蒸氣壓縮制冷循環(huán)PPT精選文檔

1、1第三章第三章 蒸氣壓縮制冷循環(huán)蒸氣壓縮制冷循環(huán) 23.0 預(yù)備知識預(yù)備知識345678u在普通制冷溫度范圍內(nèi)，蒸氣壓縮式制冷是占主導(dǎo)地位的制冷方式，它屬于液體蒸發(fā)制冷u液體蒸發(fā)制冷的特征是：利用制冷劑液體在氣化時（蒸發(fā)時）產(chǎn)生的吸熱效應(yīng)，達到制冷目的u液體蒸發(fā)制冷構(gòu)成循環(huán)的四個基本過程是： 制冷劑液體在低壓（低溫）下蒸發(fā)，成為低壓蒸氣； 將該低壓蒸氣提高壓力成為高壓蒸氣； 將高壓蒸氣冷凝，使之成為高壓液體； 高壓液體降低壓力重新變?yōu)榈蛪阂后w，從而完成循環(huán)。9u上述四個過程中，是制冷劑從低溫?zé)嵩次諢崃康倪^程；是制冷劑向高溫?zé)嵩磁欧艧崃康倪^程；是循環(huán)的能量補償過程。u能量補償?shù)姆绞接卸喾N，所使

2、用的補償能量形式相應(yīng)的也有所不同。如果該過程的能量補償方式是用壓縮機對低壓氣體做功，使之因受壓縮而提高壓力，那么，這種制冷方式便稱之為蒸氣壓縮式制冷循環(huán)（vapor compression refrigeration cycle） 10QoWu 在制冷系統(tǒng)中，我們將制冷劑在低壓下蒸發(fā)的容器，稱為蒸發(fā)器（evaporator） ，蒸發(fā)器是熱交換設(shè)備，其作用是將蒸發(fā)器外被冷卻對象的熱量傳遞給蒸發(fā)器內(nèi)制冷劑，制冷劑（在低溫低壓下）相變吸熱而使被冷卻對象的溫度降低u 從蒸發(fā)器內(nèi)源源不斷地抽出制冷劑氣體的裝置稱為制冷壓縮機（refrigerant compressor） ，其作用之一是不斷地將完成了吸熱

3、過程而汽化的制冷劑蒸氣從蒸發(fā)器中抽吸出來，使蒸發(fā)器維持低壓狀態(tài)，便于蒸發(fā)吸熱過程能繼續(xù)不斷地進行下去 11QoQkWu利用飽和溫度和飽和壓力一一對應(yīng)這個原理，我們對制冷壓縮機抽出的低溫低壓的制冷劑蒸氣進行壓縮，給它一個能量，使低溫低壓的制冷劑蒸氣增壓，從而提高制冷劑蒸氣的溫度，再送往冷凝器去冷凝 u制冷壓縮機除了及時抽出蒸發(fā)器內(nèi)蒸氣，維持低溫低壓外，作用之二是通過壓縮作用提高制冷劑蒸氣的壓力和溫度，創(chuàng)造將制冷劑蒸氣的熱量向外界環(huán)境介質(zhì)（空氣或水）轉(zhuǎn)移的條件12u 冷凝器（Condenser）也是一個熱交換設(shè)備，作用是利用環(huán)境冷卻介質(zhì)空氣或水，將來自制冷壓縮機的高溫高壓制冷劑蒸氣的熱量帶走，使高

4、溫高壓制冷劑蒸氣冷卻、冷凝成高壓常溫的制冷劑液體。u 值得一提的是，冷凝器內(nèi)制冷劑蒸氣變?yōu)橹评鋭┮后w的過程中，壓力是不變的仍為高壓u 高壓常溫的制冷劑液體不能直接送入低溫低壓的蒸發(fā)器。我們將再一次利用飽和壓力（saturation pressure）與飽和溫度一一對應(yīng)原理，降低制冷劑液體的壓力，從而降低制冷劑液體的溫度。將高壓常溫的制冷劑液體通過降壓裝置膨脹閥（又稱節(jié)流閥，expansion valve，throttle valve ），得到低溫低壓制冷劑，再送入蒸發(fā)器吸熱蒸發(fā)，從而完成了一個制冷循環(huán)。 13QoQkW14QoQk壓縮機壓縮機節(jié)流閥節(jié)流閥冷凝器冷凝器蒸發(fā)器蒸發(fā)器W15QoQk

5、Compressor Expansion Valve Condenser Evaporator W高壓、過熱蒸氣高壓、過熱蒸氣低壓、氣液兩相低壓、氣液兩相高壓、飽和液體高壓、飽和液體低壓、低溫蒸氣低壓、低溫蒸氣1617u單級蒸氣壓縮式制冷循環(huán)工作過程如下 制冷劑在蒸發(fā)器內(nèi)，在壓力 po、溫度 to 下沸騰， to低于被冷物體的溫度。壓縮機不斷地抽吸蒸發(fā)器中產(chǎn)生的蒸汽，并將它壓縮到冷凝壓力pk，然后送往冷凝器，在 pk 壓力下等壓冷凝成液體，同時，制冷劑放出冷凝熱量，并傳給冷卻介質(zhì)（通常是水或空氣） 與冷凝壓力pk相對應(yīng)的冷凝溫度tk ,一定要高于冷卻介質(zhì)的溫度，冷凝后的液體通過膨脹閥或節(jié)流元件

6、進入蒸發(fā)器 當制冷劑通過膨脹閥時，壓力從 pk 降到 po ，少部分液體氣化，極大部分剩余液體的溫度降至 to，這部分液體在蒸發(fā)器中蒸發(fā)，并從被冷卻的物體中吸取它所需要的蒸發(fā)熱。而氣化的這部分蒸汽稱為閃發(fā)蒸汽，在它被壓縮機吸入之前幾乎不再起吸熱作用183.1 單級蒸氣壓縮式制冷循環(huán)單級蒸氣壓縮式制冷循環(huán)u 分析單級蒸氣壓縮式制冷循環(huán)的理論循環(huán)（Ideal Single-Stage Cycle）的目的是運用熱力學(xué)原理對制冷循環(huán)內(nèi)在聯(lián)系和外部影響，進行的理論分析，是制冷系統(tǒng)安裝、調(diào)試、運行管理和維護的理論基礎(chǔ)。它對制冷循環(huán)的能量轉(zhuǎn)換及轉(zhuǎn)換后效率進行的理論分析，是制冷系統(tǒng)能否節(jié)能、環(huán)保、可持續(xù)發(fā)展的

7、理論根據(jù)u 鑒于實際的制冷循環(huán)是一個動態(tài)且復(fù)雜的循環(huán)過程，不便于定性和定量分析，我們將從簡單但符合實際規(guī)律的理論制冷循環(huán)入手，用熱力學(xué)理論對其進行透徹的分析和計算，在此基礎(chǔ)上再修正復(fù)雜、多變的實際制冷循環(huán)，指導(dǎo)實際制冷循環(huán)的應(yīng)用，使之更有效、更安全地為我們服務(wù)。對制冷循環(huán)進行的熱力計算，是制冷系統(tǒng)機器、設(shè)備設(shè)計和選型的理論依據(jù) 3.1.1 單級蒸氣壓縮式制冷循環(huán)的理論循環(huán)單級蒸氣壓縮式制冷循環(huán)的理論循環(huán)191、理論制冷循環(huán)的假定條件、理論制冷循環(huán)的假定條件 u 壓縮過程為等熵過程（Isentropic process ），即壓縮過程與外界沒有熱交換u 冷凝、蒸發(fā)過程均為定壓過程（Isobari

