第一章
第一章 蒸气压缩式制冷循环
第一章
本章介绍 单、双级 蒸气制冷循环
的 特性 及 热力计算方法 。着重分析 理
论循环,并讨论理论循环和实际循环
的 差别,此外还介绍了 复叠式 制冷循
环的组成及其应用。
第一章
第一节 逆向卡诺循环 —— 制冷机
的理想循环
? 正向循环, 逆向循环
动力循环，即将热量转化成机械功的循环是 正循环 。在温 —熵图或压 —焓图上，循环的
各个过程都是依此按 顺时针 方向变化的。
逆向循环 是一种消耗功的循环。在温 —熵图或压 —焓图上，循环的各个过程都是依此按
逆时针 方向变化的。
? 可逆循环, 不可逆循环
内部不可逆,制冷剂在流动或状态变化的过程中因摩擦、扰动及内部不平衡而引起的损失；
外部不可逆, 在蒸发器、冷凝器等热交换器中有温差的传热损失
第一章
一、逆向卡诺循环
由热力学 第二定律 得：
①单热源的热机是 不存在 的，即利用一个热源
是无法完成循环过程的；
②热量 不可能 自发地、不付代价地、从一个低
温物体传到另一个高温物体，如果要实现这样一个
反向的过程，就必须要有一个 消耗能量 的补偿过程。
第一章
制冷机 ——实现制冷所必需的机器和设备
低温热源 ——被冷却物体
制冷剂 ——制冷机使用的工作介质
制冷循环 ——制冷剂在制冷系统中所经历的
一系列热力过程
第一章
在一定的热源温度下，需要怎样来
组织制冷机的工作循环，使获得单位
冷量所消耗的能量为最小，这是制冷
技术中一个很重要的问题。
第一章
研究逆向可逆循环的目的 是为了寻找热力学上最完善的制冷
循环，作为评价实际循环效率高低的标准。
设被冷却物体的温度为 T’0，周围介质的温度为 T’，在这个温
度范围内，制冷机从被冷 却物体中取出热量 q0，并将它传递给
周围介质，为了完成这一循环所消耗的机械功为 w，这部分功转变
成热量后和取出的热量 q0一起传递给周围介质。因此，根据力学第
一定律，可写出制冷机的热平衡式：
式中 q,q0和 —— 传递、取出的单位热量和消耗的单位机械功
（ kJ／ kg）。
wqq ?? 0
wqq ?? 0
(1—1)
第一章
逆向卡诺循环是理想的
制冷循环，现将逆向卡诺
循环表示在 T—S图上，如
图 1—1所示。它由 二个可
逆的等温过程和二个绝热
等熵过程 所组成的。 图 1— 1 逆向卡诺循环
第一章
式中为逆向卡诺循环所消耗的机械功，它等于压缩时所
消耗的功减去膨胀时所作的 功，即 =k—p。因为按逆向卡
诺循环工作的制冷机，它所消耗的功为最小功，由式（ 1—2）
可得：
011 '
0
'0''
0
0
'
0
'
0
0
' ????
?
???
? ?????????
TTqT
w
T
q
T
qw
T
q
T
qs
系统
?
?
?
?
?
? ?? 1
'
0
'
0m i n T
Tqw （ 1—3）
（ 1—2）
根据热力系统，可逆变化过程中熵的变量等于零这一
热力学原理，可以写出逆向卡诺循环的熵变公式：
第一章
二、有温差的制冷循环
在上面所讨论的逆向卡诺循环，是假定制
冷剂与热源之间的热交换在无限小的温差下进
行的，因此就需要热交换器的传热面积无限大，
这在实际情况下是 不现实 的。而制冷剂与周围
介质，制冷剂与被冷却物体之间总是存在着一
定的 温差,即有温差的制冷循环如 图 1—2所示。
第一章
很明显，由于温差 ΔT 与
ΔT0 的存在，制冷循环的温度
范围将比图 1—1中的温度范围
扩大，即（ T—T0） >（ T’—
T’0）。 从式 1—3中可看出，
在获得相同的冷量 q0时，有温
差的制冷循环将要多消耗功。
在图 1—2中,l-2-3-4为
没有温差的逆向卡诺循环。 a-
b-c-d为有温差的制冷循环，
二者具有相同的制冷量 q0
（即面积 4-1-f-e-4 = 面积 d-
a-g-e-d）。
图 1— 2 有温差的制冷循环
T——循环中制冷剂的上限温度,K；
T’—— 周围介质的温度,K；
T’0——被冷却物体的温度,K；
T0 ——循环中制冷剂的下限温度,K。
ΔT=T -T’
ΔT0=T ’0-T0
第一章
wqq ?? 0
'0' wqq ??
qqwww ????? '' (1—4)
在可逆情况下，制冷系统熵的变化为：
0'
0
0'21 ???????? TqTqsss 制冷系统
0'
0
0
'
'
2'1'' ???????? TqTqsss 制冷系统
)(1 '''''' qqTTqTqs ????? 制冷系统
制冷系统‘sTw ???? '
(1—5)
在不可逆情况下，制冷系统熵的变化为：
（ 1—6）
由式（ 1— 5）可得：
''
0
0
T
q
T
q ?,代入式（ 2— 6）可得：
（ 1—7）
比较式（ 1—4）和式（ 1—7）可得：
（ 1—8）
在逆向循环中，由于不可逆过程而多消耗的功，等于周围介质的绝对温度和系统中熵的
增量的乘积
第一章
三、制冷系数
在制冷循环中，制冷剂从被冷却物体中所制取的冷量 q0与所
消耗的机械功之比值称为 制冷系数,用代号 ε 表示：
制冷系数是衡量制冷循环经济性的一个重要技术指标。国外
习惯上将制冷系数称为制冷机的性能系数 COP（ Coefficient of
Performance）。在给定的温度条件下,制冷系数越大,则循环
的 经济性越高 。
w
q0?? （ 1—9）
第一章
如果在制冷机内实现的是可逆的循环，则制冷系数又可写成：
'
'0'
00 CTT Twq ?? ????
2'0'
'0
' )('
0 TT
T
T T ?
???
?
??
?
?
?
??
2'
0
'
'
'
0 )(' TT
T
T T ?????
?
???
?
?
??
(1—10)
从式（ 1—10）中可以看出,按照逆向卡诺循环工作的制冷机，其制冷系数 与制冷剂的
性质无关,而 只是工作温度 T’和 T’0的函数,即周围介质的温度 T’越高。被冷却物体的温度
T’0越低，则循环的制冷系数越小。
这里还应说明,T’0变化 1度对 ε 的影响比 T’变化 1度的影响要大 。
''0
'
0
'
TT TT
???
?
???
?
?
???
?
??
?
?
?
? ??
'0' TT ?
第一章
在理论上分析比较制冷循环经济性好坏时，仅将逆向卡诺循环作为比
较的最高 标准。通常是将工作于相同温度范围的制冷循环的制冷系数 ε 与
逆向卡诺循环的制冷系数 ε ’c 之比，称为这个制冷循环的 热力完善度，亦
称制冷效率,用代号 η 表示：
'
c?
?? ? （ 1—11）
式中
'c?
—— 表示相同热源温度范围内的逆向卡诺循环的制冷系数。
热力完善度与制冷系数的意义不同
制冷系数是与循环的工作温度、制冷剂 的性质等因素有关,对于工作温度
不同的制冷循环,就无法按照制冷系数的大小来判断循环 经济性的好坏，在这
种情况下，只能根据 热力完善度 的大小来判断。
[例 1—1] 见 P10。
第一章
四、热能驱动的制冷循环
? 以热能直接驱动的制冷循环，例如 吸收制冷循环,实
际上为三热源循环，如图 1—5所示。
? 热量 q0取自低温的温度为 T0的被冷却物体,qH来自高温
蒸气、燃烧气体或其他热源,qk是系统在 Ta温度下（通
常是环境温度）放出的热量。
第一章
0qqq Hk ??
0
0TqTqTq
H
H
a
k ??
???????? ????????? ?? H aHaH T TTTT Tqq 000
Hq
q0
0 ??
???????? ????????? ?? H aHa T TTTT T 000?
