蒸气压缩式制冷循环参数设计

蒸气压缩式制冷循环参数设计

确定制冷循环的设计参数，实质上就是确定制冷循环中制冷剂的工作温度和工作压力。制冷剂的工作温度取决于冷却介质温度、被冷却介质温度、传热温差及设备配置。冷却介质的温度取决于当地的水文气象条件，我国主要城市室外气象计算参数见采暖通风空调设计规范，被冷却介质的温度取决于生产工艺的要求；传热温差取决于热交换器的型式、冷却介质和被冷却介质的温度及节能要求等条件。

一项制冷工程总是根据特定的服务对象而设计。在满足要求的制冷量和制冷温度的前提下，设计参数不同，制冷装置的制冷效果和能耗水平也不相同。因此在设计过程中，必须根据具体情况选择合理的设计参数，这样才能在保证制冷要求的同时，投资合理、节能降耗，获得最佳的经济效益。

4.3.1冷凝温度的确定

制冷循环中的冷凝温度，是指制冷剂在冷凝器中冷凝时的温度，与该温度相对应的是制冷剂蒸气压力即冷凝压力。冷凝温度是制冷循环中主要运行参数之一。对于实际制冷装置，由于其他设计参数变化范围较小，冷凝温度可以说是最重要的运行参数。它直接关系到制冷装置的制冷效果、安全可靠性和能耗水平。

由于冷凝温度Tk与冷凝压力Pk相对应，冷凝温度Tk升高，冷凝压力Pk也升高，将使制冷压缩机的压缩比增大。压缩比增大一方面致使压缩机的输气系数降低，功耗增大，制冷系数下降；另一方面，压缩比增大使压缩机排气温度升高，压缩机（尤其是活塞式）的故障率增加，运行的安全可靠性降低。因此，制冷压缩机的型式，压缩机所配的电动机功率和制冷装置的结构强度，都了制冷装置的最高冷凝温度。在国家标准GB10875—和GB10872—中，规定了中小型活塞式制冷压缩机的最高冷凝温度见表4.10。

表4.10 中小型活塞式制冷压缩机最高冷凝温度（℃）

项目	R717	R12		R22		R502
	冷凝温度	高冷凝温度	低冷凝温度	高冷凝温度	低冷凝温度	冷凝温度
中型活塞式压缩机	46	60	49	60①	49	49
小型活塞式压缩机	--	60		60②		49

注：① 中温时最高冷凝温度为55℃。

② 当使用于中温时为55℃，使用于低温时为49℃。

在制冷装置的设计中，冷凝温度的确定与冷凝器的型式有关，与所在地区的水文气象条件及冷凝介质种类有关，同时也与所采用的制冷压缩机和制冷剂种类有关，采用不同型式冷凝器时，冷凝温度的确定可参照表4.11。

表4.11 冷凝温度的确定方法

冷凝器型式	冷凝温度 计算式	说明书
立式壳管式 淋激式 卧式壳管式 套管式 组合式	tk=1/2(t1+t2)+θm	t1—冷却水进口温度（℃）。按当地水源温度计算，但不能超过33℃ t2—冷却水出口温度（℃） θm—冷凝器中平均传热温差（℃）。取θm =4～7℃，当t1≤25℃时取上限值，当t1≥30℃时取下限值。氨冷凝器取较小值，氟利昂冷凝器取较大值。 冷却水温升（t2- t1），对立式壳管式冷凝器、淋激式冷凝器取2～3℃，对卧式壳管式冷凝器、套管式冷凝器、组合式冷凝器取3～5℃。当t1≤25℃时取上限值，t1≥30℃时取下限值
风冷式	tk=t1+Δt	t1—进口空气干球温度（℃），按当地夏季室外通风温度（干球）计算 Δt—冷凝温度与进口空气温度（干球）之差（℃），取Δt =10～15℃
蒸发式	tk=ts+Δt	ts—进口空气湿球温度（℃），按当地夏季空气调节室外计算湿球温度计算 Δt—冷凝温度与进口空气湿球温度之差（℃），取Δt=8～15℃，通风良好或干燥地区取较小值

根据上述分析，在制冷量Ｑ0一定时，冷凝温度Tk越高，制冷循环的耗功越大，效率越低。因此，应该尽可能使制冷装置在较低的冷凝温度下运行。应该注意的是，在设计中刻意选择过低的冷凝温度，将导致在实际运行中出现高的冷凝温度。下面通过一个例题说明。

