低温设备制冷系统:单级、复合或直接级以及级联级

本文一般涵盖低温设备系统，包括单级、复合或直接级以及级联级。它回顾了制冷的基本原理，以便更好地理解为什么可以为一种安装选择一种系统，而为另一种安装选择不同的系统。

在低温工程中，接近绝对零的温度并不少见。然而，此类应用通常从大约 -300oF 开始，然后向下。这将被称为超低温。低温制冷被定义为那些需要蒸发器温度在 -20 oF 到 -250 oF 范围内的应用。绝大多数安装的温度高于 -125 oF，但也包括低至 -250 oF 的系统。

机械制冷是控制热量的去除（英国热量单位），并保持温度低于大气条件。通过机械制冷去除热量需要消耗机械能或热能。蒸汽压缩系统是机械制冷的一种形式。此类系统都具有在闭路中重新计算制冷剂的特点。这样的系统必须将提取的热量排放到某种形式的汇中，通常是大气或地表水。

制冷的单位是一吨制冷通常缩写为TR，一种速率单位。一吨制冷量是在 24 小时内冻结 2000# 的 32 oF 水所需的热量去除。由于冰的熔化潜热为 144 BTU/lb。这意味着 288,000 BTU/天、12,000 BTU/天或 200 BTU/分钟。

回顾单级蒸汽压缩制冷设备的基本原理，我们发现图 #1 显示了活塞式压缩机压缩的制冷剂蒸汽。这样的工厂由四大件设备组成，即压缩机、冷凝器、蒸发器和膨胀阀。制冷剂从在蒸发器中被冷却的传热介质吸热而气化。压缩机从蒸发器中去除蒸汽。它增加了它们的压力和温度水平，并将蒸汽连同压缩热一起排放到冷凝器中。当蒸气通过热交换表面转移到较冷的流体而被液化时，冷凝热在冷凝器中被去除。
使用“理想”循环，可以通过所用制冷剂的莫里尔图分析热力和流量平衡。图 # 2 显示了单级蒸汽压缩循环的莫里尔图或压力-焓图。这里展示的插图是关于氨的；然而，这些原则同样适用于其他制冷剂。在这项低温制冷研究中描述了许多不同的制冷剂。在每种情况下，都必须考虑制冷剂的特性。

压力-焓图通常称为“P-H”图。莫里尔图的发展是对应用于稳定流动过程的一般能量方程的热力学研究的结果。焓是制冷剂的液体、蒸汽或混合物在不同压力点处的总热量或热含量的量度。

当做功或传递热量时，制冷剂会发生焓变。在横坐标上读取焓，单位为 BTU 每磅制冷剂，在纵坐标上读取绝对压力，单位为 psia。左边的粗曲线代表饱和液体线，右边的粗曲线代表饱和蒸气线。在两条曲线之间，制冷剂将以液体和蒸汽形式存在，而饱和蒸汽线右侧的所有点都代表过热气体。饱和液体曲线左侧的所有点代表过冷液体条件。

参考 PH 图上的这个“理想”循环，高压液体膨胀到蒸发器压力是一个常数——焓，过程，从 D 到 A。当液态制冷剂膨胀到蒸发器压力时，其中一些会闪蒸并冷却剩余液体达到蒸发器温度。假设没有摩擦，液体-蒸汽混合物区域中的过程在恒定压力和温度下显示，在本例中为 39 psia 和 + 10 oF。在 B 点，吸入气体在饱和蒸汽条件下进入压缩机。压缩沿着一条恒定的熵线从 B 点到 C 点发生，假设没有摩擦和热传递。这是一个“理想”循环，但在实际压缩中，会涉及摩擦，因此也会涉及热传递。

从 C 点开始，过热的排放气体被排入冷凝器。气体冷却至饱和条件后，液体通过液汽区域发生冷凝，到达 D 点的液体管线。PH 图充分描述了制冷过程。在此图中，蒸发器温度为 +10 oF，冷凝温度为 96 oF。该图产生以下信息：

1. 通过蒸发器循环的每磅氨的制冷效果等于 B 点和 A 点之间的焓差。在这种情况下，为 615-149-466 BTU/lb。氨。
2. 每吨每分钟循环的氨磅数等于 200 (200 BTU/lb = TR) 除以制冷效果，或 200+ 466 = 0.43 lbs。每吨氨。