8、c process） ，沒有傳熱溫差。即制冷劑的冷凝溫度（Condensing temperature）等于環(huán)境介質(zhì)（空氣或水）溫度；制冷劑的蒸發(fā)溫度（Evaporating temperature）等于被冷卻對象溫度；且各溫度均為定值u 離開蒸發(fā)器和進入制冷壓縮機的制冷劑蒸氣為蒸發(fā)壓力下的飽和蒸氣；離開冷凝器和進入膨脹閥的液體為冷凝壓力下的飽和液體u 除膨脹閥產(chǎn)生節(jié)流降壓外，制冷劑在設(shè)備管道內(nèi)的流動沒有流動阻力損失（即沒有壓力降），同時與外界環(huán)境沒有熱交換u 節(jié)流過程為絕熱的焓值不變過程（Isenthalpic process） 202、理論制冷循環(huán)在溫、理論制冷循環(huán)在溫-熵圖和壓熵圖和壓-

9、焓圖上的表示焓圖上的表示圖2-4 布雷頓熱泵流程電動機壓縮機節(jié)流閥蒸發(fā)器冷凝器215x1ToTKx021S34T壓縮節(jié)流蒸發(fā)冷凝冷卻統(tǒng)稱為統(tǒng)稱為“冷凝冷凝”222PKh1x15Po34lgPx0壓縮過程Compression Process節(jié)流過程Throttle Process蒸發(fā)過程Evaporation Process 冷凝過程Condensation Process23u 點 1 表示制冷劑進入壓縮機的狀態(tài)它是對應(yīng)于蒸發(fā)溫度 to 下的飽和蒸氣，該點位于等壓線 po 與飽和蒸氣線的交點上 u 點 2 表示制冷劑出壓縮機的狀態(tài)，也是進冷凝器時的狀態(tài)。過程線 12 表示制冷劑蒸氣在壓縮機中

10、的等熵壓縮過程（s1=s2），由蒸發(fā)壓力po 壓縮到冷凝壓力 pk，因此點 2 可由通過點 1 的等熵線和壓力為 pk 的等壓線的交點來確定。點 2 處于過熱蒸氣狀態(tài)，注意在點 2 時的制冷劑溫度比點 3 時的制冷劑溫度高，此溫度我們也稱作壓縮機排氣溫度（Discharge temperature） 24u 點 4 表示制冷劑出冷凝器的狀態(tài)，它是與冷凝壓力 pk 所對應(yīng)的飽和液體，過程線 234 表示制冷劑在冷凝器內(nèi)冷卻（23）和冷凝（34）過程。由于整個冷凝過程的壓力不變，因此，壓力為 pk 的等壓線和飽和液體線的交點即為點4的狀態(tài) u 點 5 表示制冷劑出節(jié)流閥的狀態(tài)，也就是進入蒸發(fā)器的狀

11、態(tài)。過程線45 表示制冷劑在通過節(jié)流閥時的節(jié)流過程，在這一過程中，制冷劑的壓力由 pk 降到 po，溫度也由 tk 降到 to，進入兩相區(qū)。由于節(jié)流前后制冷劑的焓值不變，因此，由點 4 作等焓線與等壓線 po 的交點即為點5 的狀態(tài)。因節(jié)流過程是不可逆過程，所以過程線 45 往往用虛線表示?？梢钥闯?，點 5 落入了兩相區(qū)，意味著制冷劑從冷凝壓力飽和液體狀態(tài)經(jīng)節(jié)流閥節(jié)流后有一部分成為閃發(fā)氣體 25u 過程線 51 表示制冷劑在蒸發(fā)器中的汽化（蒸發(fā)）過程。由于這一過程是在等溫、等壓下進行的，液體制冷劑吸取被冷卻物體的熱量而不斷汽化，所以制冷劑的狀態(tài)沿等壓線向干度增大的方向變化，直到全部變?yōu)轱柡驼魵?/p>

12、為止。這樣，制冷劑的狀態(tài)又重新回到進入壓縮機前的狀態(tài)，從而完成了一個理論制冷循環(huán)26tk、pkto、pos=常數(shù)p=常數(shù)h=常數(shù)p=常數(shù)273、理論循環(huán)中各設(shè)備的功、熱變化、理論循環(huán)中各設(shè)備的功、熱變化u 理論制冷循環(huán)中，制冷劑的流動過程可認為是穩(wěn)定流動過程。即： 制冷劑流過系統(tǒng)任何斷面的質(zhì)量不隨時間改變； 系統(tǒng)中任何位置上制冷劑的狀態(tài)參數(shù)都保持一定，不隨時間改變； 系統(tǒng)與外界的熱量和功量傳遞不隨時間改變。28u 根據(jù)熱力學(xué)第一定律，忽略位能和動能變化，穩(wěn)定流動過程的能量方程可表示為（參見工程熱力學(xué)熱力學(xué)第一定律中的穩(wěn)定流動能量方程）inouthhmPQ （31） 式中：Q 單位時間內(nèi)外界加給

13、系統(tǒng)的熱量，kW； P 單位時間內(nèi)外界加給系統(tǒng)的功率，kW； 流出或流進該系統(tǒng)的穩(wěn)定質(zhì)量流量，kg/s； hout、hin 1kg制冷劑在系統(tǒng)出、進口處的比焓，kJ/kg。u 該方程可以單獨適用于制冷系統(tǒng)中的每一個設(shè)備。m 29u制冷壓縮機制冷壓縮機 制冷壓縮機對制冷劑蒸氣的壓縮過程是一個等熵過程。因此0QinouthhmP oowmhhmP12 （32）帶入式（3-1），有 在圖中表示為1-2過程，為循環(huán)的壓縮過程，故上式可寫成 式中：Po 理論功率（Idea power） ，kW，表示制冷壓縮機因壓縮循環(huán)的制冷劑蒸氣所消耗的功率 質(zhì)量流量（Mass flow rate），kg/s，表示單位

14、時間內(nèi)循環(huán)的制冷劑的流量 wo 理論比功（單位壓縮功，Compress work per mass） ，kJ/kg，表示制冷壓縮機每輸送 1kg 制冷劑蒸氣所消耗的功。m 30 熱力學(xué)中，非自發(fā)過程的發(fā)生需要伴隨能量的補償 理論制冷循環(huán)中，熱量從被冷卻對象通過制冷劑傳遞給環(huán)境介質(zhì)空氣或水，即從低溫物體傳向高溫物體，是非自發(fā)過程，因而需要制冷壓縮機消耗功率 Po 才能夠?qū)崿F(xiàn)。 壓縮過程中，制冷劑狀態(tài)變化如下： 制冷劑蒸氣從干飽和蒸氣狀態(tài) 1 過熱蒸氣狀態(tài) 2 制冷劑蒸氣從低壓 po 高壓 pk 制冷劑蒸氣從低溫 t1 高溫 t2（依制冷劑不同而不同） 壓縮過程是一個等熵過程31u冷凝器冷凝器 冷

