第3章蒸气压缩式制冷.docx

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第3章蒸气压缩式制冷

第3章蒸气压缩式制冷

3．1可逆制冷循环

3．1．1压缩式制冷的热力学原理概述

制冷系统是利用逆向循环的能量转换系统，通过能量补偿，使制冷剂在循环中不断地从温度较低的被冷却对象中吸取热量，并向温度较高的冷却介质排放热量。

一般将流出热量的对象（制冷剂从中吸收热量）称为热源（heatsource）；将流入热量的对象（制冷剂向其排放热量）称为热汇（heatsink）。

所以，制冷循环的热力学本质是：

用能量补偿的方式把热量从低温热源排到高温热汇。

从这一本质出发，制冷循环不但可以用于使物体降到环境温度以下的制冷目的，而且可以用于使物体升到环境温度以上的加热目的。

1．制冷机与热泵

在制冷机中人们以环境（环境温度的水或空气）为高温热汇，利用逆向循环在低温下从低温热源吸热，收益是制冷量。

如果以环境为低温热源，利用循环在高温下向高温热汇排热，收益是供热量，便可用此热量将某空间或物体加热到环境温度以上。

具有这种用途的机器叫做热泵。

可见，热泵与制冷机循环的热力学本质完全相同。

这就是将热泵纳入制冷技术范畴的理由。

它们的区别仅在于使用目的。

单一用于制冷的机器叫制冷机；单一用于供热的机器叫热泵。

制冷机可以做成在一些时候用来制冷，在另一些时候用来供热，这样的制冷机叫做热泵型制冷机。

制冷机和热泵的能量转换关系如图3－1所示。

图中，制冷剂从低温热源吸收的热量用Q0表示，向高温热汇排放的热量用QH表示，补偿能用E表示。

图3－1制冷机和热泵的能量转换关系图

2．制冷循环的性能系数COP和循环效率η

性能系数COP和循环效率η是评价制冷循环的经济性指标。

性能系数用来反映消耗一定的补偿能可以获得多少收益能。

性能系数的普遍定义为：

循环中收益能数值与补偿能数值之比，即

COP=收益能量/补偿能量

循环用于制冷时，制冷机的性能系数为

COPR=Q0/E（3－1）

循环用于供热时，热泵的性能系数为

COPH=QH/E（3－2）

按热力学第一定律，有

QH=Q0+E（3－3）

所以COPH=COPR+1（3－4）

由式（3－4）可知，热泵的性能系数恒大于1。

这说明，用热泵供暖，可以获得比所消耗补偿能量更多的供热量。

因为在蒸气压缩制冷机或热泵中，补偿能是向压缩机输入的电能或机械能，记作W。

同时，制冷行业中习惯上将压缩式制冷机的性能系数又叫做制冷系数，将热泵的性能系数又叫做供热系数。

所以，压缩式制冷机和热泵中

COPR=Q0/W（3－5）

COPH=QH/W（3－6）

以后的论述主要针对制冷机，其性能系数简单记作COP，不再出现下标“R”。

循环效率（或称为热力完善度）用来说明制冷循环与可逆制冷循环的接近程度。

热力学上最为完善的循环是可逆循环。

制冷循环的循环效率定义为：

一个制冷循环的性能系数COP与相同低温热源、高温热汇温度下可逆制冷循环的性能系数COPc之比，即

η=COP/COPc（3－7）

实际制冷循环中总会存在各种不可逆因素，其循环效率的值介于0－1之间。

η越接近1，说明越接近可逆循环，循环的热力学完善程度越高。

3．1．2逆卡诺制冷循环

设有恒温热源和恒温热汇，其温度分别为TL和TH。

在这两个温度之间工作的可逆制冷循环是卡诺制冷循环。

逆卡诺循环由两个等温过程和两个等熵过程组成，如图3－2a所示。

工质在循环中以TL温度从低温热源等温吸热（过程4－1），再等熵压缩到温度升至TH（过程1－2），又在TH下向高温热汇等温放热（过程2－3），然后等熵膨胀到温度降至TL（过程3－4），回到循环开始状态。

