膨胀机与喷射器跨临界二氧化碳循环比较研究

郭兴龙，宋新南，胡自成

（江苏大学能源与动力工程学院，镇江 212013）

[摘 要] 减少跨临界二氧化碳热泵循环高压截流损失的方案主要有膨胀机和喷射器两种。建立了跨临界

二氧化碳节流阀循环模型、膨胀机循环模型和喷射器循环模型。研究了在典型的家用热泵热水器工况下采

用不同循环时，气体冷却器工质进出口温度对循环性能和高压侧压力的影响。研究结果表明，气体冷却器

工质出口温度低于 40℃时，膨胀机循环效率高于喷射器循环；气体冷却器工质出口温度高于 40℃时，膨

胀机循环效率低于喷射器循环；膨胀机循环与截流阀循环的高压侧压力相同，低于喷射器循环。

[关键词] 跨临界二氧化碳循环；膨胀机；喷射器 Comparative Study on the Transcritical Carbon Dioxide Cycle with Expander and Ejector

GUO Xing-long*, SONG Xin-nan, HU Zi-cheng

(School of Energy and Power Engineering, Jiangsu University, Zhenjiang 212013, China);

[Abstract] The methods to decrease the high pressure throttling loss in transcritical carbon dioxide heat pump cycle include expander and ejector. The transcritical carbon dioxide cycle models with a throttling valve, with an expander and with an ejector were developed. The effect of gas cooler outlet temperature and inlet temperature of the carbon dioxide on the cycle performance and discharge pressure was investigated. The calculation result shows that when the gas cooler outlet temperature of the carbon dioxide is below 40℃, the performance of expander cycle is higher than that of the ejector cycle; when the gas cooler outlet temperature of the carbon dioxide is above 40℃, the performance of expander cycle is lower than that of the ejector cycle; the discharge pressures of the expander and throttling valve are same, and are lower than that of the ejector cycle. [Keywords] Transcritical carbon dioxide cycle; Expander; Ejector

*郭兴龙（1981-），男，博士，讲师，主要研究方向：制冷与低温系统优化设计，通讯地址：江苏大学能源与动力工程学

院，邮编：212013。Email：guoxl@ujs.edu.cn。 基金项目：江苏大学高级专业人才科研启动基金（11JDG042）。 本论文优选自中国制冷学会 2011 年学术年会论文。

0 引言

天然制冷剂二氧化碳以其不燃、无毒、零臭氧

破坏指数(ODP)和微弱的温室效应指数(GWP)，在

氟利昂制冷剂的替代方面显示出巨大的潜力，特别

是在热泵热水器领域，CO2 显示出独特的优势，近

年来成为研究的热点之一。相比于传统制冷剂，跨

临界 CO2 系统运行压力高，节流前后压差高达约

7MPa，节流损失大，减少节流损失是提高 CO2 系

统的关键[1~2]。目前提出的解决方案主要有膨胀机[3~4]和喷射器[5~8]两种。国内外学者对带喷射器和膨

胀机的 CO2跨临界循环进行了热力学分析、系统模

拟与实验等方面研究。日本 Denso 公司成功实现了

带喷射器的 CO2 热泵热水器的商业化。已有的膨胀

机循环与喷射器循环研究主要在集中在空调工况，

对于喷射器循环与膨胀机循环在热水器工况下的

对比分析鲜有报道。

1 循环流程描述

基本 CO2跨临界节流阀循环流程如图 1 实线所

示，从压缩机出来的高压气流先后经过气体冷却器

内与热水的换热过程 1-2，等焓节流过程 2-3，蒸发

器内与空气的换热过程 3-4，压缩过程 4-1 完成整个

循环。图 2 实线 1-2-3-4-1 循环过程表示了基本跨临

界节流阀循环热力过程，各状态点与图 1 的各状态

点相对应。 膨胀机代替节流阀可以回收节流膨胀功，从而

减少压缩机的输入功，提高系统性能系数。CO2 跨

临界膨胀机循环流程如图 1 虚线部分所示。图 2 的

虚线 1-2-3t-4-1 循环过程表示了膨胀机跨临界循环

热力过程，各状态点与图 1 的各状态点相对应。 喷射器将工作流的膨胀能转化为动能，再将动

能转为为制冷剂的压力势能。喷射器回收了一部分

膨胀过程动能，提高了压缩机入口压力，节省了压

第32卷第2期 2012年6月

制 冷 技 术 Chinese Journal of Refrigeration Technology

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缩机输入功，提高了系统性能。CO2 跨临界喷射器

循环流程如图 3 所示。超临界 CO2 经过气体冷却器

冷却后流入主喷嘴变为低压高速流体，从而吸收蒸

发器中的低压冷媒蒸汽流入引射喷嘴。然后工作流

和引射流在混合段混合，再经扩压段变为低速高压

流体排出。图 4 的 1-2-5-6-3-4-1 循环过程表示了工

作流热力循环过程，10-7-6-3-8-9-10 循环过程表示

了引射流热力循环过程，各状态点与图 3 的各状态

点相对应。

图 1 节流阀循环和膨胀机循环的流程图

图 2 节流阀循环和膨胀机循环的 P-h 图

图 3 喷射器循环的系统流程图

图 4 喷射器循环的 P-h 图

2 热力学模型

为简化计算模型，对三种跨临界 CO2循环作以

下假设： 1）忽略气体冷却器、蒸发器及连接管路中的

压降； 2）忽略喷射器进、出口动能； 3）压缩机等熵效率c、膨胀机等熵效率t、工

作流喷嘴效率mb，引射流的喷嘴效率sb、扩压段

效率d 为定值。

三种循环的系统性能指数 COP 可由下式计算，

netwq /COP gc (1)

21gc hhq (2)

式中： qgc ——三种循环气体冷却器换热量，W； wnet ——循环系统输入功，W。 节流阀循环系统输入功可由下式计算，

c41s41net /hhhhw (3)

式中： h1s ——等熵压缩过程压缩机出口比焓，J/kg。 膨胀机循环系统输入功可由下式计算，

tcnet www (4)

c41s41c /hhhhw (5)

3s2t3t2t hhhhw (6)

式中： wc ——压缩机输入功，W； wt ——膨胀机回收功，J/kg； h3s ——等熵膨胀过程膨胀机出口比焓，J/kg。 喷射器循环系统输入功可由下式计算，

c41s41net /hhhhw (7)

设喷射器中工作流的质量流量为 1，引射流的

质量流量为 w，喷射器中的热力过程可由式(8)~(15)描述，式中各下角标的含义参见图 4。

压缩机 气体冷却器

蒸发器

喷射器 气液分离器

节流阀

1

2

3

4

8

9 10

5

7 6

压缩机

气体冷却器

蒸发器

膨胀机

节流阀

1

3

4

3t

2 100 200 300 400 500 6002

5

10

15

h[kJ/kg]

P (

MPa

)

0℃ 20℃ 90℃

6 7

1 2

3 4

5

8

9 10

100 200 300 400 500 6002

5

10

15

h[kJ/kg]

P (

MPa

)

0℃ 20℃ 90℃

1 2

3 4 3t

比焓 h /(kJ/kg)

压力

P/M

Pa

压力

P/M

Pa

比焓 h /(kJ/kg)

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对于喷射器工作流喷嘴段： shhhh 5252mb (8)

21525 2 hhu (9)

对于喷射器引射流喷嘴段： shhhh 710710sb (10)

217107 2 hhu (11)

对喷射器混合段： 675 1 uwuwu (12)

21 266102 uhwhwh (13)

对喷射器扩压段： 6767d / hhhh s (14)

7102 1 hwhwh (15)

式(8)~(15)中： ui ——i 位置工质速度，m/s； h5s ——等熵膨胀工作流喷嘴出口比焓，J/kg； h7s ——等熵膨胀引射流喷嘴出口比焓，J/kg。

3 结果与讨论

3.1 系统稳定运行条件 基于以上理论模型，对典型的热水器工况设计

工况进行分析。运行工况如下：气体冷却器工质进

口温度 Tgc,i=90℃；工质出口温度 Tgc,o=20℃；蒸发

温度 Te = 0℃；压缩机进口蒸汽过热度 Tsh= 5℃；蒸

发压力与喷射器喷嘴段出口压力差 Pe－Pb = 0.03 MPa；c = 0.75；t = 0.6；mb =sb =0.9；d = 0.8 [8-9]。

3.2 系统 COP 分析 当制取不同温度的热水时，气体冷却器需要不

同进口温度的超临界 CO2。图 5 为气体冷却器工质

出口温度为 20℃时，系统 COP 随工质进口温度的

变化，随着工质进口温度的升高，系统 COP 均降

低。相同工质进口温度下，膨胀机循环效率 高，

喷射器循环次之，节流阀循环 低。

图 5 COP 随气体冷却器 CO2 进口温度的变化，Tgc,o=20℃

当进入气体冷却器的冷水温度不同时，气体冷

却器内超临界 CO2 工质的出口温度不同。图 6 为气

体冷却器工质进口温度为 90℃时，系统 COP 随着工

质出口温度的变化，随着工质出口温度的降低，三

种循环的系统COP均降低。工质出口温度低于 40℃时，膨胀机效率 高，喷射器循环次之，节流阀循

环 低。当工质出口温度高于 40℃，膨胀机循环和

节流阀循环 COP 迅速降低，膨胀机循环 COP 会低

于喷射器循环。这是由于在(40~60)℃范围内，同一

压力下 CO2的比焓随温度的升高迅速升高，压力越

低时这种比焓随温度升高而迅速升高效应越明显，

如图 7 所示。当工质出口温度高于 40℃时，节流阀

循环和膨胀机循环高压侧压力均低于 10MPa，喷射

器循环高压侧压力高于节流阀循环和喷射器循环。

所以膨胀机循环和节流阀循环 COP 迅速降低，而

喷射器循环 COP 降低不明显。 终导致喷射器循

环 COP 高于膨胀机循环和节流阀循环。

图 6 COP 随气体冷却器 CO2 出口温度的变化，Tgc,i=90℃

图 7 CO2比焓随温度的变化

3.3 系统运行高压分析

跨临界 CO2的一个特点是运行压力高，特别是

高压侧压力，会对系统安全造成以一定影响。图 8

第32卷第2期 2012年6月 郭兴龙 等：膨胀机与喷射器跨临界二氧化碳循环比较研究

Vol.32, No.2 Jun. 2012

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显示了气体冷却器工质出口温度为 20℃时，高压侧

压力随工质入口温度的变化。高压侧压力随着气体

冷却器工质入口温度的升高而升高。节流阀循环和

膨胀机循环高压侧压力相同，低于喷射器循环。喷

射器循环因为提高了压缩机进口压力，所以高压侧

压力也会相应提高一些。 图 9 显示了气体冷却器工质入口温度为 90℃

时，高压侧压力随工质出口温度的变化。节流阀循

环与膨胀机循环的高压侧压力相同，随工质出口温

度变化保持恒定。喷射器循环的高压侧压力高于节

流阀循环和膨胀机循环，这是由于喷射器提高了压

缩机的入口压力，所以压缩机出口压力也会相应提

高。喷射器循环中，随着工质出口温度的提高，高

压侧压力逐渐升高，工质出口温度越高时，喷射器

出口压力越高，压缩机进口压力越高，所以压缩机

出口压力也越高。

图 8 高压压力随气体冷却器 CO2进口温度变化，Tgc,o=20℃

图 9 高压压力随气体冷却器 CO2出口温度变化， Tgc,i=90℃

4 结论

膨胀机和喷射器是提高跨临界 CO2 热泵循环

COP 的两种重要方法。本文建立了跨临界二氧化碳

热泵热水器节流阀循环、膨胀机循环和喷射器循环

模型，对典型的热水器工况进行了分析。通过结果

分析，初步得出以下结论： (1) 系统 COP 随气体冷器工质进口温度的升高

而降低，膨胀机、喷射器和节流阀 COP 依次降低； (2) 系统 COP 随着气体冷却器工质出口温度的

升高而降低，冷却器出口温度低于 40℃时，膨胀机

循环，喷射器循环和节流阀循环 COP 依次降低；

在温度高于 40℃时，喷射器循环效率会高于膨胀机

效率； (3) 随工质入口温度的上升，高压侧压力上升，

节流阀和膨胀机循环压力相同，均低于喷射器循

环； (4) 随工质出口温度的上升，节流阀和膨胀机循

环压力相同且保持恒定，喷射器循环压力上升。

参考文献 [1] Tian H, Yang Z, Li M, et al. Research and application of

CO2 refrigeration and heat pump cycle[J]. Science in China Series E, 2009, 52(6): 1563-1575.