3. 理想的压缩功等于 C 点和 B 点的焓差。在这种情况下，718-615-103 BTU/lb 氨。这个理想的压缩功是 103 x 0.43 lb/NH3/ TR=44 BTU/TR。

4. 每吨理论马力是通过使用换算系数 42.42 BTU/min = 1 HP 将每吨压缩功换算成马力得出的。在这种情况下，我们的理论 HP 将为 44+42.42 或 1.04 HP 每吨。

5. 压缩比等于绝对排放压力除以绝对吸入压力。对于所示条件，CR 将为 196+39= 5.0。

P-H 图揭示了基本制冷研究中的其他重要考虑因素。冷凝器排出的热量等于 C 处的焓减去 D 处的焓，即 569 BTU/lb。氨。这相当于大约 245 BTU/TR。由于压缩机效率低下和设计，实际工厂中的马力和排热比理想循环中显示的要大。随着蒸发器温度下降，每 TR 所需的压缩机 BHP 会大大增加。图 3 比较了不同蒸发器温度下的冷凝器热阻、冷凝器管表面和冷凝器水需求。

对于相同的单级蒸汽压缩系统，蒸发器温度为 -20 华氏度，P-H 图看起来类似于图 #4。在这种情况下，表格中显示了在上图中分析的重要考虑因素。+10 oF 蒸发器条件与 -20 oF 条件下理想循环的差异是显而易见的。随着蒸发器温度降低，压缩比变高，理论 HP /TR 增加。这些数字是通过比较莫里尔图上的理想周期来确定的。不幸的是，在实际工厂中，前面提到的压缩机效率低下会导致循环数字略有误导。更高的压缩比意味着更高的排气温度和更低的容积效率。

图 # 5 显示了往复式压缩机中的典型活塞和气缸。这种类型的压缩机有一个或多个活塞来压缩气体。当活塞朝上止点移动时，在行程末端和顶部封头之间总会存在一些间隙。确切的数量取决于许多因素，例如制造公差、阀门设计等。在大多数现代压缩机中，5% 附近的间隙是合理的。理想循环的理论指示卡显示了气缸内的压力与体积。当活塞到达其压缩冲程的末端时，间隙会阻止所有气体从气缸中喷出。剩余气体处于排放压力条件下，如图所示为 1496 psia。实际上，由于通过阀门的压降，气缸内的压力会高几磅。当活塞反转方向并开始吸入冲程时，直到间隙气体的压力降低到对应于吸入的压力之前，没有气体可以从蒸发器侧进入。在其吸气冲程的某个点，余隙体积使得这种“剩余”气体达到压力条件，使新气体能够通过吸气阀进入气缸。更高的压缩比意味着排放和吸入条件之间的压力分布更大，这导致活塞在有用工作开始之前的行程更大。如果活塞在开始吸入新气体之前行进了其行程的一半，由于这个再膨胀过程，那么只有总排量的 50% 可以做有用功。因此，当在不同的压缩比下运行时，往复式压缩机不会泵送相同数量的气体。活塞的实际气体处理能力与其理论排量之比称为容积效率。设计阀门和阀板以保持低间隙容积对制造商来说至关重要。其他因素，例如气缸壁的传热速率、阀门和活塞泄漏以及阀门中的拉丝，都会影响容积效率。然而，一旦压缩机设计完成，容积效率主要是压缩比的函数。图 #6 显示了典型氨压缩机的容积效率与压缩比的关系。活塞的实际气体处理能力与其理论排量之比称为容积效率。设计阀门和阀板以保持低间隙容积对制造商来说至关重要。其他因素，例如气缸壁的传热速率、阀门和活塞泄漏以及阀门中的拉丝，都会影响容积效率。然而，一旦压缩机设计完成，容积效率主要是压缩比的函数。图 #6 显示了典型氨压缩机的容积效率与压缩比的关系。活塞的实际气体处理能力与其理论排量之比称为容积效率。设计阀门和阀板以保持低间隙容积对制造商来说至关重要。其他因素，例如气缸壁的传热速率、阀门和活塞泄漏以及阀门中的拉丝，都会影响容积效率。然而，一旦压缩机设计完成，容积效率主要是压缩比的函数。图 #6 显示了典型氨压缩机的容积效率与压缩比的关系。阀门和活塞泄漏，以及阀门中的拉丝，都会影响容积效率。然而，一旦压缩机设计完成，容积效率主要是压缩比的函数。图 #6 显示了典型氨压缩机的容积效率与压缩比的关系。阀门和活塞泄漏，以及阀门中的拉丝，都会影响容积效率。然而，一旦压缩机设计完成，容积效率主要是压缩比的函数。图 #6 显示了典型氨压缩机的容积效率与压缩比的关系。