循环中的一些参数按以下公式确定：

图3－2卡诺制冷循环

循环的吸热量

排热量

循环的净输入功

由能量守衡有

性能系数

（3－8）

式（3－8）给出卡诺制冷循环性能系数的表达式，它是相同的低温热源、高温热汇温度条件下制冷循环性能系数在理论上的最高值。

式（3－8）表明：

（1）卡诺制冷循环的性能系数COPc只与热源和热汇的温度有关，而与制冷剂的性质无关。

（2）COPc的大小随TH/TL改变，TH/TL越大则COPc越小。

TH一定时，TL越低则COPc越小。

图3－2b给出不同TH、TL时COPc变化的具体数值。

以上结论对于评价制冷机经济性的意义在于：

（1）制冷机的COP与热源和热汇的温度条件有关。

（2）用COP值来评价或比较制冷机的循环经济性时，只有指明TH、TL评价才有意义；只有在同样的TH、TL条件下，才可以用COP值来比较两台或几台制冷机的循环经济性。

（3）循环效率η的定义本身已包含了相同热源和热汇条件下的比较，所以根据η值的大小可以直接评价和比较各种制冷循环的经济性。

3．1．3劳伦茨循环

恒温热源和恒温热汇条件下的可逆制冷循环是卡诺制冷循环。

恒温热源和热汇的假定意味着热源和热汇的热容量无穷大。

事实上，热源（汇）的热容量有限，热源在放热过程中温度将降低，热汇在吸热过程中温度将升高，即它们是温度变化的热源（汇）。

图3－3劳伦茨循环

针对变温热源和变温热汇条件，制冷剂变温吸热、变温排热的循环是劳伦茨循环。

劳伦茨循环如图3－3所示。

循环由两个变温过程和两个等熵过程组成。

过程1－2为制冷剂等熵压缩过程；2－3过程为变温放热过程；3－4过程为等熵膨胀过程；过程4－1为变温吸热过程。

如果上述循环中满足：

对于变温放热过程2－3，制冷剂在放热时温度的变化与热汇的温度变化相一致，二者之间没有传热温差；对于变温吸热过程4－1，制冷剂在吸热时温度的变化与热源的温度变化相一致，二者之间没有传热温差。

那么，该循环的各个过程都是可逆过程，为可逆劳伦茨循环。

可逆劳伦茨循环是变温源（汇）条件下热力学上最理想的循环。

分析可逆劳伦茨循环时引入平均当量温度的概念。

设Tm是放热过程的平均当量温度；T0m是吸热过程的平均当量温度。

2－3过程单位质量的放热量

（3－9）

4－1过程单位质量的吸热量

（3－10）

循环的单位质量输入功

（3－1l）

循环的性能系数

（3－12）

可见，劳伦茨制冷循环的性能系数的值，相当于在Tm和T0m恒温源（汇）条件下工作的卡诺制冷循环的性能系数。

3．2单级蒸气压缩式制冷的理论循环

3．2．1特点及工作过程

单级蒸气压缩式制冷系统如图3－4所示。

它由压缩机、冷凝器、膨胀阀、蒸发器四个基本部件组成，并用管道将它们串连成一个封闭的系统，制冷剂在这个封闭的系统中循环。

工作过程如下。

制冷剂在压力p0、温度T0下沸腾，T0低于被冷却对象（液体或物体空间）的温度。

压缩机不断抽吸蒸发器中产生的制冷剂蒸气，并将它压缩到冷凝压力pk，排出后送到冷凝器，在压力pk下等压冷却凝结成液体，制冷剂冷却和凝结时放出的热量传给冷却介质（通常是常温的水或空气）。

与冷凝压力pk相对应的冷凝温度Tk一定要高于冷却介质的温度。

冷凝后的制冷剂高压液体通过膨胀阀或其他节流元件进入蒸发器。

当制冷剂通过节流元件时，压力从pk降到p0，有一部分液体汽化，剩余的液体温度降到T0，于是节流后的制冷剂以低温低压（p0，T0）气液两相混合状态进入蒸发器。

混合物中的液体在蒸发器中蒸发，并从被冷却对象吸热，产生制冷作用。

节流过程产生的那部分蒸气是闪发（flash）出来的，该蒸气通常称之为闪蒸气，它在蒸发器中几乎不产生制冷作用。

图3－4单级蒸气压缩式制冷系统

1—压缩机；2—冷凝器；3—膨胀阀；4—蒸发器

在整个循环过程中，压缩机起着压缩和输送制冷剂蒸气，并造成蒸发器中低压、冷凝器中高压的作用，是整个系统的心脏，有了它制冷剂才得以在系统内循环。

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。

蒸发器是输出冷量的设备，制冷剂在蒸发器中蒸发时要吸收被冷却对象的热量，从而达到制冷的目的。

冷凝器是输出热量的设备，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，均带到冷凝器，排放给冷却介质。

