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第七讲 两级压缩及复
叠式制冷原理
《制冷原理与技术》讲义
陈江平
上海交通大学制冷研究所
1、采用两级压缩的原因
单级压缩压缩比为10时最低蒸发温度
-25.4-28.3-31.1-33.8-36.8
R22
-31.5-34.2-37.2
R12
-24.4-27.3-30.5
R717
5045403530
（ °C）温度冷凝制冷剂
单级压缩的压比一般为：
采用两级压缩的原因（2）
10,22,12;8,717
00
≤≤
P
P
RR
P
P
R
kk
? 随蒸发温度降低，蒸发压力下降，相应压比增大，
压缩机输气量减少，导致制冷量大大减小。
? 压缩比升高，使压缩机排气温度升高，气缸壁温上
升
? 压缩比增大使实际压缩过程与理想等熵过程偏离程
度增大，压缩机效率下降
要获取较低的温度（一般-30￣-65 oC），又要使压缩比
控制在合理范围内，就需要采用两级以上压缩
2、两级压缩制冷循环
?一级节流中间完全冷却循环
?一级节流中间不完全冷却循环
一级节流中间完全冷却循环
蒸发器
高压
压缩机
膨胀阀
中间
冷却器
冷凝器
低压
压缩机
1
2
2'
3
4
4'
5
5'
膨胀阀
T
S
1
2'
3
4
wc
Tk
T0
q0
k
2
3'
4'
5
pk
p0
pk'
5'
6
m
1
(h
2’
-h
5’
)=(m-m
1
)(h
4
-h
4’
+h
2
-h
2’
)
m
1
/m=(h
4
-h
4’
+h
2
-h
2’
)/(h
2
-h
5’
+h
4
-h
4’
)
和单级压缩制冷循环一样，利用工作过程的 图可以对两级压缩制冷循环进行循环的热力计算。
图 3 两级压缩氨制冷机的实际系统图
A－低压压缩机； B－高压压缩机； C－油分离器； D－单向阀； E－冷凝器； F－贮液器； G－过冷器；
H－中间冷却器； I－浮子调节阀； J－调节站； K－气液分离器； L－室内冷却排管（蒸发器）
图 3示出两级压缩氨制冷机在冷库装置中的实际系统图。
图中除画出了完成工作循环所必需的基本设备外，还
包括一些辅助设备和控制阀门。高压压缩机排出的气
体进入冷凝器前先经过氨油分离器，将其中夹带的油
滴分离出来，以免进入冷凝器和蒸发器中而影响传热。
在油分离出口管路上装有一个单向阀，它的作用是当
机器一旦突然停车时防止高压蒸气倒流入压缩机中。
冷凝器冷凝下来的氨液流入贮液器，它的作用是用来
保证根据蒸发器热负荷的需要供给足够的液氨以及减
少向系统内补充液氨的次数。中间冷却器用浮子调节
阀供液，以便自动控制中间冷却器中的液位。用来制
冷的氨液是经过调节站分配给各个库房中的蒸发器，
在调节站管路上一般都装有节流阀。气液分离器的作
用是一方面将从蒸发器出来的低压蒸气中夹带的液滴
分离出去，以防止氨液进入压缩机中而形成湿压缩，
另一方面又可使节流后产生的部分蒸气不进入蒸发器，
使蒸发器的面积可得到更为合理的利用。一个气液分
离器可以与几个蒸发器相连，这样它还起着分配液体
和汇集蒸气的作用。
2
一级节流中间不完全冷却循环
蒸发器
高压
压缩机
膨胀阀
中间
冷却器
冷凝器
低压
压缩机
1
2
2'
3
4
4'
5
5'
膨胀阀
T
S
1
2'
3
4
wc
Tk
T0
q0
k
2
3'
4'
5
pk
p0
pk'
5'
6
0
PPP
km
=
图 7 SD2-4F10A两级压缩氟里昂制冷系统图
A－低压压缩机； B－高压压缩机； C１、 C２－ 油分离器； D－冷凝器； E－过滤干燥器； F－中间冷却器；
G－蒸发器； H－气液分离器； I１、 I２－ 热力膨胀机； J１、 J２－ 电磁阀
图 7示出的 SD2-4F10A型两级压缩氟里昂制冷机系统
就是按图 4-4a所示的一级节流中间不完全冷却循环所