容积效率或压缩机做有用功的能力随着压缩比的增加而降低。由于容积效率是决定压缩机实际容量的主要因素，因此设计人员对压缩机进行分级，以将压缩比保持在最佳点。
图 #7 以图形方式显示了为什么应考虑从大约 -10 oF 开始的分级系统，以提高容积效率和系统性能。直接多级系统基本上是两个或多个循环的组合，在回路中使用相同的制冷剂。通常，“复合系统”和“增压系统”这两个词可以互换使用，尽管这两个系统略有不同。

图 #8 显示了如何为两级复合压缩系统安排基本组件。两级设备在大约 -10 oF 到大约 -70 oF 的温度范围内是实用的。三级复合压缩将从大约 -70 oF 开始，然后下降到大约 -120 oF。这些数字与旋转式和往复式压缩机的使用有关。复合离心系统略有不同，因为可以在单个外壳内使用多个叶轮。在图 8 描述的情况下，使用单一制冷剂，它串联流过两个级。在低级压缩机的排放口中，显示了一个封闭的气液级间冷却器。它实现了两个目的，即冷却来自低级压缩机的过热排气和冷却冷凝器和蒸发器之间的高压液体。这种类型的中间冷却器将保持高液体压力，以便更好地操作蒸发器上的制冷剂控制装置。有时使用闪蒸式中间冷却器，其中所有液体都闪蒸至中间压力。这具有最大程度地冷却液体的优点。前面提到复合系统和助推器系统之间存在细微差别。在复合系统中，每个压缩级所做的功几乎相等，选择中间压力来提供这种条件。在增压系统中，中间压力由一个或多个侧向负载设定。复合系统可产生每吨制冷的最佳马力。将增压系统与复合系统区分开来的侧向负载通常被引导至级间冷却器。

图 #9 显示了莫里尔图上的直接分级系统。在这种情况下，压缩工作已被证明在第一级和第二级之间平均分配。理想的中间压力由莫里尔图上的线性测量确定，以找到压力极值之间的中点。或者，通过对这些极值压力的乘积求平方根可以得出相同的答案。如图 #9 所示，理想的中间压力应为 60 psia。在实际操作中，通常在理想压力基础上增加 5 psig 左右。由于满负荷运行和最大冷凝压力通常只存在很短的时间，这种有意的工作不平衡将使整个工厂的工作效率更高，涵盖多年的运行。还，中间压力的选择可能取决于机器排量增量的可用性。在增压操作中，高级机器通常会以更高的压缩比工作，因为高温蒸发器压力可能低于复合压缩的理想中间压力。如果增压负荷或侧负荷与高温系统相比较小，且增压压缩比较低，有时可以省略中间冷却系统中冷器。在图 #9 中，标有“中间闪蒸”的虚线表示一些高温高压液体在高级机器的吸入压力下闪蒸，以将剩余液体冷却至 50。oF 作为过冷温度液体纯粹是任意的。20 oF 接近中间温度对于这种类型的中间冷却器通常是合理的，这种中间冷却器通常被称为壳和线圈中间冷却器。中间冷却器中产生的闪蒸气体必须由高级压缩机泵送。因此，高级压缩机容量必须足以处理蒸发器负载和闪蒸气体。作为一般规则，中间冷却负荷将要求高级压缩机的容量比低级压缩机的容量高约 10% 至 25%。这并不表示高级和低级机器之间的压缩机排量关系。气体密度在中间（中间冷却）条件下比在蒸发器条件下大得多。例如在 30 华氏度时，一磅氨气占据大约 4.8 立方英尺，

