制冷技术及其应用 (第二讲 循环分析)

qk h2 h3
qsub h3 h3'
qh h1 h1' h3' h3"
单级蒸气压缩式制冷的热力计算

压缩机压力比
pk / p0 c ( pk pk ) /( p0 p0 )
4. 制冷系统性能及热交换设备负荷 压缩机实际输气量
qVs VVh
Vapor comp.cycle
State2: p2=11.66; t2=88.3C;
Carnot cycle
State2c: p2c<p2; t2c=30C;
h2=1630.2;s2=5.4717;
State4: p4=2.908; t4=-10C; h4=322.8; S4=1.2572; Specific ref. effect: q0= h1-h4=1431.6-322.8=1108.8 Specific work: w= h2-h1=1630.2-1431.6=198.6 COP: COP=( h1-h4)/w=1108.8/198.6=5.58;

制冷剂质量流量
qm qVs / v1
制冷量
0 qm q0 qVs qV
单级蒸气压缩式制冷的热力计算

压缩机的指示功率、轴功率、电功率
Pi qm wi
Pe qm w / e
Pin Pe / del
制冷系统的性能系数
封闭式压缩机：EER=0 / Pin 开启式压缩机：COP=0 / Pe
例4-1 工质为R717，比 较循环1-2-3-4-1 与1-2c-3-4c-1的 比冷量、比功、 性能系数。 1-2c-3-4-1（不 采用膨胀机）的 COP?
Comparison the simplest vapor compression cycle with Carnot cycle (NH3)

劳伦茨（ H. Lorenz, 1894 ）循环

平均放热温度Tm
q Tds Tm (s3 s2 )
2 3

平均吸热温度T0m
q0 Tds T0 m (s1 s4 )
4 1

循环的性能系数
COP T0m /(Tm T0m )

相当于在Tm和T0m恒温热源条件下工作的逆 卡诺制冷循环性能系数。

单级蒸气压缩式制冷的热力计算

以下图所示系统为例，讨论计算步骤。
单级蒸气压缩式制冷的热力计算
1. 按已知系统流程在制冷剂的p-h图上表示出循 环，如图所示。热力计算时，采用简化的实 际循环图。 2. 确定循环工况 冷凝温度 T k = T H＋ΔT k p k； 蒸发温度 T 0 = T L－ΔT 0 p 0； 水冷式冷凝器： 取ΔT K＝(4~6)K； 风冷式冷凝器： 取ΔT K＝(10~14)K； 冷却液体的蒸发器：取ΔT 0＝(3~5)K； 冷却空气的蒸发器：取ΔT 0＝(8~10)K。
单级蒸气压缩式制冷的热力计算
吸气温度T1按实际情况和制冷剂允许的吸气温 度或吸气过热度取值。 蒸发器出口温度T 1’ 按膨胀阀控制的蒸发器出 口过热度确定，也可以粗略地按饱和气体温度 计算。 冷凝器出口温度T 3’ 按冷凝器出口可能获得的 过冷度确定，也可以粗略地按饱和液体温度计 算。 3. 计算实际循环特性 由以上所确定的循环工况， 列出循环中各已知状态点的热力状态参数，然 后计算以下循环特性指标。

单级蒸气压缩式制冷的热力计算

单位质量制冷量（比冷量）；单位容积制冷量
q0 h1' h4
理论比功、指示比功
qV q0 / v1
w h2' h1

wi h2 h1 (h2' h1 ) / i
h2 h1 (h2' h1 ) / i
冷凝器、过冷器、气液热交换器单位热负荷
单级蒸气压缩式制冷理论循环
制冷剂的p-h图
热力学分析
蒸发器中吸热量（比冷量）
q0 h1 h4 h1 h3
冷凝器中比放热量
qk h2 h3
循环比功
w h1 h2
循环的制冷系数
h1 h4 COP h2 h1
热力学分析

制冷量
功率 体积流量 容积冷量
0 qm (h1 h4 ) qm (h1 h3 )