[2] Fernandez N, Hwang Y, Radermacher R. Comparison of CO2 heat pump water heater performance with baseline cycle and two high cop cycles[J]. International Journal of Refrigeration, 2010, 33: 635-644.

[3] Robinson D M, Groll E A. Efficiencies of transcritical CO2 cycles with and without an expansion turbine[J]. International Journal of Refrigeration, 1998, 21(7): 577- 589.

[4] Tian H, Ma Y T, Li M, et al. Study on expansion power recovery in CO2 trans-critical cycle[J]. Energy Conversion and Management, 2010, 51: 2516-2522.

[5] Li D, Groll E A. Transcritical CO2 refrigeration cycle with ejector-expansion device[J]. International Journal of Refrigeration, 2005, 28: 766-773.

[6] Sarkar J. Optimization of ejector-expansion transcritical CO2 heat pump cycle[J]. Energy, 2008, 33: 1399-1406.

[7] 徐肖肖, 陈光明, 唐黎明, 等. 带喷射器的跨临界CO2

热泵热水器系统的实验研究[J]. 西安交通大学学报, 2009, 43(11): 51-55.

[8] 李涛, 孙明, 李强, 等. 利用喷射器提高跨临界CO2系

统性能[J]. 西安交通大学学报, 2006, 40(5): 553-557. [9] 陈东, 谢继红. 热泵热水装置[M]. 北京：化学工业出

版社, 2009: 169-177.

“2012 上海制冷节”期待您的关注！

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应用冷却塔免费供冷技术的特性分析

徐欣1，杨木和 2

（1-上海核工程研究设计院，上海 200233；2-同济大学建筑设计研究院（集团）有限公司，上海 200092）

[摘 要] 对于单层面积大、内区房间多、冷负荷比较大的建筑，采用冷却塔免费供冷，既环保，又节能。

本文以上海某集办公、酒店与商业为一体的玻璃幕墙建筑为研究对象，简要介绍了冷却塔免费供冷的原理

与形式，通过对冷却塔免费供冷的分析与计算，确定了冷却塔过渡季节的供冷温度，并从空调机组送风温

度、过渡季节冷负荷与夏季设计冷负荷之比、冷却塔供回水温差三个方面出发，研究其对冷却塔供水温度

的影响，得出了一些有益的结论。 [关键词] 冷却塔免费供冷；玻璃幕墙；过渡季节

Analysis of Free Cooling Technology by Using Cooling Tower

XU Xin*1, YANG Mu-he2 （1-Shanghai Nuclear Engineering Research & Design Institute, Shanghai 200233, China;

2-Tongji Architectural Design(Group) Co., Ltd., Shanghai 200092, China)

[Abstract] For the building with large single-floor area, many inner-rooms and high cooling-load, free cooling technology by using cooling tower is environment-protective and energy-saving. Based on a glass curtain wall building with offices, hotels and commercial rooms, the theory and form of free cooling system are introduced, and the supply cooling water temperature during transition season is determined by analysis and calculation. Three factors, including supply air temperature of air handling unit, ratio of cooling load of transition season to that of summer, and temperature difference of cooling tower supply and return water, which influence the cooling tower supply water temperature are studied. Some useful conclusions are obtained in this paper. [Keywords] Free cooling technology by using cooling tower; Glass curtain wall; Transition season

*徐欣(1971- )，女，高级工程师。主要从事核电和民用项目暖通空调系统设计。联系地址：上海市虹漕路 29 号上海核工程

研究设计院，邮编：200233。联系电话：021-61862278。Email：xuxin@snerdi.com.cn。

0 引言

冷却塔供冷，也叫免费供冷（free cooling），

是指在常规空调水系统基础上增设部分管路和设

备，当室外气象参数达到某些特定值，特别是室外

湿球温度低到某个值以下时，关闭制冷机组，将流

经冷却塔的循环冷却水直接或间接地向空调系统

供冷，提供建筑物所需要的冷负荷。

1 冷却塔免费供冷的原理与形式

1.1 冷却塔免费供冷的原理 对于一种结构已确定的冷却塔而言，它的出口

水温是由建筑冷负荷及室外湿球温度决定的，可能

达到的最低温度为当时室外空气的湿球温度。当建

筑冷负荷不断下降，湿负荷不断减少，适当提高冷

水供水温度，减少其除湿能力，完全能满足空调系

统舒适性的要求。若此时，冷却水出口水温与空调

末端所需冷水进口水温相吻合，就为冷却塔供冷的

应用提供了可能的条件。

1.2 冷却塔免费供冷的形式

冷却塔供冷按冷却水是否直接进入空调末端

设备来划分可分为：冷却塔直接供冷系统和冷却塔

间接供冷系统。

1.2.1 冷却塔直接供冷系统

冷却塔直接供冷系统是一种通过旁通管道将

冷水环路和冷却水环路连在一起的系统（如图 1）。在夏季，系统在常规空调水系统条件下工作，在过

渡季和冬季，当室外湿球温度下降到某个值时，就

可以通过阀门打开旁通管道，同时关闭制冷机，转

入冷却塔供冷模式。

图 1 冷却塔直接供冷系统图

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由于开式冷却塔中的水流与室外空气接触换

热，易被污染，从而造成系统中管路腐蚀、结垢和

阻塞。在冷却塔出水管路和集水箱之间设置水处理

装置，可以保证水系统的清洁。

1.2.2 冷却塔间接供冷系统 在冷却塔间接供冷系统（如图 2）中，冷却水

环路和冷水环路是相互独立、不直接接触的。在过

渡季和冬季，这二个环路之间的能量传递依靠板式

换热器来进行。图中实线即为系统在冷却塔供冷状

态运行时的流程示意。这种方式的特点是冷水不受

冷却水的污染，但与冷却塔直接供冷相比，存在中

间换热损失，效率有所降低。

图 2 冷却塔间接供冷系统图

2 冷却塔免费供冷的分析与计算

从节能及工程可行性的角度考虑，本文采用如

图 2 所示的冷却塔间接供冷作为上海某大厦冷却塔

免费供冷的系统形式。该大厦是一座集办公、酒店

与商业为一体的综合型建筑。建筑为钢结构形式，

外围护结构采用双层玻璃幕墙形式，幕墙所占外墙

比例达到 60%。 由于该建筑体量大，内区房间多，即使在冬季，

也需要向内区供冷。对于该类内区散热冷负荷较大

的建筑，当采用冷水机组时，选用闭式冷却塔不仅

环保，而且具有节能优势，即在负荷率较低的过渡

季节或冬季，冷水机组可以停止运行，直接用闭式

冷却塔为空调系统末端提供冷量。此时，由于室外

环境湿球温度较低，冷却塔可以将冷却水冷却到

15℃以下，能够直接为空调末端提供廉价冷量，从

而大大减少了系统耗能。

2.1 闭式冷却塔设计条件

空调冷水供水温度范围为（7~16）℃，供回水

温差 5℃，水质无污染；主机冷凝器入口冷却水温

度不高于 32℃，冷凝器出口与入口水温温差为 5℃。

选用闭式冷却塔，夏季为主机提供冷却水，过渡季

当室外湿球温度降低到一定程度时转换为仅由闭

式冷却塔为空调系统提供冷量。在空气与水接触的

时间无限长、冷却塔尺寸无限大的理想情况下，冷

却塔出口水温可以降到空气湿球温度，但实际上这

是不可能的。冷却塔出口冷却水设计温度一般比空

气湿球温度高（3~5）℃。因此，在冷却塔尺寸及

冷负荷一定的条件下，冷却塔出口水温是由空气湿

球温度决定的。如果空气湿球温度为 10℃，则冷却

塔出口水温就可以降到 14℃左右，制冷机就可以停

止运行，将从冷却塔出来的冷却水作为空调冷水直

接输送到空调房间去消除室内冷负荷。

2.2 夏季表冷器对数平均温差的确定

夏季设计工况的设定：夏季由冷水机组供冷，

冷水供水/回水温度为 7℃/12℃，室内设计干球温度

为 25℃，相对湿度为 55%，送风温度为 17℃。 根据以上假定，计算夏季设计工况时空调机组

表冷器中送风温度与冷水供水、回水温度的对数平

均温差：

ho

gn

hogn

tt

tt

ttttt

ln

)()( (1)

式中：

Δt ——空调机组送风温度与冷水供水、回水温

度的对数平均温差，℃； tn ——室内设计温度，℃； to ——送风温度，℃； tg ——冷水供水温度，℃； th ——冷水回水温度，℃。 将相应数值代入（1）式，得到 Δt=10.15℃。

2.3 过渡季节冷却塔供水温度的确定

该建筑过渡季节冷负荷约为夏季设计冷负荷

的 50%，室内设计温度仍为 25℃，根据夏季设计工

况，可得： Δt’=5.07℃ (2)

