4.5　蒸氣壓縮循環制冷

4.5.1　單級蒸氣壓縮循環制冷

4.5.1.1　理論制冷循環

單級蒸氣壓縮循環制冷系統由壓縮機、冷凝器、節流閥（或毛細管）和蒸發器四個主要部分組成，并通過管道連接起來，形成一個完整封閉的系統。制冷工質在系統中循環，將熱量從低溫熱源轉移到高溫熱源。如圖4-13所示。

1—冷凝器；2—節流閥；3—蒸發器；4—壓縮機

制冷工質在蒸發器（低溫熱源）中，在一定溫度下，從低溫熱源（被冷卻物體或空間）吸收熱量，實現制冷；制冷工質發生相變，成為低溫低壓的蒸氣，被吸入壓縮機進行壓縮，制冷工質的壓力和溫度均升高，然后進入冷凝器被冷凝，在冷凝溫度下，工質將熱量傳遞給環境冷卻介質（水或空氣）而液化，液化了的高壓制冷工質經過節流閥（或毛細管）進入蒸發器，再次吸熱汽化，完成制冷循環過程。這種循環為單級壓縮制冷循環。

單級壓縮制冷循環過程可以在壓焓圖和溫熵圖上表示。圖4-14和圖4-15分別為理論循環的溫熵圖和壓焓圖。

所謂理論循環是指在沒有管路流動損耗、蒸發和冷凝過程沒有溫差、壓縮過程為可逆絕熱過程的理想條件下實現的。

理想循環排除了許多復雜因素，使問題得到簡化，抓住了主要矛盾，便于用熱力學的方法進行分析研究。以其作為研究實際循環的基礎具有極大的意義。

在溫熵（T-s）圖和壓焓（p-h）圖上，線段1-2為飽和蒸氣的等熵壓縮過程；2-3-4為冷凝過程，包括冷卻過程（2-3）及冷凝過程（3-4）兩個階段，過程中冷凝壓力pk及冷凝溫度Tk均保持不變，且Tk與環境介質溫度相等，沒有溫差；4-5為節流膨脹過程，制冷工質在節流前后焓值不變，但壓力、溫度同時降低，進入兩相區內；5-1為蒸發過程，在該過程中蒸發壓力p0及蒸發溫度T0均保持不變，而且蒸發溫度T0與被冷卻物體間溫度相等、沒有溫差。

利用溫熵（T-s）圖和壓焓（p-h）圖，可以計算單級壓縮制冷理論循環的單位制冷量、單位容積制冷量、單位功、單位冷凝熱量、制冷系數以及循環效率等性能指標。

（1）單位制冷量（q0）

單位質量制冷工質循環一次所制取的冷量（在蒸發器內吸收的熱量）稱為單位制冷量，在T-s圖上a-5-1-b-a包圍的面積等于單位制冷量，在p-h圖上點1和點5間的焓差等于單位制冷量。

（4-8）

單位制冷量還可以用式（4-9）表達：

（4-9）

式中　r0——制冷工質在蒸發溫度T0時的汽化潛熱；

        x5——制冷工質節流后濕蒸氣的干度。

（2）單位容積制冷量（qv）

制冷壓縮機吸入每立方米制冷工質蒸氣所制取的冷量稱為單位容積制冷量，它等于單位制冷量q0與吸入蒸氣比容v1的比值。

（4-10）

（3）單位功（w0）

單位質量工質在循環過程中，外界對循環工質所做功與工質對外界所做功的代數和稱之為單位功。由于在節流膨脹過程中制冷工質不對外做功，因此循環的單位功與單位壓縮功是相等的，而在壓焓圖上單位壓縮功是用終、始兩點的焓坐標差表示。故

