【正文】 定于冷卻劑(或環(huán)境)的溫度，而蒸發(fā)溫度取決于制冷要求。在很多制冷實際應(yīng)用中，壓縮機(jī)需要在高壓端壓力(冷凝壓力)對低壓端壓力(蒸發(fā)壓力)的比值(即壓縮比)很高的條件下進(jìn)行工作。由理想氣體的狀27 / 112態(tài)方程 Pｖ/T≡Ｃ可知，此時若采用單級壓縮制冷循環(huán)，則壓縮終了過熱蒸氣的溫度必然會很高(Ｖ一定，Ｐ↑→Ｔ↑） ，于是就會產(chǎn)生以下許多問題。 λ 大大降低，且當(dāng)壓縮比≥20 時，λ＝0 。 。 ，制冷系數(shù)下降。 ，因為潤滑油的粘度隨溫度升高而降低。 ，增加了分油器的負(fù)荷，且降低了冷凝器的傳熱性能。 總上所述，當(dāng)壓縮比過高時，采用單級壓縮循環(huán)，不僅是不經(jīng)濟(jì)的，而且甚至是不可能的。為了解決上述問題，滿足生產(chǎn)要求，實際中常采用帶有中間冷卻器的雙級壓縮制冷循環(huán)。但是，雙級壓縮制冷循環(huán)所需的設(shè)備投資較單級壓縮大的多，且操作也較復(fù)雜。因此，采用雙級壓縮制冷循環(huán)并非在任何情況下都是有利的，對于氨機(jī)一般當(dāng)壓縮比≥８時，則采用雙級壓縮較為合理。 二、雙級壓縮制冷循環(huán)的組成及常見形式 兩級壓縮制冷循環(huán)，是指來自蒸發(fā)器的制冷劑蒸氣要經(jīng)過低壓級與高壓級兩次壓縮后，才進(jìn)入冷凝器。并在兩次壓縮中間設(shè)置中間冷卻器。兩級壓縮制冷循環(huán)系統(tǒng)可以是由兩臺壓縮機(jī)組成的雙機(jī)(其中一臺為低壓級壓縮機(jī)，另一臺為高壓級壓縮機(jī))兩級系統(tǒng)，也可以是由一臺壓縮機(jī)組成的單機(jī)兩級系統(tǒng)(其中一個或兩個汽缸作為高壓缸，其余幾個汽缸作為低壓缸)，高、低壓級理論輸汽容積比或汽缸數(shù)量比一般為 1:3 或 1:2 。 兩級壓縮制冷循環(huán)由于節(jié)流方式和中間冷卻程度不同而有不同的循環(huán)方式，通常分為：兩次節(jié)流中間完全冷卻、兩次節(jié)流中間不完全冷卻、一次節(jié)流中間完全冷卻和一次節(jié)流中間不完全冷卻四種兩級壓縮制冷循環(huán)方式。其中，兩次節(jié)流是指制冷劑從冷凝器出來要先后經(jīng)過兩個膨脹閥再進(jìn)入蒸發(fā)器，即先由冷凝壓力節(jié)流到中間壓力，再由中間壓力節(jié)流到蒸發(fā)壓力；而一次節(jié)流只經(jīng)過一個膨脹閥，大部分制冷劑從冷凝壓力直接節(jié)流到蒸發(fā)壓力，相比之下，一次節(jié)流系統(tǒng)比較簡單，且可以利用其較大的壓力差實現(xiàn)遠(yuǎn)距離或高層冷庫的供液。因此實踐中采用的基本上都是一次節(jié)流兩級壓縮制冷循環(huán)系統(tǒng)。至于采用哪一種中間冷卻方式，由選用制冷劑的種類來決定。通常兩級壓縮氨制冷系統(tǒng)采用中間完全冷卻，而兩級壓縮氟利昂制冷系統(tǒng)，則常采用中間不完全冷卻。 8765 43 21lgPh87654 3 2 1膨脹閥膨脹閥低壓機(jī)高壓機(jī)中間冷卻器冷凝器 蒸發(fā)器28 / 112圖 312 一次節(jié)流中間完全冷卻的雙級循環(huán) 這個系統(tǒng)的特點(diǎn)是采用盤管式中間冷卻器。它既有兩級節(jié)流的減少節(jié)流損失效果，又起到對低壓級排氣完全冷卻的作用。其工作過程是： 在蒸發(fā)器中產(chǎn)生的低壓低溫制冷劑蒸氣(狀態(tài)１)，被低壓壓縮機(jī)吸入并壓縮成中間壓力的過熱蒸氣(狀態(tài) 2)，然后進(jìn)入同一壓力的中間冷卻器，在中冷器內(nèi)被冷卻成干飽和蒸氣(狀態(tài) 3)。