個（或多個）采用不同制冷劑的單級（也可以是多級）制冷系統(tǒng)組成，分為高溫系統(tǒng)和低溫系統(tǒng)。通常在高溫系統(tǒng)里使用沸點較高的制冷劑（中溫中壓制冷劑），在低溫系統(tǒng)里使用沸點較低的制冷劑（低溫高壓制冷劑）。高溫系統(tǒng)的蒸發(fā)器和低溫系統(tǒng)的冷凝器合成一個設備，稱為冷凝蒸發(fā)器或蒸發(fā)冷凝器。復疊壓縮式制冷循環(huán)的類型復疊式循環(huán)也有多種型式，如兩個單級壓縮循環(huán)復疊、兩級壓縮循環(huán)的復疊、三個單級壓縮循環(huán)的復疊等。第一節(jié)制冷劑的種類和要求

制冷劑：是制冷機中的工作流體，它是制冷系統(tǒng)中為實現(xiàn)制冷循環(huán)的工作介質，也稱為制冷工質，或簡稱工質。一、制冷劑的發(fā)展史

蒸氣制冷機中的制冷劑從低溫熱源中吸取熱量，在低溫下氣化，再在高溫下凝結，向高溫熱源排放熱量。因此，只有在工作溫度范圍內能夠氣化和凝結的物質才有可能作為制冷劑使用。乙醚1834年查爾斯·泰勒（CharlesTellier)二甲基乙醚

拉烏爾·皮克特（RaulPictel）SO2

1874年混合制冷劑二十世紀五六十年代

卡特·林德（CarlLinde)NH3

1870年

威德豪森（Windhausen）CO2

1866年

湯姆斯·米杰里（ThomasMidgley）鹵代烴1929-1930年

1974年美國加利福尼亞大學的羅蘭（SherwoodRowland）教授和他的博士后莫利納（MarioMolina）在“自然”雜志上發(fā)表文章，指出鹵代烴在紫外線作用下會釋放出氯離子，而氯離子會消耗地球周圍熱成層（Stratosphere，原名平流層）中的臭氧（Ozone,O3），而使過量的太陽紫外線照射到地面，給地球上的生物和人類帶來一系列的危害。為此，瑞典皇家科學院將1995年的諾貝爾化學獎授予這兩位和一名德國的化學家，以表彰他們在大氣化學特別是臭氧的形成和分解研究方面作出的杰出貢獻。二、鹵代烴制冷劑的命名《蒙特利爾議定書》

1．對CFCs，包括CFC11、CFCl2，CFCll3、CFCll4、CFCll5等氯氟烴物質：（1）對發(fā)達國家，規(guī)定從1996年1月1日起完全停止生產與消費；（2）對發(fā)展中國家（CFCs人均消耗量小于0.3kg/年），最后停用的日期是2010年。2．對HCFCs，包括HCHC22、HCFCl42b、HCFCl23等：（1）對發(fā)達國家，從1996年起凍結生產量，2004年開始削減，至2020年完全停用；（2）對發(fā)展中國家，從2016年開始凍結生產量，2040年完全停用。

作為制冷劑應該符合如下要求：

1．熱力學性質方面：（1）在工作溫度范圍內有合適的壓力和壓力比。（2）通常要求單位制冷量q0和單位容積制冷量qv較大。（3）單位質量所消耗的功w和單位容積壓縮功wv要小，循環(huán)效率高，經濟性好。（4）等熵壓縮的終了溫度不要太高。（5）絕熱壓縮指數(shù)要小。（6）氣化潛熱要大。