tn’ to’=4℃ (3) 式中：

Δt’ ——过渡季节空调机组送风温度与冷水供

水、回水温度的对数平均温差，℃；

tn’ ——过渡季节室内设计温度，℃；

to’ ——过渡季节送风温度，℃；

假定：

th’ tg’=2℃ (4) 式中：

tg’——过渡季节冷水供水温度，℃；

th’——过渡季节冷水回水温度，℃。

由(1)式，可得：

tg’=15.4℃。

计算结果表明：当夏季设计工况室内温度与空

调机组送风温度之差为8℃时，由于该建筑过渡季

节冷负荷约为夏季设计冷负荷的50%，所以过渡季

节设计工况送风温度与室内温度之差为4℃。此时，

过渡季节空调机组送风温度与冷水供、回水温度的

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对数平均温差为5.07℃。假设来自闭式冷却塔的冷

水进出口温差为2℃，计算得出冷却塔供水温度不

得高于15.4℃。

3 冷却塔供水温度影响因数的分析

3.1 空调机组送风温度对冷水供水温度的影响

在过渡季节，该建筑过渡季节冷负荷约为夏季

设计冷负荷的50%，空调机组送风温度与冷水供水、

回水温度的对数平均温差为5.07℃；室内设计温度

为25℃，冷却塔的冷水进出口温差为2℃，改变过

渡季节的送风温度，计算其对冷水供水温度的影

响，结果见图3。

16.3816.36

16.33 16.33 16.32

16.2

16.3

16.4

16.5

15 16 17 18 19

送风温度/℃

冷却

塔供

水温

度 /℃

图3 过渡季节空调机组送风温度对冷却塔供水温度的影响

3.2 过渡季节冷负荷与夏季设计冷负荷之比对冷却

塔供水温度的影响

为了比较过渡季节冷负荷与夏季设计冷负荷

之比对冷却塔供水温度的影响，空调机组送风温度

与冷水供水、回水温度的对数平均温差为5.07℃；

室内设计温度为25℃，冷却塔的冷水进出口温差为

2℃，过渡季节的送风温度为17℃，改变过渡季节

冷负荷占夏季设计冷负荷的比例，计算其对冷水供

水温度的影响，结果见图4。

12.43

13.89

15.39

16.79

18.24

12

13

14

15

16

17

18

19

0.3 0.4 0.5 0.6 0.7过渡季节冷负荷与夏季设计冷负荷之比/%

冷却

塔供水

温度

/℃

图4 过渡季节冷负荷与夏季设计冷负荷之比对冷却塔供水

温度的影响

3.3 供回水温差对冷却塔供水温度的影响

在过渡季节，该建筑过渡季节冷负荷约为夏季

设计冷负荷的50%，为了计算冷却塔供、回水温差

对供水温度的影响，空调机组送风温度与冷水供

水、回水温度的对数平均温差为5.07℃；室内设计

温度为25℃，过渡季节的送风温度为17℃，改变过

渡季节冷却塔供水、回水温差，计算其对冷水供水

温度的影响，结果见图5。

13.91

13.54

13.16

15.6815.39

15.12

14.6414.28

13

14

15

16

1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5

冷却塔供、回水温差/℃

冷却塔

供水

温度

/℃

图5 冷却塔供回水温差对冷却塔供水温度的影响

4 结论

（1）在过渡季节冷负荷约为夏季设计冷负荷

的50%，室内设计温度为25℃，冷水进出口温差为

2℃的条件下，冷水供水温度不得高于15.4℃。 （2）空调机组的送风温度对冷却塔供水温度

的影响很小，冷却塔供水温度主要受过渡季节冷负

荷与夏季设计冷负荷之比，以及冷却塔供水、回水

温差的影响。 （3）用户侧供水、回水温差对冷水流量有直

接影响，建议供水、回水温差3℃为宜，此时可以

节省水泵能耗，又可最大限度地利用冷却塔免费制

冷。 （4）冷却塔供冷技术在我国发展很快。在我

国的大部分地区，特别是在室外干湿球温差比较

大、空气比较干燥的地区，在过渡季节采用冷却塔

供冷技术不但可以满足空调舒适度的要求，还可以

减少冷水机组的运行时间和降低供冷费用，具有明

显的经济效益。因此，在能源供应日益紧张的情况

下，研究利用冷却塔免费供冷技术，对我国社会和

经济的可持续发展，具有一定的实际意义。

参考文献

[1] 马最良,孙宇辉. 冷却塔供冷技术的原理及分析[J]. 暖通空调, 1998, 28(6): 27-30.

[2] 马最良,孙宇辉. 冷却塔供冷技术在我国应用的模拟与

预测分析[J]. 暖通空调, 2000, 30(2): 5-8. [3] 马最良,孙宇辉. 冷却塔供冷系统运行能耗影响因数的

研究与分析[J]. 暖通空调, 2000, 30(6): 20-22. [4] 朱冬升,涂爱民. 闭式冷却塔直接供冷及其经济性分析

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第32卷第2期 2012年6月 徐欣 等：应用冷却塔免费供冷技术的特性分析

Vol.32, No.2 Jun. 2012

·59·

双毛细管在商用 R290 陈列柜上的应用

魏华锋

（海信容声（广东）冷柜有限公司，佛山顺德 528303）

[摘 要] 目前陈列柜普遍采用单根毛细管作为节流装置，在性能方面不能达到很好的效果，造成冷却速

度较慢。本文提出采用两根毛细管并联后作为节流装置，通过双毛细管的两条制冷剂的通道并检测双毛细

管节流作为节流装置提高了陈列柜的制冷性能。另外，本文还对双毛细管并联节流装置在陈列柜上的实用

性进行了验证。结果表明：采用并联的节流装置后，蒸发器的换热效率明显提高；采用两根毛细管并联节

流后，形成的两个制冷剂通道互不干涉，解决了因毛细管堵塞造成的陈列柜不制冷的问题，从而节约了售

后维修的成本。 [关键字] 毛细管；并联节流；陈列柜；冷却速度

Application of Dual Capillary Tubes in Commercial Display Cabinet with R290

WEI Hua-feng* (Hisense Ronshen (Guangdong) Freezer Co. Ltd., Shunde 528303, China)

[Abstract] The traditional throttling device of cabinet is single capillary tube, and the system can not achieve good performance, resulting in a slow cool-down rate. The present study expermentaly explores the parallel double capillary tube as throttling device and checks the total refrigeration performance of the cabinet system. In addition, this work verifies the feasibility and practicability of parallel double capillary tube used in the cabinet. The results show that as the parallel doubel capillary tube applied in refrigerating system, the heat exchange efficiency of evaporator imporved obviously, and two refrigerant channels could work individually, which can avoid the problem of refrigerate stopping caused by capillary tube blockage, thus saves the cost of customer service repair. [Keywords] Capillary; Parallel throttling; Display cabinets; Cooling speed

*魏华锋（1985-），男，制冷设计工程师，工学士，主要从事陈列柜的制冷系统设计，广东省佛山市顺德区容桂容里文丰北

路 46 号，528303，海信容声（广东）冷柜有限公司，技术开发部，0757-28361028（传真），Email：weihuafeng@hisense.com。

0 引言

毛细管是陈列柜制冷系统中的四大件之一。其

功能是将从冷凝器处理的高压液态制冷剂通过节

流膨胀使其成为低压的液态制冷剂，进入蒸发器蒸

发吸热，降低柜内温度。目前陈列柜一般采用单根

毛细管作为节流装置，在压缩机有开停的工况下，

系统处于非稳态传热，受冷凝压力和蒸发压力变化

的影响，单根毛细管节流的流量也相应变化，造成

陈列柜制冷速度慢。另外陈列柜使用单根毛细管节

流，在出现毛细管被堵塞后，陈列柜就会出现不制

冷或制冷不足的情况，影响用户使用，给用户带来

损失。采用多根毛细管并联作为节流机构，即便单

根毛细管被堵塞后，其他毛细管依然可以正常使

用，从而实现了单根毛细管节流被堵塞后不能制冷

的问题，大大降低了维修费用。

本实验采用双毛细管并联作为节流装置，研究

双毛细管并联节流在陈列柜上的制冷性能，并验证

了双毛细管并联节流提高了陈列柜的可靠性。

1 实验原理与实验装置

1.1 双毛细管系统 所示陈列柜的双毛细管制冷系统如图 1，依次

为连接形成回路的压缩机、冷凝器、干燥过滤器、

节流装置和蒸发器，由两根毛细管并联作为节流装

置，两根毛细管的长度、内径及其他的结构尺寸相

同，流量等参数也一致。当已知毛细管的长度和管

径等结构参数及进口前制冷剂状态参数时，制冷剂

的质量流量及出口压力随蒸发压力变化而变化，当

蒸发压力大于某一数值时，出口压力等于蒸发压力

时，质量流量随蒸发压力的下降而增大，当蒸发压

力小于某一数值时，出口压力大于蒸发压力，质量

流量不随蒸发压力的变化而变化。

第32卷第2期 2012年6月

制 冷 技 术 Chinese Journal of Refrigeration Technology

Vol.32, No.2 Jun. 2012

·60·

图 1 双毛细制冷系统

1.2 毛细管的选取 并联的毛细管形成毛细管集，毛细管集的一端

与干燥过滤器连接，另一端与蒸发器连接，毛细管

和干燥过滤器、蒸发器之间通过过渡管连接，毛细

管集与回气管采用钎焊处理，如图 2 所示，11 是过

渡管，10 是双毛细管并联。实验采用的毛细管有 A、

B、C 三种如下表 1。

表 1 毛细管参数

毛细管阻力值/MPa 长度/mm 内径/mm 根数

0.3 3000 1.0 1 0.14 3000 1.24 1 0.14 3000 1.0 2

图 2 节流装置结构图

1.3 实验系统 本实验测试用制冷剂是 R290，R290 是一种绿

色环保高效的制冷剂。

实验室的测试工位配置 30 个铜-康铜热电偶，

实验环境温度为 32℃±0.4℃（干球温度）、湿度

65%±5%，实验测试使用负载采用 330ml 的可乐，

要求柜内所有可乐的温度在 32℃±1.1℃。陈列柜摆

放 6 层可乐，每一层有 8 个测温点，测温点布置图

如图 3，共需布置 48 个测温点。 实验室内的温度、湿度等数据的采集由计算机

控制和收集，实验样机采用科龙牌的 R290 制冷剂

760L 的商用陈列柜。试验分别采用不同方案均在同

一台陈列柜上进行测试，避免不同陈列柜上的差

异，同时为消除更换方案时系统内残留制冷剂的影

响，每次更换方案是，须用高纯氮气吹洗制冷件 30分钟以上，为了满足不超过 150 g 的安全要求，进

过多次匹配试验，最终确定 135 g R290 制冷剂。

试验要求柜内恒温到所有的温度点的平均温

度在 32℃±1.1℃，记录柜内最热温度点从 32℃到达

6.6℃的运行时间，该时间为冷速时间。

图 3 测温点布置图

实验一采用单根 0.3 MPa 毛细管作为节流装

置，验证大阻力值单根毛细管对陈列柜全载冷速的

影响，研究对蒸发温度和冷凝温度的影响。 实验二采用和双 0.3 MPa 毛细管并联同阻力值

单根 0.14 MPa 毛细管，验证双毛细管并联节流优于

单根毛细管作为节流装置。 实验三采用双 0.3 MPa 毛细管并联作为节流装

置如图 2，验证双毛细管并联节流对陈列柜全载冷

速的影响，验证双毛细管并联节流优于单根毛细管

作为节流装置。 实验四在试验三的方案上模拟堵塞一根 0.3

MPa 毛细管，验证双毛细管并联节流对陈列柜的可

靠性。

2 实验结果与分析

2.1 试验结果 表 2 所示，曲线 1 代表两根 0.3MPa 的毛细管

并联节流的冷速时间记录，冷速时间是 16h,曲线 2代表单根 0.14MPa 的毛细管节流的冷速时间记录,冷速时间 18.5h，曲线 3 代表 0.3MPa 的毛细管节流

的冷速时间记录，冷速时间是 21h。 试验证明采用两根 0.3MPa 的毛细管并联作为

节流的样机，在单根毛细管被堵塞后，另一根毛细

管独立循环工作，依然可以正常制冷，储藏温度满

足要求。

表 2 温度参数

毛细管类别 排气

温度

回气 温度

冷凝 温度

蒸发

温度

冷速

时间

1.0×3000mm×2 74℃ 23.5℃ 40℃ -8.5℃ 16h 1.24×3000mm×1 76℃ 24℃ 41.5℃ -9.5℃ 18.5h1.0×3000mm×1 79℃ 26℃ 44℃ -12℃ 21h

2.2 试验分析 从图 4 所示的实验数据曲线图可以看出，采用

（下转第 65 页）

1 2

2

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立式制冷陈列柜设计方法分析

王佳男，谷波

（上海交通大学机械与动力工程学院，上海 200240）

[摘 要] 为了精肉或鲜鱼的保鲜对立式制冷陈列柜进行设计。由于该陈列柜的柜口敞开，虽然有风幕形

成的屏障，但外界热空气的侵入仍引起许多额外的负荷。在考虑外界热空气引起的额外负荷基础上，进行

热负荷计算。在陈列柜的热负荷计算部分可以看出，风幕负荷成为主要的负荷，占总负荷的大部分。根据

计算所得的热负荷对设备进行选型计算，并选出适用的设备型号；对蒸发器进行了设计计算，并考虑了蒸

发器的结霜问题。这样就能将符合要求的陈列柜设计成形。

[关键词] 保鲜；制冷负荷；制冷系统；风幕；结霜

Analysis of Design Method of Vertical Refrigerated Display Cabinet

WANG Jia-nan*, GU Bo (School of Mechanical and Power Engineering, Shanghai Jiao Tong University, Shanghai, 200240)

[Abstract] The vertical refrigerated display cabinet is designed to store fresh meat or fish. For the door of the display case is open, the air curtain can form protective screen, but the air intruding into the cabinet still causes a lot of extra load. The refrigeration load is calculated by considering the extra load. From the calculation of the refrigeration load, it can be seen that the load of the air curtain is the primary part. The equipment can be calculated and chosen based on the load, and the evaporator is designed and the frosting is also taken into account. So, the design of the vertical display case meeting the requirement is finished. [Keywords] Freshing; Refrigeration load; Refrigeration system; Air curtain; Frosting