15、凝器中制冷劑蒸氣的冷凝過程是一個定壓放熱過程，向外界放出熱量 Qk ，但與外界沒有功率交換。因此0PinoutkhhmQ kkqmhhmhhmQ4224 （33）式中：Qk 冷凝熱（Condenser heat） ，kW，表示單位時間內(nèi)循環(huán)的制冷劑在冷凝器中放出的熱量（負號僅表示放出熱量，可省略） qk 單位冷凝熱負荷，kJ/kg，表示1kg制冷劑蒸氣冷凝為同等壓力下的飽和液體在冷凝器中放出的熱量32 冷凝過程中，制冷劑狀態(tài)變化如下： 制冷劑蒸氣從過熱蒸氣狀態(tài) 2 飽和蒸氣狀態(tài) 3（冷卻過程） 飽和液狀態(tài) 4（冷凝過程） 制冷劑蒸氣從高溫 t2 冷凝溫度 tk=t3=t4（一般為常溫） 冷凝過

16、程定壓且為高壓 pk33u膨脹閥膨脹閥 膨脹閥中制冷劑液體的膨脹過程是一個絕熱過程，與外界沒有熱交換，也不作功。因此0Q0P0inouthhm 54hh （34）上式可寫成式（34）表明節(jié)流前后焓值不變34 節(jié)流過程中，制冷劑狀態(tài)變化如下： 制冷劑液體從飽和液狀態(tài) 4 濕蒸氣狀態(tài) 5 制冷劑液體從高壓 pk 低壓 po 制冷劑液體從冷凝溫度 tk 蒸發(fā)溫度 to 節(jié)流過程絕熱而且焓值不變35u蒸發(fā)器蒸發(fā)器 制冷劑的蒸發(fā)過程是一個定壓吸熱過程，從外界吸收熱量 Qo ，與外界沒有功率交換。因此0PinoutohhmQ ooqmhhmQ51 （35）式中：Qo 制冷量（Refrigerating c

17、apacity） ，kW，表示單位時間內(nèi)循環(huán)的制冷劑在蒸發(fā)器中從被冷卻對象吸取的熱量 qo 單位質(zhì)量制冷量（Refrigerating capacity per weighing） ，kJ/kg，表示 1kg 制冷劑液體蒸發(fā)為同等壓力下的飽和氣體在蒸發(fā)器中從被冷卻對象吸取的熱量，它實際是制冷劑的氣化潛熱36 蒸發(fā)過程中，制冷劑狀態(tài)變化如下： 制冷劑從濕蒸氣狀態(tài) 5 飽和蒸氣狀態(tài) 1 蒸發(fā)過程定壓且為低壓 po 蒸發(fā)過程定溫且為低溫 to=t5=t137u理論制冷循環(huán)的能量轉(zhuǎn)換理論制冷循環(huán)的能量轉(zhuǎn)換 理論制冷循環(huán)的能量轉(zhuǎn)換和熱力學(xué)第一定律有kooQPQkooqwq （36） 解釋為：蒸氣壓縮制冷

18、系統(tǒng)的冷凝熱等于得到的冷量與消耗的功之和 38u理論制冷循環(huán)的經(jīng)濟性理論制冷循環(huán)的經(jīng)濟性 理論制冷循環(huán)中，制取的冷量與所消耗的功率之比稱為制冷系數(shù)（Cofficient of performance） ，用o表示ooooowqPQ （37） 制冷系數(shù)越大，制冷循環(huán)經(jīng)濟性越好，投入少、產(chǎn)出多 制冷系數(shù)的影響因素在后面進行分析39404、理論循環(huán)的熱力計算、理論循環(huán)的熱力計算u 單級蒸氣壓縮式制冷理論循環(huán)的性能指標u 單位質(zhì)量制冷量u 單位容積制冷量u 理論比功u 冷凝器單位熱負荷u 制冷系數(shù)等 41u單位制冷量單位制冷量 1kg 制冷劑在蒸發(fā)器內(nèi)從被冷卻物體中吸取的熱量稱單位制冷量（Refrig

19、erating capacity per unit of refrigerant mass） 。用 qo表示 從壓焓圖中可以看出，狀態(tài) 5 的濕蒸氣進入蒸發(fā)器，在其中吸熱氣化至干飽和蒸氣狀態(tài) 1 ，在 51 蒸發(fā)過程中，工質(zhì)的壓力和溫度均保持不變 單位制冷量可用制冷劑進、出蒸發(fā)器時的焓差表示，即510hhq （38） 單位制冷量與制冷劑的性質(zhì)有關(guān)，與節(jié)流前后的溫度（壓力）有關(guān) 42u單位容積制冷量單位容積制冷量 壓縮機每吸入1m3制冷劑蒸氣(按吸氣狀態(tài)計算)所制取的冷量稱單位容積制冷量（Refrigerating capacity per unit of swept volume） ，用 qv

20、表示1511vhhvqqov （39） 式中：v1 吸氣狀態(tài)下制冷劑蒸氣比體積（比容），m3/kg 單位容積制冷量與制冷劑性質(zhì)有關(guān) 單位容積制冷量蒸發(fā)壓力的影響很大，蒸發(fā)溫度越低，制冷劑比體積值越大，單位容積制冷量越小 43u理論比功理論比功 壓縮機每壓縮并輸送1kg制冷劑所消耗的功稱為理論比功（單位理論功， The work input to the compressor per unit of refrigerant mass ）用 wo 表示。 由于節(jié)流過程中制冷劑對外不作功，因此循環(huán)單位理論功與壓縮機的單位理論功相等。它可用制冷劑進、出壓縮機時的比焓差表示，即12hhwo （310）

21、單位理論功的大小不僅與制冷劑的性質(zhì)有關(guān)，也與壓縮機的壓縮比（Compression ratio） （pk / po）的大小有關(guān) 44u冷凝器單位熱負荷冷凝器單位熱負荷 1kg制冷劑在冷凝器中放給冷卻介質(zhì)的熱量稱為冷凝器單位熱負荷（The heat rejection during condensation per unit of refrigerant mass）， 用 qk 表示。 用制冷劑進、出冷凝器時的比焓差表示，即42hhqk （311） 可見冷凝負荷大小與制冷劑壓縮后的狀態(tài)點有關(guān)，包含有制冷劑的冷卻過程和冷凝過程45u制冷系數(shù)制冷系數(shù) 它表示循環(huán)的制冷量與理論功之比，用 o 表示，即

22、1241hhhhwqPQooooo （312） 制冷系數(shù)表明理論循環(huán)的經(jīng)濟性，在空調(diào)工程實際應(yīng)用中往往用COP 和 EER（能效比）衡量系統(tǒng)的經(jīng)濟性46 在溫-熵圖和壓-焓圖上單位制冷量、單位理論功和單位冷凝熱可以用面積（溫-熵圖）和線段（壓-焓圖）表示，下圖給出了用面積和線段表示的單位制冷量。47u例例3-1 某R22制冷理論循環(huán)，蒸發(fā)溫度 to = 5，冷凝溫度tk = 40，制冷量 Qo = 50kW，試進行該循環(huán)的熱力計算。4849m 5051u例例3-2 比較R22制冷理論循環(huán)，蒸發(fā)溫度 to = 5，冷凝溫度 tk1 = 40、tk2 = 38、tk3 = 36、tk4 = 34、

23、tk5 =32時制冷系數(shù)的變化量。52u 解解 該循環(huán)在壓-焓圖上的表示如圖所示。根據(jù)R22熱理性質(zhì)表，查出處于飽和線上各點的有關(guān)狀態(tài)參數(shù)值： h3-1=249.686kJ/kg；h3-2=247.041kJ/kg h3-3=244.418kJ/kg；h3-4=241.814kJ/kg h3-5=239.230kJ/kg h2-1=432 kJ/kg；h2-2=430 kJ/kg； h2-3=428kJ/kg；h2-4=426 kJ/kg； h2-5=424 kJ/kg 2h1x1to=534lgPx0tk=4053oq31hh 12hhwooowq /序號項目計算公式冷凝溫度（）403836