管道压力降及换热
实际系统中若高压液体 管道较长，有转弯、上 升等，压降无法避免。 为了防止膨胀阀前液体 气化现象发生，就必须 使制冷剂液体过冷。

tsub t3 ts,( p3 p)
压缩过程及其他影响
压缩过程（见第三章 压缩机） 润滑油：润滑油与制冷剂直接接触，二者有一定 的互溶性，使热力性质有所偏移。 水分：制冷系统中如果混入了水分或不凝性气体， 将会产生危害。水分存在使制冷剂发生水化反应， 对系统材料有腐蚀，低温下工作的制冷机，会出 现冰堵。 不凝性气体：使系统内压力升高，排气温度升高， 造成机器运行异常。一般，当出现过冷度大于常 规值时，可能为不凝性气体影响；可在停机时根 据压力表、温度计读值估算。

单级蒸气压缩式制冷的热力计算
热力计算是制冷机设计计算的第一步。计算 结果是制冷系统各部件设计或选型的基础。 计算内容：在设计工况下，计算实际循环特 性，计算制冷机性能和各热交换设备的热负 荷。 进行制冷机设计时，首先按制冷机的使用要 求和使用时的环境条件确定温度工况，并选 择制冷剂、规划制冷系统流程。在上述条件 已知的情况下，进行制冷机的热力计算。
采用回热循环实现吸气过热
气液热交换器的能量平衡关系：
采用回热循环实现吸气过热



回热不利的制冷剂：氨，R21，R40；有利的：R290， CO2等。R22回热对循环影响不明显。 当蒸发温度较高时，高压液体与蒸发器回气之间的温 差不大，回气温度与环境温度之间的温差也不太大， 吸气管隔热层处理得好就能控制有害过热，一般不用 回热器。 蒸发温度低的制冷机用回热器有重要意义。由于压缩 机不允许吸气温度过低（压缩机外壁结霜、润滑油粘 度改变、溶解制冷剂）。 高压液体因回热而过冷，可防止节流件前制冷剂液体 闪蒸，保证节流件稳定工作。

单级蒸气压缩式制冷实际循环
单级蒸气压缩式制冷实际循环




4-0-1a：蒸发过程，有流动压降，引起饱和温度下降， 制冷剂出蒸发器时有过热。 1a-1b-1 ：制冷剂气体出蒸发器后经吸气管、压缩机吸 气腔、吸气阀和气缸时的温升和压降。 1-2：压缩过程，初期气体受气缸壁加热，比熵增加； 随着压缩过程进行，气体温度逐渐升到高于气缸壁温度， 向气缸壁散热，比熵减小。 2-2a：高压气体经排气阀、排气腔到排气管的流动过程， 存在压降。 2a-3：高压气体在排气管和冷凝器中的放热过程，有压 降，过程终了高压液体有一定过冷度。 3-4 ：高压液体绝热节流，点3 与点4 比焓相等。
吸气过热对制冷循环的影响
superheating of vapor
不产生制冷作用的 过热称无用（效） 过热；产生制冷作 用的过热称有用 （有效）过热。 吸气过热度定义 为： Δt sup＝t 1’－t 1

三、吸气过热对制冷循环的影响
吸气过热对制冷循环的影响
有用过热对单位容积制冷量及COP的影响与制冷剂 性质有关。

单级蒸气压缩式制冷的实际循环
低温热源和高温热源是有限流量的空气、水或 其它流体，为有限热源。 制冷剂出蒸发器进压缩机时有过热；制冷剂在 膨胀阀前的状态为过冷液体。 制冷剂在系统中循环流动时，经过设备及其连 接管道(管件、阀门等)均存在流动阻力，造成 流动压力降，管道与外界存在热交换； 实际压缩过程存在不可逆损失，不是定熵压缩 过程。
COPc随热源温度改变，两热源间温差越大，则COPc 越小。TH一定时，TL越低，则COPc越小；
用COP值评价制冷机的循环经济性时，只有指明TH、 T L 才有意义；只有在同样的TH、TL条件下，才可以用 COP值来比较制冷机的性能。
劳伦茨（ H. Lorenz, 1894 ）循环
工作于变温热源间的 可逆循环，正循环为 动力循环，逆循环为 制冷循环。 2-3：多变压缩过程， 变温放热；4-1：多变 膨胀，变温吸热（制 冷）。 对非公沸混合制冷剂 蒸气压缩式制冷，2-3、 4-1分别为定压放热与 定压吸热过程。
2、干压缩代替式压缩， 造成过热损失。 为什么不采用1’-2’ 的定 熵压缩过程？ 湿蒸气压缩的难题： a. 液滴汽化，影响压缩 机吸气； b. “液击”现象。
Comparison the simplest vapor compression cycle with Carnot cycle (NH3)
h2c<h2; s2c=5.4717;
State4c: p4c =2.908; t4=-10C h4c=308.4; s4c=1.2025; q0,c= h1-h4c=1431.6-308.4=1123.2 w=w1-2c+w2c-3- w 3-4c -w4c-1 =171.0 COPc= Te /( Tc-Te)=6.58;