中壓干飽和蒸氣又被高壓壓縮機(jī)吸入并壓縮到冷凝壓力的過熱蒸氣（狀態(tài)４） ，隨后進(jìn)入冷凝器被冷凝成制冷劑液體（狀態(tài)５） 。然后分成兩路，一路經(jīng)膨脹閥Ｆ節(jié)流降壓后(狀態(tài) 8)進(jìn)入中間冷卻器，大部分液體從另一路進(jìn)入中間冷卻器的盤管內(nèi)過冷（狀態(tài)６） ，但由于存在傳熱溫差，故其在盤管內(nèi)不可能被冷卻到中間溫度，而是比中間溫度一般高△ｔ＝３－５℃。過冷后的液體再經(jīng)過主膨脹閥節(jié)流降壓成低溫低壓的過冷液(狀態(tài) 7)，最后進(jìn)入蒸發(fā)器吸熱蒸發(fā)，產(chǎn)生冷效應(yīng)。 這種循環(huán)系統(tǒng)只適用于Ｒ717 與Ｒ22 的雙級制冷循環(huán)系統(tǒng)中。 圖 313 一次節(jié)流中間不完全冷卻的雙級循環(huán)一次節(jié)流中間不完全冷卻的雙級循環(huán)，主要適用于氟利昂制冷裝置，采用回?zé)嵫h(huán)。如圖 314 所示的 SD2——4F——10A 型兩級壓縮氟利昂制冷裝置系統(tǒng)圖。這種循環(huán)系統(tǒng)的特點(diǎn)是：制冷劑主流先經(jīng)盤管式中間冷卻器過冷，再經(jīng)回?zé)崞鬟M(jìn)一步冷卻；且低壓壓縮機(jī)的吸氣有較大的過熱度；此外，低壓級的排氣沒有完全冷卻到飽和狀態(tài)。 其工作過程為：從蒸發(fā)器出來的蒸汽經(jīng)回?zé)崞骱蟊坏蛪簤嚎s機(jī)吸入，壓縮到中間壓力并與中冷器出來的干飽和蒸汽在管路中進(jìn)行混合，使從低壓機(jī)排出的過熱蒸汽被冷卻后再進(jìn)入高壓壓縮機(jī)，經(jīng)壓縮到冷凝壓力并進(jìn)入冷凝器，冷凝后的高壓制冷劑液體進(jìn)入了中冷器的蛇形盤管進(jìn)行再冷卻，然后進(jìn)入回?zé)崞髋c從蒸發(fā)器出來的低溫低壓蒸汽進(jìn)行熱交換，使從中冷器蛇形盤管中出來的過冷液體再一次得到冷卻，最后經(jīng)膨脹閥進(jìn)入蒸發(fā)器吸熱蒸發(fā)。8765 43 21lgPh87654 3 2 1膨脹閥膨脹閥低壓機(jī)高壓機(jī)中間冷卻器冷凝器 蒸發(fā)器29 / 112這種循環(huán)系統(tǒng)，只適用于Ｒ12 或Ｒ22 的雙級制冷循環(huán)系統(tǒng)中，而決不能用于氨的制冷系統(tǒng)中。這是因為：雖然高、低壓級吸入蒸汽的過熱度都比較大，但是因為氟利昂的絕熱指數(shù) K 值比氨要小，故壓縮機(jī)的排氣溫度不高。 圖 3—14 SD2——4F——10A 型兩級壓縮氟利昂制冷裝置系統(tǒng)圖 圖 3—15 兩次節(jié)流中間完全冷卻的雙級循環(huán)這個系統(tǒng)的特點(diǎn)是選用了閃發(fā)式中間冷卻器。它起兩個作用，其一是相當(dāng)于兩次節(jié)流的中間液體分離器，其二是利用一小部分液體的吸熱蒸發(fā)作用，對低壓機(jī)的排氣進(jìn)行完全中間冷卻。這種型式的制冷循環(huán)系統(tǒng)，只適用于Ｒ717或Ｒ22 的雙級壓縮制冷循環(huán)系統(tǒng)中。為了防止從中間冷卻器出來的飽和液體在管路中閃發(fā)成蒸汽，通常要求中間冷卻器與蒸發(fā)器之間的距離要近。綜上分析可知，采用雙級壓縮制冷循環(huán)，不但降低了高壓機(jī)的排氣溫度，改善了壓縮機(jī)潤滑條件，而且由于各級壓縮比都較小，壓縮機(jī)的輸汽系數(shù)大大提高。此外，采用雙級壓縮循環(huán)的功耗也比單級壓縮循環(huán)的功耗降低。167。36 雙級壓縮制冷循環(huán)的熱力計算兩級壓縮制冷循環(huán)的熱力計算方法，與單級壓縮制冷循環(huán)的熱力計算方法基本相同，不同之處在于高壓級與低壓級的制冷劑循環(huán)量不相等，需要分別計算。