24、34321單位質(zhì)量制冷量（kJ/kg） =157.457160.102162.725165.329167.9132單位功（kJ/kg）24.85722.85720.85718.85716.8573制冷系數(shù)6.3357.0017.8028.7689.9614比較值以40為基準81.57u 結(jié)論：在制冷循環(huán)中，冷凝溫度降低1，制冷系數(shù)將會增加5%左右（與運行工況有關(guān)） 543.1.2 單級蒸氣壓縮式制冷的實際循環(huán)單級蒸氣壓縮式制冷的實際循環(huán)u 需要修正的方面是 制冷壓縮機的壓縮過程不是等熵過程，且有摩擦損失 熱交換過程中，有氣體過熱、液體過冷現(xiàn)象存在。通常制冷壓縮機的吸氣是

25、過熱蒸氣，節(jié)流閥前的液體是過冷液體 熱交換過程中，存在著傳熱溫差，被冷卻對象溫度高于制冷劑的蒸發(fā)溫度，環(huán)境介質(zhì)溫度低于制冷劑冷凝溫度 節(jié)流過程不完全是焓值不變的節(jié)流過程 制冷劑在設(shè)備及管道內(nèi)流動時，存在著流動阻力損失，且與外界有熱量交換 制冷系統(tǒng)中存在著不凝性氣體55u 制冷劑液體的溫度低于同一壓力下飽和狀態(tài)的溫度稱為過冷(Subcooling)。兩者溫度之差稱為過冷度(Degree of subcooling)u 如壓力為1atm（0.1MPa）時，水對應(yīng)的飽和溫度是100，而通常自來水溫度只有20，自來水即為過冷液體，過冷度為80u 液體制冷劑節(jié)流后進入濕蒸氣區(qū)（兩相區(qū)），節(jié)流后制冷劑的干

26、度越小，它在蒸發(fā)器中氣化時的吸熱量（即制冷量）越大，循環(huán)的制冷系數(shù)越高u 節(jié)流后的點越接近飽和液體線，制冷量越大。在一定的冷凝溫度和蒸發(fā)溫度下，采用使節(jié)流前制冷劑液體過冷的方法可以達到減少節(jié)流后干度的目的1、液體過冷對循環(huán)性能的影響、液體過冷對循環(huán)性能的影響56u 理論制冷循環(huán)中，我們認為冷凝完畢的制冷劑液體正好是飽和液 (Saturated liquid)，忽略制冷劑流動時的熱交換，制冷劑到達節(jié)流閥前仍為飽和液狀態(tài)。在實際制冷循環(huán)中，制冷劑液體離開冷凝器進入節(jié)流閥之前往往具有一定的過冷度。57u 液體過冷的原因 冷凝器中冷凝面積的選擇往往大于設(shè)計所需的冷凝面積 冷凝器選擇條件是根據(jù)最熱天氣，

27、最高的環(huán)境介質(zhì)溫度。而在使用中的絕大多數(shù)時間內(nèi)冷凝器是在低于上述條件的情況下工作，從而使冷凝面積過剩，為制冷劑過冷創(chuàng)造了條件 在設(shè)計過程中，人為設(shè)計一些過冷度。在通常情況下，過冷度的大小取決于冷凝系統(tǒng)的設(shè)計和制冷劑與冷卻介質(zhì)之間的溫差。假定冷凝器出水溫度比冷凝溫度低5，冷卻水在冷凝器中的溫升為8，因而冷卻水的進口溫度比冷凝溫度低13，這就足以使制冷劑出口溫度達到一定的過冷度。在臥式殼管式冷凝器中，如果冷凝后的液體不立即從冷凝器的底部排出，而是積存在冷凝器內(nèi)部，這部分液體將繼續(xù)把熱量傳給管內(nèi)的冷卻水和周圍環(huán)境，排出時便可獲得一定的過冷度 在制冷系統(tǒng)中設(shè)置了過冷器，如用空氣冷卻后的高壓制冷劑經(jīng)過井

28、水再次冷卻，制冷劑就得到了過冷 制冷系統(tǒng)中設(shè)置了回?zé)崞鳎ㄔ斠娀責(zé)嵫h(huán)）58u 具有液體過冷的循環(huán) 12341表示理論循環(huán) 12341表示過冷循環(huán)2h1x1to34lgPx0tk3459u 對過冷循環(huán)而言，單位制冷量 41hhqo （313） 44hhqo 1212444112 41hhtchhhhhhhhhhwqooo （314） （315）u 與無過冷的循環(huán)12341相比，過冷循環(huán)的單位制冷量的增加量為u 過冷循環(huán)的制冷系數(shù)式中：c 液體平均比熱容； t 過冷度。 60u 單位制冷量增加的百分數(shù)取決于制冷劑的蒸發(fā)潛熱和液體的比熱 對于氨（R717），因為它的蒸發(fā)潛熱很大，故每過冷1，單位制冷

29、量增加的百分數(shù)是很小的，在考核工況下大約為0.4% 對R502制冷劑而言，大約增加1.1%，對丙烷而言，大約增加0. 9%。61u 由于單位制冷量的增加，對給定的制冷量，過冷循環(huán)所需要的制冷劑質(zhì)量流量將小于理論循環(huán)的質(zhì)量流量?？紤]到兩個循環(huán)的壓縮機吸入狀態(tài)相同，因而壓縮機所需要的容積同樣也是過冷循環(huán)小于理論循環(huán)ooqQm oowqu 由于兩個循環(huán)中壓縮機的進、出口狀態(tài)相同，因此兩個循環(huán)的比功相同，這就意味著過冷循環(huán)中單位制冷量的增加必定導(dǎo)致制冷系數(shù)的增加。 62u例例3-3 試比較理論循環(huán)與過冷循環(huán)的性能。假定兩個循環(huán)的冷凝溫度均為40，蒸發(fā)溫度均為5，過冷循環(huán)中液體的溫度由40過冷到35，兩

30、個循環(huán)的壓縮機吸入狀態(tài)均為蒸發(fā)壓力入下的飽和蒸氣狀態(tài)，工質(zhì)為R22，制冷量50kW63u 查R22的熱力性質(zhì)圖或表得各狀態(tài)點的熱力性質(zhì)： 2h1x1to34lgPx0tk346431hh 31hhqo12hhwo12hhwooowq /oowq/序號項目計算公式計算結(jié)果增加百分數(shù)理論過冷理論過冷1單位質(zhì)量制冷量（kJ/kg）153.813160.3854.272制冷劑質(zhì)量流量（kg/s）0.3250.3118-4.233理論比功（kJ/kg）23.37723.37704制冷系數(shù)4.7334.9354.2731hhqoooqQm/ooqQm/65u例例3-4 兩個單級蒸氣壓縮式制冷循環(huán)，使用工質(zhì)

31、為R22，需制冷量 Qo55kW。兩個循環(huán)的冷凝溫度 tk 均為40，蒸發(fā)溫度 to 均為-10,其中一制冷循環(huán)為理論循環(huán)，另一制冷循環(huán)為過冷循環(huán)，過冷度tg5，試比較兩個制冷循環(huán)的性能66m m m m 67u 結(jié)論：液體過冷循環(huán)使制冷循環(huán)的制冷系數(shù)o增大；使制冷循環(huán)的單位質(zhì)量制冷量qo增加，從而使制冷循環(huán)的質(zhì)量流量qm減少；使制冷循環(huán)的單位容積制冷量gv增加，從而使制冷循環(huán)的壓縮機實際輸氣量qvs減少，即制冷循環(huán)所需要的制冷壓縮機的尺寸可以減小。故液體過冷對單級蒸氣壓縮式制冷循環(huán)有益。 68u 獲得一定的過冷度，在技術(shù)上是切實可行的，但同時要看到需要為此付出一定的經(jīng)濟代價。如冷凝而積增大，