*王佳男（1983-），女，在读工程硕士研究生。研究方向：制冷。联系地址：上海市淞发路 885 号。电话：13801895171。邮

箱：wjn1983@hotmail.com。

0 引言

陈列柜是食品冷藏链中的最后一个环节，它直

接和消费者（顾客）打交道。根据柜门的结构不同，

陈列柜可分为封闭式和敞开式两种。敞开式陈列柜

的取货部分敞开，顾客可自由地选取食品，由风幕

将食品与外界隔开。敞开式陈列柜不仅能冷藏各种

食品，而且有其良好的展示效果以及方便顾客购物

的特点[1]，然而制冷陈列柜属于高耗能产品，其耗

电量达到整个超市耗电量的 70%左右。因此，控制

制冷陈列柜耗电量对节能工作具有重要意义。

由于国外技术的大量引进和国内市场的需求

增加，极大地促进了食品陈列柜行业的发展，我国

在此行业的发展水平与国际先进水平的差距大大

缩短。但由于受各种客观条件的限制，我国陈列柜

技术整体水平与发达国家相比仍有着一定的差距，

主要是凭经验或照搬国外生产厂家的尺寸。本文通

过对陈列柜的计算分析，为节能减排提供了参考的

依据。

1 陈列柜热负荷计算

1.1 所设计陈列柜的初步概况 陈列柜为中温柜，立式敞开式陈列柜，放置精

肉或是鲜鱼。 陈列柜有两层风幕。内层为经过蒸发器的冷空

气幕，根据实际实验测得的值定为 1.2 m/s；中间层

为内空气循环风幕，风速为 0.9 m/s；外层为舒适空

气幕，出口风速为 0.5 m/s。由于风速要适中，因此，

上述所定风速根据我国国内实验所测风速而定出。 该陈列柜用于冷藏，因此，该陈列柜内的温度

为 0℃左右。 其外形尺寸为：长 2438 mm，侧板厚度 45 mm，

侧板片数 2 片，宽 1110 mm，高 1940 mm。 其除霜方式为电热除霜，温度复归式。 除霜时间：45min/6h，即每六小时除霜一次，

除霜时间为四十五分钟。 陈列柜内外壁面使用彩色钢板，在外壁面主要

的凸起部位采用不锈钢板包装，以对外力损伤加以

保护，并兼作装饰及防撞击装置。陈列柜的保温材

料使用硬质聚氨酯，并现场直接发泡而成。

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制 冷 技 术 Chinese Journal of Refrigeration Technology

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超市内风速 0.2 m/s 以下。使用的制冷剂为

R22。使用三台风扇电机，其功率为 20W。

1.2 立式敞开式陈列柜结构 典型的立式敞开式制冷陈列柜的结构如图 1 所

示。其工作过程如下：在柜体的底部或背部安装有

制冷剂，蒸发器通过风扇使冷空气排出，而后冷空

气经柜背部的风道，由孔板扩散进入冷藏区域，剩

余冷空气在进入顶棚后在顶棚前部以空气幕的形

式流出，最后冷空气由回风格栅吸入，进入蒸发器

再冷却[2]。

图 1 立式敞开式制冷陈列柜结构图

1.3 陈列柜的热负荷计算的一般原则

1.3.1 负荷组成 具有风幕的敞开式陈列柜的热负荷 Q0，由下列

各项组成[3]：

0 w k s fQ Q Q Q Q （1） 式中：

Qw ——围护结构耗冷量，W； Qk ——通过柜的敞开口从商店环境热辐射进

入的热量，W； Qs ——环境空气渗入空气幕进入的热量，W； Qf ——柜内风机产生的热量，W。

1.3.2 围壁耗热 围壁热量 QW，大约占总热量 Q0 的 10%~15%，

可按下式作近似计算[3]： QW = KF (Tw Tn) （2）

式中： K ——围壁的传热系数，W/(m2k)； F ——围壁外表面积，m2； Tw ——商店环境空气温度，K；

Tn ——柜内平均温度；2

21 TTTn

；

T1,T2 ——蒸发器前后的空气温度，K。

1.3.3 电机耗热 风机电机工作时散发的热量是冷柜热负荷的

一部分，可按下式计算[3]： Qf = nN （3）

式中： n ——柜内电机的数量； N ——风机电机消耗的功率，W。

1.3.4 风幕耗热 环境空气渗入的热量 Qs 对高温柜来说占总热

量 Q0 的 60%～70%。 Qs 可按下式计算[3]： Qs = Gw (hw hn) （4）

式中： Gw ——进入空气幕的环境空气数量，kg/s； hw ——环境空气的比焓，J/kg； hn ——从柜的冷空间向外溢出的空气的平均

比焓，J/kg。

1.3.5 辐射耗热 通过柜敞开口传递的辐射热量，由下式确定[3]： Qk = qk Fs （5）

式中： qk ——辐射热流强度，W/m2； Fs ——柜开口面积，m2。

1.4 陈列柜的热负荷计算结果的分析 1) 超市环境温度对陈列柜热负荷的影响分析

在柜内平均温度为 0℃、相对湿度为 60%的工

况下，陈列柜热负荷随超市环境温度的变化如图 2所示。从图 2 可以看出：随着环境温度升高，热负

荷呈近似线性递增，说明环境对于陈列柜负荷的影

响很大。风幕负荷不仅与陈列柜的结构、风幕形式、

使用温度有关，而且还与敞开口尺寸、周围环境温

度、湿度有关。周围环境温度的提高，会导致风幕

热负荷增大，从而导致陈列柜内货物冷却不良。因

此，一个良好的超市环境对于陈列柜的良好运行和

保养非常有利。

环境温度/℃

图 2 陈列柜热负荷随环境温度变化图

2）柜内平均温度对陈列柜热负荷的影响分析 在环境温度为 25℃，相对湿度为 60%的工况

热负

荷/

W

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下，改变柜内平均温度，陈列柜热负荷将产生的变

化如图 3 所示。

柜内平均温度/℃

图 3 陈列柜热负荷随柜内平均温度变化图

从图 3 可以看出：柜内平均温度的升高则会造

成热负荷近似呈直线趋势减小。说明柜内环境对于

陈列柜的负荷影响很大。而柜内环境又受蒸发器传

热效果、柜内食品放置情况等影响。因此合理选择

蒸发器、柜内食品堆放合理显得尤为重要。

2 设备计算

2.1 基本条件的确定计算 t0 = 15℃ （已知） tk – t1 15 ≧ [3] t1 为冷凝器的迎面风速温度，可按历年夏季室

外温度（干球温度）计算，℃。 若 t1=34℃ ，tk 34+15=49≧ ，取 tk =50℃。

2.2 制冷系统主要设备计算

2.2.1 压缩冷凝机组的选取 由文献[3]附录 4 中表 4-8，可选择 BITZER 的

LH44/2EL-2.2，其制冷量 3170 W 。

2.2.2 膨胀阀的选取 按照文献[3]第三章第二节内容及文献[4]所述，

粗略计算膨胀阀所需孔径的横截面积A和制冷剂流

量 m： 1/2

0 v/ [16.1 ( ) ]A m C p （6）

0 0/ 1000m Q q （ ） （7）

式中： m ——通过膨胀阀的制冷剂流量，kg/s； q0 ——单位制冷量，q0 = H1 – H2，kJ/kg； A ——阀的流通截面积，m2； C0 ——流量系数，R22 的 C0 = 0.7； Δpv ——膨胀阀前后的压力差，Pa； ——膨胀阀入口处制冷剂的密度，kg/m3。 经计算，阀的流通截面积为 4.68×10-6 m2。膨

胀阀的孔径为 2.44 mm。 根据制冷量和蒸发温度，从文献[3]附录 3 选取

热力膨胀阀，该热力膨胀阀是丹麦丹佛斯有限公司

生产的，其型号为 TDZ6。

2.2.3 蒸发器的设计计算 蒸发器的设计主要是通过传热计算确定传热

面积，进而根据传热面积设定蒸发器的外形尺寸。

蒸发器的传热面积由下式确定： S = Q0 / (K × Δt) （8）

式中： Q0 ——蒸发器的热负荷，制冷量，W； K ——蒸发器的传热系数，W/( m2℃)。 经计算，蒸发器的传热面积为 13.78 m2。

同样，考虑到污垢层逐渐增厚和结霜会影响蒸

发器的传热性能，因此设计蒸发器的面积时，给予

10 % ~15 % 的余量。所以 S 设计为 15.85 m2。 初步定蒸发器的外形大小为：长 1569 mm，宽

100 mm，高 655 mm。 蛇形管使用直径为 14 mm，壁厚 0.3 mm 的紫

铜管制成，蛇形管共有 30 根，排成三排，管的列

间距为 55 mm，排间间距为 25 mm；在管外装有厚

0.2 mm 的翅片，翅片片数为 150 片，翅片间间距为

10 mm，翅片用铝片制成。 经计算，S 实际为 20.29 m2 大于 S 设计，初定的蒸

发器面积符合设计要求。

根据文献[3]校核此时蒸发器的传热系数是否

符合要求。

i i of i

of m 0 0

0 of B

1/ [(1/ ) ( / ) /

( / ) (1 )

(1/ ) ( / )]B

K R S S

S S R

R S S

（9）

式中： i 、0 ——分别为传热管内、外流体与管表面

间的表面传热系数，W/(m2k)； Ri 、R0 ——分别为传热管内、外侧表面的污垢

系数，(m2k) /W； Si 、Sof ——分别为传热管管内表面积和外总

表面积，m2； RB ——胀管后翅片与基管之间的接触热阻，

它与胀管后的基管外径及胀管前的翅片孔径有关，

应在 0.0034~0.0086(m2k)/W 范围内取值，此处取

0.004 (m2k)/W； SB ——翅片与基管结合部分的表面积，

m2/m，对于套片型翅片，SB = × d0, d0是基管外径，

m； Sm ——每米传热管长的平均面积，m2/m，Sm

= (di + d0) / 2，di 是传热管内径，m； ——传热管的壁厚，m； ——传热管材料的导热系数，W/(mk)，

对紫铜管 = 393 W/(mk)； 0 ——翅片总效率； ——析湿系数。

热负

荷/

W

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由公式(9)计算得出 K 为 14.33 W/(m2k)，此时

S 校核 = 19.23 m2。 所以，S 设计<S 校核< S 实际。 经过校核，蒸发器的传热系数符合设计要求，

因此该蒸发器可以用于本系统。

3 结论 从热负荷计算可以看出，通过风幕外界空气渗

入带进陈列柜的热量占热负荷的绝大部分，一般占

热负荷的 70 % 以上。所以，风幕热负荷对陈列柜

制冷量的影响非常大，风幕热负荷对设备的选型也

有着至关重要的影响。对于设备，就制冷系统而言，

压缩机、冷凝器、热力膨胀阀等根据其热工计算可

从相应的资料中查出可用的设备型号。由于蒸发器

是放置在陈列柜的后壁中的，考虑到实际情况，对

蒸发器进行设计计算，使用翅片管式的强制对流型

蒸发器。通过一系列的设计校核计算，设计出的陈

列柜符合条件，能够在相应工况下正常运行。

参考文献 [1] 余克志,丁国良,陈天及. 陈列柜研究现状及分析[J] .制冷

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集.2009.