2．傳輸性質方面：（1）粘度、密度盡量小。（2）熱導率大。（3）物理化學性質方面。

①無毒、不燃燒、不爆炸、使用安全。

②化學穩(wěn)定性和熱穩(wěn)定性好。

③對大氣環(huán)境無破壞作用。（4）對材料的作用——“鍍銅”現(xiàn)象。（5）與潤滑油的關系。（6）對水的溶解性。

（7）泄漏性。（8）抗電性。

（9）安全性。（10）來源充足，制造工藝簡單，價格便宜。

三、制冷劑的分類和命名1．制冷劑的分類（1）無機物制冷劑。如NH3、CO2和H2O等。（2）鹵代烴制冷劑（氟利昂）。如R12、R134a、R22、R11、R123等。（3）碳氫化合物制冷劑。如甲烷、乙烷、丙烷、異丁烷、乙烯、丙烯等。（4）環(huán)烷烴的鹵代物、鏈烯烴的鹵代物也可作制冷劑使用，如八氟環(huán)丁烷，二氟二氯乙烯等。（5）共沸制冷劑。如R500，R502、R507等。（6）非共沸制冷劑。如R400，R402、R407等。2．制冷劑的命名（1）無機化合物。無機化合物的簡寫符號規(guī)定為R7（）。括號代表一組數(shù)字，這組數(shù)字是該無機物分子量的整數(shù)部分。（2）鹵代烴和烷烴類。烷烴類化合物的分子通式為CmH2m+2；鹵代烴的分子通式為CmHnFxClyBrz（2m+2=n+x+y+z），它們的簡寫符號規(guī)定為R（m-1）（n+1）（x）B（z）。表2—5為一些制冷劑的符號舉例（3）非共沸混合制冷劑。非共沸混合制冷劑的簡寫符號為R4（）。括號代表一組數(shù)字，這組數(shù)字為該制冷劑命名的先后順序號，從00開始。（4）共沸混合制冷劑。共沸混合制冷劑的簡寫符號為R5（）。括號代表一組數(shù)字，這組數(shù)字為該制冷劑命名的先后順序號，從00開始。（5）環(huán)烷烴、鏈烯烴以及它們的鹵代物。其簡寫符號規(guī)定：環(huán)烷烴及環(huán)烷烴的鹵代物用字母“RC”開頭，鏈烯烴及鏈烯烴的鹵代物用字母“R1”開頭。（６）有機制冷劑則在600序列任意編號。

在大氣臭氧層問題提出來以后，為了能較簡單地定性判別不同種類制冷劑對大氣臭氧層的破壞能力，氯氟烴類物質代號中的R可表示為CFC，氫氯氟烴類物質代號中的R可表示為HCFC，氫氟烴類物質代號中的R可表示為HFC，碳氫化合物代號中的R可表示為HC，而數(shù)字編號不變。例如，R12可表示為CFCl2，R22可表示為HCFC22，R134a可表示為HFCl34a。四、制冷劑的環(huán)保要求圖2—1一些制冷劑的ODP值和HGWP值示意圖

描述對臭氧的消耗特征及其強度分布，通常使用ODP（OzoneDepletionPotential）值。ODP值表示對大氣臭氧層消耗的潛能值，以R11作為基準值，其值規(guī)定為1.0。這類制冷劑不僅要破壞大氣臭氧層，還具有全球變暖潛能值（GlobalWarmingPotential，簡稱GWP）。具有全球變暖效應的氣體稱為溫室氣體。也選用R11作為基準，其值規(guī)定為1.0，符號為HGWP。

總而言之，在選用制冷劑時，除了要考慮其熱力學性質外，還需要考慮制冷劑的物理化學性質，如毒性、燃燒性、爆炸性、與金屬材料的作用、與潤滑油的作用、與大氣環(huán)境的“友好性”等。第二節(jié)常用和新型的制冷劑

氨：它在蒸發(fā)器中的蒸發(fā)壓力一般為0.098~0.491Mpa，在冷凝器內的冷凝壓力一般為0.981~1.570MPa，標準蒸發(fā)溫度為-33.4℃，凝固溫度為-77.9℃。氨具有較好的熱力學性質和熱物理性質，單位容積制冷量大，粘性小，流動阻力小，傳熱性能好。此外，氨的價格低廉，又易于獲得。氨的主要缺點是對人體有較大的毒性，也有一定的可燃性。氨的壓縮終溫較高。氨在礦物油中的溶解度很小。純氨不腐蝕鋼鐵。氨能以任意比例與水相互溶解。氨的檢漏方法：從刺激性氣味很容易發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)漏氨；可以用石芯試紙或酚酞試紙化學檢漏。鹵代烴①分子量較大、密度高、流動性差，在制冷系統(tǒng)中循環(huán)時流動阻力大；②絕熱指數(shù)小，壓縮終了溫度低；③傳熱性能較差；④溶水性極差，系統(tǒng)中應嚴格控制水的含量；⑤對金屬的腐蝕性很小；⑥遇明火時，鹵代烴中會分解出氟化氫、氯化氫或光氣；⑦無味、滲透性強，在系統(tǒng)中極易滲透；⑧價格高。