32、加裝過冷器、回?zé)崞饕约跋嚓P(guān)的深井、泵、管道和管件等附屬設(shè)施，既增加了一次性設(shè)備投資也同時增大了運行管理費用。因此，是否采用過冷，采用哪種過冷方式，多大的過冷度均需從技術(shù)、經(jīng)濟兩方面綜合考慮。69u 通常情況下，在小型制冷循環(huán)，尤其氟里昂制冷循環(huán)中，非常需要過冷，因為小型制冷系統(tǒng)通常未設(shè)置氣液分離輔助設(shè)備，節(jié)流后的濕蒸氣直接進入蒸發(fā)器。從lgp-h圖中可以看出，有過冷時，節(jié)流后制冷劑狀態(tài)點較未過冷節(jié)流后制冷劑狀態(tài)點的閃發(fā)性氣體減少，從而減少了閃發(fā)性氣體在蒸發(fā)器內(nèi)占有的而積。另外，在制冷系統(tǒng)有多個蒸發(fā)器并聯(lián)使用時，可減少供液不均的可能。702、蒸氣過熱對循環(huán)性能的影響、蒸氣過熱對循環(huán)性能的影響u

33、制冷劑蒸氣的溫度高于同一壓力下飽和蒸氣的溫度稱為過熱（Superheat） ，兩者溫度之差稱為過熱度（Degree of superheat） u 如壓力0.1MPa（760mmHg）時，水蒸氣對應(yīng)的飽和溫度是100，當壓力不變，對水蒸氣繼續(xù)加熱，使水蒸氣溫度上升至120，水蒸氣過熱，其過熱度為20 71u 實際循環(huán)中，壓縮機吸入飽和狀態(tài)的蒸氣的情況是很少的。為了不將液滿帶入壓縮機，通常制冷劑液體在蒸發(fā)器中完全蒸發(fā)后仍然要繼續(xù)吸收一部分熱量。這樣，在它到達壓縮機之前已處于過熱狀態(tài)u 12341表示理論循環(huán)，12341表示具有蒸氣過熱的循環(huán)2h1x1to34lgPx 0tk1272u 壓縮機的出

34、口狀態(tài)則由點1的等熵線和冷凝壓力的交點2來確定 過熱循環(huán)的理論功為 1 2hhwo12 12hhhhwo （316） （317）ow （318）循環(huán)增加的功由制冷劑的T-s圖我們可以得到，在過熱區(qū)，過熱度越大，其等熵線的斜率越大，根據(jù)式（3-17），得0上式表明，系統(tǒng)的過熱總會使理論比功增加73u 由lgph圖可以看出 過熱循環(huán)中壓縮機的排氣溫度比理論循環(huán)的排氣溫度高 過熱循環(huán)的壓縮功大于理論循環(huán)壓縮功 由于過熱循環(huán)在過熱過程中吸收了一部分熱量，再加上壓縮功又稍有增加，因此每公斤制冷劑在冷凝器中排出的熱量較理論循環(huán)大 相同壓力下，溫度升高時，過熱蒸氣的比體積要比飽和蒸氣的比體積大，這意味著對每

35、公斤制冷劑而言，將需要更大的壓縮機容積。換句話說，對于給定的壓縮機，過熱循環(huán)中壓縮機的制冷劑質(zhì)量流負始終小于理論循環(huán)的質(zhì)量流量2h1x1to34lgPx 0tk1274u 吸入過熱蒸氣對制冷量和制冷系數(shù)的影響取決于蒸氣過程時吸收的熱量是否產(chǎn)生有用的制冷效果以及過熱度的大小。75u過熱沒有產(chǎn)生有用的制冷效果過熱沒有產(chǎn)生有用的制冷效果 由蒸發(fā)器出來的低溫制冷劑蒸氣，在通過吸入管道進入壓縮機之前，從周圍環(huán)境中吸取熱量而過熱，但它并沒有對被冷卻物體產(chǎn)生任何制冷效應(yīng)，這種過熱習(xí)慣上稱為“無效”過熱 對于無效過熱，循環(huán)的單位制冷量和運行在相同冷凝溫度和蒸發(fā)溫度下的理論循環(huán)的單位制冷量是相等的，但出于蒸氣比

36、體積的增加而使單位容積制冷量減少，對給定壓縮機而言，它將導(dǎo)致循環(huán)制冷量的降低76 由于循環(huán)壓縮功的增加，使得循環(huán)的制冷系數(shù)下降。無效過熱制冷系數(shù)為 制冷系數(shù)下降量為 1 241hhhhwqoo 1 2121241 1 241hhhhhhhhhhhho （319） （320）77 由以上分析可知，無效過熱對循環(huán)是不利的，故又稱為有害過熱 蒸發(fā)溫度越低，與環(huán)境溫差越大，無效過熱的影響越大循環(huán)經(jīng)濟性越差 雖然可以通過在吸氣管路上敷設(shè)隔熱材料來減少這種影響，但畢竟不能完全消除。（通常隔熱材料的厚度以外表面不結(jié)露為準，由公式及可知，只要有K值存在，傳熱不可避免） 211111niiiK78u過熱本身產(chǎn)生

37、有用的制冷效果過熱本身產(chǎn)生有用的制冷效果 如果吸入蒸氣的過熱發(fā)生在蒸發(fā)器本身的后部，或者發(fā)生在安裝于被冷卻室內(nèi)的吸氣管上，或者發(fā)生在兩者皆有的情況下。那么，由于過熱而吸收的熱量來自被冷卻空間，因而產(chǎn)生了有用的制冷效果，這種過熱稱為“有效”過熱 有效過熱的單位制冷量為4 1hhqo1 1hhqo （321） （322） 單位制冷量增加值79 有效過熱制冷系數(shù)為 制冷系數(shù)變化量為oooooowwqqhhhhwq 1 24 1oooooooooooooqwwwqqwqwwqq （324） （323）80 有效過熱使循環(huán)的單位制冷量有所增加，但由于吸入蒸氣的比容也隨吸入溫度的增加而增加，故過熱循環(huán)的單

38、位容積制冷量可以增加，也可以減少，這與制冷劑本身的特性有關(guān)。有效過熱循環(huán)的制冷系數(shù)是大于還是小于無過熱循環(huán)的制冷系數(shù) 由圖可知，制冷系數(shù)的增加還是減少，僅僅與制冷劑的種類有關(guān)，而改變量的絕對值，幾乎與過熱度成正比 81u 不管是有效過熱還是無效過熱，雖然一定的過熱度對容積式壓縮機的吸氣效果會有所改善，也可避免吸入氣體可能帶液所導(dǎo)致的不利后果。但是，過熱都將引起壓縮機排氣溫度的增加，這一點對壓縮機的工作是不利的。在實際操作過程中，即使采用象R502這樣的制冷劑，也不要使過熱度太大。2h1x1to34lgPx0tk1282u例例3-5 兩個單級蒸氣壓縮式制冷循環(huán)，其中一制冷循環(huán)為理論循環(huán)，另一制冷