图 #10 列出了单级压缩与复合压缩的结果。这些数字显示了通过使用莫里尔图上的理想循环计算的理论值，以及根据不同压缩比下的压缩机效率计算的实际要求。最后两列显示了每吨所需的总压缩机排量与每吨蒸发器的实际制动马力之间的有趣比较。基于低级压缩机和高级压缩机具有相同的压缩比，已经显示出相同的容积效率。这可能不完全准确，但相当接近。高级 VE 可能略高于低级压缩机。在吸入气体通过吸入阀并进入气缸之前，吸入气体吸收了大量的热量。低级压缩机气缸处理的气体密度低于高级机器处理的气体。因此，这种气体每循环一磅氨吸收更多的热量。初始加热确实会影响容积效率。因此，在实际操作中，容积效率可能会有一些变化，即使相同的压缩机可能以相同的压缩比使用。该假设中可能出现的错误非常小。即使相同的压缩器可以用于相同的压缩比。该假设中可能出现的错误非常小。即使相同的压缩器可以用于相同的压缩比。该假设中可能出现的错误非常小。

除了在低温范围内单级压缩的高运行成本之外，还必须考虑压缩机维护成本和制造商的限制。对于这种类型的压缩机，大多数制造商都将绝对压缩比限制在 9 个左右。随着压缩比的增加，压缩机排气温度也会增加。过热是首要问题，因为它是由于润滑故障和阀门碳化而导致高维护成本的先兆。必须非常严密地控制吸气过热度，尤其是在以高压缩比运行的氨系统中。在低压缩比下运行将减少轴承和压缩机其他运动部件的磨损。作为一个粗略的近似值，压缩比大约为 7:1 或更高的应用程序应该分阶段或复合。

当容量大到涉及往复式或旋转式压缩机时，这两个单级和复合系统通常会使用任何低压制冷剂，例如 R-12、R-22、R-502、氨或丙烯或丙烷。润滑往复式压缩机泵送一定量的润滑油以及排出气体，但是无油制冷压缩机可采用无环或特氟龙环设计。除非有效地从系统中去除，否则这种油会在低于 -40 oF 的低温下工作时引起问题。油比氨重，并且不混溶，因此它会沉到底部并且相对容易从容器中移除。优良作法是使用排放管路油分离器和其他除油程序。优良作法是在油到达低温蒸发器之前将其去除，否则油会变得粘稠并且更难从系统中排出。大多数卤烃中的油，所有的碳氢化合物制冷剂，在较高温度下是完全混溶或完全溶解的。** 使用 R-22，一些油在 0 °F 左右开始分离。在大约 -40 华氏度时，大部分油已形成粘性、坚硬的层，漂浮在制冷剂顶部。尝试将这种粘稠的油块渗出到油中几乎是不可能的。对于热膨胀供给的蒸发器，这种油是否可以回流也值得怀疑。不用说，R-22 不是温度低于约 -40 °F 的首选制冷剂。在这些温度下长时间运行会在蒸发器或泵接收器上铺上一层油，这实际上会阻碍沸腾和气体返回压缩机。R-12 和油在这些较低的温度下保持更易混溶，并且可以通过使用油蒸馏器或通过在最直接膨胀返回立管中保持适当的质量速度来部分去除油。然而，对于由热力膨胀阀供给的蒸发器，在低温工作时应避免蒸发器和压缩机之间的竖直立管。温度越高，特定气体的密度就越高，即 1 立方英尺的任何气体在 40 华氏度时比在任何较低温度下的 1 立方英尺重。在低温系统中吸入密度较低的气体，1000 FPM 对应于非常低的质量速度，并且不会返回油。因此，随着蒸发器温度的降低，速度必须增加。油在溶解或游离状态下通常对蒸发器有害，因为它会降低传热系数。有几种采油方法将在后面描述。必须考虑所涉及的制冷剂和温度水平。这决定了油是漂浮在顶部、底部还是分布在整个蒸发器中，并决定必须采用哪种类型的回油系统。对于更高容量的系统，使用离心式压缩机将有效消除油的问题。通过使用四个或更多叶轮和适当的制冷剂，可以生产四个或更多叶轮和适当的制冷剂，可以使蒸发器温度降至约 -50 oF 或更低，与这种类型的系统（见图二）。一级或多级闪蒸式中冷器（见图 12）用于将液体从冷凝状态冷却至蒸发器状态。每个浮阀下游的闪蒸气体要么被带入叶轮之间的压缩机，要么被带到蒸发器。在这种情况下，排气没有减温，但循环效率有所提高，图 # 12 详细显示了一级闪蒸中冷器。