※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※

（上接第 61 页）

0.3 MPa 的毛细管节流冷却速度最慢，两根 0.3 MPa毛细管并联节流的冷速最快，0.14 MPa 的毛细管冷

却速度次之，从冷速曲线上分析，0.3 MPa 的毛细

管平均前 10 小时降温为每小时 1.3℃，第 10 小时

到第 16 小时的平均降温为 1.33℃每小时，两根 0.3 MPa 的毛细管平均前 10 小时降温为 1.6℃每小时，

第 10 小时到第 16 小时的平均降温为 1.55℃，0.14 MPa 的毛细管平均前 10 小时降温为 1.5℃每小时，

第 10 小时到第 16 小时的平均降温为 1.33℃。 由于前期柜内的热负荷大，造成蒸发温度高，

需要较大的流量才能实现快速冷却，由于 0.3 MPa的毛细管阻力值偏大，制冷剂的流量偏小，造成制

冷量偏小从而影响柜内可乐的冷却速度，两根 0.3 MPa 的毛细管并联由于和回气管充分接触，过冷度

增大，制冷剂流量增大，制冷量较 0.14 MPa 的毛细

管制冷量增大，故制冷速度快。

采用单根毛细管很难实现提高蒸发器的换热

效率，其中换热系数 K=1/(1/α1+δ/λ+1/α2 )其中导热

部分的热阻可以忽略，则传热系数近似等于 k=α1α2

/(α1 +α2 )，提高系数必须提高 α1 和 α2 。双毛细管并

联节流进入蒸发器后形成两条射流并相互干涉，增

强了蒸发器内部流体的扰动，强化了传热，减弱了

蒸发器内制冷剂在管壁形成的热流边界层和流动

边界层，减小了热阻，同时采用双毛细管并联节流

后，构成了两条独立的制冷剂通道，使得双毛细管

和回气管的接触面 A 增加一倍，提高了过冷度。其

中 Q = kAΔt，提高了蒸发器的制冷量，增加了制冷

剂和管内壁之间的换热量，提高了蒸发器的换热效

率，从而实现了陈列柜的快速冷却，大大提升了整

个制冷系统的性能。

图 4 冷却速度

3 结论

1) 采用两根毛细管并联作为节流机构，解决了因单

根毛细管堵塞后而导致的产品不制冷的问题，降低

了产品的维修率和返修率，提高了产品的可靠性，

具有可观成本优势，具有很好的市场应用价值。

2) 通过试验验证了两根同管径同长度的毛细管并

联节流，可以到达很好的制冷效果，实现快速冷却。

采用双毛细管并联节流，增加了制冷剂蒸发器进口

的过冷度，增加制冷量；双毛细管并联节流进入蒸

发器后，增强了蒸发器内的流体的流动扰动能力，

降低了热流边界值和层流边界值，强化了换热，降

低了热阻，提高了蒸发器的换热效率，提升了产品

的性能。

3) 试验采用采用 R290 绿色天然制冷剂，验证了在

商用大容积陈列柜上使用 R290 制冷剂的可靠性、

实用性和安全性。

温度

/℃

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21

时间/h

第32卷第2期 2012年6月 王佳男 等：立式制冷陈列柜设计方法分析

Vol.32, No.2 Jun. 2012

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参考文献

[1] 张春路,丁国良. 毛细管并联节流的当量方法[J]. 机械

工程学报. 2002(3): 43-45. [2] 陈旭峰,郭凯,张波等. 商用陈列柜最佳充灌量的试验方

法[J]. 制冷与空调, 2003, 3(1): 41-44. [3] 张春路,丁国良. 毛细管两级串联节流特性[J]. 上海交

通大学学报, 2001, 35(8): 1178-1181. [4] 饶荣水等. 确定毛细管尺寸的当量方法的研究[J]. 制冷

与空调. 2006(3): 25-29.

[5] 杨世铭,陶文铨. 传热学[M]. 第 4 版. 北京:高等教育出

版社. 2006. [6] 肖杨,史建斌,刘小朋等. 制冷陈列柜热工性能试验方法

研究[J]. 制冷学报, 2009, 30(5): 51-57. [7] 陈永强,刘金平,张波. 新型制冷剂R290热物性分析及试

验研究[J]. 2004(6): 19-23. [8] 宇田川博. 超市冷藏柜节能对策[J]. 冷冻(日本). 2002

(5): 31-36. [9] 林朝光等. 冰箱毛细管内流动特性的研究[J]. 流体机械.

2000(10): 42-49.

※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※

上海市制冷学会第八届专业委员会、工作委员会和专家委员会领导名单

专业委员会领导名单：

低温专业委员会 制冷机械设备专业委员会

主 任：巨永林 主 任：张 华

副主任：吴亦农、汪晔 副主任：贾 晶、殷光文、王伟勇

秘 书：林文胜 秘 书：刘业凤

冷藏冻结专业委员会 冷藏运输专业委员会

主 任：包建强 主 任：臧建彬

副主任：胡国威、田长荣 副主任：孙文哲、黄允东

秘 书：王泽红、王金锋 秘 书：王海鹰、孙永明

空调热泵专业委员会 小型制冷机械、低温生物与医学专业委员会

主 任：龙惟定 主 任：刘宝林

常务副主任：周 翔 副主任：李济宇、孙钟浩

副主任：连之伟、叶大法、周亚素、 秘 书：胥 义

杨利明、何 焰

秘 书：范 蕊

工作委员会领导名单：

专家委员会 学术工作委员会

主 任：王如竹 主 任：陈江平

常务副主任：谭洪卫 副主任：杜志敏、张春路

咨询工作委员会 科普工作委员会

主 任：寿炜炜 主 任：包建强

副主任：刘训海、赵育川、邹琼、叶大法 副主任：谈向东

编译工作委员会 国际交流工作委员会

主 任：陈江平 主 任：王如竹

副主任：胡海涛 副主任：黄永华、李振海

组织工作委员会

主 任：谢 晶

副主任：孙文哲

专家委员会专家名单：

王如竹，谭洪卫，范存养，卢士勋，蒋能照，谢晋康，陈芝久，陆 震，顾安忠，孔庆源，顾建中，

赵育川，章镛初，陈国平，夏仰玲，李永铭，李峥嵘，包建强，黄 晨，王 健

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制 冷 技 术 Chinese Journal of Refrigeration Technology

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新型带透明玻璃门的三门无霜冰箱设计  

慕志光*1,2，陈曦 1，王建中 1 （1-上海理工大学，上海 200093；2-青岛海尔特种电冰柜有限公司，山东青岛 266101）

[摘 要] 设计了一台带透明玻璃门的新型三门风冷无霜冰箱，通过对箱内带风门风道的独特设计以及系

统冷量的合理匹配，冰箱制冷系统中仅使用一个变间距翅片管式蒸发器，降低了生产成本；并利用先进的

温度控制系统精确控制冰箱冷藏室和冷冻室内的温度。实验测试表明，冰箱的各项运行指标优越。 

[关键字] 无霜冰箱；风道；温度控制  

Design of Three Doors Frost-free Refrigerator with Transparent Glass Door

MU Zhi-guang*1, 2, CHEN Xi1, WANG Jian-zhong1 (1-University of Shanghai for Science and Technology, Shanghai 200093, China;

2-Qingdao Haier Special Icebox CO., Ltd., Qindao 266101 Shandong, China)

[Abstract] A new air-cooled frost-free refrigerator with three doors is designed in this paper. A door of refrigerator is made of transparent glass. The refrigerator owns a special wind channels with ventilation doors, so the cooling capacity is reasonably distributed. A variable-pitch finned-tube evaporator was applied in the refrigerator, which reduces the production cost of refrigerator. The temperatures of cold chambers and freezer chamber are controlled precisely by the advanced temperature control system. The experimental results show that the refrigerator owns a good performance. [Keyword] Frost-free refrigerator; Wind channel; Temperature control

                                                              

*慕志光（1969-），男，上海理工大学制冷与低温工程专业在职硕士研究生。联系地址：上海市杨浦区军工路516号上海理工

大学制冷技术研究所(200093)。邮箱：chenxistudy@163.com,联系电话：021-55275542。

基金项目：上海市教育委员会科研创新项目资助(10YZ96)；上海市教育委员会重点学科建设项目(J50502)。

0 引言

随着生活水平的不断提高，对冰箱功能的要求

也已经从当初的单温向双温，甚至多温转变，以满

足食品的冷冻、冷藏和软冷冻的要求。特别是在对

冰箱的节能、多功能、自动化和温度控制精度的要

求越来越高的形势下，研究和开发多功能冰箱已成

为各冰箱生产厂商的聚焦点[1,2]。由于传统的单温冰

箱只能实现单一功能，冷藏箱不能用来冷冻物品，

而冷冻箱更不能实现冷藏的功能，其用途单一化不

能满足人们的日常生活要求[3,4]。特别是在我国电冰

箱市场竞争进入白热化的今天，研制并生产变频多

温、多功能高端冰箱势在必行。另外，冰箱的发展

正向家居化、时尚化迈进，透明玻璃门冰箱更符合

高端商务、高端家庭人群品质生活的需要。 

1 关于三门冰箱

青岛海尔特种电冰柜有限公司针对高端家庭

以及办公用户开发出了一款型号为 LC-197WBP 的

新型三门风冷无霜多功能冰箱，它使用 R600a 做制

冷剂，冷冻室冷冻能力 3kg/24h，制冰量 0.7kg/24h，

日耗电量 1.5kWh。冰箱的大冷藏室（容量为 116L）门体采用透明玻璃门结构，小冷藏室（容量为 38L）和冷冻室（容量为 43L）采用发泡门结构，其结构

如图 1 所示，它可以满足用户葡萄酒透明展示、冷

藏和冷冻精确控温、快速冷冻、自动制冰、风冷无

霜等功能要求。

图 1 三门多功能冰箱

38L冷藏室

制冰区

43L 冷冻 速冻室

116L 冷藏室

冷藏室 玻璃门

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本设计的独到之处为：该冰箱拥有一套全自动

制冰机，制冰机所需的水源储存在左上方小冷藏室

内的给水盒中。制冰前，冷藏室对水进行预冷，当

开始制冰时，注水盒中的水通过磁控阀控制流入制

冰机，制得的冰通过机械方式自动与制冰机脱离，

落入制冰机下方的接冰盒内，进行贮存以供使用，

如下图 2 所示。

图 2 制冰机结构图

大冷藏室门体为透明冷藏门，外观时尚，易清

洁，而且玻璃门为三层中空玻璃配置，配有镀膜层

能有效反射外界热量，保温效果好。为应对高温高

湿环境下玻璃表面凝露问题，玻璃门配置了电加热

处理功能，根据采集到的箱内、外温度差和当地空

气湿度数据（从中央气象局获得的的资料，并做了

统计），通过内部数据库及软件计算出玻璃门表面

露点，动态控制玻璃门加热量，保持玻璃门表面温

度始终高于露点，防止水分在玻璃门表面凝结。具

体做法是：在环温 32℃，湿度 85%的条件下进行实

验，通过贴在玻璃内外表面的传感器获得玻璃门体

表面温度，通过调节加热丝，使得玻璃表面温度高

于露点，然后根据实验记录的数据通过电脑板进行

程序控制，具体程序已烧制在电脑板中。 最重要的是，我们对冰箱的风道进行了重点的

研究，以保证冰箱内温度分布均匀，达到精确温控

的目的；而且，蒸发器使用变间距翅片，改善了结

霜工况下蒸发器表面的空气流速，增加换热面积，

使蒸发器具有较高的换热系数；冷凝器采用三段隐

藏式设计，在使箱体外观整洁的同时，减小了冰箱

的体积和占地面积，也降低了冰箱的冷凝器温度，

使其制冷效率得到提高。

2 冰箱风道的布置

冰箱风道的优化设计是本次三门风冷无霜冰

箱设计过程中一大技术难点。优化设计的冰箱风道

和精确温度控制系统的完美的配合，实现了冰箱在

一个蒸发器条件下，两个冷藏室和一个冷冻室内温

度的精确控制，满足各箱内物品储藏温度的要求。

 图 3 冰箱内的空气流动示意图

图 3 为箱体内空气的流动示意图，为了增加冷

冻室内低温空气温度场的均匀性，减少冷冻所需时

间，空气分四路由箱体背部进入冷冻室与食物进行

换热，且每个出风口各对应一个冷冻盒，换热后的

空气在冷风机的抽吸作用下再次与蒸发器进行换

热，完成冷冻室冷气循环。如此往复多次，使冷冻

室内的食物温度迅速降低，直至达到要求。

 图 4 冰箱风道风门位置图

冷藏室冷气循环原理是：当右侧大冷藏室温度

风门位置 

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较高时，则系统内唯一的风门（见图 4）开启，蒸

发器腔内的冷气通过风门进入大冷藏室内风道，大

冷藏室风道内冷气分两路分别进入大冷藏室内和

小冷藏室内。其中，进入小冷藏室的冷气通过固定

面积的进风口和出风口进行制冷量分配（进风口截

面积根据标准工况下两个冷藏室温度一致的目标

计算出来，然后进行试验修正），并通过加热装置

等辅助控制，达到温度控制精度(具体见表 1)；冷风

经小冷藏室换热后，迅速经下部的出风口流入右侧

大冷藏室内，并通过大冷藏室回风口进入蒸发器

腔，流经蒸发器完成小冷藏室冷气循环。另一路冷

气则直接由大冷藏室内上部风道出风口进入大冷

藏室，换热后的冷气流由大冷藏室回风口进入蒸发

器腔，流经蒸发器完成大冷藏室冷气循环。当大冷

藏室温度达到设置温度时，则风门关闭，大、小冷

藏室停止制冷。

表 1 温度补偿（功率为 2.36W）

工况编号 AT 传感器温度/℃ R 设定温度/℃ 通电率/% 速冻时通电率/%

Case1 ＜0 2~4 80 80 Case2 ＜0 5~7 80 80 Case3 ＜0 8~10 80 80 Case4 0~13 2~4 50 50 Case5 0~13 5~7 50 50 Case6 0~13 8~10 50 50 Case7 13~23 2~4 50 50 Case8 13~23 5~7 40 40 Case9 13~23 8~10 0 0