按热力学第一定律：
（ 1－ 15）
对于可逆制冷机，按热力学第二定律，
在一个循环中熵增为零，即：
（ 1－ 16）
（ 1－ 17）
通过输入热量制冷的制冷机，其经济性是以 热力系数 作为评价指标的。热力系数是指获
得的制冷量与消耗的热量之比，用 ξ表示。
对于可逆制冷机，热力系数用 ξ 0表示：
（ 1－ 18）
根据式（ 1－ 17），得：
（ 1－ 19）
第一章
五、压缩蒸气制冷循环
在图 1—15中，从压缩机出来
的高压高温制冷剂气体（ D）进入
冷凝器被冷却去 过热,并进一步 冷
凝 成液体（ A）后，进入节流装置
如膨胀阀 减压,部分液体闪发成蒸
气，这些气液两相的混合物（ B）
进入蒸发器，在里面 吸热 蒸发成蒸
气（ C）后回到压缩机 重新被压缩,
从而完成一个循环。图 1－ 15 单级压缩蒸气制冷机的流程图
第一章
制冷系数：
W
Q 0??
w
q 0??
（ 1－ 20）
W（ kW） ——压缩机耗功；
Q0（ kW） ——蒸发器吸热量； Q0称为制冷量。
（ 1－ 21）
q0—— 单位质量制冷量（简称单位制冷量）
——压缩机压缩单位质量的制冷剂所消耗的功，称为比功，用
（ kJ/kg）表示。w
第一章
制冷量 Q0：
VqqgQ vm ?? 00
1
0
v
qq
v ?
kW （ 1－ 22）
gm为流经压缩机的制冷剂质量流量（ kg/s），
V为压缩机吸入口处的制冷剂体积流量（ m3/s）。
单位容积制冷量 qv：
kJ/m3 （ 1－ 23）
qv称为单位容积制冷量（ kJ/ m3），
v1表示制冷剂按吸气状态计的比体积（ m3/kg）
第一章
六、热泵循环
? 逆向循环不仅可以用来制冷，还可以把热能释放给某物体或空间，
使其温度升高。作这一用途的逆向循环系统称为 热泵 。
? 热泵与制冷机在热力学原理上是完全相同的，它们的区别主要有
两点：
1,两者的 目的 不同 。
2,两者的 工作温区 往往有所不同 。
第一章
W
QH??
用于 表示热泵效率的指标称为 热泵系数或供热
系数,用表示，其定义为：
?? ??? 1WQ H
QH——热泵向高温热源的输送热量（ kW），
W——热泵机组消耗的外功（ kW）。
由式（ 1－ 21）可得：
（ 1－ 24）
（ 1－ 25）
第一章
第二节 单级蒸气压缩式制冷机
的理论循环
第一章
一、干压缩行程代替湿压缩行程，
节流阀代替膨胀机
?,湿压行程, 在生产中不受欢迎是因为：
1,采用湿压缩行程时，湿蒸气进入气缸，热的气缸壁与冷的湿
蒸气进行强烈的热交换。使压缩机的 工作效率大大降低 。
2,采用湿压行程时，大量液态制冷剂进入压缩机气缸，可能引
起, 液击, 现象，而使压缩机发生事故。
故实际蒸气制冷机都要求压缩机在 干压缩行程 下运转
第一章
? 为了保证干蒸气进入压缩机，一般在
节流阀与蒸发器之间 加装一个 液体分
离器 （图 1—16）
? 由于液体膨胀机 制造比较复杂，且液
体的膨胀功又很小,因此可以采用结
构简单的 节流阀 代替 结构复杂的 膨胀
机 。
两点原因
第一章
图 1— 16 具有液体分离器的单级蒸气压缩式制冷循环
a）原理图 b） T— S图 c） lgP— h图
1— 压缩机 2— 冷凝器 3— 蒸发器 4— 液体分离器 5— 节
流阀
第一章
二、蒸气制冷机理论循环的热力计
算步骤
4151 hhhhq v ????
1
41
1
0 v hhvqq v ???
12 hhw k ??
kw
424332 )()( hhhhhhq k ??????
1．单位质量制冷量 q0与单位容积制冷量 qv
kJ/kg （ 1—26）
kJ/m3 （ 1—27）
2．单位压缩功
kJ／ kg （ 1—28）
3．单位冷凝热量 qk
kJ／ kg （ 1—29）
第一章
1GvVs ?
0
0qQG?
ka wGP ??
12
410 hh hhwq
k ?
????
kk GqQ ?
svVqQ ?0
4．制冷系数
（ 1—30）
5．压缩机每小时吸入制冷剂质量 (制冷剂质量流量 )
kg/s （ 1—31）
式中 Q0——压缩机的制冷量（ kW）
kW （ 1—32）
6．压缩机每小时吸入制冷剂蒸气容积
m3/s （ 1—33）
7．冷凝器的热负荷
kW （ 1—34）
8．压缩机所需理论功率 (绝热功率 )
kW （ 1—35）
第一章
图 1—17 例 1—3图
[例 1— 3] 已知 tk=30℃, t0= -15℃,计算制冷剂为 NH3和 R22时，
理论循环的制冷系数与热力完善度。假设压缩机吸入蒸气为
干饱和状态。
解：理论循环的压焓图如图 1—4,各有关
点的参数及数值列表 1—1中。
73.52 5 83 0 3 2 5 8
0
0 ????? TT T
k
c?
1.逆向卡诺循环制冷系数
82.037.5 67.43 ??NH?
77.073.5 42.422 ??R?
2.循环的热力完善度
第一章
[例 1—4] 上例中若两种制冷剂的制冷量均为 11.63kW，计
算所需的理论功率各为多少?
解：
1．制冷剂循环量各为
0 1 0 5.05.1 1 0 463.11
0
0)(
3 ??? q
QG
NH
0715.05.162 63.11
0
0)22( ??? qQG R
48.25.2 3 60 1 0 5.0)( 3 ????? kNH wGP
kg/s
63.28.360 7 1 5.0)22( ????? kR wGP
kg/s
２．所需理论功率各为
kW
kW
第一章
三、节流阀前液态制冷剂
的再冷却
图 1—18 节流阀前的液体制冷剂再冷却的循环图
第一章
410 hhq ??
12 hhwk ??
710 hhq ??
12 hhw k ??
没有再冷却的循环：
单位制冷量,kJ/kg
单位压缩功,kJ/kg
经再冷却后的循环：
单位制冷量：
kJ/kg
kJ/kg
单位压缩功：
第一章
很明显，经再冷却后，循环的单位制冷量增加了
0q?
)( 74'740 ttchhq ????? kJ/kg （ 1—40）
式中 c’—— 液体制冷剂的比热容,kJ/kg；
t7—— 称为再冷却温度或过冷温度 tg
而单位压缩功没有变化，故循环的制冷系数提高了
k
g
g w
tc
hh
hhhh
hh
hh ????
?
????
?
?? '
12
7441
12
71 )()( ?? （ 1—41）
根据计算，在通常的工作强度范围内，每再冷却 1℃ 各种制冷剂
的制冷系数增加的百分数如下，氨约为 0.45%,R22约为 0.85%，丙烷
约为 0.9%
第一章
四、吸入蒸气的过热及蒸
气制冷机的回热循环
? 从蒸发器出来的低温低压蒸气，在流经吸气管道时要吸收周
围空气中的热量使制冷剂蒸气的温度升高，这一现象称为 管
路过热 。由于制冷剂在吸气管道上过热时消耗的冷量是损失
掉的，对制冷循环是不利的，故称为 有害过热 。
? 为了使压缩机在干蒸气区域内工作，并且要使节流阀前液态
制冷剂的温度进一步再冷却，一般可采用 蒸气回热循环 来实
现，即在压缩机的吸入管道侧安装 —个回热器 （图 1—19） 。
第一章
图 1—19 蒸气压缩式制冷的回热循环
从蒸发器出来的蒸气 (状态 1)在回热
器中等压吸热到状态 1，然后被压缩机吸
入，液态制冷剂经再 冷却器后进入回热
器，进一步被再冷却，从状态 7等压冷却
到状态 9，最后经节流阀送入蒸发器去制
冷。
从图 1—19中可明显地看出：单位
时间内经回热器的液态制冷剂与蒸气制
冷剂的质量 G kg／ s都是相等的。因此，
在没有冷量损失的情况下，液态制冷剂
放出的热量应等于蒸气制冷剂吸收的热
量，即回热器的热平衡式是：
)()( '1197 hhGhhGQ R ????