（4-11）

在T-s圖上單位功可近似地用面積1-2-3-4-5-1來表示。

（4）制冷系數（ε0）

循環的單位制冷量與單位功之比稱為制冷系數。是表征制冷循環性能的一個重要指標。在圖4-14所示的理論循環的制冷系數為

（4-12）

制冷系數表示每消耗單位功所制取的冷量。對于給定的工作溫度，制冷系數越大則循環的經濟性越髙。

4.5.1.2　改進制冷理論循環及制冷實際循環

（1）改進制冷理論循環

①液體過冷循環　理論制冷循環中，認為冷凝后的制冷工質正好處于飽和狀態，如圖4-14和圖4-15狀態點4。而實際上，一般都使冷凝后液體從飽和點進一步降低溫度，在節流前處于過冷狀態，這會改善制冷循環的性能。圖4-16所示為液體過冷循環制冷系統簡圖，液體過冷循環壓焓圖如圖4-17所示。

1—壓縮機；2—冷凝器；3—過冷器；4—節流閥；5—蒸發器

液體制冷工質節流膨脹后進入汽液兩相區，產生的蒸氣（又稱閃發氣體）量越少，則循環的單位制冷量越大。節流后所產生的蒸氣量與節流前后的溫度范圍有關，由圖4-17可知，進一步降低節流前液體制冷工質的溫度，將節流前狀態由4過冷至4'，就可以減小節流后的汽量，增大單位制冷量。在過冷過程中單位質量液體制冷工質放出的熱量是：

（4-13）

式中　h4——液體制冷工質飽和點的焓值；

        h' ——液體制冷工質過冷后的焓值；

        c'——液體制冷工質的比熱容；

        Δtg——過冷液體與飽和液體溫差。

由圖4-17可以看出，因為液體過冷后焓值降低，故過冷度越大，單位制冷量就越大。液體過冷循環的單位制冷量的增加量為：

（4-14）

此式表明過冷循環增加的制冷量等于過冷的液體制冷工質放出的熱量。

不論過冷或不過冷，循環的功不變。這就說明過冷循環的制冷系數ε'提高了。

（4-15）

從改善循環性能的角度看，采用液體過冷是有利的，但采用液體過冷必須增加再冷卻器，增大了初始投資費用。

②蒸氣過熱循環　理論循環中，壓縮機吸入的制冷工質蒸氣剛好是飽和蒸氣，如圖4-14和圖4-15所示的1點。但實際制冷循環中，低溫蒸氣在吸氣管道等部件中會吸取熱量而溫度升高；這樣壓縮機吸入的制冷工質蒸氣就是過熱蒸氣。存在蒸氣過熱的循環稱為蒸氣過熱循環，圖4-18所示為蒸氣過熱循環的p-h圖。

圖4-18中，1-2-3-4-5-1為理論循環過程，1-1'-2'-2-3-4-5-1為吸氣過熱循環，其中1-1'為蒸氣過熱過程。吸氣過熱循環與理論循環相比較，存在如下特點：①單位功增大；②冷凝器的單位冷凝熱量增加；③壓縮機的進氣比容增大，因而壓縮機輸氣質量流量減少，亦即制冷工質在單位時間內的循環量減少，故而制冷機的制冷能力降低。

實際之中，蒸氣過熱有兩種情況，一種情況是蒸氣過熱發生在蒸發器中，蒸氣過熱過程對被冷卻物產生了制冷效應，這種過熱為“有效過熱”；另一種情況是飽和蒸氣進入壓縮機前在吸氣管內吸取了熱量而過熱，此時蒸氣雖吸熱但沒有對被冷卻物產生制冷效應，這種過熱為“有害過熱”。

在“有效過熱”情況下，雖然單位功增大了，但制冷量也有所增加，制冷系數是否變化取決于循環工質本身的性質。

在“有害過熱”情況下，單位制冷量沒有變化，而單位功和進氣比容都增大了，致使制冷系數和單位容積制冷量都降低，并且加大了冷凝器的換熱負荷。為了減輕有害過熱的影響，低溫吸氣管路應很好地進行絕熱保溫。雖然蒸氣過熱對循環性能有不利影響，但在大多數情況下還是希望蒸氣有適當過熱度，這樣可以避免未蒸發的液體制冷工質被吸入壓縮機的氣缸而造成沖缸事故。

在進行制冷循環計算時，當冷凝溫度tk及蒸發溫度t0確定后，必須要考慮蒸氣應過熱到什么溫度，原則是蒸氣過熱溫度應保證消除管路有害過熱和不使壓縮機排氣溫度超過限定值。