混合制冷劑（１）共沸混合制冷劑共沸混合制冷劑是由兩種或兩種以上不同的制冷劑、按一定比例相互溶解而成的制冷劑。它與單組分的制冷劑一樣，在一定的壓力下蒸發(fā)時能保持恒定的蒸發(fā)溫度，且液相與氣相始終具有相同的組分。（2）非共沸混合制冷劑非共沸混合制冷劑是由兩種或兩種以上不同的制冷劑、按一定比例相互溶解而成的制冷劑。在飽和狀態(tài)下，氣液兩相的組成組分不同，低沸點組分在氣相中的成分總是高于液相中的成分。非共沸混合制冷劑沒有共沸點。在定壓下蒸發(fā)或凝結時，氣相和液相的成分不同，溫度也在不斷變化。第三節(jié)載冷劑

直接冷卻系統(tǒng)

間接冷卻系統(tǒng)：被冷卻物體的熱量是通過載冷劑傳給制冷劑載冷劑的特性優(yōu)點：（1）減小制冷機系統(tǒng)的容積及制冷劑的充灌量；（2）熱容量大，被冷卻對象的溫度易于保持穩(wěn)定，蓄冷能力大；（3）便于機組的運行管理，便于安裝。缺點：（1）增加了動力消耗及設備費用；（2）加大了被冷卻物與制冷劑之間的傳熱溫差，需要較低的制冷機蒸發(fā)溫度，總的傳熱不可逆損失增大。一、載冷劑的要求載冷劑在工作溫度下應處于液體狀態(tài)；其凝固溫度應低于工作溫度，沸點應高于工作溫度。熱容要大。密度小。粘度??；化學的穩(wěn)定性好。對設備和管道無腐蝕。載冷劑應不燃燒、爆炸、無毒，對人體無害。價格便宜，容易獲得。二、常用的載冷劑的性質

常用的載冷劑是水、無機鹽水溶液或有機物液體。它們適用于不同的載冷溫度。各種載冷劑能夠載冷的最低溫度受其凝固點的限制。1．水水可以用于蒸發(fā)溫度高于0℃的制冷裝置中的載冷劑。由于水價格便宜、易于獲得、傳熱性能好，因此在空調裝置及某些0℃以上的冷卻過程中廣泛地用作載冷劑。水的缺點是只適合于載冷溫度在0℃以上的使用場合。2．無機鹽水溶液鹽水，如氯化鈣、氯化鈉、氯化鎂等的水溶液。無機鹽水溶液有較低的凝固溫度，適合于在中、低溫制冷裝置中載冷。它的主要缺點是對一些金屬材料有腐蝕作用。圖2—3鹽水溶液的相圖（T—ξ圖）

鹽水溶液的密度和比熱容都比較大，因此，傳遞一定的冷量所需鹽水溶液的體積循環(huán)量較小。鹽水溶液具有腐蝕性，尤其是略呈酸性且與空氣相接觸的稀鹽溶液對金屬材料的腐蝕性很強。為此需要采取一定的緩蝕措施。如在鹽水溶液中添加緩蝕劑，使溶液呈中性（pH值調整到7.0~8.5）。緩蝕劑通常采用二水重鉻酸鈉（Na2Cr2O7·2H2O）和氫氧化鈉（NaOH）。通常是在每1m3氯化鈣溶液里加1.6kg的重鉻酸鈉和0.432kg的氫氧化鈉；在每1m3氯化鈉溶液里加3.2kg的重鉻酸鈉和0.862kg的氫氧化鈉。第四節(jié)冷凍機油

制冷壓縮機中所使用的潤滑油，也稱為冷凍機油。冷凍機油的作用：潤滑作用；冷卻作用；密封作用；用作能量調節(jié)機構的動力。一、制冷循環(huán)系統(tǒng)對冷凍機油的性能要求優(yōu)良的與制冷劑共存時的熱穩(wěn)定性；有極好的與制冷劑的互溶性；良好的潤滑性；優(yōu)良的低溫流動性；無蠟狀物絮狀分離；不含水和優(yōu)良的絕緣性能。第一節(jié)制冷壓縮機的分類

在蒸氣壓縮式制冷裝置中，選用了各種類型的制冷壓縮機。它們是裝置中的關鍵核心設備，對系統(tǒng)的運行性能、噪聲、振動、使用壽命和節(jié)能有著決定性的作用。

根據蒸氣壓縮的原理，壓縮機可分為容積型和速度型兩種基本類型。容積型壓縮機：通過對運動機構作功，減少壓縮空間容積來提高蒸氣壓力，以完成壓縮功能。速度型壓縮機：則由旋轉部件連續(xù)將角動量轉換給蒸氣，再將該動量轉為壓力，提高蒸氣壓力，達到壓縮氣體的目的。圖3—1制冷和空調中常用壓縮機的分類及結構示意圖二、容積型壓縮機