)()( '1197' ttGCttGCQ PR ????
kW
kW
（ 1—42）
（ 1—43）或
第一章
采用回热循环的好处：
1,循环的单位制冷量 q0增大 了，当制冷量 Q0给定时，
制冷剂的循环量 G可以减少。
2,吸入蒸气的温度提高了，可 减少 蒸气在吸气管中
的 有害过热 。
3,减少了吸入蒸气与气缸壁之间热交换的温差，使
压缩机的 输气系数 得到 提高 。同时还 改善 了在低
温下工作的压缩机的 润滑条件 。
第一章
采用回热循环后，对制冷循环性能指标的影响
还有下列两点：
1,由于压缩机吸气过热，使循环的单位压缩功增加了，因
此回热循环制冷系数是否提高，必须对于具体情况进行
具体分析
2,采用回热循环后，制冷剂的单位容积制冷量 q0是否增加
还是减少? 这也是一个很重要的问题，因为 qv的数值直
接影响压缩机的制冷量 Q0。
第一章
00977'19'1 )()( qqhhhhhhq oR ?????????
k
kkkkR
oR
R
w
w
q
q
ww
qq
hh
hh
w
q
??
??
?
??
???
?
???
1
1
0
0
00
12
9'1 ??
k
k
w
w
q
q ???
0
0
采用回热循环后，单位制冷量及压缩功分别为,
kJ／ kg （ 1—44）
0q kw
R?
式中 与 是没有回热循环时的单位制冷量和压缩功。
为：故回热循环的制冷系数
（ 1—45）
从上式中可以看出，回热循环制冷系数提高的 条件 是：
（ 1—46）
第一章
?hvVqQ ?0
vv
qq
v
qq oR
vR ??
????
1
00
1
vqv
q ??? 0
kW （ 1—47）
式中 Vh——压缩机的理论输气量,m3/s
λ ——压缩机的输气系数。
采用回热循环，单位容积制冷量为：
kJ/m3
对回热循环，单位容积制冷量提高的 条件 应当是：
1
00 vqvq ??? 或 （ 1—48）
式中,qv——无回热循环时制冷剂的单位容积制冷量（ kJ／ m3），
q0— —无回热循环时制冷剂的单位制冷量（ kJ／ kg）。
回热循环的制冷系数 ε k和单位容积制冷量 qvR是否增加，这是回热循环的
经济性是否提高的两个主要标志，它们分别表示在采用回热循环以后，压缩
机的能量消耗及容量是否减少。从式（ 1—46）和式（ 1—48）中可看出，主
要与各种 制冷剂的性质 有关。
第一章
)( 01'110 ttchhq p ?????
)( 01
0
'1'
101'1 TTT
vv
T
Tvv ?????
? ?)()( 0'212 TTTTcw pk ?????
?????? ???? 0
0
'2
1
1
2 )1()1( TTTTTTc p
)()()1( 01
0
01
0
'2 TT
T
wTT
T
Tc k
p ?????
??
?
? ??
1
0
0
'
??q Tcp
为了便于进一步分析，可近似地将来自蒸发器的低压蒸气当作理想
气体来进行分析：
将以上三式代入式（ 1—46）和式（ 1—48）可得：
（ 1—49）
结论
第一章
理论分析的结果表明，只有 满足这一条件,
回热循环的 制冷系数 及 单位容积制冷量 才能提高。
即从单位容积制冷量和制冷系数角度看,R502、
R290,R600a,R134a等制冷剂采用回热循环 有利,
而 R717采用回热循环 不利 。此外，回热循环还具有
由于制冷剂液体 过冷 所带来的优点。
第一章
还应考虑下列一些因素：
1,采用回热后，使节流前制冷剂成为过冷状态，可
以在节流过程中 减少气化,使节流机构 工作稳定 ；
2,采用回热后，自蒸发器出来的气体流过回热器时
压力有所降低。因而增大了压缩机的压比，引起
压缩功的增大 。
第一章
对于像 R113,R114和 RC318等制冷剂，
在 T－ s图上的饱和蒸气曲线向左下方倾斜，
当压缩机吸入的是饱和蒸气时其等熵压缩过
程线将进入两相区内，而压缩机在湿压缩区
通常是不能正常工作的，因此，应该 提高压
缩机吸气温度 或采用回热循环。
[例 1—5] 见 P24。
第一章
第四节 两级压缩制冷循环
第一章
一、采用两级压缩制冷循
环的原因
对于更低温度的要求，单级压缩将会遇到很大困难，主要原因为：在冷凝
温度 tk一定的条件下（四季的影响不是很 大），蒸发温度 t0越低，其循环的
压缩比 pk/p0越大，压缩比的增大会给制冷循环的运行带来 一系列的问题 。具
体如下：
1,循环的压缩比 pk/p0越大，压缩机输气系数越小，压缩机的制冷量也越小；
2,循环的压缩比 pk/p0越大，则会使实际压缩过程更偏离等熵压缩过程，不可逆
损失增大；
3,循环的压缩比 pk/p0越大，引起压缩机排温升高、效率降低、功耗增大；
4,循环的压缩比 pk/p0越大，甚至会造成系统内制冷剂和润滑油分解，运转条件
恶化，危害压缩机的正常工作。
第一章
单级压缩 蒸气制冷循环压缩比一般不超
过 8～ 10。 氨 因为绝热指数比氟利昂要大，
我国规定氨的单级压缩比最大不允许超过 8，
而 氟利昂 不允许超过 10。因此，不同冷凝温
度下，在允许压缩比范围的最大值时，常用
的 中温制冷剂 一般只能获得 -20～ -40℃ 的低
温。
第一章
二、两级压缩制冷循环的
组成
一次节流, 一次节流循环是将冷凝压力 pk下
的制冷剂液体，直接节流到蒸发压力 p0，由于压差
较大，易实现远距离和向高处供液，而且调节也很
方便，故应用较广。
两次节流, 两次节流循环则是先将 pk下的制
冷剂液体节流到中间压力 pm，然后再次节流到 P0，
实际工程应用并不多。
第一章
两级压缩一次节流中间不
完全冷却循环
两级压缩一次节流中间不
完全冷却循环由低压级压缩机、
高压级压缩机、冷凝器、中间
冷却器、节流阀、蒸发器和回
热器组成。
图 1—26示出了两级压缩
一次节流中间不完全冷却循环
的系统图,lgp-h图和 T-s图。图 1— 26 两级压缩一次节流中间不完全冷却循环
A— 高压级压缩机 B— 低压级压缩机 C— 冷凝器 D— 蒸发器
E— 中间冷却器 F— 回热器
第一章
两级压缩一次节流中间完
全冷却循环
两级压缩一次节流中间完全冷却循环与不完全冷却循环的 区别 在于高压级压缩
机吸入的制冷剂蒸气为 饱和状态 而非过热状态。它是将低压级压缩机的排气引入中
间冷却器，引起中间冷却器中中压液体制冷剂蒸发而放出其过热量，变成饱和蒸气。
这样，既可增加高压级压缩机制冷剂流量，又不致造成排气温度过高。
图 1—27示出了两级压缩一次节流中间完全冷却循环的系统图,1gp-h图和 T-s图。
图 1— 27 两级压缩一次节流中间完全冷却循环
A— 高压级压缩机 B— 低压级压缩机 C— 冷凝器
D— 蒸发器 E— 中间冷却器
第一章
三、两级压缩一次节流制冷循环
的热力计算
确定冷凝温度 tk和蒸发温度 t0，以及压缩机吸气温度 t1和高压液体的过冷温度 tb
在 lgp-h图上找出相应的冷凝压力 pk和蒸发压力 p0，并按上述
温度参数找到各相应的状态点，同时选择并确定中间压力 pm和中间温度 tm
按这些反映在 lgp-h图（或 T-s图）上的状态点，查出其状态参数；
焓 h及比体积 υ 1等就可以进行循环性能指标计算
第一章
一次节流中间不完全冷却循环性
能指标计算
810
0
0
0 hh QqQq md ???
1?mdvd qq ?
hh Qqp 12
810
0mded
dd
d hhw ?? ????
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vdhd hh QqV ??? 1
810
03 6 0 03 6 0 0 ???
? ? ? ? ? ? '3755 hqqhhqhqq mdmgmdmdmg ?????