Case10 23~35 2~4 50 50 Case11 23~35 5~7 0 25 Case12 23~35 8~10 0 0 Case13 检知到 R2 传感器为-1℃以下时 80 80 Case14 上述情况以外 0

 

3 换热器布置与负荷计算

3.1 蒸发器和冷凝器的布置 冰箱制冷系统的管路布置方式图 5 所示。 

 图 5 双温多功能冰箱的制冷系统

为了减小冰箱的体积，本次设计并没有采用传

统的翅片式冷凝器，而是通过内置铜管冷凝、底置

丝管冷凝、铜管除露管组合冷却的方式来实现制冷

剂的冷凝过程。该方法简单易行，冷凝效果好，实

验证明，本次冰箱冷凝器的设计实现了较低的冷凝

温度，而又不影响其美观。另外，为降低冰箱的成

本、在冰箱制冷系统中仅有一个蒸发器。蒸发器为

变间距翅片式换热器，以提高在结霜工况下蒸发器

和回风之间的换热能力。并且，通过蒸发器的合理

布置以及风道的优化设计，很好地实现了冰箱的多

温功能。 对于蒸发器的安装位置，主要考虑以下几点： 首先，蒸发器要足够大，以满足冷冻、冷藏和

制冰过程中冷量的需求，而该三门冰箱的冷冻室和

大冷藏室为左右架构，为满足各室冷量的需求，蒸

发器横跨大冷藏室与冷冻室。蒸发器的宽 370mm、

高 280mm，距离冷藏室内胆右侧边界距离为 148mm（预留回气通道位置），距离冷冻室内胆左侧边界

为 20mm，如图 6 所示。由于处于冷藏室部分的蒸

发器与冷藏箱之间的温差大，极易在冷藏室表面结

霜，因此需要加大冷藏室与蒸发器之间的保温板厚

度。 其次，考虑到蒸发器横跨冷冻、冷藏室，两室

之间竖隔断的安装方式不同于普通冰箱发泡，需要

在箱体发泡后，先安装蒸发器和风道挡板，再安装

竖隔断，这就需要解决竖隔断的固定和密封问题。 另外，为了避免停机时蒸发器腔内冷气进入冷

藏室，冻伤室内的水果或蔬菜，大冷藏室内回风口

的位置要高于蒸发器底端。

第32卷第2期 2012年6月 慕志光 等：新型带透明玻璃门的三门无霜冰箱设计

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·69·

 

 图 6 蒸发器位置

3.2 蒸发器的负荷计算 冰箱总负荷 Q 包括：箱体漏热量 Q1、开门损

失热量 Q2、储物热量 Q3 和其他热量 Q4，为安全起

见，一般还要增加 10%的余度，即： 

Q = 1.1×(Q1 + Q2 + Q3 + Q4) （1） 

箱体漏热量 Q1 包括通过冰箱隔热层的漏热量

Qa、通过门封条和玻璃门的漏热量 Qb，通过箱体

结构形成热桥的漏热量 Qc，表达式如下： 

Q1 = Qa + Qb + Qc （2） 冰箱隔热层的漏热量 Qa 计算公式为： 

Qa = KA (t1  t2) （3） 式中：

K ——传热系数，W/(m2·k)； A ——箱体表面积，m2； t1 ——隔热层高温侧温度，℃； t2 ——隔热层低温侧温度，℃。 通过箱门和门封条的漏热量 Qb 很难用计算的

方法计算，一般根据经验数据给出，这里可以认

为玻璃门漏热量与保温层漏热量相当，即： 

Qb = Qa （4） 由于该系统使用的绝热材料是整体发泡的聚

氨酯塑料，采用现代工艺发泡成型的箱体中无需

支承架，所以取： 

Qc = 0 （5） 开门损失热量Q2根据每小时开门的次数来计

算，其计算式如下： 

a

B

v

hnVQ

6.32

（6）

式中： VB ——冰箱容积，m3； n ——开门次数； Δh ——进入冷柜内空气达到规定温度时的比

焓差，kJ/kg； va ——空气的比体积，m3。 储物热量（每天）Q3可按下式计算： 

360024

)( 213

ttCMQ

（7）

式中：

C ——比热容，J/Kg·℃; M ——储物质量，Kg； t1 ——隔热层高温侧温度，℃； t2 ——隔热层低温侧温度，℃。 该系统其他热量 Q4 包括风机的发热量，照明

灯及加热丝消耗冷量。假设冰箱内部附件消耗冷

量为储物热量的 20%，则其它热量 Q4 可按下式计

算： 

Q4 = 0.2 Q3 （8）

4 温度控制方法

图 7 为冰箱内进、出风口与传感器的布置图，

右侧大冷藏室和左上小冷藏室的温度分别由传感

器 R 和 R2 测得，小冷藏室通过固定的进风口和出

风口进行制冷量分配，并通过加热装置等辅助控

制，达到所需的温度控制精度。而大冷藏室通过风

门的启闭来控制室内温度。

 图 7 冰箱内的风口和传感器布置图

比较冷冻室内 F传感器的温度和冷冻室温度设

定值，使压缩机处于 ON/OFF 状态，从而进行冷冻

室温度的控制。压缩机 OFF 的条件为：冷冻室内的

温度设定值+外界温度补正值。外界温度补正随冰

箱外环境温度的不同而不同，如表 2 所示。

表 2 冷冻室外界温度补正

环境温度

外界温度补正值

设定温度

(15～19)℃ 设定温度 20℃以下

≥33℃ 2.0℃ 2.5℃ (23～33)℃ 1.0℃ 1.5℃ (13～23)℃ +0.0℃ 0.5℃ ≤13℃ +1.0℃ +0.5℃

（下转第 74 页）

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电动汽车热泵系统研究进展

江挺候，张胜昌，康志军 （浙江盾安人工环境股份有限公司，诸暨 311835）

[摘 要] 分析电动汽车热泵空调系统与传统燃油汽车空调系统的区别，比较了国内外现有汽车热泵空调

系统的结构，指出其优缺点，比较了采用不同制冷剂的汽车热泵空调系统，并提出了高效车用热泵空调系

统的设计思路。

[关键词] 热泵空调系统；电动汽车；制冷剂

Study on Heat Pump System for Electric Vehicle

JIANG Ting-hou*, ZHANG Sheng-chang, KANG Zhi-jun

(Zhejiang DunAn artificial environmental equipment Co,.Ltd., Zhejiang Zhuji, 311835, China)

[Abstract] The difference between the air conditioning systems with electric vehicles and those with conventional vehicles was analyzed. Different structures of existing automotive heat pump system, both in domestic and foreign studies, were compared, and the advantages and disadvantages were pointed out. Automotive heat pump systems with different working fluids were also compared. The design method for high performance vehicle heat pump systems was proposed in the present study. [Keywords] Heat pump air-conditioning system; Electric vehicle; Refrigerant

*江挺候（1967.5-），男，高级工程师，硕士。研究方向：低温制冷。联系地址：浙江省杭州市滨江区聚园路 8 号。联系电

话：0571—87113698，Email：jiangth@dunan.cn。

0 引言

燃油汽车在给人们生活带来便利的同时，也带

来了“能源消耗，环境污染”两大问题。而与燃油

汽车相比，电动汽车具有零排放无污染、噪声低、

能源效率高等优势。近年来，我国在863项目的重

点支持下，开展了一系列有关电动、混合动力及燃

料电池等新能源汽车的开发研究工作。在当前，国

家研究重点在于攻克动力总成等主要零部件，尚未

对空调系统加以足够关注。但与燃油汽车一样，电

动汽车也要创造一个舒适的乘驾环境，即要配备相

应的空调系统，以提高其舒适性和竞争力。在开发

和研制电动汽车同时，必然也要对其配套的空调系

统进行开发与研制。

电动汽车以车载电源为动力，用电机驱动车轮

行驶，没有燃油汽车用来采暖的发动机余热，故不

能沿用燃油汽车的取暖系统。现有的电动汽车通常

采用PTC电加热器或燃油加热器来进行供暖[1]，但

是这些制热设备通常价格昂贵、重量较大且效率低

下。热泵系统的理论运行效率大于1.0，采用热泵型

空调系统替代电加热设备实现冬季取暖功能，可以

大幅提高电动车的行驶里程，对电动汽车的发展有

重要意义。

1 采用不同设计结构的车用热泵系统

的比较

适合于电动汽车的热泵空调系统结构的设计，

一直是车用热泵的研究重点，在此方面国内外的汽

车空调生产厂家和高校进行了大量的研究。 马国远等[2]介绍了一种由永磁直流无刷电机直

接驱动的电动汽车热泵系统，系统结构如图1所示。

该系统与家用热泵空调系统没有实质区别，也是使

用四通换向阀实现制冷剂逆流，从而切换制冷制热

模式。但是在热泵工况下，当系统从除霜模式切换

为制热模式时，室内换热器上的冷凝水迅速蒸发，

并在汽车挡风玻璃上结雾，会给行车安全造成隐

患。

图1 热泵空调系统图[2]

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日本电装公司开发出一套电动汽车热泵系统[3]，在风道中采用 2 个换热器，在制冷、制热和除

霜/除湿模式下运行如图 2 所示。在系统处于除霜/

除湿模式时，制冷剂流经所有的 3 个换热器。空气

流经内部蒸发器时完成除湿，并将空气冷却到除霜

需要的温度，之后再通过内部冷凝器，把风送到车

厢内部。这样在满足供暖需求的同时避免了汽车挡

风玻璃结雾，消除了行车的安全隐患。

图2 热泵系统结构图[3]

由于供车用的四通换向阀技术尚未成熟，日本

电装公司的专利 US6237351-B1 提供了一种不使用

四通换向阀的车用热泵空调系统[4]，系统结构如图

3 所示。

图3 车用热泵空调系统[4]