容積型壓縮機通過可變的工作容積來完成氣體的壓縮和輸送過程。

根據壓縮方式分

活塞式（往復式）

回轉式

活塞式壓縮機是最常用的一種容積式壓縮機，但近年來回轉式壓縮機發(fā)展很快，特別在高效化、小型化、輕量化方面，滾動活塞式（滾動轉子式）、渦旋式和螺桿式等占有很大的優(yōu)勢。從壓縮機結構分

開啟式

半封閉式

全封閉式

目前，開啟式壓縮機除了在氨制冷機、汽車空調器和發(fā)動機驅動等場合使用外，在其他的制冷和空調工程中，正逐步向半封閉式和全封閉式發(fā)展。全封閉式具有結構緊湊、密封性好、噪音低、運轉平穩(wěn)的優(yōu)點，而且由于生產規(guī)模大、成本低，正越來越廣泛地應用于制冷和空調的各個領域中。三、速度型壓縮機離心式壓縮機

軸流式壓縮機

第二節(jié)壓縮機的功率和效率壓縮機的指示功率和指示效率：

由于壓縮機的實際過程和理論過程之間有偏差，實際壓縮過程中氣缸內所消耗的功率Pi（稱為指示功率）比絕熱壓縮所需之功率Pa要大，兩者之間的關系可用指示效率ηi（又稱絕熱效率）來表示，即：（3－1）二、軸功率、摩擦功率與機械效率——由原動機傳到壓縮機曲軸上的功率稱為軸功率——軸功率一部分用于克服曲柄連桿等運動機構摩擦阻力，這部分功率稱為摩擦功率

——軸功率的一部分直接用于壓縮氣體，稱為指示功率

機械效率：

（3－2）

壓縮機的摩擦功率可分為兩部分，即往復運動摩擦功率(活塞、活塞環(huán)與氣缸間)和回轉運動摩擦功率，前者約占70～80％，后者約占20～30％。摩擦功率與壓縮機的結構有關，也與潤滑油溫度及轉速有關。制冷壓縮機的指示效率與機械效率的乘積稱為壓縮機的總效率，即

制冷壓縮機的總效率

約等于0.65～0.72。

三、壓縮機所需電動機的功率當壓縮機用皮帶與電動機相聯(lián)接時，這時電動機軸上的功率

要比壓縮機的軸功率

大，兩者之間的關系可用傳動效率

表示，即：（3—11）

或

（3—12）

值一般為：三角皮帶傳動

=0.97～0.98，

平皮帶傳動

=0.96。

第三節(jié)活塞式制冷壓縮機

活塞式制冷壓縮機是研制最早的壓縮機，幾乎和機械制冷方法同時出現(xiàn)，在一百多年的使用過程中，得到了廣泛發(fā)展和深入研究，直到目前為止，雖然其地位受到其它類型壓縮機的挑戰(zhàn)，但其產量仍然在各類壓縮機中占主要地位。一、活塞式制冷壓縮機的分類按壓縮機氣缸分布形式分類：可分為直立式、V型、W型、S型（扇形）、Y型（星型）等。按使用的制冷劑種類分類：可分為氨用、鹵代烴用制冷壓縮機。按壓縮機與電動機的組合形式分類：可分為開啟式和封閉式，其中封閉式又可分為全封閉式和半封閉式兩種。按壓縮機的級數(shù)分類：可分為單機單級和單機雙級壓縮機。二、活塞式制冷壓縮機的總體結構和主要零部件機體。它是壓縮機的機身，用來安裝和支承其他零部件以及容納潤滑油。傳動機構。壓縮機借助該機構傳遞動作，對氣體作功，它包括曲軸、連桿、活塞等。配氣機構。它是保證壓縮機實現(xiàn)吸氣、壓縮、排氣過程的配氣部件，它包括吸、排氣閥片，閥板和氣閥彈簧等。潤滑油系統(tǒng)。它是對壓縮機各傳動摩擦偶合件進行潤滑的輸油系統(tǒng)，它包括油泵、油過濾器和油壓調節(jié)部件等。卸載裝置。它是對壓縮機氣缸進行卸裁、調節(jié)冷量、便于啟動的傳動機構，它包括卸載油缸、油括塞、推桿和頂針、轉環(huán)等零件。軸封裝置。在開啟式壓縮機中，軸封裝置用來密封曲軸穿出機體處的間隙，防止泄漏，它包括托板、彈簧、橡膠圈和石墨環(huán)等。開啟式制冷壓縮機圖3—58FS10型開啟式制冷壓縮機機體半封閉式制冷壓縮機圖3—14R22半封閉式制冷壓縮機的總體結構圖1—濾油器2—吸油管3—端軸承蓋4—油泵軸承5—油泵6—曲軸7—活塞連桿組8—排氣截止閥9—氣缸蓋10—曲軸箱11—電動機室12—主軸承13—電動機室端蓋14—吸氣過濾器15—吸氣截止閥16—內置電動機17—油孔18—油壓調節(jié)閥19—底蓋全封閉式制冷壓縮機圖3—15全封閉式制冷壓縮機1—排氣管2—氣缸3—連桿4—吸排氣閥5—活塞6—主軸承7—電動機定子8—電動機轉子9—殼體10—氣液分離器11—端子12—內部支撐13—排氣消聲器14—排氣腔15—吸氣腔16—離心油泵17—曲軸18—副軸承第四節(jié)回轉式制冷壓縮機