1．蒸发器中的单位制冷量 q0（ kJ／ kg）
q0=h10-h8 kJ／ kg （ 1—55）
2．低压级压缩机单位理论功 wd （ kW）
wd=h2-h1 kW （ 1—56）
3．低压级压缩机流量 qmd（ kg/s）
kg/s （ 1—57）
4．低压级压缩机容积流量 qvd（ m3／ s）
m3／ s （ 1—58）
式中,υ1 为压缩机吸气状态比体积（ m3／ kg）
5．低压级压缩机所需的实际功率 p ed（ kW）
kW （ 1—59）
式中,η d为低压级压缩机绝热效率,η d=η idη md；其中
η id为低压级压缩机指示效率,η md为低压级压缩机机械
效率（详见第三章第二节）。
6．低压级压缩机理论排气量 Vhd（ m3／ h）
m3／ h （ 1—60）
式中,λd 为低压级压缩机输气系数。在数值上可近似
地按相同压比时的单级压缩制冷循环的压缩机输气系数
的 90％计算。
为了得到高压级压缩机的流量，
可利用中间冷却器的热平衡关系求出。由
图 1—26的系统可知，一次节流中间不完
全冷却循环的中间冷却器热平衡关系为：
第一章
5'3
7'3
810
0
5'3
7'3 hh hhhh Qhh hhqq mdmg ???????
? ? 32'3 hqhqhqq mgmdmdmg ???
? ? ? ?
'327'3 5'3'3'32'33 hhhh hhhq
hhqhqh
mg
mgmg ????????
gg
gmgeg hhhh hhhh Qwqp ?? 34
5'3
6'3
810
0 ??????
gg
mg
g
ghg hh hhhh QqVV ??? ?? 3
5'3
7'3
810
03 36 0036 0036 00 ??????
? ? ? ?34
5'3
7'312
8100
hhhh hhhh
hh
wqwq
Q
gmgdmd
a ?
?
???
??
???
g
g
mg
d
dmd
pr w
qwq
Q
??
?
?
? 0
7．由热平衡关系式得高压级压缩机
流量 qmg（ kg/s）
kg/s （ 1—61）
确定 h7时，可取 t7比中间压力下的饱和温度高 3~5℃
高温级压缩机的吸气状态与中间冷却器出
来的制冷剂蒸气状态以及低压级压缩机排气状态有
关，这两部分蒸气混合过程的热平衡关系为：
则得混合点 3的比焓 h3（单位为 kJ／ kg）
kJ／ kg （ 1—62）
8．高压级压缩机单位理论功 wg（单位为 kJ／ kg）
W g=h4-h3 kJ／ kg （ 1—63）
9．高压级压缩机所需的实际功率 peg（ kW）
kW （ 1—64）
式中,η g为高压级压缩机绝热效率,η g=η Igη mg 。
10．高压级压缩机理论排气量 Vhg（单位为 m3／ h）
（ 1—64）
kW
式中,λg 为高压级压缩机输气系数； ν3 为高压级
压缩机吸气状态的制冷剂蒸气比体积，单位为 m3／
kg。
11．循环的冷凝热负荷 Qk（ kW）
Qk= qmg(h4-h5) kW （
12．循环的理论制冷系数 ε a
（ 1—67）
13．循环的实际制冷系数 ε pr
（ 1—68）
第一章
一次节流中间完全冷却循环的性能
指标计算
? ? ? ? 35652 hqhqqhhqhq mgmdmgmdprmd ?????
53
62
6'1
0
53
62 hh hhhh Qhh hhqq prmdmg ???????
g
pr
g
gmgeg hhhh hhhh Qwqp ?? 34
53
62
6'1
0 ??????
g
pr
g
mg
g
ghg hh hhhh QqVV ??? ?? 3
53
62
6'1
03 360036003600 ??????
中间完全冷却循环性能指标的计算方法，与中间不完全冷却循环基本相同。但由于中
间冷却器结构有所不同，引起高压级流量及其吸气状态的计算方法存在一定差异。
高压级流量由完全冷却中间冷却器的热平衡关系确定，根据图 1—27可得：
式中,h2pr为低压级压缩机实际排气比焓值（ kJ/kg），因此，高压级压缩机所需的实际功率 peg为：
kW （ 1—70）
高压级压缩机理论排气量 Vhg为（单位为 m3／ h）：
m3／ h （ 1—71）
式中,λ g为高压级压缩机输气系数； ν 3为高压级压缩机吸气状态的制冷剂蒸气比体积，单位为 m3／ kg。
循环的冷凝热负荷 Qk（ kW）：
Qk=qmg(h4-h5) kW （ 1—72）
第一章
四、两级压缩制冷循环运行特性分析
中间压力的确定
两级压缩制冷循环的中间压力，是两级压缩
制冷系统优化设计的 重要参数 。一般情况下，将制
冷系数最大的两级压缩制冷循环所具有的中间压力，
称做 最佳中间压力 。它可由以下方法确定：
1．利用热力图表取数法
2．计算法
3．经验公式法
第一章
1.根据已知制冷剂的 pk,p0，按求得一个中间压力近似
值。并在饱和蒸气表中查出对应的中间温 度 tm。
2.在 tm值的上方和下方，按 1~2℃ 的间隔取若干个（一
般取 5~6个）中间温度值，并根据各温度值在 lgp-h图（或
T-s图）上查出其对应的两级压缩循环各主要状态点物性参
数。
3.按热力计算中计算制冷系数的公式，代入所需要的各
参数进行制冷系数的计算。
4.将制冷系数的计算结果绘制成 ε -tm曲线，其曲线的
顶点所对应的中间温度即为最佳中间温度 tmopt，与它对应
的中间压力称之为最佳中间压力 pmopt。
第一章
要得到精确的最佳中间压力 tmopt，可由电子
计算机计算不同中间温度设定值时的制冷系数。
经过比较自动地取最大制冷系数时所对应的循环
的中间压力为设计所需要的最佳中间压力 pmopt 。
一级节流中间不完全冷却的两级压缩循环的最佳
中间压力确定，可由下式计算其实际制冷系数的
最大值，最大实际制冷系数所对应的即为最佳中
间压力 pmopt,
? ?3'4
510
610
1
'
2
80
hhhh hhhh
hh
?????