③回熱循環　在制冷循環系統中采用一個回熱器使節流前的液體和從蒸發器回流的低溫蒸氣進行熱交換，這樣既可以使節流前的液體降低溫度，又可以使回流的低溫蒸氣升高溫度而過熱。這種采用回熱器，使蒸氣過熱的同時使液體過冷的循環稱為回熱循環。

圖4-19所示為回熱循環的系統原理，圖4-20所示為該循環的壓焓圖。由圖可以看出，從冷凝器流出的飽和液體（壓焓圖中狀態4）進入回熱器，被來自蒸發器的低溫蒸氣進一步冷卻至狀態4'，而低溫蒸氣被加熱，從狀態1升溫至狀態1'，完成了循環的回熱過程。

1—壓縮機；2—冷凝器；3—回熱器；4—節流閥；5—蒸發器

在忽略回熱器與外界熱量交換的情況下，根據熱平衡關系可求得單位回熱熱量

（4-16）

式中　c'——液體制冷工質的比熱容；

        ——制冷工質低溫蒸氣的定壓比熱容。

由于制冷工質液體的比熱容較之蒸氣氣體的定壓比熱容大，故液體的溫降總是小于蒸氣的溫升。

（2）單級制冷實際循環

前述單級壓縮制冷理論循環是在假定的理想條件下得出的理想循環，即假定不存在任何實際損失。這樣的假定簡化是為了便于用熱力學的方法進行分析。而實際循環過程中，由于存在各種損失，壓縮過程、冷凝過程、節流過程、蒸發過程都是不可逆過程，加上壓縮機的吸氣和排氣需要克服管道、閥門阻力等，與理想循環存在一些差異，歸納如下：

①實際壓縮過程不可逆，是一個多變指數不斷變化著的多變過程；即壓縮過程是熵增過程。

②冷凝和蒸發的傳熱過程溫差不可能為零，都是存在溫差的情況下進行的。這就是說冷凝和蒸發也是不可逆過程。

③制冷工質流經管道和換熱器時有阻力存在。

④制冷劑在通過循環的各部件時，與外界存在熱交換。

圖4-21示出單級壓縮實際制冷循環的p-h圖，圖中，表示理論循環，表示實際循環。實際循環中，表示蒸氣在回熱器及吸氣管中的流動過程，存在壓力降和過熱；表示蒸氣經過吸氣閥門進入氣缸的過程，由于進氣閥阻力，存在壓力降；表示實際壓縮過程，是不可逆多變過程；表示蒸氣排出壓縮機排氣閥的過程，存在壓力降；2's-4's表示蒸氣流經排氣管、進入冷凝器及液體流經管路的流動過程，存在流動阻力引起的壓力降和不可逆熱交換；為節流過程；表示制冷工質在蒸發器中蒸發過程，存在流動阻力引起的壓力降和不可逆熱交換。

從上述分析可知，實際循環過程中由于制冷工質存在流動阻力以及不可逆熱交換等因素，導致熱力過程為不可逆過程，導致循環功耗增大，制冷量減小，故循環的制冷系數要小于理論循環。

4.5.1.3　單級蒸氣壓縮制冷循環熱力計算

在工程實際中，根據制冷應用場合和制冷量需求等基礎輸入條件，首先要選定循環型式和制冷工質，之后就需要進行熱力計算。制冷循環熱力計算的目的就是要算出實際循環的性能指標、壓縮機的容量、功率以及換熱器的熱負荷，為設計選配壓縮機及熱交換器提供基礎數據。

（1）確定工作參數

在進行熱力計算時，應先確定工作參數，即確定制冷機的工作溫度及工作壓力，包括蒸發溫度t0、蒸發壓力p0、蒸發溫差Δt0、冷凝溫度tk、冷凝壓力pk、冷凝溫差Δtk、過冷溫度Δtg、過熱溫度Δtgr等。工作參數的確定原則和方法如下。