近年來回轉式壓縮機發(fā)展很快，特別在高效化、小型化、輕量化方面。常用的回轉式壓縮機有螺桿式、滾動活塞式（滾動轉子式）、滑片式和渦旋式四種。一、螺桿式制冷壓縮機

螺桿式制冷壓縮機與活塞式制冷壓縮機、離心式制冷壓縮機相比是較晚的一種機型。螺桿式制冷壓縮機的結構特點，確定了它的許多優(yōu)點，如：零件數(shù)僅為活塞式的1／10，壓縮機運行可靠、安全、振幅??；適應性強，在高、低溫制冷范圍內以及熱泵應用中均有良好性能；結構緊湊、能適用于大壓比的工況；對濕壓縮不敏感；有良好的輸氣量調節(jié)特性；維護方便等特點，是制冷和空調工程的理想主機。螺桿式制冷壓縮機的結構和工作原理圖3—16螺桿式壓縮機的結構1—吸氣口2—機殼3—陰轉子

4—陽轉子5—排氣口圖3—17螺桿式制冷壓縮機的工作過程a—吸氣開始b—吸氣過程c—吸氣結束d—壓縮過程e—壓縮結束f—排氣過程二、滾動活塞式（滾動轉子式、刮片式）制冷壓縮機

轉子式壓縮機雖然出現(xiàn)較早，但由于材質和加工精度的限制，長期來在制冷領域一直未被采用。隨著科學技術的發(fā)展，原有的難題已經或者逐步得到了解決，偏心滾動轉子式制冷壓縮機在1kW左右以下的小型窗式空調器和食品冷藏箱中已開始廣泛使用，在該冷量范圍內所顯示的優(yōu)點足以取代活塞式制冷壓縮機。圖3—23滾動活塞式（滾動轉子式、刮片式）制冷壓縮機結構示意圖1—排氣管2—氣缸3—圓柱形轉子4—偏心輪5—潤滑油6—吸氣管7—滑片8—彈簧9—排氣閥圖3—24滾動活塞式（滾動轉子式）制冷壓縮機的工作過程三、渦旋（渦線）式制冷壓縮機圖3—25渦旋式制冷壓縮機的構造1—固定螺旋槽板2—旋回螺旋槽板3—殼體4—偏心軸5—防自轉環(huán)6—進氣口7—排氣口

目前，渦旋式制冷壓縮機的使用功率大約在1～15kW之間。與活塞式制冷壓縮機相比較，它的體積可縮小40％，重量減輕15％，結構簡單（僅需5個零件），運行平穩(wěn)、可靠，噪聲可降低2～3dB（A），具有較高的EER值。

第五節(jié)離心式制冷壓縮機

離心式制冷壓縮機的發(fā)展已有六十多年歷史，20世紀30年代鹵代烴制冷劑的出現(xiàn)以及后來冶金工業(yè)和其他科學技術的發(fā)展，為離心式制冷壓縮機的制造和應用奠定了良好基礎。目前，單機冷量在1200kW以上的制冷壓縮機，幾乎全部采用離心式。

