2.1　雙級蒸氣壓縮式制冷

2.1.1　采用雙級壓縮的原因

對于單級蒸氣壓縮式制冷循環來說，當冷凝壓力一定時，要想達到較低的蒸發溫度，其蒸發壓力也會隨之降低，這使得壓縮機的壓縮比（壓縮比是指氣體壓縮后的絕對壓力與壓縮前的絕對壓力之比，在制冷機中常以冷凝壓力與蒸發壓力之比代替）增大，而壓縮比增大產生的問題有：

①節流損失和過熱損失增加，制冷系數降低。當蒸發溫度由t₀降到t'₀時，進入蒸發器的狀態點由點4變為點4'，如圖2-1（蒸發溫度降低對單級制冷循環的影響）所示，干度增大；吸氣狀態點由點1變為點1'，吸氣比容增加；單位質量制冷量和單位容積制冷量減少，單位質量壓縮功也增加，制冷循環的制冷系數降低。

②壓縮機的排氣溫度升高。壓縮機的排氣溫度升高，壓縮機的氣缸壁溫度隨之上升。吸入蒸氣的溫度升高，比容增加，吸氣量減少。同時，當排氣溫度升高會惡化潤滑油的工作條件，降低潤滑油的黏度，甚至使潤滑油裂解，影響壓縮機的正常工作，損壞壓縮機的部件。對于不同制冷劑，壓縮機都有最高排氣溫度限制：R717<140℃，R22<115℃。

③壓縮機的容積效率下降。壓縮比增大，導致壓縮機容積效率減小，如當壓縮比達到20左右時，往復式壓縮機的容積效率接近0（即不吸氣）。此時，壓縮機的氣缸中不再吸入新的制冷劑蒸氣，只是氣缸余隙容積中殘留的制冷劑壓縮與膨脹，制冷量為零。所以，用單級壓縮循環所能達到的最低溫度是有一定限制的，不同制冷劑的最低蒸發溫度見表2-1。

綜合上述原因，單級制冷壓縮機所能達到的最低蒸發溫度是有限制的，要想獲得更低的溫度，就需要采用多級壓縮。采用多級壓縮可以從根本上改善制冷循環的性能指標，多級壓縮制冷循環的基本特點是分級壓縮并進行中間冷卻。采用多級壓縮后，每一級的壓力比減小，這樣就會提高壓縮機的輸氣系數和指示效率，同時由于排氣溫度降低，潤滑情況有了很大改善，保障了壓縮機的運行安全。從理論上講，級數越多，節省的功也越多，制冷系數也就越大。如果是無窮級數，則整個壓縮過程越接近等溫壓縮。然而，實際上并不采用過多的級數，因為每增加一級都需要增添設備，提高成本，也提高了技術復雜性。另外，由于壓縮機不能保持很低的蒸發壓力，在應用中溫制冷劑時，三級壓縮循環的蒸發溫度范圍與雙級壓縮循環相差不大，所以制冷循環中采用三級壓縮循環很少，一般采用雙級壓縮循環。經過大量的實驗可知：只有當氨制冷系統壓縮比≥8時；氟利昂制冷系統壓縮比≥10時，采用雙級壓縮較單級壓縮更為經濟合理。

2.1.2　雙級壓縮的工作原理

雙級壓縮制冷循環，是指來自蒸發器的制冷劑蒸氣要經過低壓與高壓壓縮機兩次壓縮后，才進入冷凝器，它的實質是壓縮過程分兩階段進行：蒸發壓力→中間壓力→冷凝壓力。在兩次壓縮過程中間往往設置中間冷卻器，對低壓級壓縮機的排氣進行冷卻，從而降低高壓級壓縮機的吸氣溫度。

雙級壓縮制冷循環系統可以是由兩臺單級壓縮機組成的雙機雙級系統（其中一臺為低壓級壓縮機，另一臺為高壓級壓縮機）；也可以是由一臺雙級壓縮機組成的單機雙級系統，其中一個或兩個氣缸作為高壓缸，其余幾個氣缸作為低壓缸，其高、低壓氣缸輸氣量比一般為1∶3或1∶2。