39、循環(huán)為過熱循環(huán)，過熱度tgr=10。制冷量 Qo50kW。兩個循環(huán)的冷凝溫度 tk 均為40，蒸發(fā)溫度 to 均為-5。在使用工質(zhì)氨（R717）或丙烷（R290）作制冷劑時，試比較兩個制冷循環(huán)的性能。 838485u 實例計算顯示： 在使用制冷劑R717、R290的制冷循環(huán)中，有害過熱沒有使制冷循環(huán)的單位質(zhì)量制冷量qo、質(zhì)量流量 發(fā)生變化，使理論比功wo增大，制冷循環(huán)的制冷系數(shù)o減小，制冷壓縮機的排氣溫度升高；使制冷循環(huán)的單位容積制冷量qv減小，制冷壓縮機的實際輸氣量Gs，增大，所需制冷壓縮機的尺寸增大。因此，有害過熱對制冷循環(huán)無益，應(yīng)盡量避免和減少有害過熱。 在使用制冷劑R717的制冷循環(huán)中

40、，有效過熱使制冷循環(huán)的單位質(zhì)量制冷量qo增大，質(zhì)量流量qm減小，理論比功wo增大，且理論比功的增值高于單位質(zhì)量制冷量的增值，故制冷循環(huán)的制冷系數(shù)o減小，制冷壓縮機的排氣溫度升高；同時有效過熱使制冷循環(huán)的單位容積制冷量qv減小，制冷壓縮機的實際輸氣量qvs增大，所需制冷壓縮機的尺寸增大。因此，有效過熱對使用制冷劑R717的制冷循環(huán)無益m 86 在使用制冷劑R290的制冷循環(huán)中，有效過熱使制冷循環(huán)的單位質(zhì)量制冷量qo增大，質(zhì)量流量qm減小，理論比功wo增大，但理論比功的增值低于單位質(zhì)量制冷量的增值，故制冷循環(huán)的制冷系數(shù)o稍有增大；同時有效過熱使制冷循環(huán)的單位容積制冷量qv增大，制冷壓縮機的實際輸氣

41、量qvs減小，所需制冷壓縮機的尺寸減小。因此，有效過熱對使用制冷劑R290的制冷循環(huán)有益。 有效過熱對制冷循環(huán)的影響視制冷劑不同而不同。87u 通常實現(xiàn)過熱的方法： 設(shè)計時，考慮適當?shù)倪^熱度，如增大蒸發(fā)面積。 中、大型氟制冷系統(tǒng)增加回?zé)崞?，可以獲得較大的過熱度，同時可獲得較大的過冷度。 蒸發(fā)器與制冷壓縮機之間的吸氣管道通過環(huán)境狀態(tài)。u 實際應(yīng)用中，采用第一種過熱方法較多。第二種過熱方法只在氟制冷系統(tǒng)中采用。第三種方法屬于有害過熱，一般應(yīng)避免 u 一方面是過熱循環(huán)普遍可以改善制冷循環(huán)的性質(zhì)參數(shù)，另一方面是為了保護制冷壓縮機 u 一般規(guī)定，在使用R717制冷劑時，制冷壓縮機的最高排氣溫度不能超過1

42、50，在使用R22制冷劑時，制冷壓縮機的最高排氣溫度不能超過145 883、回?zé)嵫h(huán)對制冷循環(huán)性能的影響、回?zé)嵫h(huán)對制冷循環(huán)性能的影響 u 液體過冷對提高循環(huán)性能指標有好處，但要實現(xiàn)液體過冷，需要有溫度更低的冷卻介質(zhì)u 利用回?zé)崾构?jié)流前的制冷劑液體與壓縮機吸入前的制冷劑蒸氣進行熱交換，使液體過冷、蒸氣過熱，稱之為回?zé)帷＞哂谢責(zé)岬闹评溲h(huán)，稱為回?zé)嵫h(huán)（Heat accumulation cycle），回?zé)嵫h(huán)實質(zhì)是在普通的制冷循環(huán)系統(tǒng)中增加了一個回?zé)崞鳎≧egenerator）u 回?zé)崞饔址Q氣-液熱交換器，是一個熱交換設(shè)備。利用回?zé)嵫h(huán)是實現(xiàn)較大回?zé)嵋蟮挠行Т胧?，這一措施在低溫領(lǐng)域得到更廣泛

43、的應(yīng)用u 回?zé)嵫h(huán)適合在氟制冷系統(tǒng)中使用89u 回?zé)嵫h(huán)：使冷凝器冷凝后的制冷劑液體先通過回?zé)崞髟偃ス?jié)流閥，蒸發(fā)器吸熱氣化的制冷劑蒸氣先通過回?zé)崞髟偃ブ评鋲嚎s機。從而使節(jié)流閥前常溫下的制冷劑液體與制冷壓縮機吸入口前低溫的制冷劑蒸氣進行熱交換，達到節(jié)流前的制冷劑液體過冷、制冷壓縮機吸氣過熱的目的9091u 回?zé)崞鲀?nèi)液體過冷放出的熱量應(yīng)等于蒸氣過熱吸收的熱量，其熱平衡關(guān)系為1155hhqhhqmm1155hhhh1144ttcttcp （325）即亦可表示為 式中：c制冷劑液體的比熱容，kJ/kgK； cp制冷劑過熱蒸氣的定壓比熱容，kJ/kgK 92u 由于制冷劑液體的比熱容始終大于制冷劑過熱蒸

44、氣的比熱容定壓，即 c cpu 因此 t4t4 t1t1u 結(jié)論：在回?zé)崞鲀?nèi)進行的氣、液熱交換過程中，蒸氣溫度的升高值始終大于液體溫度的降低值。換句話說，經(jīng)過回?zé)崞鞯臒峤粨Q，制冷劑蒸氣的過熱度大于制冷劑液體的過冷度 u 回?zé)嵫h(huán)制冷量及制冷系數(shù)的改變量，與有效過熱循環(huán)一樣 93u 是否采用回?zé)嵫h(huán)，除了考慮制冷系數(shù)及單位容積制冷量是否提高以外，還應(yīng)考慮下列一些因素： 采用回?zé)岷螅构?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(gòu)工作穩(wěn)定 采用回?zé)岷?，自蒸發(fā)器出來的氣體流過回?zé)崞鲿r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u 究竟在什么情況下采用回?zé)嵫h(huán)，要綜合上述因素

45、，進行具體分析 94u 在實際應(yīng)用中： 氟制冷循環(huán)適合使用回?zé)崞鳎阂驗榉评湎到y(tǒng)一般采用直接膨脹供液方式給蒸發(fā)器供液，為簡化系統(tǒng)，一般不設(shè)氣液分離裝置。回?zé)嵫h(huán)的過冷可使節(jié)流降壓后的閃發(fā)性氣體減少，從而使節(jié)流機構(gòu)工作穩(wěn)定、蒸發(fā)器的供液均勻 在低溫制冷裝置中也使用回?zé)崞?。這樣做是為了避免吸氣溫度過低致使制冷壓縮機汽缸外壁結(jié)霜，潤滑條件惡化，同時減少節(jié)流后的閃發(fā)性氣體 對于制冷劑R113、R114和RC318等，由于其熱力性質(zhì)圖的特殊性，制冷壓縮機吸入飽和蒸氣進行壓縮時，其壓縮過程線將進入兩相區(qū)，為了保護制冷壓縮機，宜采用過熱或回?zé)嵫h(huán) 在小型氟制冷冷庫中，也可以采用將制冷壓縮機的吸氣管與節(jié)流閥前

