双级压缩式和复叠式制冷循环
回热器对双级压缩和复叠式压缩制冷系统影响的分析
2016年第35卷第2期CHEMICAL INDUSTRY AND ENGINEERING PROGRESS ·409·化工进展回热器对双级压缩和复叠式压缩制冷系统影响的分析郭耀君1，2，谢晶1，2，朱世新1，2，王金锋1，2（1上海海洋大学食品学院，上海 201306；2上海水产品加工与贮藏工程技术研究中心，上海 201306）摘要：为了研究回热器对双级压缩制冷系统和复叠式压缩制冷系统的影响，以R404A双级压缩制冷系统和R404A/R23复叠式压缩制冷系统为例，通过建立两种制冷系统的热力学模型和㶲分析法，分析了回热器效率对压缩机排气温度、单位质量制冷量、制冷剂质量流量、系统制热能效比（COP）、系统总㶲损、系统各部件㶲损和系统㶲效率的影响。
结果表明，在双级压缩制冷系统中，当回热器效率ε 取0.1～0.9时，系统COP增大4.0%，系统的总㶲损减少9.6%，而系统㶲效率增大7.1%；在复叠式压缩制冷系统中，系统COP和系统㶲效率随高温级回热器效率ε 增大而增大，随低温级回热器效率ε增大而减小，而系统总的㶲损随高温级回热器效率ε 增大而减小，随低温级回热器效率ε 增大而增大。
关键词：回热器；双级压缩；复叠式压缩；热力学；性能分析；㶲中图分类号：TB 61+5 文献标志码：A 文章编号：1000–6613（2016）02–0409–08DOI：10.16085/j.issn.1000-6613.2016.02.011Effect of internal heat exchanger on two-stage compression and cascadecompression refrigeration systemGUO Yaojun1，2，XIE Jing1，2，ZHU Shixin1，2，WANG Jinfeng1，2（1School of Food Science and Technology，Shanghai Ocean University，Shanghai 201306，China；2Shanghai Engineering Research Center of Aquatic Product Processing and Preservation，Shanghai 201306，China）Abstract：In order to study the effect of internal heat exchanger on two-stage compression and cascade compression refrigeration system，R404A two-stage compression refrigeration system and R404A/R23 cascade compression refrigeration system were taken as examples. Through exergy analysis and establishment of two kinds of refrigeration systems thermodynamic model，the compressor discharge temperature，cooling capacity per unit mass，refrigerant mass flow，system COP，total system exergy loss and exergy efficiency of the regenerator were analyzed. In the two-stage compression refrigeration system，when thermal efficiency was between 0.1 and 0.9，system COP increased by 4.0%，leading toa reduction in total loss of 9.6 percent exergy system and the system exergy efficiency could increaseby 7.1%. In the cascade compression refrigeration system，system COP and exergy efficiency of the system increased with increasing high-temperature regenerator efficiency and decreased with decreasing low-level heat