1 第二讲制冷循环 陈江平 上海交通大学制冷研究所 《制冷原理与技术》讲座 一、理想循环 —逆卡诺循环 冷凝器 蒸发器 q 0 q k w c w e 压缩机 膨胀机 卡诺循环是理想过程的极限 T S 1 2 3 4 w=w c -w e T k T 0 q 0 q k 卡诺循环（2） 0 00 )( TT T w q COP k c ? ==ε q k = q 0 + Σw v p 1 2 4 3 卡诺循环（3） We Wc W 1/ 1 )( 0 0 ? == TTw q COP k c ε 1、热力学完善度： 压缩式 ，吸收式 ，热电制冷 c cop cop =η 2、卡诺循环效率主要受工作热源的影 响，与工质特性或设备没有关系。 家用 冰箱COP约为1.0，空调COP则为2.5-3.0 ？ 卡诺循环（4） 56.0=η 27.0=η 12.0=η (a)夏季制冷循环 (b)冬季热泵循环 图 7-7 制冷与热泵两用装置示意图 A 四通换向阀， B 毛细节流装置， C 压缩机 3、热泵（HEAT PUMP）系统的COP, 又称为供热系数： c k k H TT T εε += ? = 1 0 2 二、蒸汽压缩式制冷 的理论循环 1、蒸汽压缩式循环的实现 -四大件的作用 2、 压焓（ lgp-h)和温熵（ T-S）图 3、在特性图上表示制冷循环 -----循环的可能实现方式 4、 理论制冷循环计算 1、蒸汽压缩式循环的实现-四 大件的作用 liquid refrigerant (R-22) -40.8° C airflow collects refrigerant vapor Closing the Cycle ? 4 main Components compressor condenser expansion device evaporator Evaporator refrigerant vapor mixture of liquid and vapor refrigerant B A air 蒸发器: 是输出冷量的设备，制冷剂在蒸 发器中吸收被冷却对象的热量，从而达到 制冷的目的 Compressor low-pressure refrigerant vapor from evaporator CB high-pressure refrigerant vapor to condenser 压缩机: 压缩和输送制冷蒸汽，并造 成蒸发器中低压、冷凝器中高压，是 整个系统的心脏。 3 Condenser C D refrigerant vapor liquid refrigerant outdoor air 冷凝器: 是输出热量的设备，将制冷剂在 蒸发器中吸收的热量和压缩机消耗功所 转化的热量排放给冷却介质。 Expansion Device A Dliquid refrigerant mixture of liquid and vapor refrigerant 节流阀: 对制冷剂起节流降压作用， 并调节进入蒸发器的制冷剂流量。 Basic Refrigeration System compressor condenser evaporator Direct expansion device (DX) discharge line suction line liquid line A B C D 2、制冷工程基本图表 ----lgp-h和 T-S 图 2.1制冷剂沸点随压力变化 ? Water vapour pressure – different boiling points ? +89 ° C ? at 675 mbar – 3000 m above sea level ? Water vapour pressure – normal boiling point ? +100 ° C ? at 1013 mbar – pressure at sea level 3000 m 89° C 100° C Sea level 2.2不同制冷剂的标准沸点不同 0 