46、的供液管捆綁在一起的簡易做法，同樣起到了回?zé)崞鞯淖饔?954、傳熱溫差對制冷循環(huán)性能的影響、傳熱溫差對制冷循環(huán)性能的影響 u 理論制冷循環(huán)中假設(shè)了在冷凝器、蒸發(fā)器中進行熱交換時，被冷卻對象、環(huán)境介質(zhì)與制冷劑之間沒有傳熱溫差，即被冷卻對象溫度 tC 等于制冷劑的蒸發(fā)溫度 to，環(huán)境介質(zhì)溫度 tH 等于制冷劑的冷凝溫度 tku 通常 tH 、 tC 被稱為熱源溫度，而 to 、tk 被稱為制冷循環(huán)的工作溫度u 實際制冷循環(huán)中，制冷劑與熱源之間必須存在一個傳熱溫差。被冷卻對象溫度 tC 必須大于制冷劑的蒸發(fā)溫度 to ，環(huán)境介質(zhì)溫度 tH 必須低于制冷劑的冷凝溫度 tk96u 這種傳熱溫差的存在對實

47、際制冷循環(huán)有很大影響，但是它并不影響我們理論制冷循環(huán)的熱力計算用于實際制冷循環(huán)。因為在理論制冷循環(huán)的熱力計算中我們所采用的計算溫度已經(jīng)是蒸發(fā)溫度和冷凝溫度，并末考慮被冷卻對象的溫度和環(huán)境介質(zhì)溫度。因此，在這一溫差傳熱方面，前述理論制冷循環(huán)的熱力計算不用再修正，就可以直接用于實際制冷循環(huán)的熱力計算u 傳熱溫差的存在影響了制冷循環(huán)的效率，降低了制冷循環(huán)的制冷系數(shù)。使我們消耗同樣的功率卻制取不了同樣的制冷量 97u例例3-6 某R22空調(diào)冷水機組總制冷量=300kW，制取的冷水溫度7，冷卻水溫度26，制冷劑與熱源傳熱溫差分別取2和7，系統(tǒng)無過冷和過熱，試分別計算兩種溫差情況下的制冷系數(shù)及其它參數(shù)。9

48、82h1x1to34lgPx0tk冷凝介質(zhì)溫度被冷卻介質(zhì)溫度99制冷循環(huán)的工作溫度及各點焓值如下 2溫差7溫差（）蒸發(fā)溫度（）50h1（kJ/kg）407.143405.361h2（kJ/kg）423426h3= h4（kJ/kg）231.583231.583v1（ m3/ kg）0.04040.0471100計算結(jié)果如下101u 結(jié)論： 傳熱溫差增大，在制取同樣的制冷量時，制冷循環(huán)單位時間內(nèi)的制冷劑流量將增加 傳熱溫差增大，在制取同樣的制冷量時，制冷循環(huán)需要的制冷壓縮機的尺寸將增加 傳熱溫差增大，在制取同樣的制冷量時，制冷壓縮機的耗功將增大 傳熱溫差增大，制冷效率降低1025、熱交換及壓力損

49、失對制冷循環(huán)性能的影響、熱交換及壓力損失對制冷循環(huán)性能的影響u 制冷劑在制冷設(shè)備和制冷管道中連續(xù)不斷地流動，使制冷循環(huán)得以實現(xiàn)，形成制冷效應(yīng)u 制冷劑沿制冷設(shè)備和制冷管道流動，將產(chǎn)生摩擦阻力和局部阻力損失，同時制冷劑還將或多或少地與外部環(huán)境進行熱交換u 沿途的摩擦阻力和局部阻力損失、熱交換對制冷循環(huán)有什么樣的影響？u 實際制冷循環(huán)中需要采取哪些對應(yīng)措施？103u吸入管道吸入管道 吸入管道指蒸發(fā)器出口至壓縮機吸入口的管道 吸入管道中的熱交換和壓力降直接影響到壓縮機的吸入狀態(tài) 壓力降使得吸氣比容增大、壓縮機的壓縮比增大、單位容積制冷量減少、壓縮機輸氣系數(shù)降低、比功增大、制冷系數(shù)下降104u排出管道

50、排出管道 排氣管道是指壓縮機至冷凝器之間的管道 壓縮機的排氣溫度一般均高于環(huán)境溫度，向環(huán)境空氣傳熱能減少冷凝器熱負荷 管道中的壓力降增加了壓縮機的排氣壓力及比功，使得輸氣系數(shù)降低、制冷系數(shù)下降 105u液體管道液體管道 指冷凝器到膨脹閥之間的液體管道 熱量通常由液體制冷劑傳給周圍空氣，產(chǎn)生過冷效應(yīng)，使制冷量增大 如果冷凝溫度低于環(huán)境空氣溫度，則會導(dǎo)致部分液體汽化，使制冷量下降。管路中的壓力降會引起部分液體汽化，導(dǎo)致制冷量的降低 引起管路中壓力降的主要因素，并不在于流體與管壁之間的摩擦，而是在于液體流動高度的變化，因此希望由冷凝器的制冷劑液體帶有一定的過冷度，避免因位差而出現(xiàn)汽化現(xiàn)象 106u兩

51、相管道兩相管道 指膨脹閥到蒸發(fā)器之間的管道 熱量的傳遞將使制冷量減少，管道中的壓力降對性能沒有影響 如果系統(tǒng)中采用液體分配器，管道中的阻力大小將影響到液體制冷劑分配的均勻性 107u蒸發(fā)器蒸發(fā)器 如果假定不改變制冷劑出蒸發(fā)器時的狀態(tài)，為了克服蒸發(fā)器中的流動阻力，必須提高制冷劑進蒸發(fā)器時的壓力（溫度），從而提高了蒸發(fā)過程中的平均蒸發(fā)溫度，使傳熱溫差減小，要求的傳熱面積增大，但對循環(huán)的性能沒有什么影響 如果假定不改變蒸發(fā)過程中的平均溫度，則出蒸發(fā)器時制冷劑的壓力應(yīng)稍有降低，吸氣比容增大，壓縮比增加，將導(dǎo)致制冷量減少，制冷系數(shù)下降 108u冷凝器冷凝器 假定出冷凝器時制冷劑的壓力不變，為了克服冷凝器

52、中的流動阻力，必須提高進冷凝器時制冷劑的壓力，必然導(dǎo)致壓縮機排氣壓力升高，壓縮比增大，壓縮機耗功增大，制冷系數(shù)下降 109u壓縮機壓縮機 在理論循環(huán)中，假定壓縮過程為等熵過程 實際上，整個壓縮過程中，壓縮指數(shù)是在不斷地變化的 由于壓縮機氣缸中有余隙容積存在，氣體經(jīng)過吸、排氣閥及通道處，有熱量交換及流動阻力，活塞與氣缸壁間隙處會產(chǎn)生制冷劑泄漏等，這些因素都會使壓縮機的輸氣量下降，功率消耗增大 110111 壓縮機的理論輸氣量 Gh = (/4)D2 SnZ3600 壓縮機的實際輸氣量 Gs Gh 損失因素 氣缸余隙容積 氣缸有泄漏現(xiàn)象 運動機構(gòu)的摩擦 壓縮機吸、排氣壓力損失 制冷劑蒸氣與氣缸壁間