recovery efficiency. The total loss of exergy systems decreased with increasing high temperature level regenerator efficiency and increased with increasing low-level heat recovery efficiency.Key words：liquid-suction heat exchangers；two-stage compression；cascade compression；thermodynamics；performance analysis；exergy收稿日期：2015-08-19；修改稿日期：2015-09-10。
两级压缩与复叠式制冷方式的比较
0. 6355
- 13
- 18
- 24
- 65 低温 高温
0. 0407 0. 0379
0. 4478 0. 0909
21. 098 18. 913
62. 894 32. 301
0. 7253 0. 7498
0. 4431 0. 6133
0. 5817 0. 7325
0. 4399 0. 6396
4. 33
第 3 期 程有凯等 :两级压缩与复叠式制冷方式的比较 · 6 9 ·
4. 08
0. 853
1. 2497
0. 5252
- 15
- 20
- 27
- 70 低温 高温
0. 0576 0. 0612
1. 2283 0. 1213
25. 422 23. 968
108. 299 43. 836
0. 6614 0. 6925
0. 2212 0. 5529
0. 5620 0. 6746
0
- 28
- 33
- 36
- 80 低温 高温
0. 1685 0. 1126
0
0
37. 980 34. 284
0
0
0. 4621 0. 5298
0
0
0. 4675 0. 5979
0
0
2. 93 2. 81
0
0. 6919
Байду номын сангаас
0
- 32
- 37
- 40
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采用复叠式制冷循环的原因
采用复叠式制冷循环的原因
1. 提高制冷效率：复叠式制冷循环可以将低温冷凝器中的冷气进一步冷却，使其温度更低，从而提高制冷系统的效率。
通过多个级别的冷凝器和蒸发器，冷凝温度不断下降，从而减少了对压缩机的功率需求，并提高了制冷系统的性能。
2. 扩大制冷范围：复叠式制冷循环可以扩大制冷系统的工作温度范围。
传统的单级制冷循环通常适用于较低的温度范围，而复叠式制冷循环可以通过多级蒸发器和冷凝器，在不同温度范围内工作，适用于更广泛的应用领域。
3. 降低系统压力：复叠式制冷循环通过将制冷循环中的压力降低到较低的水平，可以减少系统中的压力损失，提高了压缩机的效率，减少了能耗。
4. 提高系统稳定性：复叠式制冷循环的多级结构可以提高系统的稳定性。
通过将制冷系统分为多个级别，可以减小每个级别的温度和压力差异，减少了运行过程中的温度和压力波动，从而提高了系统的稳定性和可靠性。
5. 实现多种制冷要求：复叠式制冷循环可以根据不同的制冷需求进行灵活调节。
通过增加或减少冷凝器和蒸发器的级数，可以实现不同的制冷效果，满足不同的使用要求。
总的来说，采用复叠式制冷循环可以提高制冷系统的效率和性能，扩大制冷范围，减小能耗，提高系统的稳定性和可靠性，以及适应不同的制冷要求。
制冷原理与设备(第4章两级压缩制冷循环)
qmg
(h2
h3) (h5 h3
h7 ) (h3 h6
h6 )
qmd
h2 h3
h7 h6
qmd
中冷器热平衡方程
因为 h5=h6 h7=h8
制冷原理及设备
4 双级压缩和复叠式制冷循环
高压级吸入的质量流量：
qmg
(h3
h2 h7 h6 )(h1
h7 )
Q0
3）系统的总耗功率
Pth = Pthd
4.2.1一级节流、中间完全冷却的双级压缩制冷循环
1、流程和特点 （多了压缩机，节流阀和中间冷却器）
1）由冷凝器流出的液体分为两路：
a.经膨胀阀1节流至Pm进入中冷器， 利用它的吸热来冷却低压级排气 和盘管中高压液体。蒸发了的蒸 汽同低压压缩机排气一起进入高 压级；
b.液体在中冷器盘管中被冷 却后，经膨胀阀2节流到P0， 在蒸发器中蒸发制冷。
2）.制冷剂To↓Po↓，如R12 to=-67℃, Po=0.149bar 空气易渗入 系统，破坏循环正常运行。
3）Po↓V1↑qv↓，势必要求压缩机体积流量很大。
2、.使用条件
4）对制冷循环压力比的限制 5）受活塞式压缩机阀门结构特性的 限制