中間冷卻方式根據進入高壓壓縮機的狀態可以分為中間完全冷卻和中間不完全冷卻。中間完全冷卻是指將低壓級的排氣冷卻到中間壓力下的飽和蒸氣；中間不完全冷卻是指未將排氣冷卻到中間壓力下的飽和蒸氣，即進入高壓壓縮機的為中間壓力下的過熱蒸氣。采用哪一種中間冷卻方式與制冷劑的種類有關。對于采用回熱循環制冷系數提高的工質應用中間不完全冷卻循環（高壓級吸入的是過熱蒸氣）比較有利，如 R502、R290；對于采用回熱循環制冷系數下降的工質采用中間完全冷卻循環（高壓級吸入的是飽和蒸氣），如 NH₃、R134a；R22在雙級壓縮循環中可以采用中間完全冷卻循環，也可以采用中間不完全冷卻循環，小型的兩級壓縮機組，為使系統和設備簡化起見，通常多采用中間不完全冷卻循環。

根據制冷劑液體從冷凝器到蒸發器之間經歷的節流個數可以分為一級節流和二級節流。一級節流是指供液的制冷劑液體直接由冷凝壓力節流至蒸發壓力；二級節流是指冷凝器流出的制冷劑液體先經過節流閥一級節流降壓至中間壓力，然后再由中間壓力通過另外一個節流閥二級節流降壓至蒸發壓力。采用兩級節流循環，增加單位質量制冷量，耗功相同，制冷系數提高。實際工程應用中采用兩級節流時，中間冷卻器應靠近蒸發器。因為從中間冷卻器中出來的液體是飽和液體，流動中有阻力損失，會產生閃發氣體，減小進入膨脹閥的液體量，會存在供液不足的現象。因此，一級節流應用較多。

氨雙級壓縮制冷系統一般采用一級節流中間完全冷卻的雙級壓縮，而氟利昂制冷系統常采用一級節流中間不完全冷卻的雙級壓縮。

2.1.3　一級節流中間完全冷卻的雙級壓縮制冷循環

（1）工作過程

圖2-2為一級節流中間完全冷卻的雙級壓縮制冷循環系統圖和壓焓圖，它與單級壓縮制冷循環流程的主要區別是高壓壓縮機與低壓壓縮機的質量流量不相同，除此之外設備還增設了節流閥和中間冷卻器。

如圖2-2（a）所示，蒸發器里的制冷劑液體低壓沸騰，制冷并氣化為狀態1的飽和蒸氣，進入低壓壓縮機，在低壓壓縮機進行一次壓縮，壓縮到中間壓力下的制冷劑過熱蒸氣即狀態2后進入到中間冷卻器，在中間冷卻器中冷卻到中間壓力下的飽和蒸氣3，再次進入到高壓壓縮機中進行二次壓縮，當壓力達到冷凝壓力即過熱狀態點4時，送入到冷凝器進行冷凝，冷凝后的過冷制冷劑液體或飽和

制冷劑液體5分為兩路，主路的制冷劑液體經過中間冷卻器進行再冷成為狀態點7，經過節流閥降壓到蒸發壓力即為狀態點8，再進入蒸發器完成主路循環，輔路的制冷劑液體經過節流閥降壓到中間壓力即為狀態點6后進入中間冷卻器，根據熱平衡原理該中間壓力下的制冷劑濕蒸氣吸熱后成為中間壓力下的飽和蒸氣，與從低壓壓縮機過來的過熱蒸氣冷卻后的飽和蒸氣混合后為狀態點3，共同送入高壓壓縮機。

該循環過程中各狀態點在p-h圖上的表示如圖2-2（b）所示，圖中1-2為低壓壓縮機的壓縮過程，2-3為低壓壓縮機排氣在中間冷卻器里的冷卻過程，3-4為高壓壓縮機的壓縮過程，4-5為冷凝器中的冷凝過程。從5點開始分為兩路：5-6為質量流量M_Rg-M_Rd的制冷劑經過膨脹閥1的節流過程，6-3為這部分制冷劑在中間冷卻器中的蒸發吸熱過程；5-7為質量流量M_Rd的制冷劑在中間冷卻器盤管內的冷卻過程，7-8為這部分制冷劑經過膨脹閥2的節流過程，8-1為它們在蒸發器中的吸熱蒸發過程。

（2）熱力計算

循環的熱力計算是進行制冷機的產品設計和選型設計的主要內容。進行雙級壓縮制冷循環熱力計算時，首先應選擇制冷劑及循環形式，然后確定一些主要工況參數，并根據經驗公式和一定的計算步驟確定其他工況參數，再在p-h圖上畫出循環曲線，確定狀態點進行計算。