5 10 15 20 25 Temperature in °C V a pour pr e s s u r e in ba r R12 R134a R600a R290 R404A R407C R410A 4 2.3水在不同压力下的加热升温过程 Heat Enthalpy Te m p e r at ur e 1 bar 100 C Liquid + Vapour Liquid Vapour 0.47 bar 80 C 2 bar 120 C 2.4 制冷剂相平衡 Liquid Liquid + Vapour Vapour 0.47 bar = 80oC Q Pr essur e 6.2 bar = 160 oC 1 bar = 100 oC 2 bar = 120 oC 2.5 反映制冷剂特性的图表 Mollier diagram ( lg p-h图 )上表示了制冷剂的所 有热力性能参数： – 压力， pressure ( p ) – 温度， temperature ( t ) – 焓， enthalpy ( h or i ) ? 比焓， specific energy content ? 汽化潜热， heat of evaporation – other values ? 熵， entropy；比容， spec. volume ... 对制冷系统性能有影响的，还有部分制冷剂参数 ---传输特性 不能在 lgp-h图上表示 : νλ,, p C 2.6如何看工质的lgp-h图 一个临界点 两条饱和线 三个状态区 六条等值线 横坐标表示能量或功的大小 2.7如何看工质的T-S图 一个临界点 两条饱和线 三个状态区 六条等值线 T S k S T P v x x h过 冷 区 两相区 过热区 能量或功的大小用面积表示 3、在特性图上表示制冷循环 5 实际循环可能实现方式 T S 1 2 3 4 Σw=wc-we Tk T 0 q 0 w e w c k p k p 0 (1)湿蒸汽作 工质，循环 在两相区， 等温过程即 等压过程 T S 1 2 3 4 w=wc-we Tk T0 q0 we wc k pk p0 5 7 6 为什么膨胀功相当 于 ?3453的面积 ? h 3 -h 4 =(h 3 -h 5 )-(h 4 -h 5 ) 根据能量方程，有 由于液体 v 小， vdp 可以忽略，有 h 3 -h 5 ＝面积 35673 且 h 4 -h 5 ＝面积 45674 h 3 -h 4 ＝ ?3453 可能的实现方式 （2） (2)有温差传热： COP下降 例：当环境 T’ k ＝ 308K (35℃ )， T’ 0 ＝ 280K (7℃ ) 时 逆卡诺循环 T k ＝ 308K (35℃ )， T 0 ＝ 280K (7℃ ) 所以 COP＝ 10 有温差传热时，假定传热温差为 3～ 5℃， T k ＝ 311K (38℃ )， T 0 ＝ 275K (2℃ ) 所以 COP＝ 8.15 有温差传热： COP下降 1 23 4 w=w c -w e q 0 w e w c T T k T 0 k p k p 0 T' 0 T' k S q 冷凝器 蒸发器 q 0 k w c 压缩机 膨胀阀 高温蒸汽 高温液体 低温液汽混合物 低温蒸汽 可能的实现方式 （3）： （3） 节流阀代替膨胀机 6 节流阀代替膨胀机（ 2） 原因： )饱和液体或两相混合物膨胀系 数小，可做功有限 )功回收系统复杂 COP下降的原因： )膨胀阀不能回收膨胀功，反而 损失部分制冷能力 节流阀代替膨胀机（ 3） T S 1 3 w c T k T 0 q 0 k 2 4 有摩擦的过程不 可逆，不能用实 线表示 T S 1 3 w c T k T 0 q 0 k 2 4 节流阀代替膨胀机（ 4） 可能的实现方式 （5） （3）用干式压缩取代湿式压缩 ?原因：防止液击 ?