【例4.3】  已知某氨制冷装置在蒸发温度t0=-15℃运行，若制冷量Ｑ0=100kw不变，压缩机吸入干饱和蒸气，冷凝终了为饱和液体，其循环见图4.2。求该制冷装置在冷凝温度Tk分别为30℃、35℃，40℃时，冷凝热负荷Ｑk和等熵压缩功的变化。

【解】  计算结果见表4.12。

表4.12 不同tk下冷凝热负荷和压缩功的变化

冷凝温度tk/℃	30	35	40
单位制冷量q0/(kJ/kg)	1102.4	1078.1	1053.4
工质流量qm/(kg/s)	0.0907	0.0927	0.0949
单位冷凝负荷qk/(kJ/kg)	1336.9	1333.5	1338.1
单位压缩功/(kJ/kg)	234.5	255.4	284.7
单位压缩功比值	100	108.9	121.4
冷凝热负荷Qk/kW	121.25	123.62	127.03
冷凝热负荷比值	100	102	104.8
压缩机消耗的压缩功率/kW	21.27	23.67	27.03
耗功率比值	100	111.3	127

由表4.12可见，冷凝温度由30℃升到40℃时，单位制冷量减少，单位压缩功增加了21.4%，压缩机消耗的理率增加了27%，冷凝热负荷增加了4.8%。

但是一味追求低的冷凝温度也是无益的。例如按冷凝温度tk=30℃设计计算，由于冷凝热负荷Qk较小，选择的冷凝器传热面积就较小。当实际运行的冷凝温度高于30℃时，实际冷凝热负荷增大，按Tk=30℃选用的冷凝器将不能满足需要，实际冷凝温度Tk将升高，能耗增大，制冷装置效率下降。

必须强调指出，设计中选取的冷凝温度是定值，而实际运行中的冷凝温度是变化的。冷凝温度与环境温度有关，环境温度不仅随季节变化，并且每天昼夜也在不断变化。因此，在设计时要充分考虑各种不利因素，选择适当的冷凝温度，保证制冷装置在高效率下节能运行。

在设计中冷凝温度的选取，既要考虑初投资，也要考虑长年运行费用，适当选取较高的冷凝温度Tk，把制冷装置的运行条件考虑得恶劣一些，当实际工况优于设计工况时，制冷装置效率提高，能耗减少。这样，无论对节能，还是对提高经济效益都有是有利的。

4.3.2蒸发温度的确定

蒸发温度是指制冷剂在蒸发器内沸腾的温度，它与相应的蒸发压力是对应的。蒸发温度升高，蒸发压力也升高。

蒸发温度是制冷装置运行中最重要的参数之一。如果蒸发温度T0过高，则满足不了被冷却对象的低温要求。如果被冷却对象为易腐食品，达不到要求的低温将影响食品的质量，甚至导致腐烂变质；如果为某一工艺流程，达不到要求的低温将影响生产效率和产品质量。因此，保证达到要求的低温是对制冷装置的最基本要求。

另一方面，蒸发温度过低，将使制冷装置运行经济性下将，并带来其他一系列不良后果。在一定的冷凝温度下，蒸发温度T0降低，则相应的蒸发压力P0也降低。这时制冷循环的压缩比增大，压缩机的输气系数下降。同时单位容积制冷量急剧下降，单位压缩功明显增大；此外，由于压缩比增大，压缩机的排气温度升高，压缩机的工作条件恶化。以氨制冷装置为例，当冷凝温度Tk=30℃，氨压缩机分别在-5℃，-15℃，-30℃的蒸发温度下运行，压缩机吸入为干饱和蒸气，其单位容积制冷量、排气温度和单位压缩比功的变化情况见表4.13。

表4.13 氨制冷装置在不同蒸发温度下性能变化（tk=30℃）

蒸发温度t0/℃	-5	-15	-30
单位质量制冷量q0比值/%	100	98.9	96.9
单位容积制冷量qv比值/%	100	67	34.9
单位压缩比功w0比值/%	100	139.3	210.6
排气温度/℃	80	98	137