確定循環的工作參數就是要確定冷凝溫度和壓力、蒸發溫度和壓力、中間溫度和中間壓力、出中間冷卻器的溫度等。冷凝溫度和蒸發溫度是根據環境介質的溫度和用戶要求，以及換熱器的傳熱溫差來確定的，方法同單級壓縮制冷。中間溫度的確定，是兩級壓縮特有的問題，在后面單獨講述。氨系統中，當中間溫度確定后，高壓氨液通過中間冷卻器后的溫度比中間溫度高5～8℃，即盤管的端部溫差Δt一般取5～8℃。

當中間壓力和過冷溫度確定后，一級節流中間完全冷卻的雙級壓縮制冷循環就可以在p-h上繪制出來，各個狀態點及其參數也就確定下來了。

①單位質量制冷量：

q₀=h₁-h₈　　（kJ/kg）　　（2-1）

②低壓級制冷劑的質量流量：

　　（2-2）

③低壓級制冷劑的體積流量：

V_rd=M_rdv₁　　（m³/s）　　（2-3）

④高壓級制冷劑的質量流量：流經各設備的制冷劑流量并不都相等，高壓壓縮機的質量流量大于低壓壓縮機的質量流量，以中間冷卻器為研究對象即下圖2-3虛線所包圍的區域建立熱平衡方程式，中間冷卻器可設有液體冷卻盤管，使來自冷凝器的高壓液體獲得較大的再冷度，既有節能作用，又有利于制冷系統穩定運行。

　　根據熱平衡方程，由表2-2可得：

（M_rg-M_rd）（h₃-h₆）=M_rd（h₅-h₇）+M_rd（h₂-h₃）

即：

　　（2-4）

由上式可以看出高壓壓縮機的質量流量大于低壓壓縮機的質量流量，同時，低壓壓縮機的質量流量將隨狀態點7制冷劑過冷度的增加而減少。

⑤高壓級制冷劑的體積流量：

V_rg=M_rgv₃　　（m³/s）　　（2-5）

⑥冷凝器熱負荷：

?_k=M_rg（h₄-h₅）　　（kW）　　（2-6）

⑦低壓級理論耗功率：

P_thd=M_rd（h₂-h₁）　　（kW）　　（2-7）

⑧高壓級理論耗功率：

P_thg=M_rg（h₄-h₃）　　（kW）　　（2-8）

⑨制冷系數：

　　（2-9a）

化簡得：

　　（2-9b）

2.1.4　一級節流中間不完全冷卻的雙級壓縮制冷循環

（1）工作過程

圖2-4（a）為一級節流中間不完全冷卻的雙級壓縮制冷循環系統圖，它與一級節流中間完全冷卻循環的主要區別為低壓壓縮機排出的中間壓力下的過熱蒸氣（狀態點2）不再進入中間冷卻器進行冷卻，而直接與來自中間冷卻器的飽和蒸氣（狀態點3'）相混合成中間壓力下的過熱蒸氣，再進入高壓壓縮機進行二次壓縮。同時，為了提高低壓壓縮機的吸氣過熱度，在蒸發器的出口和中間冷卻器的出口處設置了回熱熱交換器，使流出蒸發器的低溫蒸氣由t₀升高到t₁，流出中間冷卻器的過冷制冷劑液體（狀態點7）在回熱器中進一步冷卻降溫到狀態點8。

該循環過程中各狀態點在p-h圖上的表示如圖2-4（b）所示，圖中1-2為低壓壓縮機的壓縮過程，3'-3與2-3分別為出中間冷卻器的飽和蒸氣和出低壓壓縮機的過熱蒸氣的混合過程，3-4為高壓壓縮機的壓縮過程，4-5為冷凝器中的冷凝過程。從5點

開始分為兩路：5-6為質量流量M_Rg-M_Rd的制冷劑經過膨脹閥1的節流過程，6-3'為這部分制冷劑在中間冷卻器中的蒸發吸熱過程；5-7為質量流量M_Rd的制冷劑在中間冷卻器盤管內的冷卻過程，7-8為這部分制冷劑過冷液體進入回熱器放熱過程，8-9為經過膨脹閥2的節流過程，9-0為制冷劑液體在蒸發器中的吸熱蒸發過程，0-1為飽和蒸氣在回熱器的再熱過程。