此外還必須計算確定合理的中間溫度 tz 或壓力 Pz。10910 928738 76543 21lgPh6541膨脹閥膨脹閥低壓機(jī)高壓機(jī)中間冷卻器冷凝器分油器 分 油 器回?zé)崞髡舭l(fā)器分油器87 65 43 21lgPh87654 3 2 1膨脹閥膨脹閥低壓機(jī)高壓機(jī)中間冷卻器冷凝器 蒸發(fā)器30 / 112 一、兩級壓縮制冷循環(huán)中間溫度 tz 或壓力 Pz 的確定 中間壓力是指兩級壓縮制冷循環(huán)中，中間冷卻器內(nèi)的壓力。對應(yīng)中間壓力的飽和溫度稱為中間溫度。中間壓力對循環(huán)的經(jīng)濟(jì)性、功率和效率等都有直接的影響。合理地確定中間壓力是兩級壓縮制冷循環(huán)設(shè)計的一個重要問題。 中間壓力的確定分兩種情況，一種是從循環(huán)的計算出發(fā)去選配壓縮機(jī)；另一種情況是對已經(jīng)選配好的壓縮機(jī)通過計算去確定中間壓力。 選配壓縮機(jī)時 Pz 的確定對選配壓縮機(jī)來說，應(yīng)以制冷系數(shù)最大來確定中間壓力。因此時當(dāng)制冷量一定時，壓縮機(jī)消耗的功率最小，故這個中間壓力稱為最佳中間壓力 Pz。但是，由于最佳中間壓力的確定與許多因素有關(guān)，我們不僅希望高、低壓級的汽缸容積最小，而且要使實際制冷系數(shù)最大，同時還要求高壓級的排汽溫度適當(dāng)?shù)鸵恍?，以改善壓縮機(jī)的運(yùn)行性能，故很難用一個公式計算出循環(huán)的最佳中間壓力。實際設(shè)計中，在40℃～+40℃的溫度范圍內(nèi)，可按下式計算出理想的中間壓力 Pz′ ，然后在其兩側(cè)再選擇幾個不同的中間壓力值，通過試算求得其最佳中間壓力值 Pz。式中：t 0—蒸發(fā)溫度[℃]， t k—冷凝溫度[℃] P0—蒸發(fā)壓力， P k—冷凝壓力 既定系統(tǒng)的中間壓力 Pz 的確定設(shè)計或?qū)嶋H使用中，往往是壓縮機(jī)按高、低壓級汽缸容積比已選定或已確定，在這種情況下，就要按高、低壓級的理論輸汽量之比 ξ(ξ=V hg/Vhd)以及已知的制冷工況，用試算法來確定其中間壓力，但這個中間壓力不一定是最佳中間壓力 Pz；如果選定的容積比接近最佳容積比，則所確定的中間壓力就接近最佳中間壓力。ξ 值的確定與制冷劑的性質(zhì)及蒸發(fā)溫度有關(guān)。蒸發(fā)溫度降低時，ξ 值相應(yīng)地要小些，但冷凝溫度較高時 ξ 值相應(yīng)地要大些，以使中間壓力不致過高。一般在下列范圍內(nèi)選?。簩τ?R717：t 0=25～35℃時，ξ=～ t0=35～50℃時，ξ= t0＜50℃時，ξ= 對于 R22：t 0=30～70℃時，ξ=～ 二、兩級壓縮制冷循環(huán)的熱力計算循環(huán)的工作參數(shù)確定之后，即可進(jìn)行熱力計算。熱力計算的任務(wù)是求出循環(huán)的性能指標(biāo)，各熱交換器的熱負(fù)荷。壓縮機(jī)的輸汽量、功率或制冷量。(一)一次節(jié)流中間完全冷卻的兩級壓縮制冷循環(huán)(如圖 3—16)單位制冷能力： q 0=h0h8 [kj/kg] kZ/?或 ./ ??ttt [℃]31 / 112 低壓級單位理論功： w d=h2h1 [kj/kg] 低壓級制冷劑循環(huán)量： 低壓級的理論功率： 高壓級的單位理論功：w g=h4h3 [kj/kg] 高壓級制冷劑循環(huán)量：根據(jù)中間冷卻器能量平衡關(guān)系可得高壓壓縮機(jī)的理論功率 循環(huán)的理論制冷系數(shù)(二)一次節(jié)流中間不完全冷卻的兩級壓縮制冷循環(huán)(如圖 3—17) 這種循環(huán)的熱力計算方法與一次節(jié)流中間完全冷卻的兩級壓縮制冷循環(huán)基本一樣，所不同的是高壓級的流量及吸汽狀態(tài)不同。