复合离心系统仍然采用单一制冷剂的串联流动；然而，如图#13 所示，在压缩机之间使用减温器或闪蒸式中冷器。这会在低级压缩机的排气进入高级压缩机的吸气口之前对其进行降温，以延长压缩机寿命并防止润滑油碳化。图 #14 描述了典型的减温器/中冷器。也可以使用复合布置的离心式和往复式压缩机的组合，如图#15 所示。此处显示直接膨胀式中冷器。闪蒸气体仅部分降低了下级两台压缩机的排气过热度。水冷式气体冷却器在中级和上级压缩机之间协助实现此功能。低温蒸发器采用制冷剂循环泵和喷雾式冷却器。大多数低容量的低温系统使用直接膨胀式蒸发器。在高容量系统需要使用大直径蒸发器的情况下，制冷剂再循环泵和喷淋管束成为实际应用。将管子浸没在液体制冷剂中，如在传统的溢流壳管式冷却器中一样，由于静水压力导致制冷剂压力增加。这导致有效蒸发器温度相应升高，并可能导致温度损失，具体取决于制冷剂、制冷剂深度和工作温度水平。如果液位保持在传热表面的底部以下或附近，并且使用泵将液体喷洒在表面上，则壳管式蒸发器中的静压头损失实际上可以消除。图 #16 更详细地描述了喷雾式冷却器，为简单起见省略了管道。

复合离心系统可以在 -150 oF 的蒸发器温度下运行，如图 #17 所示。大约在这个水平上，从蒸发器到冷凝器的整体温度分布超过了一种制冷剂的实际范围。使用传统的制冷剂，如 R-12 或 R-22，每吨制冷剂的气体体积在较低温度下变得太大。例如，在 -150 oF 的蒸发器中使用 R-22，低级压缩机每 TR 必须泵送约 250 立方英尺的气体，而乙烯只需要约 8 CFM/TR。在 -130 oF 时，R-as 的压力为 0.41 psia，每个 TR 需要大约 200 CFM 的气体 这是建议级联分级的应用。级联的通常范围在 -130 oF 和 -250 oF 之间，

图 #18 描述了级联分级的基础循环。这样的级联系统由一个回路或级组成，它带有制冷剂，以及必要的许多后续级，每个级都有自己的封闭制冷剂回路。在各级之间是一个热交换器，称为级联冷凝器，它既用作较低级的冷凝器，又用作较高级的蒸发器。关于 2 级系统，高级是前面描述类型的标准低温系统。它使用常规制冷剂，可以在常压下被空气或水冷凝。除了制冷剂的压力特性外，低压级也像任何其他低温系统一样发挥作用。复叠系统使设计者能够在最经济和实用的工作点选择制冷剂，即；低压缩比、低排放温度和压力、低气体 cfm/tr、低 BHP/TR 和经济的管道要求。

图 #19 比较了几种制冷剂的压力和温度特性。适用于复叠系统低级的制冷剂在蒸发器级具有理想的压力。然而，它们在低于水冷冷凝器可获得的温度的温度下具有临界压力，因此需要在低温下冷凝。临界压力是临界温度下的饱和压力。这些低温制冷剂不能被空气或水冷凝，不能用于传统的高级制冷剂循环。市售制冷设备适用于约 300 psig 至 350 psig 的最大操作压力。