（2）熱力計算

一級節流中間不完全冷卻的熱力計算與一級節流中間完全冷卻有部分區別，從制冷劑的選取到工作參數的確定都需要不同考慮。對于不完全冷卻的工作參數還需要確定混合后進入高壓壓縮機的狀態點3和出回熱器的制冷劑液體的狀態點8。

低壓壓縮機吸入蒸氣的溫度t₁為

t₁=t₀+Δt'　　（℃）　　（2-10）

式中　Δt'——低壓壓縮機吸入蒸氣的過熱度，℃。

再根據過熱器熱平衡方程式，可以求得狀態點8的焓值h₈

h₁-h₀=h₇-h₈

即：

h₈=h₇-（h₁-h₀）　　（kJ/kg）　　（2-11）

高壓壓縮機吸入的蒸氣（狀態點3）由來自中間冷卻的飽和蒸氣3'和低壓壓縮機排出的過熱蒸氣2混合而成，根據氣體混合前后的熱平衡關系，可求得高壓壓縮機的吸氣狀態點3的焓值h₃，即

h₂M_rd+h_3'（M_rg-M_rd）=h₃M_rg

可得：

　　（2-12）

當參數確定后，一級節流中間不完全冷卻的雙級壓縮制冷循環就可以在p-h上繪制出來，各個狀態點及其參數也就確定下來了。

①單位質量制冷量：

q₀=h₀-h₉　　（kJ/kg）　　（2-13）

②高壓級制冷劑的質量流量：以中間冷卻器為研究對象即下圖2-5虛線所包圍的區域建立熱平衡方程式。

根據熱平衡方程，由表2-3可得：

（M_rg-M_rd）（h_3'-h₆）=M_rd（h₅-h₇）

即：

　　（2-14）

代入公式，可得

　　（2-15）

③制冷系數：

　　（2-16a）

簡化得：

　　（2-16b）

中間不完全冷卻循環的制冷系數要比中間完全冷卻循環的制冷系數小。

以上介紹為一級節流中間完全冷卻和中間不完全冷卻系統的理論工作循環，雙級蒸氣壓縮式制冷系統的組成和工作都較為復雜。圖2-6是雙級壓縮氨制冷機的實際系統圖，大家可結合之前所學內容進行分析。

2.1.5　循環工作參數的確定

（1）容積比的選擇

壓縮機的容積比是指高低壓壓縮機理論輸氣量的比值：

　　（2-17）

式中　V_hg——高壓級理論輸氣量，m³/s；

V_hd——低壓級理論輸氣量，m³/s；

M_rg——高壓級制冷劑的質量流量，kg/s；

M_rd——壓級制冷劑的質量流量，kg/s；

v_g——高壓級吸氣比體積，m³/kg；

v_d——低壓級吸氣比體積，m³/kg；

λ_g——高壓級輸氣系數；

λ_d——低壓級輸氣系數。

根據我國冷藏庫的生產實踐，當蒸發溫度t₀=-28～-40℃范圍內時，容積比的值通常取0.33～0.5之間，即V_hg∶V_hd=（1∶3）～（1∶2）。合理容積比的選擇還應結合考慮其他經濟指標，配組雙級壓縮機的容積比可以有較大的選擇余地。如果采用單機雙級壓縮機，則它的容積比是既定的，容積比的值通常只有1∶3和1∶2兩種。

（2）中間壓力的確定

1）選配壓縮機時中間壓力的確定

中間壓力的確定以獲取最大制冷系數為原則，以這種原則確定的中間壓力稱之為最佳中間壓力（在工程設計時，可通過選擇幾個中間壓力進行試算以確定最優值）。

步驟：根據確定的冷凝壓力和蒸發壓力，按照求得一個近似值；在該P_m值的上下按一定間隔選取若干個中間溫度值；對每一個中間溫度進行熱力計算，求得該循環下的制冷系數；繪制ε=f（t_m）曲線，找到制冷系數最大值，由該點對應的中間溫度即為循環的最佳中間溫度（即最佳中間壓力），如圖2-7（a）所示。