??? （ 1—77）
第一章
有的学者在对两级压缩制冷循环的研究中，总
结出了在一定范围内具有足够精确性的经验公式，
来进行最佳中间温度计算，大大简化了热力计算过
程。拉塞提出的 R717两级压缩制冷循环的最佳中间
温度 tm（单位为 ℃ ）的经验公式是：
tm=0.4tk+0.6t0+3℃ （ 1—78）
其所对应的 pm,即为所要求的 pmopt 。
第一章
实际 工程建设中，由于制冷压缩机生产的系列
化，往往是通过在 已有的系列 压缩机产品中进行选
配来组成两级压缩制冷循环。一般有以下两种情况：
① 从现有系列产品中选配合适的高压级和低
压级制冷压缩机，这种称为 多台压缩机配打双级 ；
②用一台多缸制冷压缩机配成两级压缩制冷循
环，确定高压级和低压级应有的气缸数目，这种压
缩机通常称做 单机双级制冷压缩机 。
第一章
第五节 复叠式制冷循环
第一章
一、采用复叠式制冷循环的原因
? 当需要获取 -60℃ 以下的低温时，由于制冷剂热物理特性的限制，
对于前面一直在用的 中温制冷剂 就会遇到凝固温度、吸气压力
过低、吸气比体积过大等的 限制 。
? 若采用 低温制冷剂, tk一般在 30~60℃ 之间，在这种情况下势必
会造成 R23超临界循环，其制冷系统内压力将远远超过允许的
1.6MPa安全压力。这种采用低温制冷剂的单级压缩蒸气制冷循
环是根本 无法运行 。
? 因此，当需要获取 -60℃ 以下的低温时，应采用 中温制冷剂与低
温制冷剂复叠 的制冷循环。
第一章
二、低温箱复叠压缩式制冷系统的
组成与类型
? 复叠压缩式制冷循环的组成
复叠式制冷循环通常是由两个（或多个）采用 不同制冷剂
的单级（也可以是多级）制冷系统组成，分为 高温系统 和 低温
系统 。通常在高温系统里使用 沸点较高 的制冷剂（中温中压制
冷剂），在低温系统里使用 沸点较低 的制冷剂（低温高压制冷
剂）。高温系统的蒸发器和低温系统的冷凝器合成一个设备，
称为 冷凝蒸发器或蒸发冷凝器 。
? 复叠压缩式制冷循环的类型
复叠式循环也有多种型式，如 两个单级 压缩循环复叠,两
级 压缩循环的复叠,三个单级 压缩循环的复叠等。
第一章
第一章 蒸气压缩式制冷循环
第一章
本章介绍 单、双级 蒸气制冷循环
的 特性 及 热力计算方法 。着重分析 理
论循环,并讨论理论循环和实际循环
的 差别,此外还介绍了 复叠式 制冷循
环的组成及其应用。
第一章
第一节 逆向卡诺循环 —— 制冷机
的理想循环
? 正向循环, 逆向循环
动力循环，即将热量转化成机械功的循环是 正循环 。在温 —熵图或压 —焓图上，循环的
各个过程都是依此按 顺时针 方向变化的。
逆向循环 是一种消耗功的循环。在温 —熵图或压 —焓图上，循环的各个过程都是依此按
逆时针 方向变化的。
? 可逆循环, 不可逆循环
内部不可逆,制冷剂在流动或状态变化的过程中因摩擦、扰动及内部不平衡而引起的损失；
外部不可逆, 在蒸发器、冷凝器等热交换器中有温差的传热损失
第一章
一、逆向卡诺循环
由热力学 第二定律 得：
①单热源的热机是 不存在 的，即利用一个热源
是无法完成循环过程的；
②热量 不可能 自发地、不付代价地、从一个低
温物体传到另一个高温物体，如果要实现这样一个
反向的过程，就必须要有一个 消耗能量 的补偿过程。
第一章
制冷机 ——实现制冷所必需的机器和设备
低温热源 ——被冷却物体
制冷剂 ——制冷机使用的工作介质
制冷循环 ——制冷剂在制冷系统中所经历的
一系列热力过程
第一章
在一定的热源温度下，需要怎样来
组织制冷机的工作循环，使获得单位
冷量所消耗的能量为最小，这是制冷
技术中一个很重要的问题。
第一章
研究逆向可逆循环的目的 是为了寻找热力学上最完善的制冷
循环，作为评价实际循环效率高低的标准。
设被冷却物体的温度为 T’0，周围介质的温度为 T’，在这个温
度范围内，制冷机从被冷 却物体中取出热量 q0，并将它传递给
周围介质，为了完成这一循环所消耗的机械功为 w，这部分功转变
成热量后和取出的热量 q0一起传递给周围介质。因此，根据力学第
一定律，可写出制冷机的热平衡式：
式中 q,q0和 —— 传递、取出的单位热量和消耗的单位机械功
（ kJ／ kg）。
wqq ?? 0
wqq ?? 0
(1—1)
第一章
逆向卡诺循环是理想的
制冷循环，现将逆向卡诺
循环表示在 T—S图上，如
图 1—1所示。它由 二个可
逆的等温过程和二个绝热
等熵过程 所组成的。 图 1— 1 逆向卡诺循环
第一章
式中为逆向卡诺循环所消耗的机械功，它等于压缩时所
消耗的功减去膨胀时所作的 功，即 =k—p。因为按逆向卡
诺循环工作的制冷机，它所消耗的功为最小功，由式（ 1—2）
可得：
011 '
0
'0''
0
0
'
0
'
0
0
' ????
?
???
? ?????????
TTqT
w
T
q
T
qw
T
q
T
qs
系统
?
?
?
?
?
? ?? 1
'
0
'
0m i n T
Tqw （ 1—3）
（ 1—2）
根据热力系统，可逆变化过程中熵的变量等于零这一
热力学原理，可以写出逆向卡诺循环的熵变公式：
第一章
二、有温差的制冷循环
在上面所讨论的逆向卡诺循环，是假定制
冷剂与热源之间的热交换在无限小的温差下进
行的，因此就需要热交换器的传热面积无限大，
这在实际情况下是 不现实 的。而制冷剂与周围
介质，制冷剂与被冷却物体之间总是存在着一
定的 温差,即有温差的制冷循环如 图 1—2所示。
第一章
很明显，由于温差 ΔT 与
ΔT0 的存在，制冷循环的温度
范围将比图 1—1中的温度范围
扩大，即（ T—T0） >（ T’—
T’0）。 从式 1—3中可看出，
在获得相同的冷量 q0时，有温
差的制冷循环将要多消耗功。
在图 1—2中,l-2-3-4为
没有温差的逆向卡诺循环。 a-
b-c-d为有温差的制冷循环，
二者具有相同的制冷量 q0
（即面积 4-1-f-e-4 = 面积 d-
a-g-e-d）。
图 1— 2 有温差的制冷循环
T——循环中制冷剂的上限温度,K；
T’—— 周围介质的温度,K；
T’0——被冷却物体的温度,K；
T0 ——循环中制冷剂的下限温度,K。
ΔT=T -T’
ΔT0=T ’0-T0
第一章
wqq ?? 0
'0' wqq ??
qqwww ????? '' (1—4)
在可逆情况下，制冷系统熵的变化为：
0'
0
0'21 ???????? TqTqsss 制冷系统
0'
0
0
'
'
2'1'' ???????? TqTqsss 制冷系统
)(1 '''''' qqTTqTqs ????? 制冷系统
制冷系统‘sTw ???? '
(1—5)
在不可逆情况下，制冷系统熵的变化为：
（ 1—6）
由式（ 1— 5）可得：
''
0
0
T
q
T
q ?,代入式（ 2— 6）可得：
（ 1—7）
比较式（ 1—4）和式（ 1—7）可得：
（ 1—8）
在逆向循环中，由于不可逆过程而多消耗的功，等于周围介质的绝对温度和系统中熵的
增量的乘积
第一章
三、制冷系数
在制冷循环中，制冷剂从被冷却物体中所制取的冷量 q0与所
消耗的机械功之比值称为 制冷系数,用代号 ε 表示：
制冷系数是衡量制冷循环经济性的一个重要技术指标。国外
习惯上将制冷系数称为制冷机的性能系数 COP（ Coefficient of
Performance）。在给定的温度条件下,制冷系数越大,则循环
的 经济性越高 。
w
q0?? （ 1—9）
第一章
如果在制冷机内实现的是可逆的循环，则制冷系数又可写成：
'
'0'
00 CTT Twq ?? ????
2'0'
'0
' )('
0 TT
T
T T ?
???
?
??
?
?
?
??
2'
0
'
'
'
0 )(' TT
T
T T ?????
?
???
?
?
??
(1—10)
从式（ 1—10）中可以看出,按照逆向卡诺循环工作的制冷机，其制冷系数 与制冷剂的
性质无关,而 只是工作温度 T’和 T’0的函数,即周围介质的温度 T’越高。被冷却物体的温度
T’0越低，则循环的制冷系数越小。
这里还应说明,T’0变化 1度对 ε 的影响比 T’变化 1度的影响要大 。
''0
'
0
'
TT TT
???
?
???
?
?
???
?
??
?
?
?
? ??
'0' TT ?
第一章
在理论上分析比较制冷循环经济性好坏时，仅将逆向卡诺循环作为比
较的最高 标准。通常是将工作于相同温度范围的制冷循环的制冷系数 ε 与
逆向卡诺循环的制冷系数 ε ’c 之比，称为这个制冷循环的 热力完善度，亦
称制冷效率,用代号 η 表示：
'
c?
?? ? （ 1—11）
式中
'c?
—— 表示相同热源温度范围内的逆向卡诺循环的制冷系数。
热力完善度与制冷系数的意义不同
制冷系数是与循环的工作温度、制冷剂 的性质等因素有关,对于工作温度
不同的制冷循环,就无法按照制冷系数的大小来判断循环 经济性的好坏，在这
种情况下，只能根据 热力完善度 的大小来判断。
[例 1—1] 见 P10。
第一章
四、热能驱动的制冷循环
? 以热能直接驱动的制冷循环，例如 吸收制冷循环,实
际上为三热源循环，如图 1—5所示。
? 热量 q0取自低温的温度为 T0的被冷却物体,qH来自高温
蒸气、燃烧气体或其他热源,qk是系统在 Ta温度下（通
常是环境温度）放出的热量。
第一章
0qqq Hk ??
0
0TqTqTq
H
H
a
k ??
???????? ????????? ?? H aHaH T TTTT Tqq 000
Hq
q0
0 ??
???????? ????????? ?? H aHa T TTTT T 000?