由表4.13可见，当蒸发温度T0由-5℃降低到-30℃时，同样制冷量下耗功增大了一倍以上。因此，蒸发温度的降低对制冷装置的能耗影响很大，应尽可能避免蒸发温度过低。

对于用户，除了要求制冷装置高效率外，最关心的是制冷装置的制冷量。显然，如果制冷装置达不到要求的制冷量，就直接影响到被冷却对象的生产工艺。

制冷装置的制冷量可用下式计算：

                                                                            (4.47)

式中，Q0为制冷量（kW）；Vh为制冷压缩机理论排气量（m3/s）；λ为压缩机的输气系数；qv为单位容积制冷量（kJ/ m3）。

对于用户，压缩机的理论排气量Vh是不变的，输气系数则随着压缩比增大而减少。由表4.13可见，当T0由-5℃降为-15℃时，单位容积制冷量qv下降了33%。根据式（4.47），即使假定输气系数λ不变，这时制冷装置的制冷量Q0也将减少33%。显然，随着蒸发温度T0下降，制冷装置的制冷量将明显下降。

综上所述，蒸发温度越低，则制冷装置制冷量越小，运行效率越低，耗能越大。同时，随着T0降低，排气温度升高，压缩机工作条件恶化。因此，在满足被冷却对象要求的前提下，应当尽可能采用较高的蒸发温度。

在设计中，蒸发温度的确定除了与所需制冷温度、被冷却介质种类有关外，还与蒸发器的型式有关。采用不同型式蒸发器时，蒸发温度的确定方法见表4.14和表4.15。

表4.14  蒸发温度的确定

蒸发器型式	蒸发温度计算式	说明
冷却液体载冷剂的直立管式和螺旋管式蒸发器	t0=ts2-Δt	ts2 —载冷剂出口温度（℃），由生产工艺条件确定 Δt—载冷剂出口温度与蒸发温度之差（℃），当载冷剂为水时取4～6℃，当载冷剂为盐水时取2～3℃
冷却液体载冷剂的卧式壳蒸发器（包括满液式和干式）	t0= (ts1+ts2)/2 -θm	ts1—载冷剂进口温度（℃），ts2—载冷剂出口温度（℃） θm—蒸发器中平均传热温差（℃），对氨蒸发器取4～6℃，对氟利昂蒸发器取6～8℃ 载冷剂进出口温差(ts1-ts2)，对氨取3～5℃，对氟利昂取4～6℃
冷库或环境试验装置用的冷却排管或冷风机	t0 =tn-Δt	tn—室内温度（℃），由生产工艺条件决定 Δt—室内温度与蒸发温度之差（℃）一般取Δt=10℃ 对环境试验装置用的冷风机：当室内温度较低（-50℃以下）时，取Δt=4～8℃；温度越低，取值越小 对冷库中冷藏间的冷风机：室内相对湿度为90%时，Δt=5～6℃；室内相对湿度为80%时，Δt=6～7℃；室内相对湿度为75%时，Δt=7～9℃
空气调节用直接蒸发式表冷器	t0 =t2-Δt	t2—表冷器出口空气（干球）温度（℃）根据空气调节要求确定 Δt—空气出口温度与蒸发温度之差（℃），一般取8～10℃为了防止表冷器传热面结冰，蒸发温度不得低于表4.15中的规定值
压缩空气除湿装置用壳管式蒸发器	t0 =tb-Δt	tb—压缩空气压力露点湿度（℃），由工艺条件决定 Δt—压力露点温度与蒸发温度之差（℃），一般取8～10℃

 表4.15  空调用直接蒸发式空冷器进口空气干球温度决定的最低蒸发温度

空气进口干

球温度/（℃）	迎面风速/（m/s）
	1.5		2.0		2.5		3.0
	排数
	4	6	4	6	4	6	4	6
	最低蒸发温度/℃
18.3	-2.8	-0.6	-3.3	-1.7	-3.9	-3.9	-3.9	-3.9
21.1	-2.8	-1.1	-3.9	-2.2	-3.9	-3.9	-3.9	-3.9
24.0	-3.3	-3.3	-3.9	-3.3	-3.9	-3.9	-3.9	-3.9
26.7	-3.9	-3.9	--.9	-3.9	-3.9	-3.9	-3.9	-3.9