图 # 20 显示了级联系统的基本组成部分，该系统将在低级使用 R-13，将 R-13 与使用 R-12 的复合系统冷凝。多级制冷系统并不新鲜。它们已被石油化工行业使用多年，在低级和高级中都使用碳氢化合物制冷剂。在过去的 15 年里，不易燃、无毒的卤化碳高压制冷剂问世。它们通常每磅非常昂贵。烃类制冷剂，如乙烯或丙烯，价格低廉；但是，它们非常易燃。当使用碳氢化合物时，通常建议将使用限制在蒸发器压力高于大气压的情况下。如果在真空中操作并且空气进入系统，则可能存在爆炸危险。高于大气压的操作是可取的，但对于任何制冷剂都不是强制性的，以尽量减少吹扫问题。由于极端温度，膨胀和收缩有时会导致垫圈和密封件泄漏。从操作的角度来看，制冷剂泄漏比空气泄漏要好得多，尤其是在使用卤化碳制冷剂时。由于热胀冷缩，复叠式冷凝器和低级蒸发器有时采用U型管布置，而不采用固定管束。低级制冷剂在管内冷凝，高级制冷剂在管外蒸发。较大的系统通常在级联冷凝器和蒸发器中使用喷雾再循环系统，以降低静压头损失。非烃类制冷系统低级的制冷剂充注量必须尽可能小。请注意，膨胀水箱已显示在低级管道中。液体 R-13 在 80 oF 时的压力为 521 psig，远高于大多数标准设备的最大工作压力。因此，如果要使用标准设备，则必须采取措施在不工作期间保持合理的压力。还可以提供高压接收器，制冷剂在被允许升温至环境条件之前将被转移到该高压接收器中。这将需要重力排水或不受电源故障影响的泵送系统。液体 R-13 在 80 oF 时的压力为 521 psig，远高于大多数标准设备的最大工作压力。因此，如果要使用标准设备，则必须采取措施在不工作期间保持合理的压力。还可以提供高压接收器，制冷剂在被允许升温至环境条件之前将被转移到该高压接收器中。这将需要重力排水或不受电源故障影响的泵送系统。液体 R-13 在 80 oF 时的压力为 521 psig，远高于大多数标准设备的最大工作压力。因此，如果要使用标准设备，则必须采取措施在不工作期间保持合理的压力。还可以提供高压接收器，制冷剂在被允许升温至环境条件之前将被转移到该高压接收器中。这将需要重力排水或不受电源故障影响的泵送系统。还可以提供高压接收器，制冷剂在被允许升温至环境条件之前将被转移到该高压接收器中。这将需要重力排水或不受电源故障影响的泵送系统。还可以提供高压接收器，制冷剂在被允许升温至环境条件之前将被转移到该高压接收器中。这将需要重力排水或不受电源故障影响的泵送系统。

在许多使用制冷剂（例如 R-13）的情况下，膨胀水箱是最实用的解决方案。储罐、低压侧管道和容器必须具有足够的膨胀体积，以在合理的压力和最高预期环境条件下以蒸汽形式容纳全部充注。通常的做法是将一个或多个膨胀水箱通过管道连接到低级系统的低压侧。如果安装在低压侧而不是高压侧，则需要的膨胀体积较小。即使在低级充量相对较小，所需的膨胀水箱也可能很大。使用碳氢化合物制冷剂时，燃烧气体有时比提供膨胀体积更实用。如果位于低压侧，则必须遵循阀门或泄压装置以释放高压侧压力。