53、的熱交換 輸氣系數(shù)= Gs / Gh1126、不凝性氣體對循環(huán)性能的影響、不凝性氣體對循環(huán)性能的影響u 不凝性氣體（Noncondensable gas）就是在冷凝壓力下不能冷凝為液體的氣體（如空氣等） u 制冷系統(tǒng)中不凝性氣體來源：系統(tǒng)檢修時帶入的空氣；部分潤滑油、制冷劑發(fā)生的分解；制冷壓縮機負壓時低壓部分滲透進來的空氣 u 不凝性氣體對系統(tǒng)的影響：使冷凝器內(nèi)冷凝面積減少，冷凝壓力升高，導(dǎo)致制冷壓縮機排氣壓力、溫度升高；理論比功增加；制冷系數(shù)下降，制冷量減少。空氣中的水分會和氟里昂反應(yīng)，生成酸對內(nèi)部件危害很大u 在熱力計算中由于無法統(tǒng)計且數(shù)量小，通常忽略不計 113u 實際應(yīng)用中采取以下措施

54、減少不凝性氣體的影響： 小型家用空調(diào)（窗式空調(diào)除外）在安裝時，靠室外機內(nèi)原有的制冷劑壓力排出連接管路中的不凝性氣體 中、大型冷庫制冷系統(tǒng)中加裝空氣分離器。定期由空氣分離器排出不凝性氣體 在一些中央空調(diào)系統(tǒng)中，由于使用的制冷機是在高真空度下工作，如溴化理吸收式制冷機、使用R11的離心式制冷機等，因此，在系統(tǒng)中加裝抽氣裝置，及時抽出制冷機中的不凝性氣體，維持制冷系統(tǒng)的高真空度u 在空分用離心壓縮機組（R123、R134a）中設(shè)排氣裝置，其原理是：氟里昂與油互溶，而空氣和油不溶。為了回收氟里昂，用油作溶劑。冷凝器頂部的空氣和氟里昂蒸氣由壓力壓入排氣筒，在排氣筒內(nèi)，氟里昂蒸氣遇冷卻的盤管，冷凝成液滴溶

55、入油中，而空氣則聚集在排氣筒頂部，當壓力達到一定時，頂部電磁閥打開，把空氣排到大氣中，氟里昂和油一起回到油槽 1147、實際制冷循環(huán)在壓、實際制冷循環(huán)在壓-焓圖上的表示焓圖上的表示 u 4-1表示制冷劑在蒸發(fā)器中的蒸發(fā)和壓降過程u 1-1表示制冷劑蒸氣在回?zé)崞髦械募訜岷蛪航颠^程u 1-2s表示壓縮機偏離等熵壓縮的多方壓縮過程（其中1-2為等熵線）u 2s-2s表示壓縮機經(jīng)過排氣閥的壓降過程u 2s-3表示制冷劑在冷凝器中的冷卻、冷凝和壓降過程u 3-3表示制冷劑液體在回?zé)崞髦械睦鋮s和壓降過程u 3-4表示制冷劑的非絕熱節(jié)流過程。 h13lgP422s2s131158、實際制冷循環(huán)的性能指標及熱

56、力計算、實際制冷循環(huán)的性能指標及熱力計算 u 實際制冷循環(huán)的熱力計算一般分為設(shè)計設(shè)計算和校核性計算兩類 設(shè)計性計算的目的是根據(jù)需要設(shè)計的制冷系統(tǒng)，按工況要求計算出實際制冷循環(huán)的性能指標：制冷壓縮機的理論輸氣量、軸功率、冷凝器和蒸發(fā)器等熱交換設(shè)備的熱負荷，為設(shè)計或選擇制冷壓縮機、熱交換設(shè)備提供理論依據(jù) 校核性計算的目的是根據(jù)已有的制冷壓縮機、熱交換設(shè)備型號，校核它能否滿足預(yù)定的制冷系統(tǒng)的要求 116u 單級蒸氣壓縮式實際制冷循環(huán)的熱力計算步驟： 根據(jù)需要的制冷系統(tǒng)的使用性質(zhì)、場合等，確定所需要的制冷劑和制冷循環(huán)形式； 確定制冷循環(huán)的工作參數(shù)： 蒸發(fā)溫度to：蒸發(fā)溫度的確定取決于被冷卻對象的低溫要

57、求、制冷劑與被冷卻對象之間的傳熱溫差、蒸發(fā)器形式以及所采用的冷卻方式。一般直接冷卻：制冷劑與被冷卻對象之間的傳熱溫差t=710。間接冷卻方式：制冷劑與載冷劑之間的傳熱溫差t=28； 冷凝溫度tk：冷凝溫度的確定取決于制冷系統(tǒng)所處地的當?shù)貧庀蟆⑺臈l件及冷凝器型式。一般取815。 過熱度tgr：對于用氟里昂作制冷劑的制冷循環(huán)，過熱度tgr15； 根據(jù)已確定的制冷劑、制冷循環(huán)型式和制冷循環(huán)的工作溫度，在對應(yīng)制冷劑的熱力性質(zhì)圖中繪出制冷循環(huán)的lgp-h圖，并由熱力性質(zhì)表及l(fā)gp-h圖確定各狀態(tài)點的狀態(tài)參數(shù)； 進行計算 117u 忽略換熱器中的微小壓力變化u 冷凝溫度和蒸發(fā)溫度均為定值u 將壓縮機內(nèi)部

58、過程簡化成一個從吸氣壓力到排氣壓力的有損失的簡單壓縮過程u 節(jié)流過程仍認為是前后焓值不變的過程u 簡化后的圖中：122s34501，其中12是實際的壓縮過程，1-2s是理論的等熵壓縮過程線 152slgPh2340118u 單位制冷量50hhqo12hhwso1vqqovooqQm 式中：Qo 制冷量，通常由設(shè)計任務(wù)給出，或通過熱負荷計算出 （326） （327） （328） （329）u 理論比功u 單位容積制冷量119u 制冷壓縮機的容積流量oowmP （330） （331）1vmqQGvosu 壓縮機理論功率hsGG其中：輸氣系數(shù)120u 壓縮機消耗的單位功（稱單位指示功）1212hhh

59、hwwisioii2h式中：壓縮機指示效率（Indicated efficiency）， 它被定義為等熵壓縮過程耗功量與實際壓縮過程耗功量之比 （是指壓縮機在壓縮過程中偏離等熵過程的程度）壓縮機實際排氣狀態(tài)焓值 （332）由式（3-32）求得ihhhh121 2 （333） 上式表明在給出指示效率的前提下，可計算出壓縮機實際壓縮后的狀態(tài)點121u 壓縮機指示功率 （334）ioiPPu 軸功（消耗在壓縮機軸上的功）komiomiewwww （335） 式中：m機械效率，考慮到壓縮機克服運動部件的摩擦力， 通常=0.80.9 k 壓縮機的軸效率， 。如果選擇電機還需要乘上電機效率 ，總效率（Ov

60、erall efficiency）mikmicc122u 軸功率emewqP （336）u 制冷系數(shù)ioiosPQwq（338）式中：s 實際循環(huán)制冷系數(shù)；也稱作COP值（Coefficient of performance）或單位軸功率制冷量（壓縮機每消耗單位軸功率所能得到的制冷量），對于全封閉壓縮機也可稱作能效比（EER） 123u 熱力完善度cs32hhqk32hhmqmQkk4301hhmhhmQR （339） （340） （341） （342）u 單位冷凝熱u 冷凝器熱負荷u 回?zé)崞鳠嶝摵?24u例例3-7 某單級蒸氣壓縮式制冷循環(huán)用于空調(diào)冷水機組，制冷量330kW，環(huán)境介質(zhì)溫度tH