①蒸發溫度t0、蒸發溫差Δt0、冷凝溫度tk、冷凝溫差Δtk。

制冷機的蒸發溫度取決于被冷卻物的溫度t及傳熱溫差，冷凝溫度決定于環境介質的溫度te及傳熱溫差，而傳熱溫差是根據換熱器等具體情況選定。

（4-17）

（4-18）

對于水冷式冷凝器及冷卻鹽水的蒸發器通常選擇Δt=5℃左右；對于空氣冷卻的冷凝器及冷卻空氣的蒸發器，通常選擇Δt=10℃左右。

一般情況，為了使蒸發溫度盡可能高一些和降低低溫換熱的不可逆損失，蒸發器的傳熱溫差應選得比冷凝器的小一些，一般Δt0=2～4℃。

②蒸發壓力p0、冷凝壓力pk。

蒸發溫度及冷凝溫度確定后，根據所選制冷工質的物性圖表，就可以確定蒸發壓力p0和冷凝壓力pk。

③過冷溫度Δtg、過熱溫度Δtgr。

采用水過冷器的循環，液體過冷后的溫度取決于冷卻水溫度及過冷器的傳熱溫差，由于過冷器用的冷卻介質是水，并且過冷器的熱負荷小，故應選用較小的傳熱溫差。

制冷工質蒸氣在進入壓縮機前的過熱溫度則應根據蒸氣離開蒸發器時的情況及在進氣管道中的傳熱情況去確定，或按給定的過熱度去確定。

采用回熱循環的系統，首先按照過熱溫度應保證消除管路有害過熱和不使壓縮機排氣溫度超過限定值的原則確定過熱度，然后根據式（4-16）可求出過冷溫度。

（2）確定其他循環參數

確定了制冷機的工作參數后，就可以通過熱力計算確定其他循環參數，具體步驟和方法如下。

①根據前述確定的工作參數，在工質的壓焓圖上畫出循環過程圖。參見圖4-15、圖4-17、圖4-18及圖4-20。

②從壓焓圖上查得各狀態點的焓值、比容等參數。根據4.3.1.1中相應公式求出單位制冷量（q0）、單位容積制冷量（qv）、單位功（w0）及制冷系數（ε0）。

③計算制冷工質流量及壓縮機理論容積。

制冷工質的質量流量

（4-19）

制冷工質的容積流量

（4-20）

壓縮機的理論容積

（4-21）

式中，λ為壓縮機的輸氣系數，是壓縮機實際輸氣量與理論輸氣量（等于理論容積）之比。一般可查壓縮機的性能參數表得到。

根據求得的壓縮機的理論容積可以選配或設計所需壓縮機。

④計算壓縮機功率。

壓縮機的理論功率

（4-22）

壓縮機的指示功率

（4-23）

式中，ηi為壓縮機的指示效率，是單位理論功與壓縮機在實際過程中壓縮蒸氣所消耗的單位功（稱之為單位指示功）之比。

壓縮機的軸功率

（4-24）

式中，ηm為壓縮機的機械效率，是指示功與壓縮機實際消耗的功之比，此效率是由于壓縮機克服機械摩擦所引起。

⑤制冷機的冷凝放熱量（冷凝器負荷）。

冷凝放熱量

（4-25）

4.5.2　復疊式蒸氣壓縮制冷循環

在真空工程應用中，針對真空捕水汽及模擬空間低溫環境等需求，要求的溫度遠低于單級蒸氣壓縮制冷循環所能達到的范圍。為了獲得更低的溫度，可以采用單一制冷劑的兩級壓縮循環，但采用單一的中溫制冷劑兩級壓縮獲得低溫，受到蒸發壓力過低的限制；用單一的低溫制冷劑又受到冷凝壓力過高或在超臨界區工作的限制。應用兩種工質的復疊式制冷循環可以很好解決這個難題。

復疊式制冷機通常是由兩個（或兩個以上）采用不同工作區間制冷工質工作的單級制冷循環嵌套組合而成的制冷系統。通常把這兩部分稱為高溫循環和低溫循環，高溫循環使用中溫制冷劑，低溫循環使用低溫制冷劑。這兩個部分各自成為一個使用單一制冷劑的制冷系統，其中高溫循環中制冷劑的蒸發用來使低溫循環中的制冷劑冷凝，采用一個冷凝蒸發器將兩個循環嵌套聯系起來，冷凝蒸發器既是低溫循環的冷凝器，也是高溫循環的蒸發器。低溫循環將制冷劑吸收的熱量（即制冷量）傳給高溫循環的制冷劑，而高溫循環的制冷劑再將熱量傳給環境介質。