一次節(jié)流中間不完全冷卻循環(huán)高壓級的制冷循環(huán)也可由中間冷卻器的熱平衡求得。 根據(jù)圖 3—17，可寫出中冷器的熱平衡式為： 再由節(jié)點(diǎn) A 的熱平衡關(guān)系可得：08765 43 21lgPh07654 321膨脹閥膨脹閥低壓機(jī)高壓機(jī)中間冷卻器冷凝器 蒸發(fā)器8圖 3—16 兩級壓縮一次節(jié)流中間完全冷卻制冷循環(huán)及 lgP—h 圖A圖 3—17 兩級壓縮一次節(jié)流中間不完全冷卻制冷循環(huán)及 lgP—h 圖3′0876 5 43 21lgPh3′068754 3 21膨脹閥低壓機(jī)高壓機(jī)中間冷卻器冷凝器 蒸發(fā)器節(jié)流閥dggdGhhG852?????skd/58?所以 ????kWQhhwNgd 0053240?????8234512 5800 hhh???????/365hGhGdgdg??? ddg GhhG5/385/36??所以/328/35/3h????skghQqGd /80??WNd012032 / 112 [例 3—5]某兩級壓縮氨制冷系統(tǒng)，采用一次節(jié)流、中間完全冷卻循環(huán)。其工作條件為：制冷量 Q0=200KW，冷凝溫度 tk=40℃，蒸發(fā)溫度 t0=35℃，吸汽溫度 t1=25℃，中冷器內(nèi)液體與盤管內(nèi)液體的傳熱溫差 Δt z=5℃，高低壓級的輸汽 系 數(shù) 均 取 λ =， 指 示 效 率 均 取 η i=， 且 為 定 值 。 試 進(jìn) 行 循 環(huán) 的 熱 力計 算 。 解：由題設(shè)知：蒸發(fā)溫度 t0=35℃，冷凝溫度 tk=40℃，吸汽溫度 t1=25℃。 則：h 0= kj/kg P0= bar h5=h6= h1=1740 kj/kg υ 1= m3/kg s1=k因此，理想的中間壓力及對應(yīng)的中間溫度為：根據(jù)給定工況及初選的中間壓力，繪出循環(huán)的 lgP—h 圖，如圖 3—18 所示。 根據(jù)初選的中間溫度(℃)，取 1℃、1℃、3℃、4℃ 、6℃，進(jìn)行試算，分別求出其對應(yīng)的 ε 0值，并將結(jié)果列入表 3—2： 表 3—2℃ PZ(查表) h2（查圖） h3(查表) h4（查圖） h8（據(jù) tz+5查表）ε 01134619331950195619631972 從表中數(shù)值可知最佳 tz 在1～3℃之間。按經(jīng)驗分式 tz=++308765 43 21lgPh07654 321膨脹閥膨脹閥低壓機(jī)高壓機(jī)中間冷卻器冷凝器 蒸發(fā)器8圖 3—18 例 3—5 系統(tǒng)及 lgP—h 圖barPKZ ???? tz≈℃????823453125800 hhh?????表中：33 / 112計算得 tz=2℃ 恰好落在1～3℃之間，故這里取最佳中間溫度 tz=2℃，對應(yīng) PK= bar。相應(yīng)的其它狀態(tài)點(diǎn)的參數(shù)如下： h2=1949 kj/kg h3= kj/kg h4=1956 kj/kg h8= kj/kg υ 2= m3/kg 根據(jù)以上所確定的循環(huán)工作參數(shù)即可進(jìn)行如下熱力計算：單位制冷量 q 0=h0h8== kj/kg低壓級氨循環(huán)量 Gd=Q0/q0=200/=低壓級理論功 N0d=Gd(h2h1)=(1949174