根据热力学第二定律，以压缩机所消耗的功为补偿，使制冷剂不断从低温物体中吸收热量，并不断向高温物体排放热量，从而完成整个制冷循环。

该系统中，来自蒸发器的低压制冷剂蒸气被压缩机吸入后经一次压缩，压力提高到冷凝所对应的高压，因此称它为单级蒸气压缩式制冷系统。

3．2．2制冷剂的状态图

分析制冷循环，需要借助于制冷剂的状态图描述出制冷剂热力状态的循环变化。

因为纯质制冷剂的热力状态由两个独立的状态参数确定，所以任何一种制冷剂都可以用平面状态图反映其热力性质，可以用任意两个状态参数分别作平面图的横坐标和纵坐标绘制状态图，并以这两个坐标参数命名状态图，例如T－s图、p－h图、h－s图、p－v图等。

状态图上绘出各状态参数的等值线簇、制冷剂的相区（液相、气相、两相）。

状态图上的一个点代表一个热力状态；利用状态图可以描述热力状态的变化过程，以及由各种过程所组成的循环，并能直观描述循环中的各状态变化和分析这些变化对循环的影响。

制冷循环的分析与计算中，通常借助于T－s图和p－h图。

由于单位质量制冷剂循环的各个过程中功与热量的变化均可以用比焓的变化计算，因此p－h图在制冷工程计算中得到更为广泛的应用。

1．压力－比焓图

压力－比焓图简称压－焓图，即p－h图。

它的纵坐标为对数坐标，表示绝对压力；横坐标为比焓。

压－焓图的结构如图3－5所示。

图3－5压力－比焓图

图中的粗实线为相界线。

相界线上的点C为临界点。

点C左侧的相界线是饱和液体线；右侧的相界线是饱和蒸气线。

饱和液体线上的点代表饱和液体状态；饱和蒸气线上的点代表饱和蒸气状态。

相界线将制冷剂的状态平面分成三个区：

饱和液体线左侧为过冷液体区；饱和蒸气线右侧为过热蒸气区；饱和液体线与饱和蒸气线所围成的区域为气－液两相区。

两相区是饱和气－液共存的状态（湿蒸气状态），其中饱和气所占的份额称作干度x。

图中各参数的等值线簇为：

等压线—水平线；

等比焓线—垂直线；

等温线—液体区几乎为垂直线；两相区为水平线，与相应的等压线重合；过热蒸气区为向右下方弯曲的倾斜线；

等比熵线—向右上方倾斜的实线；

等比体积线—向右上方倾斜的虚线，比等比熵线平坦；

等干度线—只存在于两相区内，与相界线的走向有相似趋势。

2．温度－比熵图

温度－比熵图简称温－熵图，即T－s图，是以温度为纵坐标、以比熵值为横坐标的制冷剂热力状态图。

温度－比熵图的结构及各状态参数的等值线簇形状如图3－6所示。

图3－6温度－比熵图

3．2．3理论循环

1．理论循环的假定

理论循环基于以下假定：

（1）高温热汇和低温热源的温度TH、TL恒定，且制冷剂在相变（冷凝、蒸发）过程中与热源（汇）之间没有传热温差，即冷凝温度Tk=TH，蒸发温度T0=TL；

（2）制冷剂出蒸发器的状态为饱和蒸气，出冷凝器的状态为饱和液体；

（3）制冷剂除在压缩机和膨胀阀处发生压力的升降外，在整个循环的其他流动过程中没有流动压力损失；

（4）除两个热交换器（冷凝器和蒸发器）外，制冷剂在整个循环的其他流动过程中与外界不发生热交换；

（5）压缩过程为等熵压缩。

2．理论循环在状态图上的描述

按以上假定，理论循环由两个等压过程、一个等熵压缩过程和一个绝热节流过程组成。

图3－7示出理论循环在状态图上的描述。

对照图3－7，循环中各特征状态和各过程说明如下：

图3－7理论循环在状态图上的描述

点l代表制冷剂进入压缩机的状态，它是对应于蒸发温度（压力）下的饱和蒸气。

点1位于p0等压线（或T0等温线）与饱和蒸气线（等干度线x=1）的交点上。

点2表示经压缩机压缩后排出的制冷剂状态，也是制冷剂在冷凝器入口处的状态。