圖4-22所示為由兩個單級壓縮系統組成的復疊式制冷循環的系統原理，圖4-23所示為循環的T-s圖。它的高溫及低溫循環中分別采用R22及R23為制冷劑，蒸發溫度可達-80～-90℃。1-2-3-4-5-1為低溫循環，6-7-8-9-10-6為高溫循環。

1—高溫壓縮機；2—冷凝器；3，7—節流閥；4—冷凝蒸發器；5—低溫壓縮機；6—蒸發器

狀態1的低溫制冷工質R23以低壓狀態被吸入低溫循環壓縮機，經過壓縮，蒸氣的壓力和溫度同時升高，至狀態2，然后進入冷凝蒸發器將熱量傳遞給高溫循環工質R22，使R22蒸發，同時R23被冷卻、冷凝至狀態4，狀態4的R23液體經過等焓節流膨脹至蒸發壓力，溫度降低，進入汽液兩相區狀態5，之后進入蒸發器對被冷卻介質制冷，R23吸熱汽化至狀態1，完成循環。

在高溫循環中，10-6過程，R22工質在冷凝蒸發器中吸收低溫工質R23冷凝熱而汽化，這是一個等溫吸熱過程；6-7過程，高溫循環壓縮機對被吸入的低壓氣態R22進行壓縮，蒸氣壓力和溫度同時升高，至狀態7；7-8-9過程為高溫高壓R22氣體冷凝過程，工質將熱量通過冷凝器傳給環境介質而自身被冷凝為高壓液體；9-10為等焓膨脹過程，液體工質通過節流元件后壓力和溫度降低，成為汽液兩相混合物，進入蒸發過程，完成循環。

復疊制冷循環系統（以兩級復疊機為例）由高溫循環和低溫循環兩部分組成，如圖4-24所示。高溫循環主要包含壓縮機、油分離器、冷凝器、干燥過濾器、過冷器、節流元件、冷凝蒸發器等部件，低溫循環主要包含壓縮機、油分離器、預冷器、冷凝蒸發器、干燥過濾器、節流元件、蒸發器、膨脹容器等部件。

高溫部分（R22）：1—壓縮機；2—油分離器；3—冷凝器；4—干燥過濾器；5—過冷器；6—膨脹閥；7—冷凝蒸發器；低溫部分（R23）：8—壓縮機；9—油分離器；10—干燥過濾器；11—膨脹容器；12—預冷器；13—膨脹閥；14—蒸發器

高溫循環與普通單級制冷循環沒有區別，低溫循環多了一個膨脹容器，這是因為復疊式制冷機停機后，系統內溫度升高到與環境溫度相同時，低溫工質就會全部汽化成過熱蒸氣，低溫部分壓力就會升高而可能超過最大工作壓力。為了解決這個問題，在低溫系統中接入一個膨脹容器，以便在停機后部分低溫制冷工質蒸氣進入膨脹容器而不致使系統中的壓力過度升高。膨脹容器可接于壓縮機吸氣管，也可接于壓縮機排氣管。

復疊式制冷系統制冷工質應具有環境可接受性，制冷劑的臭氧破壞指數（ODP）和溫室效應指數（GWP）為零或盡可能小，符合國際公約和國家法規要求。較早的復疊制冷循環一般采用R12、R13、R14等制冷劑，自從發現CFC類和HCFC類制冷劑對大氣層的臭氧有破壞作用后，對這類物質的生產和使用進行了限制，所以在選配制冷工質時首先要考慮環境保護方面的要求，再根據具體制冷溫度等需求選取。目前一般高溫部分使用中溫制冷劑如R134a、R22、R404A及丙烷（C3H8）等；低溫部分使用R23、乙烯（C2H4）、乙烷（C2H6）等o