－60~－80℃ －80~－100℃ －100～－130℃
度和蒸发温度，单位均为℃。
– 上式不只适用于氨，在－40～40℃温度范围 内，对于R12也能得到满意的结果。
制冷原理及设备
4 双级压缩和复叠式制冷循环
• 4.3.3 温度变动时制冷机特性
• 双级蒸气压缩式制冷循环的比较分析
– （1）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
– （2）在相同的冷却条件下，一级节流循环要比二级节流循环 的制冷系数小 • 1）一级节流可依靠高压制冷剂本身的压力供液到较远的 用冷场所，适用于大型制冷装置。 • 2）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。 • 3）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
两级压缩以及复叠式制冷原理
一级节流中间不完全冷却循环
4
冷凝器
中间 冷却器
膨胀阀 5'
4' 膨胀阀
5
1
蒸发器
T 3
高压 Tk
压缩机
2'
T0
2
低压 压缩机
k
4
4' 5'
6
5
3' wc
q0
pk 3
pk' 2 2' p0
1
S
Pm = Pk P0
图7示出的SD2-4F10A型两级压缩氟里昂制冷机系统
就是按图4-4a所示的一级节流中间不完全冷却循环所
《制冷原理与技术》讲义
第七讲 两级压缩及复 叠式制冷原理
陈江平 上海交通大学制冷研究所
1、采用两级压缩的原因
单级压缩压缩比为10时最低蒸发温度
制冷剂
冷凝 温度 （°C）
30
35
40
45
50
R717 -30.5 -27.3 -24.4
R12
-37.2 -34.2 -31.5
R22
-36.8 -33.8 -31.1 -28.3 -25.4
图7 SD2-4F10A两级压缩氟里昂制冷系统图 A－低压压缩机；B－高压压缩机；C１、C２－油分离器；D－冷凝器；E－过滤干燥器；F－中间冷却器；
G－蒸发器；H－气液分离器；I１、I２－热力膨胀机；J１、J２－电磁阀
3、两级压缩的热力计算
两级压缩制冷机进行循环的热力计算时，首先要对制冷工质及循环型式加 以选择，然后 确定循环的工作参数，按上节所述方法进行具体的计算。 两级压缩制冷机应使用中温制冷剂，这是因为受到在低温时系统中蒸发压力不能太低 ，在常温下冷凝压力又不允许过高及应能够液化的限制。通常应用较为广泛的是R717、 R22、R290等。 中间冷却的方式是与选用的制冷剂的种类密切相关的。对采用回热有利的制冷剂如 R290等采用中间不完全冷却循环型式，同样可使循环的制冷系数有所提高。但为了降低高 压级的排气温度，也可选用中间完全冷却的循环型式。对采用回热循环不利的制冷剂如氨 等，则应采用中间完全冷却的循环型式。 对于蒸发温度较低的两级压缩循环，通常都增加回热器，其目的并不在于提高制冷系 数，而是为了提高低压级压缩机的吸气温度，改善压缩机的工作条件。 两级压缩循环工作参数的确定与单级压缩循环是相似的，即根据环境介质的温度和被 冷却物体要求的温度，考虑选取一定的传热温差，即可确定循环的冷凝温度和蒸发温度。 至于中间温度（或中间压力）如何确定是两级压缩循环的特有问题，中间压力选择是否恰 当，不仅影响到经济性，而且对压缩机的安全运行也有直接关系。
制冷原理与装置-两级压缩、复叠式课件
二、两级压缩一级节流中间完全冷却制冷循环
1、循环系统图
2、循环热力过程在T-S 图和 lgp-h 图上的表示:
1－2和3－4为低压级和高压级的压缩 机压缩过程。 2－3为低压级压缩机排气在中间冷 却器内的冷却过程。 4－5为高压级压缩机排气在冷凝器内 的冷却和冷凝过程。 5－7为中间冷却器节流阀的节流过程。 7－3为部分制冷剂液体在中间冷却器 内的蒸发过程。 点3为中间冷却器内的蒸气与低压级压 缩机排出的过热蒸气进行热交换后的 混合状态。 5－8为另一部分制冷剂液体在中间冷 却盘管内过冷的过程。 8－9为过冷液体的节流过程。 9－0为制冷剂液体在蒸发器内的蒸发过程。 0－1为制冷剂蒸气在低压级压缩机吸气管 中的过热过程。 中间冷却器盘管中高压液体过冷后的温度 一般应较中间冷却器温度高 3 ~ 5 C
2. 循环过程在lgp-h图上的表示： 该循环系统高温级制冷剂为 R22 ，低温级制冷剂为R13。 高温级和低温级工况分别为 tkg 35 C, t0 g 35 C 和 tkd 30 C t0d 85 C 。蒸发器工作的低温室 内得到的低温为 80 C 高温级制冷循环为 0 1 2 3 4 5 0 低温级制冷循环为0-1-2-3-4-5-0 ，冷凝蒸发器作为R13 冷凝和 R22 蒸发的热交换设备，传热 温差的选取范围为 5 ~ 10 C ，一般取 t 5 C 。高低温级分别设回 热器目的在于增大循环的单位制冷量和提高压缩机吸气温度，改善 压缩机的工作条件。低温级压缩机排气管设置套管式水冷却器，旨 在降低其排气温度，减少冷凝蒸发器中的冷凝热负荷（即减少高温 级循环的制冷量）。膨胀容器的设置，对保证低温级系统避免超压 和安全顺利的启动运行有重要意义。两部分分设的油分离器，可以 有效地防止润滑油进入热交换器，减小传热热阻。