设计的。系统中增设了气－液热交换器，这样不但
可使高压液体的温度进一步降低，使单位制冷量增
大，而更为主要的是为了提高低压压缩机的吸气温
度，以改善压缩机的润滑条件，并避免气缸外表面
结霜等。系统中还采用了自动回油的油分离器装置、
热力膨胀阀型式的供液量调节以及为了使当压缩机
停止运行时能自动切断供液管路的电磁阀等。
3、两级压缩的热力计算
两级压缩制冷机进行循环的热力计算时，首先要对制冷工质及循环型式加以选择，然后
确定循环的工作参数，按上节所述方法进行具体的计算。
两级压缩制冷机应使用中温制冷剂，这是因为受到在低温时系统中蒸发压力不能太低
，在常温下冷凝压力又不允许过高及应能够液化的限制。通常应用较为广泛的是 R717、
R22、 R290等。
中间冷却的方式是与选用的制冷剂的种类密切相关的。对采用回热有利的制冷剂如
R290等采用中间不完全冷却循环型式，同样可使循环的制冷系数有所提高。但为了降低高
压级的排气温度，也可选用中间完全冷却的循环型式。对采用回热循环不利的制冷剂如氨
等，则应采用中间完全冷却的循环型式。
对于蒸发温度较低的两级压缩循环，通常都增加回热器，其目的并不在于提高制冷系
数，而是为了提高低压级压缩机的吸气温度，改善压缩机的工作条件。
两级压缩循环工作参数的确定与单级压缩循环是相似的，即根据环境介质的温度和被
冷却物体要求的温度，考虑选取一定的传热温差，即可确定循环的冷凝温度和蒸发温度。
至于中间温度（或中间压力）如何确定是两级压缩循环的特有问题，中间压力选择是否恰
当，不仅影响到经济性，而且对压缩机的安全运行也有直接关系。
两级压缩制冷机中间压力的确定
确定中间压力时要区分两种情况：一种是已经选配好高、低压级压缩机，需通过计算去确定中间压力；另一种
是从循环中计算出发来确定中间压力数值。
对于第一种情况，由于压缩机已经选定，则高压压缩机的理论输气量 和低压压缩机的理论输气
量 之比值 为定值，即
(1)
显然需要用试凑法（或作图法）来确定中间压力。具体步骤： 1）按一定间隔选择若干个中间温度，按所选温
度分别进行循环的热力计算，求出不同中间温度下的理论输气量的比值 ； 2）绘制 曲线，并在图
上画一条等于给定值的水平线，此线与曲线的交点即为所求中间温度（即中间压力）。用这种方法确定的中间
压力不一定是循环的最佳中间压力。选配压缩机时，高压压缩机和低压压缩机可以由同一台压缩机来承担，即
所谓单机双级型压缩机，也可选一台压缩机为高压级，一台或多台压缩机为低压级。一般高、低压级理论输气
量之比值在 1/2--1/3 之间，如采用单机双级型压缩机，它们的容积比一般为 1:3。
对于第二种情况，中间压力的选择可以根据制冷系数最大这一原则去选取。这一中间压力又称最佳中间压
力。选取的具体步骤是： 1）根据确定的冷凝压力 和蒸发压力 ，按 求得一个近似值；
2）在该 ( ) 值的上下按一定间隔选取若干个中间温度； 3）对每一个 值进行循环的热力计算，求得
该循环下的制冷系数 ； 4）绘制 曲线，找到 值，由该点对应的中间温度即为循环的最
佳中间温度（即最佳中间压力）。
图 1 确定最佳中间温度的曲线图
拉赛对用氨作为制冷工质的两级压缩制冷循环制定了按 及 确定最佳中间温度
的线图，如图 1所示。该图对于 R12也同样可得到比较满意的结果。在－ 40~40℃范围
内，该图可用下式来代替：
℃
(2)
在循环参数确定之后即可对循环进行热力计算，求出所需要的 和 值
。但在现有的压缩机系列产品中很可能选不到正好符合热力计算要求的压缩机，这
时可选配其容量与计算值相近的压缩机来代替，虽然中间压力会稍有变动，但对制
冷系数的大小影响甚微。
下面我们通过两个例题来说明热力计算的方法和步骤。
例 1 某冷库在扩建中需要增加一套两级压缩制冷机，其工作条件如下：制冷
量＝150kw；制冷剂为氨；冷凝温度 ＝ 40℃，无过冷；蒸发温度 ＝ -40℃