管道压力降及换热
高压液管：冷凝器到膨胀阀的连接管道。 制冷剂温度高于环境温度时，向环境散热对循环 有利。 制冷剂温度低于环境温度时，被环境加热。管中 将有部分液体气化，使膨胀阀前出现气泡，降低 阀的流通能力，并使阀工作不稳定。造成对蒸发 器供液不足。蒸发器缺液，制冷能力降低；膨胀 阀工作不稳定还会危及压缩机的安全。 高压液管中的压力损失使膨胀阀前的制冷剂压力 降低，若无气化出现，影响不大。若出现阀前液 体气化，将影响膨胀阀正常工作。
第二章 蒸气压缩式制冷
Vapor Compression Refrigeration
可逆循环与理论循环 Reversible and Theoretical Cycle
一、可逆循环
逆卡诺循环：工作于 两恒温热源间的可逆 制冷循环。
逆卡诺循环

性能系数只与热源的温度有关，而与制冷剂性质无关；
P qm w


V qm v1


吸气状态下的比体积！
qzv (h1 h4 ) / v1
0 V qzv

wk.baidu.com 理论循环的特点
1、节流阀代替膨胀机，造 成节流损失
w1=h3-h4’ 为什么？
液体膨胀机制作困难，
回收的功很少，不合算；
节流（膨胀）阀制作容
易，系统控制方便。
理论循环的特点
二、高压液体过冷对制冷循环的影响
Subcooling of liquid
过冷度： t
sub
t3 t3'
h h3 h3' ctsub
h3' hs (t3' )
高压液体过冷对制冷循环的影响
实现过冷的方法： 增大冷凝器面积，制 冷剂蒸气在冷凝器中 经历冷却-凝结-过冷。 在冷凝器与膨胀阀之 间增设过冷器。 用气-液热交换器（回 热）使液体过冷。
采用回热循环实现吸气过热
一些制冷剂如RC318等， 热力性质特征使得饱和蒸气 等熵压缩进入两相区，这类 制冷剂的T-s图上，气相饱 和线呈向左下方倾斜的形状。 必须采用回热循环，以便吸 气过热到足以保证压缩全过 程都在气相区内完成。

管道压力降及换热
吸气管：连接蒸发器与压缩机吸入侧。 无用过热对循环有害；吸气管内压降，将降低压缩 机吸气压力、增大吸气比容、减小容积制冷量。压 缩机的工作压力比增大，比功增大、排气温度升高。 循环的性能系数降低。 排气管：连接压缩机排与冷凝器。 排气管换热时，制冷剂一般向环境散热，有利。当 排气管壁温过高时(如氨制冷压缩机)，出于安全考 虑应采取必要措施。排气管中的压力降增大了压缩 机的工作压力比，使比功增大，排气温度升高。 吸气压降的影响大于排气压降。
if without expander:COP=1123.2/185.4=6.06
小 结
理论循环为饱和（压缩机吸入饱和气体、节流阀 前为饱和液体）循环，节流过程为不可逆过程， 其余过程内可逆（无耗散、但有传热温差）； 理论循环特性与热源温度有关；与制冷剂的性质 有关； 理论循环是实际循环的简化，可用于分析实际循 环的各种不完善因素，探讨改进方向；通过不同 制冷剂的理论循环特性比较，可以评价它们在热 力性质方面的适宜程度。