一、離心式制冷壓縮機的構造和工作原理圖3—26單級離心式制冷壓縮機的簡圖1—吸氣腔2—進口導葉3—葉輪4—擴壓器5—蝸殼6—增速齒輪7—電動機8—油箱9—齒輪油箱所有制冷壓縮機，根據其結構特點和工作原理，均有其最佳冷量使用范圍，因此，當使用的冷量和條件不同時，應選用不同形式的壓縮機，以獲得最佳運行效果。應該指出，活塞式制冷壓縮機在結構和運行性能方面雖有許多不足，但其制造技術要求相對較低，而且使用年代已久，目前在200kW冷量以下的制冷壓縮機中仍在廣泛使用。第六節(jié)制冷壓縮機的熱力分析和節(jié)能措施一、制冷壓縮機的選型計算（單、雙級壓縮機）

制冷系統(tǒng)最常用的壓縮機是活塞式和螺桿式。壓縮機是制冷系統(tǒng)的“主機”，一般根據空調或冷庫制冷系統(tǒng)的使用條件、制冷劑的種類、制冷循環(huán)型式及制冷能量要求，選擇一定規(guī)格的制冷壓縮機，以滿足制冷系統(tǒng)的使用要求。1．活塞式壓縮機型式選擇的基本條件冷庫制冷系統(tǒng)壓縮機選擇的依據是冷卻設備負荷Q0和機械負荷Qj，同時應考慮以下有關參數(shù)的規(guī)定：（1）蒸發(fā)溫度t0。（2）冷凝溫度tk。（3）過冷溫度tg。（4）吸氣溫度t1。（表3-4）（5）二級壓縮的中間溫度tzj與中間壓力p的經驗公式為：

（3—13）（3—14）

式中：tk，t0——冷凝溫度和蒸發(fā)溫度，℃；

Pk，P0——冷凝壓力和蒸發(fā)壓力，MPa。2．活塞式制冷壓縮機型式選擇確定選擇單、雙級壓縮機的標準是壓縮比Pk/P0。對于氨系統(tǒng)，壓縮比≤8時采用單級，壓縮比>8時采用兩級。對鹵代烴系統(tǒng)，壓縮比≤10時采用單級，壓縮比>10時采用兩級。采用的兩級壓縮機可以是單機兩級，也可以是配組的兩級壓縮。3．制冷壓縮機單機容量和臺數(shù)選擇壓縮機單機容量和臺數(shù)，應按便于能量調節(jié)和適應制冷對象的工況變化等因素來確定。采用多臺壓縮機時，應盡可能采用同一系列或型號的產品，以方便運行和維修。4．制冷壓縮機的工作范圍和自動控制壓縮機的運行工況應盡可能滿足前述基本條件。在必須保證運行安全保護的前提下，在系統(tǒng)設計時可以補充其他控制內容。在制冷自控技術不斷進步的今日，采用設有微電腦控制的制冷壓縮機是較理想的選擇。不過這一選擇還要與整個制冷系統(tǒng)控制程序協(xié)調配合。5．螺桿式制冷壓縮機的選擇

螺桿式制冷壓縮機由于結構特點，它的內容積比是隨外界溫度的變化而變化的，我國規(guī)定有2.6、3.6和5.0三種，選用3種不同的滑閥?？蛇m應不同的工況需要。新型可移動滑閥式螺桿壓縮機，可以進行內容積比的無級調節(jié)。螺桿壓縮機單級壓縮比大，有較寬的運行條件。帶有經濟器的單級螺桿式制冷壓縮機，可以得到更高的運行效率。但在低溫工況下，由于t0很低，則應選擇兩級螺桿壓縮機。6．壓縮機制冷量的計算壓縮機的制冷量Qo從制造廠的產品樣本上無法查到時，可用下式計算：kJ/h（3—15）式中：qv

——單位容積制冷量，kJ／m3；

Vh——壓縮機的理論輸氣量，m3／h；

λ——壓縮機的輸氣系數(shù)。

從式3—1中可以看出，對一定的壓縮機，Vh是定值，而qv與λ值是隨壓縮機的工作溫度（主要指冷凝溫度和蒸發(fā)溫度）而變化的，因此壓縮機的制冷量也是隨工作溫度而變動的。例3—1

試計算8S—12.5型，R22制冷壓縮機在tk=30℃、t0=-15℃、t5=25℃、t1’=15℃時的制冷量Q0。該壓縮機的氣缸直徑D=125mm、活塞行程S=l00mm、轉速960RPM（r／min）、氣缸數(shù)z=8。7．在不同工況下壓縮機制冷量的換算

制冷壓縮機在出廠時，制造廠在機器的銘牌上標出的制冷量一般都是指名義工況下的制冷量，在實際運行中如工況變化，則可按產品樣本上提供的制冷機性能曲線查得工作工況下的制冷量，也可根據工況改變時，壓縮機的理論輸氣量總是定值這個原則來進行換算，即