；管路有害过热 ℃。试进行热力计算并选配适定的压缩机。
解因制冷剂为氨，选用一级节流中间完全冷却循环，其压 -焓图如图 2所示。
根据给定条件，可确定如下参数：
首先我们按制冷系数大的原则来确定中间温度及中间压力。 该循环的制
冷系数可表达为：
假定中间压力 ，对应的中间
温度 ＝-6.5℃， 因此我们在－6.5℃上下 取若干个数值， 例如－2， －4，
－6，－8，－10℃进行计算，在计算中取中间冷却盘管的氨液出口处端
部温差 ℃，现将计算结果列于下表：
从表中的数值可知，最佳温度在－4￣－6℃之间，按图4-8可查出
最佳中间温度－5.5℃，两者比较接近，这说明按图4-8得到的结果 是
满意的。我们取中间温度 ＝－５℃，相应的中间压力 ＝０.355MP。
这样，相应各状态点的参数为：
现在我们根据所确定的循环工作参数进行热力计算：
(1)单位制冷量
(2)低压压缩机制冷剂流量
(3)低压压缩机理论输气量
(4)低压压缩机理论功率
(5)低压压缩机轴功率
(6)低压压缩机实际排气焓值
(7)高压压缩机制冷剂流量
(8)高压压缩机理论输气量
(9)高压压缩机理论功率
(10)高压压缩机的功率
(11)高压压缩机实际排气焓值
(12)理论制冷系数
3
(13)理论输气量比
(14)冷凝器热负荷
根据热力计算所确定的理论输气量，对于低压压缩机可选用178 A
（即8AS17）型，它的理论输气量为0.304 ，对于高压压缩机可选用
12.54A（即4AV12.5）型，它的理论输气量为0.079 。
关于计算中选取的输气系数及效率，详细计算办法可参阅《往复式
制冷压缩机》有关章节。
例2 将104F（4F－10)型压缩机改制成单机双级型，其中三个缸
作为低压缸，一个缸作为高压缸，如果采用R22作为制冷剂，试问该
机器在 =30 ℃、 =-70 ℃时的制冷量是多少？
解 104F型压缩机的结构参数及转速是：
缸径D=100mm，行程S=70mm，转速n=960r/min。低压级理论
输气量
高压级理论输气量
计算时只要选定 或热端温度 就可根据热平衡式确定点 的状态。在本
例计算中，我们选取 ℃，选取中间冷却器内传热温差 ℃。
根据已知条件可以确定
根据 ，先来确定循环的中间温度和中间压力，现列表计算如下：
将计算结果绘成 曲线，如图4所示。它与 ＝0.334的交
点即为所求的中间温度， ℃。此时循环的状态参数为：
℃
从而可算出 、 及回热器热负荷 ：
3、复叠式制冷
复叠式制冷机通常由两个单独的制
冷系统组成，分别称为高温级及低
温级部分。高温部分使用中温制冷
剂，低温部分使用低温制冷剂。高
温部分系统中制冷剂的蒸发是用来
使低温部分系统中制冷剂冷凝，用
一个冷凝蒸发器将两部分联系起来，
它既是高温部分的蒸发器，又是低
温部分的冷凝器。低温部分的制冷
剂在蒸发器内向被冷却对象吸取热
量（即制取冷量），并将此热量传
给高温部分制冷剂，然后再由高温
部分制冷剂将热量传给冷却介质
（水或空气）。
复叠式制冷循环的热力计算
复叠式制冷循环的热力计算可分别对高温部分及低温部分单独进行计
算。计算中令高温部分的制冷量等于低温部分的冷凝热负荷加上冷
损。计算方法与单级或两级压缩制冷循环的热力计算相同。
复叠式制冷循环中中间温度的确定应根据制冷系数最大或各个压
缩机压力比大致相等的原则。前者对能量利用最经济，后者对压缩机
气缸工作容积的利用率较高（即输气系数较大）。由于中间温度在一
定范围内变动时对制泠系数影响并不大，故按各级压力比大致相等的
原则来确定中间温度似乎更为合理。
冷凝蒸发器传热温差的大小不仅影响到传热面积和冷量损耗，而
且也影响到整个制冷机的容量和经济性，一般 ℃，温差选得
大，冷凝蒸发器的面积可小些，但却使压力比增加，循环经济性降
低。
制冷剂的温度越低，传热温差引起的不可逆损失越大，故蒸发器
的传热温差因蒸发温度很低而应取较小值，最好不大于5℃。