按热力学第一定律：
（ 1－ 15）
对于可逆制冷机，按热力学第二定律，
在一个循环中熵增为零，即：
（ 1－ 16）
（ 1－ 17）
通过输入热量制冷的制冷机，其经济性是以 热力系数 作为评价指标的。热力系数是指获
得的制冷量与消耗的热量之比，用 ξ表示。
对于可逆制冷机，热力系数用 ξ 0表示：
（ 1－ 18）
根据式（ 1－ 17），得：
（ 1－ 19）
第一章
五、压缩蒸气制冷循环
在图 1—15中，从压缩机出来
的高压高温制冷剂气体（ D）进入
冷凝器被冷却去 过热,并进一步 冷
凝 成液体（ A）后，进入节流装置
如膨胀阀 减压,部分液体闪发成蒸
气，这些气液两相的混合物（ B）
进入蒸发器，在里面 吸热 蒸发成蒸
气（ C）后回到压缩机 重新被压缩,
从而完成一个循环。图 1－ 15 单级压缩蒸气制冷机的流程图
第一章
制冷系数：
W
Q 0??
w
q 0??
（ 1－ 20）
W（ kW） ——压缩机耗功；
Q0（ kW） ——蒸发器吸热量； Q0称为制冷量。
（ 1－ 21）
q0—— 单位质量制冷量（简称单位制冷量）
——压缩机压缩单位质量的制冷剂所消耗的功，称为比功，用
（ kJ/kg）表示。w
第一章
制冷量 Q0：
VqqgQ vm ?? 00
1
0
v
v ?
kW （ 1－ 22）
gm为流经压缩机的制冷剂质量流量（ kg/s），
V为压缩机吸入口处的制冷剂体积流量（ m3/s）。
单位容积制冷量 qv：
kJ/m3 （ 1－ 23）
qv称为单位容积制冷量（ kJ/ m3），
v1表示制冷剂按吸气状态计的比体积（ m3/kg）
第一章
六、热泵循环
? 逆向循环不仅可以用来制冷，还可以把热能释放给某物体或空间，
使其温度升高。作这一用途的逆向循环系统称为 热泵 。
? 热泵与制冷机在热力学原理上是完全相同的，它们的区别主要有
两点：
1,两者的 目的 不同 。
2,两者的 工作温区 往往有所不同 。
第一章
W
QH??
用于 表示热泵效率的指标称为 热泵系数或供热
系数,用表示，其定义为：
?? ??? 1WQ H
QH——热泵向高温热源的输送热量（ kW），
W——热泵机组消耗的外功（ kW）。
由式（ 1－ 21）可得：
（ 1－ 24）
（ 1－ 25）
第一章
第二节 单级蒸气压缩式制冷机
的理论循环
第一章
一、干压缩行程代替湿压缩行程，
节流阀代替膨胀机
?,湿压行程, 在生产中不受欢迎是因为：
1,采用湿压缩行程时，湿蒸气进入气缸，热的气缸壁与冷的湿
蒸气进行强烈的热交换。使压缩机的 工作效率大大降低 。
2,采用湿压行程时，大量液态制冷剂进入压缩机气缸，可能引
起, 液击, 现象，而使压缩机发生事故。
故实际蒸气制冷机都要求压缩机在 干压缩行程 下运转
第一章
? 为了保证干蒸气进入压缩机，一般在
节流阀与蒸发器之间 加装一个 液体分
离器 （图 1—16）
? 由于液体膨胀机 制造比较复杂，且液
体的膨胀功又很小,因此可以采用结
构简单的 节流阀 代替 结构复杂的 膨胀
机 。
两点原因
第一章
图 1— 16 具有液体分离器的单级蒸气压缩式制冷循环
a）原理图 b） T— S图 c） lgP— h图
1— 压缩机 2— 冷凝器 3— 蒸发器 4— 液体分离器 5— 节
流阀
第一章
二、蒸气制冷机理论循环的热力计
算步骤
4151 hhhhq v ????
1
41
1
0 v hhvqq v ???
12 hhw k ??
kw
424332 )()( hhhhhhq k ??????
1．单位质量制冷量 q0与单位容积制冷量 qv
kJ/kg （ 1—26）
kJ/m3 （ 1—27）
2．单位压缩功
kJ／ kg （ 1—28）
3．单位冷凝热量 qk
kJ／ kg （ 1—29）
第一章
1GvVs ?
0
0qQG?
ka wGP ??
12
410 hh hhwq
k ?
????
kk GqQ ?
svVqQ ?0
4．制冷系数
（ 1—30）
5．压缩机每小时吸入制冷剂质量 (制冷剂质量流量 )
kg/s （ 1—31）
式中 Q0——压缩机的制冷量（ kW）
kW （ 1—32）
6．压缩机每小时吸入制冷剂蒸气容积
m3/s （ 1—33）
7．冷凝器的热负荷
kW （ 1—34）
8．压缩机所需理论功率 (绝热功率 )
kW （ 1—35）
第一章
图 1—17 例 1—3图
[例 1— 3] 已知 tk=30℃, t0= -15℃,计算制冷剂为 NH3和 R22时，
理论循环的制冷系数与热力完善度。假设压缩机吸入蒸气为
干饱和状态。
解：理论循环的压焓图如图 1—4,各有关
点的参数及数值列表 1—1中。
73.52 5 83 0 3 2 5 8
0
0 ????? TT T
k
c?
1.逆向卡诺循环制冷系数
82.037.5 67.43 ??NH?
77.073.5 42.422 ??R?
2.循环的热力完善度
第一章
[例 1—4] 上例中若两种制冷剂的制冷量均为 11.63kW，计
算所需的理论功率各为多少?
解：
1．制冷剂循环量各为
0 1 0 5.05.1 1 0 463.11
0
0)(
3 ??? q
QG
NH
0715.05.162 63.11
0
0)22( ??? qQG R
48.25.2 3 60 1 0 5.0)( 3 ????? kNH wGP
kg/s
63.28.360 7 1 5.0)22( ????? kR wGP
kg/s
２．所需理论功率各为
kW
kW
第一章
三、节流阀前液态制冷剂
的再冷却
图 1—18 节流阀前的液体制冷剂再冷却的循环图
第一章
410 hhq ??
12 hhwk ??
710 hhq ??
12 hhw k ??
没有再冷却的循环：
单位制冷量,kJ/kg
单位压缩功,kJ/kg
经再冷却后的循环：
单位制冷量：
kJ/kg
kJ/kg
单位压缩功：
第一章
很明显，经再冷却后，循环的单位制冷量增加了
0q?
)( 74'740 ttchhq ????? kJ/kg （ 1—40）
式中 c’—— 液体制冷剂的比热容,kJ/kg；
t7—— 称为再冷却温度或过冷温度 tg
而单位压缩功没有变化，故循环的制冷系数提高了
k
g
g w
tc
hh
hhhh
hh
hh ????
?
????
?
?? '
12
7441
12
71 )()( ?? （ 1—41）
根据计算，在通常的工作强度范围内，每再冷却 1℃ 各种制冷剂
的制冷系数增加的百分数如下，氨约为 0.45%,R22约为 0.85%，丙烷
约为 0.9%
第一章
四、吸入蒸气的过热及蒸
气制冷机的回热循环
? 从蒸发器出来的低温低压蒸气，在流经吸气管道时要吸收周
围空气中的热量使制冷剂蒸气的温度升高，这一现象称为 管
路过热 。由于制冷剂在吸气管道上过热时消耗的冷量是损失
掉的，对制冷循环是不利的，故称为 有害过热 。
? 为了使压缩机在干蒸气区域内工作，并且要使节流阀前液态
制冷剂的温度进一步再冷却，一般可采用 蒸气回热循环 来实
现，即在压缩机的吸入管道侧安装 —个回热器 （图 1—19） 。
第一章
图 1—19 蒸气压缩式制冷的回热循环
从蒸发器出来的蒸气 (状态 1)在回热
器中等压吸热到状态 1，然后被压缩机吸
入，液态制冷剂经再 冷却器后进入回热
器，进一步被再冷却，从状态 7等压冷却
到状态 9，最后经节流阀送入蒸发器去制
冷。
从图 1—19中可明显地看出：单位
时间内经回热器的液态制冷剂与蒸气制
冷剂的质量 G kg／ s都是相等的。因此，
在没有冷量损失的情况下，液态制冷剂
放出的热量应等于蒸气制冷剂吸收的热
量，即回热器的热平衡式是：
)()( '1197 hhGhhGQ R ????