方法： <1>气液分离器 <2>膨胀阀控制压缩机吸气过热度 ?COP下降的原因： 干压缩过程的过热损失 q 0 q 冷凝器 蒸发器 k w c 压缩机 膨胀阀 高温蒸汽 高温液体 低温液汽混合物 低温蒸汽 气液分离器 用干式压缩取代湿式压缩(2) S T 1 2' 3 w c T k T 0 q 0 k p k p 0 2 4 用干式压缩取代湿式压缩(3) 7 用干式压缩取代湿式压缩(4) h lg p 1 2 2'3 4 q 0 w 4、单级蒸汽压缩式 制冷理论循环的热 力计算 Compressor Condenser Evaporator Expansion device Low pressure side High pressure side 1 2 3 4 热力计算的目的是什么？ 已知需要的制冷量和环境参数 求出压缩机的制冷剂流量、功耗、理论 ； COP和冷凝器 排热量 ?确定 “四大件 ”和其它部件 h lg p 1 2 2' 3 4 q 0 w q k p 0 p k 蒸发温度 T 0 过冷温度 排气温度 T 2 冷凝温度 T k 过热度 吸气温 度 T 1 34 hh = (1) 节流阀： （ 2）压缩机 : 04044 00 04 4 04044 )1( )1( gf fg f gf vxvxv hh hh x hxhxh +?= ? ? = +?= wqW hhw m = ?= 12 （ 3）蒸发器： （ 4）冷凝器 : (5) 制冷系数： (6) 热力学完善度 VmVm V qqQqqQ v q q hhhhq == = ?=?= , 00 1 0 31410 kmk k qqQ hhq = ?= 32 12 310 0 hh hh w q ? ? ==ε c ε ε η 0 = 8 例题：假定循环为单级压缩蒸气制冷的理论循环，蒸发温度 t0=－ 10℃ ,冷凝温度为 35℃，工质为 R22，循环的制冷量 Q0=55kw,试对该循环进行热力计算。 　　解：该循环的压焓图如下所示： 　　 1 单位质量制冷量　　　　　　 q0=h1－ h4=158.441 kJ/kg 　　 2 单位容积制冷量 　　　　　　 　　 3 制冷剂质量流量 　　　　　　 　　 4 理论比功 　　　　　　　　　 w0=h2－ h1=33.645 kJ/kg 　　 5 压缩机消耗的理论功率　　　 P0=qmw0=11.68 kw 　　 6 压缩机吸入的容积　　　　　 V=qmv1=0.0227 m3/s 　　 7 制冷系数 　　　　　　　　　 　　 8 冷凝器单位热负荷　　　　　 qk=h2－ h3=192.086 kJ/kg 　　 9 冷凝器热负荷 　　　　　　　 Qk=qmqk=66.67 kw 根据 R22的热力性质表， 查出处于饱和线上的 有关状态参数值： h1=401.555 kJ/kg v1=0.0653 m 3 /kg h3=h4=243.114 kJ/kg p0=0.3543 MPa pk=1.3548 MPa 由图可知： h2=435.2 kJ/kg t2=57℃ 5、 蒸汽压缩式制 冷的实际循环 蒸发温度对循环性能的影响 (1) 单位容积制冷量随蒸发温度下降而下降 (2) 制冷系数随蒸发温度下降而下降 氨的制冷系数与蒸发温度的关系 冷凝温度对循环性能的影响 1) 单位容积制冷量qv随tk的升高而降低 2) 比容积功wov也随tk的升高而增加 3) 制冷系数随tk的升高而急剧下降 制冷机工况 制冷机的制冷量、功率消耗及其它特性均与tk和t0得高低有关。 例如同一台压缩机，当t0=5、tk=30 时，它的制冷量比它工作在 t0=－25、tk=50 时的制冷量大四倍。因此不讲制冷机的工作条件 而单讲制冷量的大小是没有意义的。 　压缩机出厂时，机器铭牌上标出的制冷量一般是名义工况下的 制冷量。对全封闭压缩而言，铭牌上标出的制冷量是标准工况下 的制冷量，如果是专门为空调器用的压缩机，则铭牌上的制冷量 为空调工况下的制冷量。实际运行中，如果工况发生改变，制冷 机的性能可以直接从制造厂提供的性能曲线中查取。 