与高级系统一样，必须考虑润滑系统中的除油、过冷、中冷和减温。从多级冷凝器返回的液态制冷剂将饱和，或充其量只是略微过冷。这类似于使用闪光式中冷器的复合系统。如果蒸发器相距一定距离并且蒸发器需要静态升力，则液体管线必须适当绝缘，并且可能配备单独的过冷器。有时需要在低级润滑压缩机的排气上提供水冷式减温器，以帮助油分离并减少复叠式冷凝器负荷。液吸热交换器在低级回路上具有与高级回路相同的优点，即；液体过冷并有助于向压缩机吸气口提供干蒸汽。热交换器会增加压缩机必须处理的吸入蒸汽量，但这种不良影响会被制冷效果的增加所抵消。因此，所需压缩机排量没有明显变化。对于某些类型的压缩机，有时需要将低级吸入气体的温度升高到某个预定点以上，以保持压缩机中油的润滑能力或满足低温的材料标准。液吸热交换器可用于此目的。压缩机制造商对最低吸气温度有不同的要求，但 -100 oF 是一个实际限制。热交换器会增加压缩机必须处理的吸入蒸汽量，但这种不良影响会被制冷效果的增加所抵消。因此，所需压缩机排量没有明显变化。对于某些类型的压缩机，有时需要将低级吸入气体的温度升高到某个预定点以上，以保持压缩机中油的润滑能力或满足低温的材料标准。液吸热交换器可用于此目的。压缩机制造商对最低吸气温度有不同的要求，但 -100 oF 是一个实际限制。热交换器会增加压缩机必须处理的吸入蒸汽量，但这种不良影响会被制冷效果的增加所抵消。因此，所需压缩机排量没有明显变化。对于某些类型的压缩机，有时需要将低级吸入气体的温度升高到某个预定点以上，以保持压缩机中油的润滑能力或满足低温的材料标准。液吸热交换器可用于此目的。压缩机制造商对最低吸气温度有不同的要求，但 -100 oF 是一个实际限制。所需的压缩机排量没有明显变化。对于某些类型的压缩机，有时需要将低级吸入气体的温度升高到某个预定点以上，以保持压缩机中油的润滑能力或满足低温的材料标准。液吸热交换器可用于此目的。压缩机制造商对最低吸气温度有不同的要求，但 -100 oF 是一个实际限制。所需的压缩机排量没有明显变化。对于某些类型的压缩机，有时需要将低级吸入气体的温度升高到某个预定点以上，以保持压缩机中油的润滑能力或满足低温的材料标准。液吸热交换器可用于此目的。压缩机制造商对最低吸气温度有不同的要求，但 -100 oF 是一个实际限制。液吸热交换器可用于此目的。压缩机制造商对最低吸气温度有不同的要求，但 -100 oF 是一个实际限制。液吸热交换器可用于此目的。压缩机制造商对最低吸气温度有不同的要求，但 -100 oF 是一个实际限制。

蒸发器温度或压力控制类似于所涉及设备的任何其他压缩机容量控制。高级压缩机——容量通常由低级的排气压力（冷凝压力）控制，以在所需的范围内冷凝。低压级需要高压切断，以防止压缩机在下拉期间或高压级容量无法在低压级保持所需的冷凝压力时在过压下运行。应使用常规方法来防止由于低级压缩机上的高吸气压力而导致电机过载。

1、级联系统与复合系统相比有两个缺点。
为了实现低级冷凝器与后级蒸发器之间的传热，必须在复叠式冷凝器上存在温度梯度。对于相同的制冷效果，这是以增加尺寸和功率形式的惩罚。然而，实际考虑掩盖了这种对低温应用的不利影响。

2. 由于需要级联冷凝器和膨胀容积，级联系统的初始成本可能会更高。对于低级使用低沸点制冷剂将倾向于通过需要较小的压缩机排量来抵消这一点。此外，这种制冷剂可以允许蒸发器回路承受更大的压降，从而降低温度损失。例如，蒸发器负载导致 -100 oF 时压降为 0.5 psi，这将导致 R-12 和 R-13 的温度分别升高约 8 o 和 0.7 o。热膨胀供给蒸发器承受更高压降的能力也将改善传热和回油。

压缩机额定值可以通过刚刚概述的系统分析来近似估计。所需的净排量可以使用压缩机吸入条件下的热负荷、制冷效果和制冷剂比容来计算。制造商的数据可用于根据已知的压缩比确定近似的总容积效率，并且可以计算所需的压缩机排量。所需的制动马力也可以通过常规方法估算。

对于如图 20 所示的级联系统，使用一个或多个膨胀罐，通常在低级使用蒸汽充气技术。允许整个系统预热至环境温度条件。然后，将计算出的制冷剂充注量以足够慢的速率引入系统，以使压力升高与室内环境条件相对应。对于任何给定的环境条件，压力不得超过所用制冷剂的计算压力-温度关系。

因此，在最高预期环境温度下，系统压力不会超过膨胀水箱的设计工作压力。当高级系统启动并降至其设计蒸发器温度时，低级气体在级联冷凝器中冷凝为液体。在启动低级压缩机之前，应注意所有壳体中的液位。为避免启动时电机因高背压而过载，低级压缩机应具有可调节的自动卸载能力。另一种方法有时用于减轻启动时的高排放压力，并快速降低热膨胀蒸发器的吸入压力；是在高压侧与膨胀水箱之间安装限载阀或自动泄压阀。这样储存在膨胀罐中的制冷剂将被允许通过节流阀缓慢返回到吸入侧。当压缩机吸入和排出压力接近设计条件时，不再有气体被释放到膨胀罐。