復疊式制冷系統計算可以看作兩個單級制冷循環的聯立計算。根據制冷應用場合和制冷量需求等基礎輸入條件，首先要選定制冷工質，然后就需要確定中間溫度，也就是確定高溫循環的蒸發溫度tL0或低溫循環的冷凝溫度tHk。中間溫度的確定以制冷系數最大和各個壓縮機的壓力比大致相等為原則。但中間溫度在一定范圍內變化時對制冷系數影響不大，所以還是按各級壓力比大致相等來確定中間溫度，冷凝蒸發器傳熱溫差一般取5～10℃。

確定中間溫度后，高溫循環及低溫循環的蒸發溫度、蒸發壓力、蒸發溫差、冷凝溫度、冷凝壓力、冷凝溫差、過冷溫度、過熱溫度等工作參數參見4.5.1.3節內容確定，再依據4.5.1.3節內容中方法，使高溫循環的制冷量等于低溫循環的冷凝熱，分別進行兩個單級循環的熱力計算即可。

復疊制冷機膨脹容器體積可按式（4-26）計算

（4-26）

式中　mx——低溫系統中（不包括膨脹容器）在工作狀態時制冷劑的充灌量；

        Vx，t——低溫系統（不包括膨脹容器）的總容積；

        vp——在環境溫度及平衡壓力時制冷劑的比容；

        vx——在環境溫度及吸氣壓力時制冷劑的比容。

停機后系統中低溫循環工質保持的平衡壓力一般取1.0～1.5MPa。

4.5.3　內復疊式蒸氣壓縮制冷循環

利用非共沸混合工質在相平衡時氣、液相成分不同的特點，壓縮后的混合工質蒸氣通過冷凝和氣液分離將高沸點工質和低沸點工質分離并分別進入兩個制冷循環進行循環制冷，實現與復疊式制冷相同的制冷效果，稱為內復疊式（或自復疊）壓縮制冷，如圖4-25所示。系統采用一臺壓縮機實現復疊制冷，這是該循環最明顯的特征。

圖4-25所示循環為單級壓縮單級分凝循環，循環工質這里以R22和R23混合工質為例。R22（標準沸點-40.8℃）和R23（標準沸點-82.1℃）混合工質高溫蒸氣經冷凝器向冷卻介質（水或空氣）放熱冷卻，由于兩組分的沸點不同，在冷凝器中大部分高沸點的R22和少量低沸點的R23先冷凝成液體，而大部分R23仍保持氣態。氣液兩相混合工質出冷凝器后進入氣液分離器，富R23氣體和富R22液體分離。液態工質經節流閥節流降溫降壓后進入冷凝蒸發器吸熱蒸發，使得進入冷凝蒸發器的富R23氣體冷凝成液體。富R23液體從冷凝蒸發器出來后經節流閥進入蒸發器，吸收被冷卻物的熱量完成蒸發過程，實現制冷。氣態的R23和氣態的R22混合后被壓縮機吸入壓縮，成為高溫高壓蒸氣，完成循環過程。

單級分凝內復疊循環通常使用二元混合工質，但根據要制取的溫度，也可以使用多元混合工質。

為了獲得更低的溫度，可以采用單級壓縮多級分凝的內復疊系統。圖4-26所示是一個三級內復疊循環。通過合適的混合工質組分的選用，可以實現上一級制冷劑的節流及蒸發，為下一級制冷劑的冷凝提供冷量，直至最低沸點的制冷劑冷凝成液體，經過節流獲得極低的溫度，甚至可制取70K左右的溫度。

內復疊制冷系統的工質選擇除了遵從一般原則外，還要滿足一些特殊原則。首先，各組元制冷劑混合時要相容但不共沸；其次，混合工質各組分必須有較大的沸點差，沸點差太小所需的復疊級數就增多，使得系統結構復雜，一般情況下選擇標準沸點差在40～80℃范圍內。

內復疊制冷系統工質可采用一般復疊制冷系統的制冷工質。另外用于獲得極低制冷溫度時，N2、O2、Ne、Ar和一些碳氫化合物等亦可作為混合工質組分。