4.3.3压缩机吸气温度的确定

压缩机吸气温度是指压缩机吸入阀处或压缩机入口的制冷剂温度。为了保证压缩机的安全运行，防止液击冲缸现象，要求吸气温度比蒸发温度稍高一些，也就是使制冷剂蒸气成为过热气体。吸气温度与蒸发温度之差，称为吸气过热度。

吸气过热分为有害过热和有益过热。有害过热是指在蒸发器之后吸取的外界环境热量而产生的过热。它使制冷系数下降，冷凝热负荷增加，所以是不利的，应尽量减少。有益过热是指在蒸发器及其低温环境内产生的过热。对于采用回热循环可使制冷系数增加的制冷剂，可以采用较大的吸气过热度。对于采用回热循环而制冷系数变化不明显的制冷剂，一定的过热度有利于保证系统正常运行，但吸气过热度太大会使排气温度升高。因此，吸气过热大小应根据蒸发温度、吸气管道的过热情况、制冷剂种类及制冷剂循环型式来确定。一般情况下可以按照下列经验来确定。

1）以氨为制冷剂的制冷循环

（1）以氨为制冷剂的制冷系统，一般不采用热力膨胀阀。因此，设计计算中一般不考虑制冷剂在蒸发器中的过热度。

（2）回气管路中的过热。对氨泵供液系统，从蒸发器到循环贮液桶的回程管中，一般不会产生过热；在循环贮液桶到压缩机的吸气管道中，可能会有过热，但过热一般很小，可以不考虑。重力供液系统或直接膨胀供液系统，因为回气管较长，可能产生较大的过热度。

（3）氨制冷系统允许有一点过热度以防液击，但不宜过大，否则会影响循环的经济性。吸气温度一般在5℃以下，以免压缩机的排气温度过高。允许的吸气过热度见表4.16。

表4.16 氨压缩机允许吸气温度

蒸发温度/℃	±0	-5	-10	-15	-20	-25	-28	-30	-33	-40
吸气温度/℃	+1	-4	-7	-10	-13	-16	-18	-19	-21	-25
过热度/℃	1	1	3	5	7	9	10	11	12	15

2）以氟利昂为制冷剂的制冷系统

对于氟利昂制冷系统，一般希望有一定的吸气过热度。一则可以提高循环的经济性；二则可以保证系统正常运行。过热度大小可按下述原则确定：

（1）采用热力膨胀阀时，蒸发器出口气体过热度为3～5℃。

（2）单级压缩和双级压缩的高压级吸气温度，不应超过15℃，但也不能过低。

（3）双级压缩低压级允许的吸气温度与气—液热交换器性能及吸入管道的冷损失有关，一般可比蒸发温度高30～40℃。

（4）在气—液热交换器中，气体出口温度比液体进口温度低5～10℃。

（5）复叠式制冷系统低温部分的吸气过热度范围为12～63℃，蒸发温度较高时取较小值，反之取较大值。若气—液热交换器达不到这一过热度，可采用加设气—气热交换器的措施来提高吸气温度。

4.3.4节流前液态制冷剂过冷温度的确定

制冷剂液体在节流前过冷，一般对提高制冷循环的运行经济性是有利的。但要求实现过冷，往往需要增加设备投资和过冷本身的运行费。当确定采用液体过冷时，过冷温度可按下列经验选取。

1）以氨为制冷剂的制冷系统

单级压缩系统可以设置水冷式过冷器，出过冷器的氨液温度比进水温度高3℃。但目前通常不设水冷过冷器。进行循环计算时，进入节流阀前的氨液温度采用冷凝温度。

双级压缩系统是采用中间冷却器来过冷节流前的氨液。出中间冷却器冷却盘管的氨液温度，一般设定为比双级压缩中间温度高5℃。

2）以氟利昂为制冷剂的制冷系统

单级压缩系统中，节流前液体的过冷是在冷凝器中实现的，一般取过冷度为5℃。

双级压缩系统中，节流前液体一般经过两次过冷。首先是在中间冷却器中过冷，然后在气—液热交换器中过冷。出中间冷却器冷却盘管的液体温度，比双级压缩中间温度高5～7℃；在气—液热交换器中，液体再过冷5℃。

在工程设计中是否采用过冷，过冷的程度如何，应该考虑具体条件，进行技术经济分析，认真比较之后确定。在设计阶段增加一点工作量，将带来制冷装置长年运行的节能效益。