过程线1－2表示制冷剂气体在压缩机中的等熵压缩过程，有s1=s2。

所以点2位于等熵线s1与等压线pk的交点上。

大多数制冷剂饱和蒸气经等熵压缩后成为过热蒸气，点2为过热蒸气状态。

点3表示制冷剂在冷凝器出口处的状态，也是制冷剂节流前的状态。

点3为饱和液体状态。

冷凝器中的过程2－2'－3是定压过程，过程2－2'表示过热蒸气定压冷却到饱和蒸气的过程；过程2'－3表示从饱和蒸气定压凝结到饱和液体的过程。

点2'位于等压线pk与等干度线x=1的交点上；点3位于等压线pk与等干度线x=0的交点上。

点4表示节流后的制冷剂状态，也是制冷剂在蒸发器入口处的状态。

点4为低压两相状态。

因为节流过程是绝热的，所以h3=h4；节流后压力达到蒸发压力，点4位于p0等压线与h3等焓线的交点上。

过程4－1表示发生在蒸发器中的定压蒸发过程。

至此，完成一个理论循环过程。

3．理论循环特性

用循环特性指标反映单位质量（1kg）制冷剂和单位体积（以压缩机吸入状态计1m3）制冷剂完成一个循环时，各个过程中的功与热量的转换与变化。

循环特性还包括循环中的一些重要特征参数。

理论循环的特性指标如下：

（1）单位质量制冷量q0（简称单位制冷量）

表示1kg制冷剂完成循环时从低温热源所吸收的热量。

取蒸发器为隔离体，它等于制冷剂在蒸发器出口处与入口处的比焓之差，即

kJ/kg（3－13）

（2）单位容积制冷量qZV

表示以压缩机吸入状态计，单位体积（1m3）制冷剂完成一个循环时，从低温热源所吸收的热量，即

kJ/m3（3－l4）

式中：

v1—为状态点1的比体积。

（3）比功w

表示1kg制冷剂完成循环时所消耗的压缩功。

它应等于制冷剂在压缩机吸入与排出口处的比焓之差，即

kJ/kg（3－15）

（4）容积比功wV

表示以压缩机吸入状态计，单位体积（1m3）制冷剂完成一个循环所消耗的压缩功，即

kJ/m3（3－16）

（5）单位冷凝热负荷qk

表示1kg制冷剂完成循环时向高温热汇所排放的热量。

它等于制冷剂在冷凝器出口处与入口处的比焓之差，即

kJ/kg（3－17）

（6）压力比π

循环中压缩机的排气压力与吸气压力之比，即

（3－18）

（7）排气温度T2

制冷剂气体压缩终了的温度。

（8）循环的性能系数COP

（3－19）

（9）循环效率（热力完善度）

（3－20）

制冷机的性能主要用制冷机的制冷量φ0、压缩机消耗功率P和制冷机性能系数COP反映。

设压缩机的理论输气量为qvh（m3/s），理论循环的制冷机性能计算如下：

（1）制冷剂的循环质量（循环中的质量流量）

kg/s（3－21）

（2）制冷量

kW（3－22）

（3）压缩机功率

kW（3－23）

（4）制冷机性能系数

（3－24）

4．理论循环的意义

在构造理论循环时做了一系列的理想化假定，那么理论循环是否是可逆循环呢？

我们将图3－7b与图3－2放到一起来比较，如图3－8所示。

可以看出，理论循环假定中排除了蒸发器中相变传热的不可逆、压缩过程的不可逆和冷凝器中相变传热部分的不可逆，但仍存在两部分的不可逆损失：

一是冷凝器中过热气非相变传热部分存在传热温差；二是绝热节流过程为不可逆过程。

这两部分的不可逆损失如图中阴影所示。

所以，理论循环并非可逆循环。

图3－8理论循环与可逆循环的比较

尽管如此，理论循环是针对蒸气压缩式制冷系统部件组成条件下的理想化循环，它已最大限度地排除了机器设备（压缩机、冷凝器、蒸发器）本身的不完备因素，所以在给定热源和热汇温度情况下，理论循环是蒸气压缩式制冷循环的基准。