应仔细检查低级压缩机或压缩机的吸气和排气过热度，以保护压缩机。吸气过热度中吸气管路温度与吸气压力对应的吸气温度之差。在这些温度下，吸入管线可能结霜严重，并且仍在过热状态下运行。应该使用热电偶来确定吸入管路温度。
图 #21 显示了乙烯-丙烯级联系统的基本组件和管道。该系统设计用于冷凝高压乙烯气体，并在大气压下将其储存为液体。乙烯是低级制冷剂。低级压缩机是两级、无润滑无环式往复式压缩机。高级系统采用五级离心式压缩机，以丙烯为制冷剂。请注意，复叠式冷凝器使用双管束。一个回路冷却进入的乙烯，另一个回路冷凝闪蒸气体。储罐是真空夹套容器，专为大气压设计。提供百分之五十的压缩机组。图 22 显示了乙烯回路的莫里尔图。

如前所述，在所有使用润滑压缩机的低温制冷系统中，必须采用某种类型的回油系统。这种系统的设计与其说是科学，不如说是一门艺术。图 23 描述了具有 -20 oF 至 -40 oF 蒸发器温度的 R22 制冷系统，带有两级润滑压缩机、油蒸馏器和回流系统。蒸发器是立式壳盘管式，不利于良好的回油，因此用观察镜显示了油/制冷剂混合物的几个排放点。如果可能回油，则手动调节这些排放口以获得最大回油量。由于温度可能会变化，大约 20 oF，R-22 中的油积聚可能会移动，因此需要几个排放点。如果这是一个 R-12 系统，放油可以从一个点……..最好是蒸发器的底部，因为油在较低温度下仍可与 R-12 混溶。在氨系统中，油可能很容易从蒸发器、接收器或吸气阀的最低点排出。从氨系统手动放油将相对容易地去除油，温度降至约 -35 oF。低于这一点，排油变得越来越困难。

图 #24 描述了一个类似于图 23 所示的系统；然而，它采用迷宫活塞式无油压缩机。这种出色的压缩机适用于此类蒸发器和在低温下运行的任何其他类型的满液式或喷雾式蒸发器。温度越低，无油系统越有利。在整体运行中，无油系统消除了回油问题。通过去除油，通常会随着油污染而下降的蒸发器效率在制冷剂侧始终处于最大值。因此，通常为润滑制冷压缩机系统设计的蒸发器对于无油压缩系统而言尺寸过大，并且始终以 100% 的效率运行。

螺杆式压缩机也适用于制冷系统。该压缩机具有高度适应低温和高温制冷任务的特性。这些压缩机非常可靠，维护期间的运行时间超过 25,000 小时。压缩机是容积式旋转机械，具有与往复式压缩机相同的相关操作特性。它们只有四个轴承和一个推力轴承作为易损件。可以自动或手动将容量减少低至 10%。这些压缩机可以泵送液体而不会造成损坏，并且在整个工作范围内都很稳定。

可提供无油和喷油螺杆压缩机。无油装置需要四个轴封，通常以 4000 至 10,000 rpm 的相对较高速度运行，并且压差有限。注油螺杆机以 3600 至 4500 rpm 的转速运行。

典型的流程图图 # 25 显示了用于使用旋转螺杆压缩机的氨厂的无油氨制冷系统。图 26 显示了喷油螺杆压缩机、润滑和控制系统。喷油螺杆式压缩机的独特之处在于它可以在高达 20 的绝对压缩比下连续运行而不会损坏机器。向转子中注入油可降低噪音并降低所需的轴马力。这些压缩机以类似于标准往复式制冷压缩机的效率运行。

** 在低温 R-22 系统（低于 -10dF）中添加 3% 的 R-12 戊烷将为回油提供良好的载体。也可以使用在 -50 dF 的温度下与 R-22 混溶的新型合成油。