第四章双级压缩
0.5两种。
4.3 双级蒸气压缩式制冷循环的热 力计算及运行特性分析
2.中间压力与中间温度的确定 • （1）选配压缩机时中间压力的确定
– 选配压缩机时，中间压力pm的选择，可以根据制 冷系数最大这一原则去选取，这一中间压力pm又 称最佳中间压力。确定最佳中间压力pm常用的方 法有公式法和图解法。
• 两级压缩制冷机的工况变动时的一些特性：
– ① 随着t0的升高，压力pc和pm都有不断升高，但 pm升高得快；
– ② 随着t0的升高，压力比σH和σL都不断下降， 但σH下降快；
– ③ 随着t0的升高，压力差（pc-pm）减小，（pm-pe） 先逐渐增大而后逐渐减小。
• 4.4 复叠式制冷循环
–
高压级制冷剂的质量流量为
高压级压缩机的理论功率为
qm g
qmd
h2 - h7 h3 - h5
P0g
qm gw0g
Q0
h2 - h7 h4 - h3 h3 - h5 h1 - h8
4.3 双级蒸气压缩式制冷循环的热 力计算及运行特性分析
• 4.3.4 制冷循环的热力计算
– 理论循环制冷系数为
0
4.2.1 双级蒸气压缩式制冷循环基本类型
1.一级节流、中间完全冷却的两级压缩制冷循环 2.一级节流、中间不完全冷却的两级压缩制冷循环
3.两级节流、中间完全冷却的两级压缩制冷循环
4.两级节流、中间不完全冷却的两级压缩制冷循环
5.两级节流、具有中温蒸发器的中间完全冷却两级压缩制冷循环
第4章 双级蒸气压缩式和复叠式制冷循环
–定义
• 由两个（或数个）不同制冷 剂工作的单级（也可以是多 级）制冷系统组合而成。
第四章双级压缩
1）单位质量制冷量： q0＝h1－h8 kJ/kg ）单位质量制冷量： 2）单位容积制冷量： qv＝q0 / v1 kJ/ m4 ）单位容积制冷量： 3）单位冷凝热负荷： qk＝h4－h5 kJ/kg ）单位冷凝热负荷： 4）低压级单位理论压缩功： w0d＝h2－h1 kJ/kg ）低压级单位理论压缩功： 5）高压级单位理论压缩功： w0g＝h4－h4 kJ/kg ）高压级单位理论压缩功： 6）低压级制冷剂的质量流量： MRd＝Q0 / q0 kg/s ）低压级制冷剂的质量流量： h −h M =M 7）高压级制冷剂的质量流量： ⋅ (h − h ) ）高压级制冷剂的质量流量： h −h Q M ε = = P +P M (h − h ) + M (h − h ) 8）制冷系数： ）制冷系数：
4.3 双级蒸气压缩式制冷循环的热 力计算及运行特性分析
2.中间压力与中间温度的确定 • （1）选配压缩机时中间压力的确定 – 选配压缩机时，中间压力pm的选择，可以根据制 冷系数最大这一原则去选取，这一中间压力pm又 称最佳中间压力。确定最佳中间压力pm常用的方 法有公式法和图解法。 – 1）公式法
• 4 m1=m6=m5-m3’-m3’’
• 5 m3=m1+m3’+m3’’ • =m1(h2-h6)/(h3-h5)
4.2.5.4热力计算
• • • • • • • • (1) 单位质量制冷量q0=h1-h0 （2） 低压压缩机流量m1=Q0/q0 （3） 高压压缩机流量m3= m1（h2-h6） （h3-h5） （4） 单位质量低压比功W0L=h2-h1 （5） 低压压缩机耗比功N0L=m1*（h2-h1） （6） 单位质量高压比功W0H=h4-h3 （7） 高压压缩机耗功N0H=m3*W0H
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Q0 Q0 q0 h1 h8
Q0 v1 h1 h8
1 n pm d 0.94 0.085 1 p0 0.1
4、低压级压缩机吸入的制冷剂体积流量(m3／s)为
qVd qmd v1
5、低压级压缩机的理论输气量(m3／s)为
ig
h4 s 为高压级压缩机的实际排气比焓。 式中，
二、一级节流中间不完全冷却的双级压缩制冷循环热力计算
1、 单位质量制冷量q0(kJ／kg)为
q0 h1 h9
2、低压级压缩机制冷剂的 质量流量qmd(kg／s)为
q md
Q0 Q0 q0 h1 h9
3、低压级压缩机吸入的制冷剂体积流量(m3／s)为