液体过冷对循环性能的影响 方法： <1> 增大冷凝器换热面积 <2> 冷凝器后加再冷却器 好处： （1）增大制冷量 2）确保阀进口为液体，以提高制冷系统的制冷剂质流量 9 冷凝器 蒸发器 q0 qk wc 压缩机 膨胀阀 高温蒸汽高温液体 低温液汽混合物 低温蒸汽 气液分离器 冷却水 液体过冷（ 2） 液体过冷（ 3） T S 1 2' 3 4 w T k T 0 q 0 k p k p 0 2 3' lg p h 1 2 2' 3 4 q 0 w 3' 4' 液体过冷（ 4） 蒸汽过热 Enthalpy Compressor Condenser Receiver Pressure Evaporator 确保压缩机 吸入干蒸汽， 避免液击 设计较大的蒸 发器或采用热 力膨胀阀控制 过热度 无效过热： 从蒸发器出来的 制冷剂蒸汽，在进入压缩机之 前的吸气管路上从环境吸热而 产生过热，这种过热称为无效 过热。 有效过热： 制冷剂在蒸发器内 过热或在安装于被冷却空间中的 吸气管路过热，过热产生了冷却 作用，因此称为有效过热。 lg p h 1 2 3 4 q 0 w 1‘ 2‘ q’ 0 w’ 12 310 0 hh hh w q ? ? ==ε 0 0 0 ' 0 1 1 T t q tC g gpg ? + ? + =εε ' 00 εε ? ？ 过热对系统的影响（ 1） ' 11 vv ? 10 饱 ]/)[( /)( 131 131 vhh vhh ? ? ' 00 εε ? ？ 随不同工 质而不同 00 qTc pg null 过热对系统的影响（ 2） 蒸汽过热带来的另一问题 ： 吸气温度的增加会导致排汽温度的增 加，对于绝热指数较高的工质（如 氨），易于使压缩机排气温度过高而 导致润滑油分解，损坏压缩机 过热对系统的影响（ 3） 回热循环 q 蒸发器 q 0 k w 压缩机 膨胀阀 高温蒸汽 高温液体 低温液汽混合物 低温蒸汽 回热器 冷凝器 T S 1 2' 3 4 w T k T 0 q 0 k p k p 0 2 3' 1' 2" 1 ' 1 ' 33 hhhh ?=? lg p h 1' 2'' 2'3 4 q0 w 3' 1 2 4' 与前面过热度的有效性讨论类似，采用回热循 环是否有利与工质的特性有关： 饱ε ε g0 11 实际过程的功热损失 ： (1)压缩机内摩擦和传热 (2) 压缩机进排气阀节流损失 (3) 部件、管道摩擦损失和传热损失 膨 胀 阀 吸 热 T 1 2' 3 w c T k T 0 q 0 k 2 4 3' 4' 1' b c S 2" 1" 冷凝器内压力损失 蒸发器内压力损失 压 缩 机 内 散 热 、 吸 热 管道摩擦、吸热 进气阀节流 排气阀节流 实际过程的COP 风冷式机组：2.5￣3.3 (理论一般5以上) 单级水冷式机组：3.8￣5.5 (理论一般6以上) 多级水冷式机组：5～7 例题 R22作冷媒的家用窗式空调器，设计工况为室 外空气温度35℃，室内空气温度25℃，求理论循环 的COP。 一般情况下： 送风温度＝15℃，蒸发温度=5℃ 室外侧温升8℃，冷凝温度＝48℃ 过冷度＝4℃，过热度5℃ 窗 式 空 调 器 原 理 12 COP=(412-255)/(442-412) ≈ 5.2 实际窗机COP一般为2.8~3.0 h 3 =h 4 =255kJ/kg h 1 =412kJ/kg h 1 =442kJ/kg 10℃ 240 260 280 300 320 360340 380 400 420 440 R22 6、单级蒸气压缩式实 际制冷循环的热力计 算举例 7、 劳伦斯循环 (Lorenz Cycle) ?? 理想循环 T S 1 2 3 4 Σw=wc-we Tk T 0 q 0 q k ?T 特点：由两个等熵过程和两个平行多变过程组成。为可逆过程。 Carnot k Lorenz COP TTT TT COP < ?+? ?? = 0 0 2/ 13 ?? 近似劳伦斯循环,非共沸混合工质蒸 汽压缩的理论循环 p S T 1 2' 3 w c T k T 0 q 0 k k p 0 2 4