（3—16）

（3—17）

式中：Qo1，Qo2——在工況l和工況2時的壓縮機制冷量，kW；

λ1，λ2——在工況1和工況2時的壓縮機輸氣系數(shù)；

Vh——壓縮機的理論輸氣量，m3／h；

qv1，qv2——在工況1和工況2時的制冷劑單位容積制冷量，kJ／m3。

（3—18）

8．雙級壓縮制冷壓縮機制冷量的計算1）確定這套雙級制冷機的中間壓力Po1值。2）按已知的tk（或Pk），to2（或Po2）和求得的中間壓力Po1，作出雙級制冷機循環(huán)的lgp-h圖，并列出各有關點的熱力參數(shù)值。3）最后按下式計算雙級制冷機的制冷量Qo。（3—19）

式中：qv——制冷劑在蒸發(fā)溫度to2時的單位容積制冷量，kJ／m3；

qo2——制冷劑在t02時的單位質量制冷量，kJ／kg；

Vh低——低壓級理論輸氣量，m3／h；

λ低——低壓級輸氣系數(shù)；

νl——低壓級吸入蒸氣的比體積，m3／kg。例3—3

試計算下列配組式雙級氨制冷機的制冷量。低壓級：8S—12.5型一臺，Vh低=566m3／h；高壓級：4V—12.5型一臺，Vh高=283m3／h。二、制冷壓縮機的變工況運行特性1．制冷壓縮機的變工況。2．制冷量Qo與溫度條件的關系。3．壓縮機耗功與溫度條件的關系。4．制冷系數(shù)與溫度條件的關系。5．單位容積制冷量與溫度條件的關系。三、制冷壓縮機的能量調節(jié)方法進行能量調節(jié)有以下三個優(yōu)點：（1）能使制冷裝置的制冷量始終與外界熱負荷平衡，從而提高了運行的經濟性；（2）減小蒸發(fā)溫度（蒸發(fā)壓力）的波動，相對應地減小了被冷卻對象的溫度波動，對空調而言可以提高環(huán)境的舒適度，對食品冷藏可以更好地保持其品質，這樣還可以減少壓縮機的起動次數(shù)，延長壓縮機的使用壽命；（3）保證了輕載或空載起動，避免引起電網負載過大的波動。當壓縮機無能量調節(jié)時，壓縮機的起動力矩較大，可達額定負載的1.8～2.25倍，易引起電動機過載。這樣不但對電網電壓的穩(wěn)定性影響大，而且易引起電動機因過載而損壞。若選用大容量的電動機來進行工作，則降低了運行的經濟性?；钊綁嚎s機的能量調節(jié)方式

（1）頂開吸氣閥片調節(jié)輸氣量

（2）壓縮機進排氣側流量旁通調節(jié)

螺桿式制冷壓縮機的能量調節(jié)

螺桿制冷壓縮機通常采用滑閥調節(jié)能量，即在兩個轉子高壓側，裝上一個能夠軸向移動的滑閥來調節(jié)制冷量和卸載起動?；y調節(jié)能量的原理，是利用滑閥在螺桿的軸向移動，以改變螺桿的有效軸向工作長度，使輸氣量在10％～100％范圍內連續(xù)無級調節(jié)?；y的移動調節(jié)分手動和自動，但控制的基本原理都是采用油壓驅動調節(jié)，一般根據吸氣壓力或溫度的變化實現(xiàn)能量調節(jié)。

離心式制冷壓縮機的能量調節(jié)

①改變轉速；

②進口節(jié)流調節(jié)；

③進口導流葉片調節(jié)；

④冷凝器水量調節(jié)；

⑤旁通調節(jié)。制冷壓縮機的變速能量調節(jié)

（1）原動機直接驅動的壓縮機變速調節(jié)。（2）采用變速電動機時壓縮機的變速調節(jié)。（3）采用調速裝置的變速調節(jié)。1）調壓調速2）變頻調速在蒸氣壓縮式制冷裝置中壓縮機作為主機一類是主要設備：冷凝器、蒸發(fā)器、節(jié)流機構等，這些是完成制冷循環(huán)必不可少的設備；另一類是輔助設備：各種貯存、分離和安全保護等設備，這些設備的作用是改善制冷系統(tǒng)的工作條件，提高系統(tǒng)運行的經濟性和安全可靠性。第一節(jié)冷凝器冷凝器的作用：是將壓縮機排出的高溫、高壓制冷劑過熱蒸氣冷卻及冷凝成液體。制冷劑在冷凝器中放出的熱量由冷卻介質（水或空氣）帶走。一、冷凝器的分類水冷式冷凝器