为了获得比较低的温度（－40～－70℃），同时 又能使压缩机的工作压力控制在一个合适的范围 内，就要采用多级压缩循环。
氨：绝热指数较大，排气温度较高，氨单级 压缩的压力比一般不超过8； 氟里昂：绝热指数相对较小，单级压缩的压 力比一般也不希望超过10。 不同冷凝温度时单级压缩所能达到的最低蒸 发温度如下表所示。
qVthd
Q0 v1 d h1 h8 d
qVd
R717，n=1.28；R12，n=1.13；R22，n=1.18。
6、低压级压缩机所消耗的轴功(kW)为
Ped
qmd w0 d
kd
Q0 h2 h1 h1 h8 kd
不考虑中间冷却器与外界的传热，如右图所 示的中间冷却器的热平衡图
qmd h2 qmd (h5 h7 ) (qmg qmd )h6 qmg h3
q mg (kg／s)为 7、高压级压缩机的制冷剂质量流量
qmg qmd h2 h7 Q0 (h2 h7 ) h3 h6 (h1 h8 )(h3 h6 )
8、高压级压缩机吸入的制冷剂体积流量(m3／s)为
单级蒸气压缩活塞式制冷机，压缩比一 般不超过10。 蒸发温度过低带来如下问题：
(1)压缩比增大时压缩机的容积系数λv大为降低， 压缩机的输气量及效率显著下降。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。
(2)压缩机排气温度过高，使润滑油的 粘度急剧下降，影响压缩机的润滑。当排 气温度与润滑油的闪点接近时，会使润滑 油碳化和出现拉缸等现象。 (3)制冷剂节流损失、过热损失增加， 单位容积制冷量下降过大，经济性下降。
10、高压级压缩机所消耗的轴功率(kW)为
Peg
qmg w0 g
kg
Q0 h4 h3 h2 h7 h1 h8 kg h3 h6
பைடு நூலகம் 11、理论循环的制冷系数
Q0 h1 h8 0 q md w0 d q mg w0 g h2 h7 (h4 h3 ) (h2 h1 ) h3 h6
4.1 双级压缩制冷循环
两级压缩制冷循环中，制冷剂的压缩过 程分两个阶段进行，即将来自蒸发器的 低压制冷剂蒸气（压力为Po ）先进入 低压压缩机，在其中压缩到中间压力Pm ， 经过中间冷却后再进入高压压缩机，将 其压缩到冷凝压力Pk ，排入冷凝器中。 这样，可使各级压力比适中，由于经过 中间冷却，又可使压缩机的耗功减少， 可靠性、经济性均有所提高。
按中间冷却方式：中间完全冷却循环与中间不 完全冷却循环； 按节流方式：一级节流循环与两级节流循环。 中间完全冷却：是指将低压级的排气冷却到中 间压力下的饱和蒸气。 中间不完全冷却：低压级排气虽经冷却，但并 未冷到饱和蒸气状态。 两级节流循环：将高压液体先从冷凝压力Pk 节 流到中间压力Pm ，然后再由Pm节流降压至蒸发 压力P0 。 一级节流循环：制冷剂液体由冷凝压力Pk直接节 流至蒸发压力P0 。 一级节流循环经济性较两级节流稍差，但它利 用节流前本身的压力可实现远距离供液或高层 供液，故被广泛采用。
R717，n=1.28；R12，n=1.13；R22，n=1.18。
虽然高压级压缩机制冷剂的质量流量大于低压级压缩机制冷剂的质量 流量，但低压级压缩机的吸气比体积 v1 远大于高压级压缩机的吸气比体 积 v3 ，所以低压级压缩机吸入的制冷剂体积流量qVd 总大于高压级压缩机吸 入的体积流量 qVg ，在通常情况下，低压级压缩机制冷剂的体积流量为高压 级压缩机的2～3倍。
qVg
Q0 v3 h2 h7 qmg v3 h1 h8 h3 h6
9、高压级压缩机的理论输气量(m3／s)为
qVthg
Q0 h2 h7 v3 g h1 h8 h3 h6 g qVg
1 n pk g 0.94 0.085 1 pm
12、 实际循环的制冷系数
qmd w0 d
Q0 1
kd
qmg w0 g
1
kg
h1 h8 h2 h7 h4 h3 h2 h1 h3 h6 kg kd
13、 冷凝器热负荷Qk(kw)为
Qk qmg (h4s h5 )
h4 s h3
h4 h3
采用哪一种型式有利则与制冷剂种类、制 冷剂容量及其它条件有关。常用的组成型式有：
1.一级节流、中间完全冷却的两 级压缩制冷循环 2. 一级节流、中间不完全冷却的 两级压缩制冷循环 3. 两级节流、中间完全冷却的两 级压缩制冷循环 4. 两级节流、中间不完全冷却的 两级压缩制冷循环
一、一级节流中间完全冷却的双级压缩制冷循环热力
计算
1、在双级压缩制冷循环中，制取冷量的是低压部分的蒸发过程8—1，其
单位制冷量(kJ／kg)为
q0 h1 h8
2、过冷后的高压制冷剂液体的温度t7为
t 7 t 6 t
式中，Δt为中间冷却器冷却盘管的端部传 热温差，约为3～5℃。
3、低压级压缩机的制冷剂质量流量(kg／s)为
q md