全球环境问题，如大气臭氧层的破坏及温室效冷剂的禁用和HCFC制冷剂的逐步淘汰，使得天然应，对压缩式制冷系统产生了深刻的影响。CFCs制工质越来越受到人们的重视。天然工质，如CO2、）男，博士，教授。基金项目：国家自然科学基金资助项目（59806010）。，制冷技术发八1些变化其中之1就是是利用Msh以冷凝凝低温级bookmark2 NH3等，对臭氧层不产生破坏，没有或基本没有温室效应问题，但是C2的高压和氨气的毒性却对制冷系统的设计和单元设备提出了新的要求。
本文研究了一种NH3/CO2复叠式低温制冷系统，其中高温部分采用NH3做工质，低温部分利用CO2为工质。通过对NH3/CO2复叠式循环的热力计算分析了该循环的运行参数和性能系数在中间温度和冷凝温度改变时的变化规律，为该复叠式制冷系统的优化设计和实际运行提供了理论基础。
1NH3/CO2复叠式低温制冷循环及系统CO2制冷剂CO2作为制冷工质的优点是：无毒，不可燃；价格便宜，来源丰富；蒸发潜热较大，单位容积制冷量相当大；运动粘度低，与普通润滑油相容；属于自然工质，环境友好。
CO2作为制冷工质的缺点是：系统的工作压力高，最高压力达10MPa甚至更高。
目前关于C2制冷剂作为单一制冷剂的研究主要集中于采用跨临界制冷循环的汽车空调系统、热泵系统等NH3制冷剂的热力学性能，与氟里昂相比，获得相同冷量的氨制冷系统可以采用较小尺寸的压缩机和换热器，功率消耗也较小；属于自然工质，环境友好。
NH3制冷剂的不足之处是：具有中等程度的毒性，可燃；与普通矿物基润滑油不相溶；蒸发器须采用满液式蒸发器，使得系统中NH3的充注量加；需要定期清除蒸发器表面的润滑油，操作维护不便，制冷系统的小型化困难；对铜具有腐蚀性，传热管采用钢管，传热性能差，需要较大的传热面积，机组的质量因此加。
因此，要扩大NH3制冷剂的应用范围，必须克服其不足之处，这方面的研究己经取得了一些进展，降低了低温级循环的工作压力，压缩后的CO2气体被普通的NH3制冷系统冷却及冷凝，即NH3制冷系统是该低温制冷系统的高温级。因此，NH3制冷系统也可以在远离公众的场所设置，安全问题可以完全解决。由于CO2无毒、不可燃、没有气味，且相对分子质量比空气的大，因此可以按照氢氟烃（简称NFC）制冷剂的规程处理。另外，CO2制冷剂的容积制冷量大约是NH3制冷剂的8倍，低温级制冷剂的容积流量大大降低，而且由于是利用CO2相变来制冷，因此换热性能改善，大大减小了所需换热器的面积，使得这种低温制冷系统具有很强的竞争力，系统的安装、操作和维护成本可以降低。
是NH3/CO2复叠式低温制冷系统的实际循环TS图。低温级制冷剂CO2从蒸发器出来进入压缩机前存在压力损失，导致压力降低，其过程为1 1r；进入压缩机后，制冷剂被压缩，温度和压力升高，其过程为1r 2r；制冷剂进入蒸发冷凝器被冷却、冷凝，其过程为2 3 4；然后通过节流阀，即过程4 5；最后进入蒸发器中蒸发，即过程5 1，从而达到制冷目的。