冷凝器中制冷劑放出的熱量被冷卻水帶走。冷卻水可以一次流過，也可以循環(huán)使用。當循環(huán)使用時，需設置冷卻塔或冷卻水池。水冷式冷凝器分為殼管式、套管式、板式、螺旋板式等幾種類型?？諝饫鋮s式冷凝器

通常，空氣冷卻式冷凝器也叫風冷式冷凝器?？諝庠诶淠鞴芡饬鲃?，冷凝器中制冷劑放出的熱量被空氣帶走，制冷劑在管內冷凝。這類冷凝器中有自然對流空氣冷卻式冷凝器和強制對流空氣冷卻式冷凝器。水和空氣聯(lián)合冷卻式冷凝器

冷凝器中制冷劑放出的熱量同時由冷卻水和空氣帶走，冷卻水在管外噴淋蒸發(fā)時，吸收氣化潛熱，使管內制冷劑冷卻和冷凝。因此耗水量少。這類冷凝器中有淋水式冷凝器和蒸發(fā)式冷凝器兩種類型。二、冷凝器的結構水冷式冷凝器立式殼管式冷凝器臥式殼管式冷凝器

套管式冷凝器

圖4—2分水器結構

圖4—1立式殼管式冷凝器返回圖4—3氨用臥式殼管式冷凝器圖4—4氟用臥式殼管式冷凝器返回圖4—6氨用套管式冷凝器

d)圖4—7氟用套管式冷凝器a）頂視圖b）側視圖c）管斷面圖水和空氣聯(lián)合冷卻式冷凝器淋水式冷凝器蒸發(fā)式冷凝器

圖4—8橫管淋水式冷凝器返回圖4—9吸風式蒸發(fā)式冷凝器1—風機及電機2—擋水板3—喯淋管4—冷卻管組5—箱體6—進風格柵7—水箱8—水泵圖4—10鼓風式蒸發(fā)式冷凝器空氣冷卻式冷凝器自然對流空氣冷卻式冷凝器

強制對流空氣冷卻式冷凝器

圖4—11自然對流空氣冷卻式冷凝器a）線管式冷凝器b）百頁窗式冷凝器c）板管式冷凝器返回圖4—12強制對流空氣冷卻式冷凝器三、冷凝器的選擇和計算

冷凝器選擇計算的目的：是通過熱力計算和傳熱計算，確定其傳熱面積，從而選用合適的冷凝器，以及通過流體動力計算，確定冷卻介質的流量和流過冷凝器的阻力損失，從而選擇泵或風機的容量及功率。冷凝器選擇計算

冷凝器的選擇計算包括確定冷凝器的傳熱面積、冷卻介質流量及冷卻介質在冷凝器中的流動阻力損失。冷凝器傳熱面積的確定：1）冷凝器熱負荷Qk。這是指制冷劑蒸氣在冷凝器中排放出的總熱量，kW。一般情況下，它包括制冷劑在蒸發(fā)器中吸收的熱量及在壓縮過程中所獲得的機械功所轉換的熱量。可用下式表示：式中：Qk——冷凝器在計算工況下的熱負荷（kW）；

Qo——壓縮機在計算工況下的制冷量（kW）；

Pi——壓縮機在計算工況下的消耗功率（kW）。（4—1）冷凝器熱負荷也可按制冷循環(huán)的熱力計算確定，即（4—2）式中：G——制冷劑的質量流量（kg／s）；

h2——制冷劑進入冷凝器的比焓（kJ／kg）；

h3——制冷劑出冷凝器的比焓（kJ／kg）。圖4—13冷凝器負荷系數(shù)a）氨系統(tǒng)b）鹵代烴系統(tǒng)對單級壓縮制冷循環(huán)，冷凝器熱負荷Qk也可按下式近似計算：（4—3）式中：ψ——冷凝器負荷系數(shù)，其值與制冷劑種類及運行工況有關，具體數(shù)值可由圖4—2查得。2）冷凝器傳熱系數(shù)K（kW/m2·℃）。各類冷凝器的傳熱系數(shù)和熱流密度qf（kW/m2）的推薦值見表4—2。3）傳熱溫差Δtm。可按下式計算：℃