上述方法選擇的最佳中間壓力，理論上是精確的，但比較煩瑣，常采用經驗公式：

①比例中項公式法：

　　（2-18）

②拉塞經驗公式法：

對于兩級氨制冷循環：

t_m=0.4t_k+0.6t₀+3　　（℃）　　（2-19）

式中，t_m、t_k和t₀分別表示中間溫度、冷凝溫度和蒸發溫度，單位均為℃。上式不只適用于氨，在-40～40℃溫度范圍內，對于R12也能得到滿意的結果。

2）既定壓縮機時中間壓力的確定

已經選定壓縮機，此時高、低壓級的容積比已確定，這時可采用容積比插入法求出中間壓力。

步驟：按一定間隔選擇若干個中間溫度t_m，按所選溫度分別進行循環的熱力計算，求出不同中間溫度下的理論輸氣量的比值ξ；繪制ξ=f（t_m）曲線，并在圖上畫一條等于給定ξ值的水平線，此線與曲線的交點即為所求中間溫度（即中間壓力），如圖2-7（b）所示。用這種方法確定的中間壓力不一定是循環的最佳中間壓力。

例2-1　某冷庫在擴建中需要增加一套兩級壓縮制冷機，工作條件如下：制冷量Q₀=150kW，制冷劑為R717，冷凝溫度t_k=40℃無過冷，蒸發溫度t₀=-40℃，管路有害過熱Δt=5℃。試進行熱力計算并選配適宜的壓縮機。

解　

（1）循環形式

工質是氨，所以選用一級節流中間完全冷卻循環。

（2）將循環表示在壓焓圖上（圖2-8）

（3）根據給定的條件確定工作參數

p_k=1.557MPa

p₀=0.0716MPa

h₅=390.247kJ/kg

h₁=1405.887kJ/kg

h_1'=1418kJ/kg

v_1'=1.58m³/kg

（4）確定中間溫度和壓力

查得t_m'=-6.5℃

在-6.5℃上下取若干個數值，-2℃、-4℃、-6℃、-8℃、-10℃，分別計算ε₀，取中間冷卻器的端部溫差t₇-t_m=3℃，按制冷系數最大確定中間溫度（表2-4）。

　　

可見制冷系數在-4～-6℃最大。取t_m=-5℃，p_m=0.355MPa。各狀態點的參數為：

（5）熱力計算

①單位質量制冷量：

q₀=h₁-h₇=1125.28 （kJ/kg）

②低壓級單位理論壓縮功：

w_0d=h₂-h_1'=219.89 （kJ/kg）

③低壓級制冷劑的質量流量：

M_rd=?₀/q₀=0.1234 （kg/s）

④低壓級壓縮機理論輸氣量：

V_hd=M_rdv_1'/λ_d=0.3 （m³/s）

⑤低壓級壓縮機的理論功率：

P_thd=M_rdw_od=27.13 （kW）

⑥低壓級壓縮機的指示功率：

P_id=P_thd/η_id=32.69 （kW）（取η_id=0.83）

⑦低壓級壓縮機的軸功率：

P_ed=P_id/η_md=40.5　　（kW）（取η_md=0.67）

⑧低壓級壓縮機的排氣焓值：

h_2s=h₁+w_0d/η_id=1682.96 （kJ/kg）

⑨高壓級制冷劑的質量流量：

⑩高壓級單位理論壓縮功：

w_0g=h₄-h₃=219.83 （kJ/kg）

高壓級壓縮機理論輸氣量：

V_hg=M_rgv₃/λ_g=0.082 （m³/s）

高壓機壓縮機的理論功率：

P_thg=M_rgw_0g=38 （kW）

高壓機壓縮機的指示功率：

P_ig=P_thg/η_ig=44.7 （kW）（取η_ig=0.85）

高壓級壓縮機的軸功率：

P_eg=P_ig/η_mg=54.3 （kW）（取η_mg=0.70）

高壓級壓縮機的排氣焓值：

h_4s=h₃+w_0g/η_ig=1711.16 （kJ/kg）

理論制冷系數：

高低壓容積比：

冷凝器的熱負荷：

?_k=M_rg（h_4s-h₅）=228.5 （kW）

實際制冷系數：

（6）選配壓縮機

由V_hg=0.082m³/s查壓縮機樣本，選擇12.54A（4AV12.5），理論輸氣量為0.079m³/s；V_hd=0.3m³/s查壓縮機樣本，選擇178A（8AS17），理論輸氣量為0.304m³/s。