在制冷模式下，阀 5、6 全闭，制冷剂流经换

热器 2 后由旁流阀 7 流进外部冷凝器 4，经过膨胀

机构 8 进入蒸发器 1，再由气液分离器回到压缩机。

制热模式下，旁流阀 7 全闭，制冷剂通过冷凝器 2后分成两股流道，在制冷剂-制冷剂换热器 3 中换热

后一部分流回压缩机，一部分经膨胀阀 9 进入蒸发

器 4，此时旁流阀 6 全开，短接右侧的流道，制冷

剂由此经过气液分离器回到压缩机。除湿模式下，

旁流阀 6 全闭，制冷剂经过蒸发器 1 回到压缩机以

实现除湿功能。系统运行时，安装在管路上的传感

器会传输信号到控制器上来控制阀的开度。 曹中义[1]提出电动汽车空调系统解决方案，系

统结构如图 4 所示。该空调系统通过切换旁流阀来

转换制冷或制热工况：制冷时，旁流阀 1 开启，旁

流阀 2 关闭，车内冷凝器的混合气门完全闭合；制

热时，旁流阀 1 关闭，旁流阀 2 开启，车内冷凝器

的混合气门完全打开。此系统通过关闭旁流阀 2 和

控制膨胀阀 2 的开启程度进行除湿。

图4 热泵系统[1]

Amir Jokar, Mohammad H. Hosni 和 Steven J. Eckels[5]设计并且装配了一种集成的汽车热力系

统，如图 5 所示。这个热力系统为一个双回路系统，

分为空调模式和热泵模式。一次回路是一个简单的

制冷循环系统，包括压缩机、冷凝器、蒸发器和膨

胀阀。两个二次回路通过泵驱动工质液体循环流

动，与一次回路中的换热器进行换热。 相较于传统的独立制冷/加热系统，该系统能够

在车厢温度较低的情况下供给车厢更多的热量，而

且该系统结构紧凑，节省元件。但是它也存在缺点，

例如增加压缩机负荷造成排放增加，能源消耗量也

有少量增加。

图5 双回路热泵系统[5]

3 采用不同制冷剂的车用热泵系统的

比较

M. Hosoz 和 M. Direk[6]研究了 R134a 汽车空

调中采用环境空气作为热源的热泵系统的性能。他

们采用原有的汽车空调系统部件，并在此基础上增

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加一些新的部件使系统能够反向运行，系统结构如

图 6 所示。他们对该系统进行了制冷及热泵工况下

的性能测试。结果表明只有在环境温度不是很低的

情况下热泵系统能够提供足够的制热量，而随着环

境温度的降低，热泵系统的制热性能剧烈额定下

降。

图6 热泵系统示意图[6]

欧阳光[7]做了在不同环境温度下电动汽车热泵

系统制热性能的比较。其系统采用四通阀换向实现

制冷和制热或除霜模式的切换，制冷剂工质选用

R407C。如图 7 所示，系统 COP 随环境温度降低而

降低，当环境温度很低时，COP 将达不到 1.0。 相比现有制冷剂，CO2 有着优良的制热性能，

使用CO2作为热泵工质是解决低温下热泵制热性能

不足的很好方法。此外，欧盟在 2006 年通过规定：

2011 年 1 月 1 日起所有新批准型号的汽车放热空调

系统将禁止使用含 GWP>150 的氟化气体制冷剂，

从 2017 年 1 月 1 日起所有新出厂车辆的空调系统

将禁止使用含有 GWP>150 的氟化气体制冷剂。

R134a 和 R407c 的 GWP 值分别为 1300 和 1500，这意味着这两种制冷剂在未来不久即将被替代。

环境温度/℃

图7 COP值随室外干球温度的变化曲线[7]

Tamura[8]提出了一种用于中型车的 CO2 汽车热

泵空调系统，结构如图 8 所示，系统在制热模式下

可以利用除湿过程中的余热。经过试验测试，他们

提出的系统可以得到比现有 R134a 系统更优的性

能。在满足制冷模式下 COP 与 R134a 系统一致的

情况下，制热模式下的 COP 达到 R134a 系统的 1.31倍。

图8 中型车热泵系统[8]

二氧化碳系统工作压力高于传统制冷剂系统

许多，而且吸排气的压差与温差都很大，因此，在

压缩机内部的各零部件的机构结构、压缩机室的防

泄漏设计、传动轴上的轴承选用、在高压环境的润

滑油与油路设计、排气口部位的排气阀设计等，均

应特别注意[9]。

4 结论

设计开发高效实用的电动汽车热泵系统应注

意以下几点：

(1) 比较采用四通换向阀和旁流阀的系统以及

一次回路和二次回路系统，根据具体情况选择合适

方案，并进行优化设计，以提高系统运行效率，降

低成本； (2) 注意在满足热泵型空调功能的前提下，避

免热泵融霜造成挡风玻璃雾气，以保证行车安全； (3) 跟进车用空调制冷剂替代步伐，研究运用

新型制冷剂的车用热泵系统； (4) 研究开发适用于电动汽车热泵系统的部

件，如阀和电动压缩机等。

现有 R134 系统 CO2系统，直接膨胀 CO2系统，热水辅助

室外侧 室内侧

发动机循环水路

压缩机

膨胀阀

室外换热器

第32卷第2期 2012年6月 江挺候 等：电动汽车热泵系统研究进展

Vol.32, No.2 Jun. 2012

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参考文献

[1] 曹中义 . 电动汽车空调系统解决方案[J]. 汽车电器 , 2008(3) :1-4.

[2] 史保新,马国远,陈观生. 电动车用空调装置的研究[J]. 流体机械, 2002, 30(4): 48-50.

[3] Suzuki Takahisa, Katsuya. Air Conditioning System for Electric Vehicle[C]. SAE Paper 960688.

[4] S ITOH , K IRITANI . Heat pump type refrigerant cycle system for electric vehicle air conditioner: US, 6237351-B1[P]. 2001-05-29.

[5] Jokar Amir, Hosni Mohammad H., Eckels Steven J.. Dimensional analysis on the evaporation and condensation of refrigerant R-134a in minichannel plate heat exchangers[J]. Applied Thermal Engineering, 2006, 26

(17-18): 2287-2300. [6] Hosoz M., Direk M. Performance evaluation of an

integrated automotive air conditioning and heat pump system[J]. Energy Conversion and Management, 2006 (47): 545-559.

[7] 欧阳光. 热泵型电动汽车空调系统性能实验研究[D]. 广州: 华南理工大学, 2011: 33-34

[8] Tamura Tomoichiro, Yakumaru Yuuichi, Nishiwaki Fumitoshi. Experimental study on automotive cooling and heating air conditioning system using CO2 as a refrigerant[J]. International Journal of Refrigeration, 2005 (28): 1302-1307.

[9] 陈江平. 新型高效的跨临界二氧化碳汽车空调系统[J]. 制冷技术, 2002(3): 31-35.

※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※※

（上接第 70 页）

比较 R 传感器的温度和冷藏室的温度设定值，

控制风道风门的启闭，从而进行冷藏室内的温度控

制。风门关闭的条件为：大冷藏室内温度设定值+

外界温度补正，外界温度补正随环境温度的改变而

改变，如表 3 所示。

表 3 冷藏室外界温度补正

环境温度 外界温度补正值

设定值(5~8)℃ 设定值 5℃以下

≥28℃ 1.0℃ 1.5℃

(23~28)℃ 1.0℃ 1.5℃

(13~23)℃ 1.5℃ 2.5℃

≤13℃ 0.5℃ 1.0℃

如果满足环境温度 28℃以上，冷藏室温度设定

为 10℃,冷冻室温度（包括速冻）设定值在-20℃以

下时，冷藏室的温度用传感器 R2 进行温度控制。

为了确保冰箱必要的冷冻能力，减少冰箱不必

要的电能和冷量浪费，压缩机运转频率是可变的。

当冷冻室内的温度达到设定要求(15 ~ 21)℃时，

温度传感器 F 向压缩机的控制部分发出指令，降低

压缩机的运行频率，制冷系统的制冷量也迅速减

少，此时只对冷藏室进行供冷。根据工作的温度条

件不同，具体程序都烧制入电脑控制板中。压机的

可变化频率为 32Hz→36Hz→43Hz→48Hz→52Hz→61Hz→68Hz。

5 结论

为了更进一步降低冰箱的功耗，提高冰箱的性

能，可以从以下几个方面对冰箱进行改进： （1）在两个冷藏室之间设置一个手动的风挡

结构。当某个冷藏室需要处于闲置状态时，用户可

以选择停止向该闲置的冷藏室供冷，减少冷量的浪

费，降低冰箱的功耗。 （2）改变冰箱冷冻室的位置，把冷冻室设置

在冰箱的上部。由于习惯原因冰箱的冷冻室和压缩

机几乎都设置在冰箱的下部，两者之间的温差较

大，由于隔热材料的导热难免造成冷冻室冷量浪

费。 （3）采用高效压缩机（恩布拉科冰箱压缩机

的 COP 值高达 2.06）。通过使用高能效比的压缩机，

降低压缩机的耗功是提高冰箱制冷系统的 COP 的

一种有效方法。 （4）蒸发器采用内螺纹管结构，提高其换热

系数。强化蒸发器的管内换热，提高蒸发器的换热

效率。 （5）改变蒸发器的翅片形式。可以在变翅片

间距蒸发器的基础上，在翅片上开缝、孔或者涡流

发生器，提高蒸发器和空气之间的换热系数。 参考文献 [1] 胡哲,冯广平,李鹏. 冰箱温湿度控制现状及多功能调湿

调温冰箱展望[J]. 家电科技,2006(5): 45-46. [2] 王勇,朱玉群,李文林等. 家用冰箱制冷循环的发展概况

[J]. 流体机械,2003,31(8): 47-52. [3] 郑波,徐鸿,马国远. 三种双温冰箱制冷循环的理论分析

[J]. 家电科技,2006(2): 44-46. [4] 李文林,林镝等. 新型冰箱制冷系统的理论分析与试验

研究[J]. 流体机械,1995(6): 47-51.

第32卷第2期 2012年6月

制 冷 技 术 Chinese Journal of Refrigeration Technology

Vol.32, No.2 Jun. 2012

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艾默生环境优化技术：引领高效节能 传承科技创新

——技术创新纾解能耗困局 校园传承同创共享平台

2012 年 3 月 30 日，艾默生环境优化技术“引

领高效节能、传承科技创新”活动应上海交通大学

邀请，举办了一场题为“技术创新纾解能耗困局，

校园传承同创共享平台”的讲座。

会上，艾默生环境优化技术中国区销售副总裁

殷光文先生，与上海交通大学制冷及暖通专业的研

究生们分享了艾默生环境优化技术产品研发流程、

暖通空调和冷冻创新产品、高效节能解决方案等信

息，并结合艾默生环境优化技术人才储备与评估体

系的内容，就当代大学生的就业态度、价值观和职

业素养等方面，分享了诸多独到的见解。

技术创新，纾解能耗困局

在国家积极倡导建设资源节约型、环境友好型

社会的时代背景下，建筑、交通、市政和工业行业

市场对高效节能技术和产品的需求成快速增长态

势，这为暖通空调及制冷行业带来了新的发展契

机。为此，艾默生环境优化技术加大研发力度，针

对国内市场的需求，因地制宜地开发了一系列高能

效供热及制冷产品，以进一步提高现有解决方案的

功能、效率和可靠性。

作为世界领先的商用及家用暖通空调及制冷

专家，艾默生环境优化技术的革新无处不在。为提

升空调系统的综合能效比，艾默生环境优化技术推

出了全新一代数码涡旋压缩机；为解决北方地区

供暖煤炭消耗的问题，工程师们投入了大量的研发

精力，针对空气源热泵，开发了采用喷气增焓（EVI）

技术的涡旋压缩机；在 R410A 冷媒的推广应用方

面，积极践行并提供了更多新型号，用于 R410A 风

冷冷热水机组和风管机的应用；针对未来新型制冷

剂的全面要求，研发相对应的压缩机和制冷系统零

部件。

艾默生环境优化技术的创新，为国内数百万家

庭、房地产开发商、整机制造商、仓储中心和零售

业等提供了更加丰富完备的产品和服务。高效节能

的供暖和制冷系统，将极大缓解对传统采暖及制冷

方式的依赖，从而减少上千万吨的二氧化碳排放，

积极践行“十二五”节能减排的号召。

校园传承，同创共享平台

对艾默生环境优化技术来说，中国不仅是关键

的研发和制造基地，也是重要的市场。“在中国设

计，为中国设计”的发展战略，为艾默生环境优化

技术的本土化发展提出了更高的要求，一方面需要

了解国内的市场需求，并据此因地制宜地开发新的

产品和解决方案，另一方面，要植根中国，立足发

展本土人才，以获得长远的发展。

“我们相信，一个公司的可持续发展和长久不

衰，一方面基于技术创新，另一方面源自对人才的

关注和培养。”已为艾默生环境优化技术服务 18 年

之久的中国区销售副总裁殷光文先生表示，“艾默

生环境优化技术始终关注国内暖通空调及制冷行

业的人才发掘和培养，积极与各个高校合作，并针

对中国的现状构建了初、中、高级的人才培养体系。

其中包括已举办了十年之久的‘艾默生杯’大赛、

艾默生网上大学、本土化的人才储备及人才评估体

系等。这些举措充分表明了艾默生环境优化技术人

力资源政策的转换，从聘用外籍人才到录用中国周

边国家人才，再到加大本土人才投入。同时，我们

希望能够从知识和能力两个不同的方面，挖掘并培

养本地优秀人才，助力国内暖通空调及制冷行业的

发展。”