理论循环特性与热源（汇）温度有关，与制冷剂的性质有关。

当热源和热汇温度给定或冷凝温度和蒸发温度给定时，理论循环在制冷剂的状态图上就唯一地确定下来，各种制冷剂有各自确定的状态图，所以，在相同Tk、T0条件下，理论循环特性唯一地取决于制冷剂的热力性质。

综上所述，理论循环的作用和意义在于：

（1）它是实际循环的基准和参照，用于分析研究实际循环的各种不完善因素和应做出的改进。

（2）用于评价制冷剂。

相同Tk、T0条件下，通过不同制冷剂的理论循环特性比较，可以评价它们在热力性质方面的适宜程度。

表3－1给出一些制冷剂在30℃/－15℃时的理论循环特性。

运用某种制冷剂时，通过pk、p0反映系统内的压力水准；通过压力比、压力差和排气温度，了解压缩机的工作条件；用q0和qZV反映其制冷能力；COP反映循环的经济性。

这样，对于某种特定的制冷要求，流体物质是否适宜用作制冷剂，及其作制冷剂时的长处与短处便一目了然。

表3－1一些制冷剂在30℃/－15℃时的理论循环特性

制冷剂

CO2

R717

R22

R134a

R152a

R290

R123

摩尔质量

M/（g/mol）

44.0

17.0

85.6

102.0

66.05

44.1

152.9

标准沸点ta/℃

－78.5

－33.3

－40.8

26.2

－25

－42.1

27.9

临界温度tc/℃

31.0

132.5

96.0

101.1

113.5

96.8

183.8

pk/MPa

7.21

1.169

1.192

0.770

0.708

1.085

0.1095

p0/MPa

2.29

0.236

0.296

0.164

0.1517

0.292

0.01596

π=pk/p0

3.15

4.95

4.03

4.69

4.67

3.72

6.86

q0/（kJ/kg）

132

1094

162.9

148

246

285

142.7

v1/（m3/kg）

0.0166

0.507

0.0776

0.121

0.2048

0.153

0.872

qZV/（kJ/m3）

7940

2157

2100

1228

1201

1860

164

w/（kJ/kg）

48.6

230

34.9

33.2

46.5

60.5

30.6

wV/（kJ/m3）

2920

454

450

275.5

227.0

394

35.0

COP

2.72

4.76

4.66

4.46

5.29

4.71

4.66

3．3单级蒸气压缩式制冷的实际循环

3．3．1实际循环

制冷机工作时，实际情况并不满足理论循环的各种假定。

就循环的外部条件而言，低温热源和高温热汇均为有限源（汇），它们是有限流量的空气、水或其他流体。

冷却流体流过冷凝器时吸收制冷剂的排热，其温度要升高；被冷却流体流过蒸发器时其温度要降低；它们与制冷剂发生热交换时，必然有传热温差。

就循环的内部条件而言，制冷剂出蒸发器和进入压缩机的状态未必恰好是饱和蒸气往往有一定的过热；制冷剂在膨胀阀前的状态也未必恰好是饱和液体；制冷剂在系统中循环流动，经过设备的连接管道（包括管件、阀门等）、热交换器管道时均存在流动阻力，造成压力损失，并且通过管道与外界存在热交换。

另外，压缩机的实际压缩过程也存在不可逆损失。

考虑以上各种实际因素，实际循环与理论循环的比较如图3－9所示。

比较中忽略了热源和热汇的温度变化，仍视之为恒温热源和热汇。

实际循环详述如下。

图3－9实际循环与理论循环的比较

由于相变传热部分存在传热温差，所以制冷剂的蒸发过程线位于理论循环的蒸发过程线下方；制冷剂的冷凝过程线位于理论循环的冷凝过程线上方。

4－0－1a表示制冷剂在蒸发器中的蒸发过程，因在蒸发器中的流动阻力损失，蒸发过程温度和压力均有所下降。

另外，制冷剂出蒸发器时蒸气稍有过热（状态点1a）。

1a－1b－1表示制冷剂气体出蒸发器后经吸气管、压缩机吸气腔、吸气阀和气缸时的压降和温升，在图上将该过程分解为等压过热（1a－1b）和等比焓降压（1b－1）两部分。

点1表示制冷剂气体开始压缩的状态。

压缩过程初期，气体温度较低，被气缸壁加热，为吸热的压缩过程，比熵增加；随着压缩过程的进行，气体温度逐渐升高到高于气缸壁温度，气体又向气缸壁散热，这阶段为放热的压缩过程，比熵减小。