高温级NH3制冷剂与低温级的工作原理相同，不同点是高温级NH3制冷剂在蒸发冷凝器中蒸发，然后进入压缩机被压缩，在冷凝器中冷却、冷凝，进入节流阀节流降压，最后在蒸发冷凝器中蒸发对循环做功由两部分组成，即低温级C02压缩机功Ni和高温NH3压缩机功N2.由于高温级循环的制冷量来自低温级循环的冷凝热量，因此当低温级循环需要1kgCO2制冷工质时，高温级循环所需要的NH3制冷工质量应是CO2制冷剂的a倍，即―h4）（k/kg）qg为高温级循环的单位制冷量（h6R在复叠式制冷系统中，低温级CO2制冷剂的质量流量为级⑶2的单位制冷量（k/kg）。因此，高温级腿3制冷剂的质量流量为在复叠式制冷循环中，由CO2蒸发而产生的制冷量为整个系统的制冷量，因此复叠式制冷系统的性能系数2NH3/CO2复叠式制冷系统的热力学模拟为了计算性能系数，首先需对复叠式循环的状态点进行确定。根据己知制冷温度、环境温度和制冷量Qo并设定传热温差，即可确定低温级蒸发器的CO2蒸发温度和高温级NH3制冷剂的冷凝温度高温级的蒸发温度和低温级的冷凝温度，即蒸发冷凝器的平均或中间温度，是一个变动值。易知低温级的冷凝温度越低，则低温级的性能系数越大，而高温级的性能系数越小，因此存在一个中间温度，使整个系统的性能系数最大，此温度即为最佳中间温度。
在复叠式系统中，蒸发冷凝器中间温度的确定直接影响着系统的效率。关于中间温度的选取，一般来说可采取两种方法，即使制冷系统的性能系数最大或使两级压缩机的压比近似，以省功。本文按照性能系数最大的原则确定最佳中间温度。在计算过程中，还需要假设两个压缩机的等熵压缩效率和压力损失。
3计算结果及分析设计计算条件：制冷温度为238. 15IK环境温度为303.15IK制冷量为1.5kW.假设各换热设备的传热温差为5IK则低压级CO2的蒸发温度为233. 15IK高压级冷凝温度为308.15K.根据，对于全封闭压缩机，设等熵效率为0.75，压缩机机械效率为0.9.给出了系统性能系数随中间温度的变化，中间温度的变化范围是250.65~265.65K.可以看出，随中间温度Tm不同，系统的Cmi，也不同；当中间温度为257.65K时，系统的达最大值1.486.确定了最佳中间温度后，循环的各状态点即可确定，从而可以对系统的其他性能进行计算。计算所得最佳中间温度下循环各状态点的参数如表1所示。系统的值为1. 486，各主要设备的负荷如表2所示，表中Q为换热量，Qe为蒸发器换热量，Qc为冷凝器换热量，q为质量流量，Ne为压缩机输入轴表1循环各状态点的参数用数学表达式可表示为表2各主要设备的负荷Qe/kWQ/kWq/g°s―1N（/功率。
另外，虽然存在最佳的中间温度使得Ccop最大，但是在最佳中间温度的K范围内，Ccop降低很中间腽从少，这为NH3/CO2两级低温制冷系统的设计与运行操作加了弹性。
当复叠式制冷循环高温级冷凝温度改变时，循环的Ccop也要随之变化如所示。可以看出：在同一冷凝温度下，制冷系统的Ccop随中间温度的改变而有所变化；在不同的冷凝温度下，系统Ccop的最大值也不同，如当冷凝温度为298.15K时，循环的可达1.75，而当冷凝温度为33. 15K时，循环的Ccop给出了不同冷凝温度下最大所对应的最佳中间温度的变化。从图中可以看出，最佳中间温度随冷凝温度的升高而升高，且基本上呈线性关系：当冷凝温度从298.15K升高到323.15K时，最佳4结论低温制冷系统存在一个最佳中间温度，使系统的性能系数最大，且在最佳中间温度的±5K范围内性能系数降低很少，因此为NH3/CO2两级低温制冷系统的设计与运行操作加了弹性。
当高温级冷凝温度改变时，系统的性能系数也要随之变化；在不同的冷凝温度下，性能系数的最大值不同，最佳中间温度也不同；冷凝温度越高，系统达到最大性能系数时的最佳中间温度就越高。
(完)