秉承不断提升产品能效比的理念，艾默生环境

优化技术依托暖通空调人才的发掘、培养及技术共

享，精耕于中国市场，力求提供更多高效节能解决

方案，纾解中国能耗问题，为终端消费者提供更舒

适安全的生活环境！

艾默生环境优化技术中国区销售副总裁殷光文在讲座现场

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2012 恩布拉科创新大赛校园宣讲活动圆满结束 ——激发创新潜能，挖掘制冷人才

中国北京，2012 年 6 月 2 日 – 2012 恩布拉科

创新大赛校园宣讲于近日来到中国科技大学和合

肥工业大学，活动现场反响积极，许多老师和同学

们表现出了很高的兴趣和参赛热情，为整个校园宣

讲活动画上了圆满的句号。

2012 年 4 月 24 日开始的 2012 恩布拉科创新大

赛校园宣讲活动分别走进了清华大学、上海交通大

学、天津大学、西安交通大学、西北工业大学、华

中科技大学、重庆大学、东南大学和南京航空航天

大学等近二十所高校。宣讲会上，恩布拉科相关工

作人员以及中国制冷学会的领导和老师同学们分

享了中国制冷学会及制冷行业的发展趋势、大赛细

则、参赛流程及恩布拉科员工培养计划等。活动所

到地区无不掀起一股恩布拉科技术创新热潮，参会

同学对大赛表现出了极大的关注和高涨的参赛热

情，并表达了日后加入恩布拉科的愿望。

据现场回收的共计 686 份问卷调查显示，96%

的参会同学表示，通过宣讲会进一步加深了对恩布

拉科的了解；94%的参会同学对 2012 恩布拉科创新

大赛表现出极大的关注；56%的参会者明确表示，

在随后的时间将努力构思好的创新项目参与大赛；

另外高达 80%的学生希望日后有机会在恩布拉科

实习和工作。

恩布拉科创新大赛校园宣讲活动在普及创新

理念的同时，也激发了同学们的创新意识和潜能，

为设计人才搭建了良好的沟通、共享平台，以推动

优秀作品的产生和应用。“制冷创新”领域的积极

探索、10 万美元的高额奖金、技术成果的市场应用

可能、以及进入恩布拉科实习和工作的机会，在所

到高校均得到了同学们的热烈反响。

截至 2012 年 11 月 11 日，高校老师、学生、行

业内研究人员和专家均可通过大赛官方网站提交

创新项目，参与到大赛中来。2012 恩布拉科创新大

赛期待你的参与，展示创新风采！

更多详情，请登录恩布拉科创新大赛官网：

www.embracoinnovationaward.com。

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蓄势待发——丹佛斯 R32 轻商用压缩机可靠性已获测试确认

随着加速淘汰氢氯氟烃(HCFCs)决议在《蒙特

利尔议定书》缔约大会上的达成，中国亦将逐步淘

汰R22制冷剂提上议程。在暖通空调和制冷行业内，

R32 被普遍认为是替换 R22 工质的 佳选择之一，

它的臭氧消耗系数(ODP)为 0，制冷剂排放导致的温

室效应系数（GWP）也降至 R22 的三分之一不到，

而与 R410A 系统相比，R32 制冷剂不仅拥有更高的

能效水平，其单位体积制冷量也比 R410A 高出

20%，使压缩机体积更小、更紧凑，为降低系统应

用成本和环境保护带来双收益。

丹佛斯商用压缩机作为致力于开发绿色环保

产品的领军者，自 2011 年起已着手 R32 制冷剂的

应用研发，不仅解决了 R32 高排气温度的问题，更

于今年初研制成功 R32 制冷剂压缩机系列，分别可

适用于轻商用风冷冷热水机及分体式空调系统应

用。更值得一提的是，丹佛斯将喷液技术应用于 R32

压缩机，除了解决了制冷剂高排气温度的难题，还

进一步拓宽运行范围、增加运行稳定性、简化系统

设计。在今年 4 月于北京举行的 2012 中国制冷展

上，丹佛斯分别在主展台及联合国绿色能源展区送

展配有喷液装置的 5hp 民用及 12hp 轻商用的 R32

原型机，并受到业内和客户的广泛关注与浓厚兴

趣。目前压缩机送样测试阶段正在进行中，经测试，

压缩机的可靠性已得到肯定。

丹佛斯商用压缩机以高可靠性和高能效表现，

实现客户价值链成本的降低和更深入的环境保护。

量身定制、提高能效、事半功倍、与众不同，是我

们对客户不变的承诺!

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制 冷 技 术 Chinese Journal of Refrigeration Technology

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2012 第十届“艾默生杯”空调与冷冻设计应用大赛正式拉开帷幕    ——十年引领中国暖通空调制冷行业，艾默生杯开启全新能效解决方案

中国上海，2012 年 4 月 26 日 – 美国艾默生电

气公司旗下业务品牌艾默生环境优化技术宣布，

2012 第十届“艾默生杯”空调与冷冻设计应用大赛

于今天正式启动。2012 艾默生杯由艾默生环境优化

技术和中国制冷学会空调热泵专业委员会主办，中

国制冷学会、中国建筑学会暖通空调分会共同协

办。 

十年成长：创新与进取

今年是艾默生杯举办的第十年。作为中国暖通

空调及制冷行业的标杆赛事，十年间，艾默生杯为

行业专家和优秀设计人才提供了宝贵的交流和展

示平台，极大地促进了行业技术和系统设计的创

新，有效地推动了暖通空调及制冷行业高效节能技

术和解决方案的开发和应用。 

艾默生环境优化技术亚太区市场与产品策划

副总裁朱凡倪（Giovanni Zullo）表示：“今年是中

国政府实施‘十二五’规划的第二年，节能与环保

依然是政府工作的重中之重。作为中国暖通空调及

制冷行业的重要赛事，艾默生杯促进了行业向更高

能效目标迈进。艾默生杯将会继续与中国暖通空调

及制冷行业的同仁携手，挖掘优秀人才，创建共享

平台，以促进行业更多节能设计与应用的发展。” 

艾默生环境优化技术和业界共同促进中国暖

通空调及制冷行业的发展，以为行业提供创新空调

解决方案、冷冻产品及冷链解决方案、空调和冷冻

系统控制及整体节能方案为已任，进一步扩大艾默

生杯比赛的技术应用范围。2011 艾默生杯新增了零

售及冷冻组别，以促进该组别更具可靠性、环保性

应用解决方案的创新。 

十年奉献：立足高效节能，立意开拓创新

为鼓励更多来自暖通空调及制冷行业的优秀

人才和创新设计参与竞赛，2012 艾默生杯在原有的

四大组别——设计院工程师组、应用经销商组、零

售业及冷冻产品组和院校学生组内，将着重表彰喷

气增焓技术、商用空调应用、零售业及冷冻产品应

用和数码涡旋应用等方面的成就。为进一步扩大奖

项设置范围，今年的艾默生杯大赛在设计院工程师

组和应用经销商组共增设了 10 名三等奖名额，在

零售业及冷冻产品组增设了最佳数码涡旋产品应

用设计奖和最佳热泵热水器专用压缩机产品应用

设计奖等单项奖，奖项总计多达 66 项，奖金总额

高达 28.3 万元。 为确保大赛的公正及专业性，艾默生环境优化

技术特邀请来自全国各顶尖设计院、高校及其他相

关部门的专家组成独立、专业的评审委员会。在参

赛作品的评选方面，本次大赛将着重从适用性、节

能性、环保性、创新性、新技术等五方面的标准，

综合考核参赛作品的质量及技术前瞻性。 

“十年成长历程，你我共同见证”，艾默生杯

的十年不是终点，而是新的起点。国家“十二五”

规划对节能减排提出了更具挑战性的目标，单位

GDP能耗下降16%的指标为暖通空调及制冷行业带

来了新的发展机遇。冷链物流建设、市政、零售业

及工业市场对高效节能技术的需求，为暖通空调及

制冷行业带来了新的市场前景。作为暖通空调及制

冷行业的顶尖赛事，艾默生杯将继续致力于推动高

效节能技术的发展和应用，挖掘优秀人才和项目。

同时，艾默生环境优化技术将竭诚为暖通空调及制

冷行业提供行业领先的创新解决方案，为提升人们

的生活舒适度、保障食品安全和保护环境不懈努

力！ 

本届大赛的稿件征集时间自 2012 年 4 月 27 日

至 2012 年 9 月 10 日，历时 4 个多月，评审结果将

在十月中下旬正式公布。欲了解参赛细节可登陆

www.EmersonClimate.com.cn/EmersonCup 查询，并

下载相关申请表格。    

 

关于艾默生环境优化技术

艾默生环境优化技术是 Emerson 的业务品牌之一，为用户提供世界领先、适用于商业及家用的供暖、通风、空调及制冷解

决方案。它将先进的技术和工程安装、设计、配送、培训和监控服务结合在一起，向世界范围内的客户提供个性化的整合环

境控制解决方案。艾默生环境优化技术的创新解决方案能够提升人们的生活舒适度；保障食品安全；保护环境。它包括了很

多业界领先的品牌如：谷轮涡旋™等。更多详情，请浏览：www.EmersonClimate.com（全球）或 www.EmersonClimate.com.cn （中国）。

关于 Emerson 总部位于美国圣路易斯市的 Emerson 是一家全球领先的公司，该公司将技术与工程相结合，通过网络能源、过程管理、工

业自动化、环境优化技术、及商住解决方案五大业务为全球工业、商业及消费者市场客户提供创新性的解决方案。公司 2011 财年的销售额达 242 亿美元。如欲了解进一步信息，欢迎访问 www.Emerson.com。

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《制冷技术》2012 年广告征订函 《制冷技术》是由由中国制冷学会和上海市制冷学会主办的制冷空调实用技术期刊，创刊于 1981 年，

季刊，大 16 开本。

《制冷技术》主要反映制冷科技领域中制冷机器与设备、食品冷冻、冷藏工艺、冷藏运输、空调热泵

等方面的技术研究与工程应用、科技动态和信息报道以及学术技术交流活动等。

《制冷技术》主要读者分布于各大专院校、设备制造企业、专业工程公司、制冷空调使用单位及与制

冷空调专业相关的各个行业。发行量为 12000 册/期。对学会理事、各专业委员会、各地方制冷学会、学会

团体会员和个人会员均免费赠阅。

《制冷技术》现已开始办理 2012 年广告征订。欢迎国内外企业刊登各类广告，展示企业品牌形象。

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1. 封面 210mm×210mm 四色胶印 12000

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5. 内插 200mm×285mm 四色胶印 9000

6. 内跨页 400mm×285mm 四色胶印 10000

《制冷技术》编辑部

2011 年 11 月

联系方式

联系人： 胡海涛(021-34206295) 谈筠(021-53828229) 传真：021-53828229 E - mail： zljssubmit@163.com

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