所以，整个压缩过程中先是比熵增加，后是比熵减小，用1－2表示。

点2代表压缩终了状态。

高压气体经排气阀、排气腔到排气管的流动过程存在压降，用2－2a表示。

2a－3表示高压气体在排气管和冷凝器中的冷却－凝结过程。

该过程伴随有流动阻力引起的压力降，且过程终了高压液体有一定的过冷（状态点3）。

3－4表示高压液体的节流过程。

由于制冷剂经膨胀阀时流速很快，来不及换热，仍视为绝热节流，故点3与点4的比焓相等。

3．3．2各种实际因素对循环的影响

1．高压液体过冷的影响

制冷剂液体的温度若低于它所处压力下的饱和温度，则称为过冷液体。

过冷液体温度与其饱和温度之间的差值称过冷度。

以理论循环作为比较基准，若节流前的高压液体处于过冷状态，过冷对循环的影响可以由图3－10分析得出。

图中1－2－3－4－1是理论循环，1－2－3'－4'－1是高压液体有过冷的循环。

图3－10高压液体有过冷的循环

节流前过冷的高压液体状态点为3'，其过冷度为

（3－25）

过冷液体的比焓比饱和液体的比焓有所降低，降低值为

（3－26）

式中C'为液体比热容。

循环的状态点1和2未变。

循环特性比较如表3－2所示。

表3－2循环特性比较

循环特性指标

理论循环

有过冷的循环

过冷的影响

单位质量制冷量q0

增大

单位容积制冷量qZV

增大

比功w

不变

性能系数COP

增大

可见，液体过冷使循环的主要特性指标q0、qZV和COP增大，而且由于单位容积制冷量增大，还使压缩机制冷能力提高；由于吸气比体积和比功不变，故压缩机的功率不变。

所以，过冷对循环总是有利的。

过冷度越大，得益越多。

相同的过冷度下，过冷使制冷量和性能系数提高的百分数取决于制冷剂的热力性质，即与制冷剂的液体比热容和蒸发温度下的汽化潜热有关。

液体比热容越大和汽化潜热越小的制冷剂，过冷的相对收益越大。

例如，氨和丙烷，在某一相同工况下计算得出：

每过冷1℃，氨的单位制冷量提高约0.4%；而丙烷则提高约0.9%。

此外，由于低蒸发温度时节流损失大（节流过程的闪蒸气多），节流后的两相状态干度变大，所以，蒸发温度越低，过冷使性能的相对提高越大。

这一点，在设计低蒸发温度的制冷机时应充分考虑。

计算有过冷的循环时，要用到过冷液体的比焓值，即图中状态3'的比焓h3'。

虽然可按式

计算过冷液体的比焓值，但计算中要用到液体的比热容c'。

工程计算中h3'可以近似用相同温度下饱和液体的比焓值，即

（3－27）

获得过冷的几种方法如下：

（1）利用冷凝器直接得到过冷

也就是说，使压缩机排出的制冷剂蒸气在冷凝器中经历冷却－凝结－过冷这样三个阶段的换热过程。

为此，冷凝器结构设计中应满足此要求。

逆流套管式水冷凝器最易获得过冷，如图3－11所示。

翅片管式风冷凝器，通过管程的合理布置也可以获得过冷。

一般的壳管式水冷凝器，由于制冷剂在壳侧只能得到饱和态的凝液，无法在冷凝器中获得过冷。

若壳管式水冷凝器壳体下部兼作高压贮液器使用，并布置有冷却水管，那么，使冷却水自下而上流过，也可以在冷凝器中得到过冷液体，如图3－12所示。

图3－11逆流套管式水冷凝器中获得过冷

图3－12壳管式水冷凝器

直接从冷凝器中虽然可以获得过冷，但受冷凝器总传热温差的制约，过冷程度有限，一般仅能得到1－5℃的过冷度。

（2）利用过冷器获得过冷

在冷凝器与膨胀阀之间增设一台热交换器—过冷器，使来自冷凝器的制冷剂液体在过冷器中进一步被冷却。

例如，冷凝器用常温水冷却，过冷器则用温度更低的深井水冷却。

或者，用常温冷却水，使它先流过过冷器，再流过冷凝器。

用过冷器能够获得的过冷度一般也不会很大，而取决于冷凝器与过冷器所用冷却水