)()( '1197' ttGCttGCQ PR ????
kW
kW
（ 1—42）
（ 1—43）或
第一章
采用回热循环的好处：
1,循环的单位制冷量 q0增大 了，当制冷量 Q0给定时，
制冷剂的循环量 G可以减少。
2,吸入蒸气的温度提高了，可 减少 蒸气在吸气管中
的 有害过热 。
3,减少了吸入蒸气与气缸壁之间热交换的温差，使
压缩机的 输气系数 得到 提高 。同时还 改善 了在低
温下工作的压缩机的 润滑条件 。
第一章
采用回热循环后，对制冷循环性能指标的影响
还有下列两点：
1,由于压缩机吸气过热，使循环的单位压缩功增加了，因
此回热循环制冷系数是否提高，必须对于具体情况进行
具体分析
2,采用回热循环后，制冷剂的单位容积制冷量 q0是否增加
还是减少? 这也是一个很重要的问题，因为 qv的数值直
接影响压缩机的制冷量 Q0。
第一章
00977'19'1 )()( qqhhhhhhq oR ?????????
k
kkkkR
oR
R
w
w
q
q
ww
hh
hh
w
q
??
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?
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???
1
1
0
0
00
12
9'1 ??
k
k
w
w
q
q ???
0
0
采用回热循环后，单位制冷量及压缩功分别为,
kJ／ kg （ 1—44）
0q kw
R?
式中 与 是没有回热循环时的单位制冷量和压缩功。
为：故回热循环的制冷系数
（ 1—45）
从上式中可以看出，回热循环制冷系数提高的 条件 是：
（ 1—46）
第一章
?hvVqQ ?0
vv
v
qq oR
vR ??
????
1
00
1
vqv
q ??? 0
kW （ 1—47）
式中 Vh——压缩机的理论输气量,m3/s
λ ——压缩机的输气系数。
采用回热循环，单位容积制冷量为：
kJ/m3
对回热循环，单位容积制冷量提高的 条件 应当是：
1
00 vqvq ??? 或 （ 1—48）
式中,qv——无回热循环时制冷剂的单位容积制冷量（ kJ／ m3），
q0— —无回热循环时制冷剂的单位制冷量（ kJ／ kg）。
回热循环的制冷系数 ε k和单位容积制冷量 qvR是否增加，这是回热循环的
经济性是否提高的两个主要标志，它们分别表示在采用回热循环以后，压缩
机的能量消耗及容量是否减少。从式（ 1—46）和式（ 1—48）中可看出，主
要与各种 制冷剂的性质 有关。
第一章
)( 01'110 ttchhq p ?????
)( 01
0
'1'
101'1 TTT
vv
T
Tvv ?????
? ?)()( 0'212 TTTTcw pk ?????
?????? ???? 0
0
'2
1
1
2 )1()1( TTTTTTc p
)()()1( 01
0
01
0
'2 TT
T
wTT
T
Tc k
p ?????
??
?
? ??
1
0
0
'
??q Tcp
为了便于进一步分析，可近似地将来自蒸发器的低压蒸气当作理想
气体来进行分析：
将以上三式代入式（ 1—46）和式（ 1—48）可得：
（ 1—49）
结论
第一章
理论分析的结果表明，只有 满足这一条件,
回热循环的 制冷系数 及 单位容积制冷量 才能提高。
即从单位容积制冷量和制冷系数角度看,R502、
R290,R600a,R134a等制冷剂采用回热循环 有利,
而 R717采用回热循环 不利 。此外，回热循环还具有
由于制冷剂液体 过冷 所带来的优点。
第一章
还应考虑下列一些因素：
1,采用回热后，使节流前制冷剂成为过冷状态，可
以在节流过程中 减少气化,使节流机构 工作稳定 ；
2,采用回热后，自蒸发器出来的气体流过回热器时
压力有所降低。因而增大了压缩机的压比，引起
压缩功的增大 。
第一章
对于像 R113,R114和 RC318等制冷剂，
在 T－ s图上的饱和蒸气曲线向左下方倾斜，
当压缩机吸入的是饱和蒸气时其等熵压缩过
程线将进入两相区内，而压缩机在湿压缩区
通常是不能正常工作的，因此，应该 提高压
缩机吸气温度 或采用回热循环。
[例 1—5] 见 P24。
第一章
第四节 两级压缩制冷循环
第一章
一、采用两级压缩制冷循
环的原因
对于更低温度的要求，单级压缩将会遇到很大困难，主要原因为：在冷凝
温度 tk一定的条件下（四季的影响不是很 大），蒸发温度 t0越低，其循环的
压缩比 pk/p0越大，压缩比的增大会给制冷循环的运行带来 一系列的问题 。具
体如下：
1,循环的压缩比 pk/p0越大，压缩机输气系数越小，压缩机的制冷量也越小；
2,循环的压缩比 pk/p0越大，则会使实际压缩过程更偏离等熵压缩过程，不可逆
损失增大；
3,循环的压缩比 pk/p0越大，引起压缩机排温升高、效率降低、功耗增大；
4,循环的压缩比 pk/p0越大，甚至会造成系统内制冷剂和润滑油分解，运转条件
恶化，危害压缩机的正常工作。
第一章
单级压缩 蒸气制冷循环压缩比一般不超
过 8～ 10。 氨 因为绝热指数比氟利昂要大，
我国规定氨的单级压缩比最大不允许超过 8，
而 氟利昂 不允许超过 10。因此，不同冷凝温
度下，在允许压缩比范围的最大值时，常用
的 中温制冷剂 一般只能获得 -20～ -40℃ 的低
温。
第一章
二、两级压缩制冷循环的
组成
一次节流, 一次节流循环是将冷凝压力 pk下
的制冷剂液体，直接节流到蒸发压力 p0，由于压差
较大，易实现远距离和向高处供液，而且调节也很
方便，故应用较广。
两次节流, 两次节流循环则是先将 pk下的制
冷剂液体节流到中间压力 pm，然后再次节流到 P0，
实际工程应用并不多。
第一章
两级压缩一次节流中间不
完全冷却循环
两级压缩一次节流中间不
完全冷却循环由低压级压缩机、
高压级压缩机、冷凝器、中间
冷却器、节流阀、蒸发器和回
热器组成。
图 1—26示出了两级压缩
一次节流中间不完全冷却循环
的系统图,lgp-h图和 T-s图。图 1— 26 两级压缩一次节流中间不完全冷却循环
A— 高压级压缩机 B— 低压级压缩机 C— 冷凝器 D— 蒸发器
E— 中间冷却器 F— 回热器
第一章
两级压缩一次节流中间完
全冷却循环
两级压缩一次节流中间完全冷却循环与不完全冷却循环的 区别 在于高压级压缩
机吸入的制冷剂蒸气为 饱和状态 而非过热状态。它是将低压级压缩机的排气引入中
间冷却器，引起中间冷却器中中压液体制冷剂蒸发而放出其过热量，变成饱和蒸气。
这样，既可增加高压级压缩机制冷剂流量，又不致造成排气温度过高。
图 1—27示出了两级压缩一次节流中间完全冷却循环的系统图,1gp-h图和 T-s图。
图 1— 27 两级压缩一次节流中间完全冷却循环
A— 高压级压缩机 B— 低压级压缩机 C— 冷凝器
D— 蒸发器 E— 中间冷却器
第一章
三、两级压缩一次节流制冷循环
的热力计算
确定冷凝温度 tk和蒸发温度 t0，以及压缩机吸气温度 t1和高压液体的过冷温度 tb
在 lgp-h图上找出相应的冷凝压力 pk和蒸发压力 p0，并按上述
温度参数找到各相应的状态点，同时选择并确定中间压力 pm和中间温度 tm
按这些反映在 lgp-h图（或 T-s图）上的状态点，查出其状态参数；
焓 h及比体积 υ 1等就可以进行循环性能指标计算
第一章
一次节流中间不完全冷却循环性
能指标计算
810
0
0
0 hh QqQq md ???
1?mdvd qq ?
hh Qqp 12
810
0mded
dd
d hhw ?? ????
dd
vdhd hh QqV ??? 1
810
03 6 0 03 6 0 0 ???
? ? ? ? ? ? '3755 hqqhhqhqq mdmgmdmdmg ?????
1．蒸发器中的单位制冷量 q0（ kJ／ kg）
q0=h10-h8 kJ／ kg （ 1—55）
2．低压级压缩机单位理论功 wd （ kW）
wd=h2-h1 kW （ 1—56）
3．低压级压缩机流量 qmd（ kg/s）
kg/s （ 1—57）
4．低压级压缩机容积流量 qvd（ m3／ s）
m3／ s （ 1—58）
式中,υ1 为压缩机吸气状态比体积（ m3／ kg）
5．低压级压缩机所需的实际功率 p ed（ kW）
kW （ 1—59）
式中,η d为低压级压缩机绝热效率,η d=η idη md；其中
η id为低压级压缩机指示效率,η md为低压级压缩机机械
效率（详见第三章第二节）。
6．低压级压缩机理论排气量 Vhd（ m3／ h）
m3／ h （ 1—60）
式中,λd 为低压级压缩机输气系数。在数值上可近似
地按相同压比时的单级压缩制冷循环的压缩机输气系数
的 90％计算。
为了得到高压级压缩机的流量，
可利用中间冷却器的热平衡关系求出。由
图 1—26的系统可知，一次节流中间不完
全冷却循环的中间冷却器热平衡关系为：
第一章
5'3
7'3
810
0
5'3
7'3 hh hhhh Qhh hhqq mdmg ???????
? ? 32'3 hqhqhqq mgmdmdmg ???
? ? ? ?
'327'3 5'3'3'32'33 hhhh hhhq
hhqhqh
mg
mgmg ????????
gg
gmgeg hhhh hhhh Qwqp ?? 34
5'3
6'3
810
0 ??????
gg
mg
g
ghg hh hhhh QqVV ??? ?? 3
5'3
7'3
810
03 36 0036 0036 00 ??????
? ? ? ?34
5'3
7'312
8100
hhhh hhhh
hh
wqwq
Q
gmgdmd
a ?
?
???
??
???
g
g
mg
d
dmd
pr w
qwq
Q
??
?
?
? 0
7．由热平衡关系式得高压级压缩机
流量 qmg（ kg/s）
kg/s （ 1—61）
确定 h7时，可取 t7比中间压力下的饱和温度高 3~5℃
高温级压缩机的吸气状态与中间冷却器出
来的制冷剂蒸气状态以及低压级压缩机排气状态有
关，这两部分蒸气混合过程的热平衡关系为：
则得混合点 3的比焓 h3（单位为 kJ／ kg）
kJ／ kg （ 1—62）
8．高压级压缩机单位理论功 wg（单位为 kJ／ kg）
W g=h4-h3 kJ／ kg （ 1—63）
9．高压级压缩机所需的实际功率 peg（ kW）
kW （ 1—64）
式中,η g为高压级压缩机绝热效率,η g=η Igη mg 。
10．高压级压缩机理论排气量 Vhg（单位为 m3／ h）
（ 1—64）
kW
式中,λg 为高压级压缩机输气系数； ν3 为高压级
压缩机吸气状态的制冷剂蒸气比体积，单位为 m3／
kg。
11．循环的冷凝热负荷 Qk（ kW）
Qk= qmg(h4-h5) kW （
12．循环的理论制冷系数 ε a
（ 1—67）
13．循环的实际制冷系数 ε pr
（ 1—68）
第一章
一次节流中间完全冷却循环的性能
指标计算
? ? ? ? 35652 hqhqqhhqhq mgmdmgmdprmd ?????
53
62
6'1
0
53
62 hh hhhh Qhh hhqq prmdmg ???????
g
pr
g
gmgeg hhhh hhhh Qwqp ?? 34
53
62
6'1
0 ??????
g
pr
g
mg
g
ghg hh hhhh QqVV ??? ?? 3
53
62
6'1
03 360036003600 ??????
中间完全冷却循环性能指标的计算方法，与中间不完全冷却循环基本相同。但由于中
间冷却器结构有所不同，引起高压级流量及其吸气状态的计算方法存在一定差异。
高压级流量由完全冷却中间冷却器的热平衡关系确定，根据图 1—27可得：
式中,h2pr为低压级压缩机实际排气比焓值（ kJ/kg），因此，高压级压缩机所需的实际功率 peg为：
kW （ 1—70）
高压级压缩机理论排气量 Vhg为（单位为 m3／ h）：
m3／ h （ 1—71）
式中,λ g为高压级压缩机输气系数； ν 3为高压级压缩机吸气状态的制冷剂蒸气比体积，单位为 m3／ kg。
循环的冷凝热负荷 Qk（ kW）：
Qk=qmg(h4-h5) kW （ 1—72）
第一章
四、两级压缩制冷循环运行特性分析
中间压力的确定
两级压缩制冷循环的中间压力，是两级压缩
制冷系统优化设计的 重要参数 。一般情况下，将制
冷系数最大的两级压缩制冷循环所具有的中间压力，
称做 最佳中间压力 。它可由以下方法确定：
1．利用热力图表取数法
2．计算法
3．经验公式法
第一章
1.根据已知制冷剂的 pk,p0，按求得一个中间压力近似
值。并在饱和蒸气表中查出对应的中间温 度 tm。
2.在 tm值的上方和下方，按 1~2℃ 的间隔取若干个（一
般取 5~6个）中间温度值，并根据各温度值在 lgp-h图（或
T-s图）上查出其对应的两级压缩循环各主要状态点物性参
数。
3.按热力计算中计算制冷系数的公式，代入所需要的各
参数进行制冷系数的计算。
4.将制冷系数的计算结果绘制成 ε -tm曲线，其曲线的
顶点所对应的中间温度即为最佳中间温度 tmopt，与它对应
的中间压力称之为最佳中间压力 pmopt。
第一章
要得到精确的最佳中间压力 tmopt，可由电子
计算机计算不同中间温度设定值时的制冷系数。
经过比较自动地取最大制冷系数时所对应的循环
的中间压力为设计所需要的最佳中间压力 pmopt 。
一级节流中间不完全冷却的两级压缩循环的最佳
中间压力确定，可由下式计算其实际制冷系数的
最大值，最大实际制冷系数所对应的即为最佳中
间压力 pmopt,
? ?3'4
510
610
1
'
2
80
hhhh hhhh
hh
?????
??? （ 1—77）
第一章
有的学者在对两级压缩制冷循环的研究中，总
结出了在一定范围内具有足够精确性的经验公式，
来进行最佳中间温度计算，大大简化了热力计算过
程。拉塞提出的 R717两级压缩制冷循环的最佳中间
温度 tm（单位为 ℃ ）的经验公式是：
tm=0.4tk+0.6t0+3℃ （ 1—78）
其所对应的 pm,即为所要求的 pmopt 。
第一章
实际 工程建设中，由于制冷压缩机生产的系列
化，往往是通过在 已有的系列 压缩机产品中进行选
配来组成两级压缩制冷循环。一般有以下两种情况：
① 从现有系列产品中选配合适的高压级和低
压级制冷压缩机，这种称为 多台压缩机配打双级 ；
②用一台多缸制冷压缩机配成两级压缩制冷循
环，确定高压级和低压级应有的气缸数目，这种压
缩机通常称做 单机双级制冷压缩机 。
第一章
第五节 复叠式制冷循环
第一章
一、采用复叠式制冷循环的原因
? 当需要获取 -60℃ 以下的低温时，由于制冷剂热物理特性的限制，
对于前面一直在用的 中温制冷剂 就会遇到凝固温度、吸气压力
过低、吸气比体积过大等的 限制 。
? 若采用 低温制冷剂, tk一般在 30~60℃ 之间，在这种情况下势必
会造成 R23超临界循环，其制冷系统内压力将远远超过允许的
1.6MPa安全压力。这种采用低温制冷剂的单级压缩蒸气制冷循
环是根本 无法运行 。
? 因此，当需要获取 -60℃ 以下的低温时，应采用 中温制冷剂与低
温制冷剂复叠 的制冷循环。
第一章
二、低温箱复叠压缩式制冷系统的
组成与类型
? 复叠压缩式制冷循环的组成
复叠式制冷循环通常是由两个（或多个）采用 不同制冷剂
的单级（也可以是多级）制冷系统组成，分为 高温系统 和 低温
系统 。通常在高温系统里使用 沸点较高 的制冷剂（中温中压制
冷剂），在低温系统里使用 沸点较低 的制冷剂（低温高压制冷
剂）。高温系统的蒸发器和低温系统的冷凝器合成一个设备，
称为 冷凝蒸发器或蒸发冷凝器 。
? 复叠压缩式制冷循环的类型
复叠式循环也有多种型式，如 两个单级 压缩循环复叠,两
级 压缩循环的复叠,三个单级 压缩循环的复叠等。
第一章
