制冷方法

第2章 制 冷 方 法

制冷的方法很多，常见的有：物质相变制冷，气体膨胀制冷，绝热放气制冷，电、磁制冷。

本章介绍现有的各种制冷方法，概述其基本原理和应用领域。

利用天然冷源也是获得低温的一个方面(例如，采集和贮存天然冰、冬灌蓄冷、深井水空调等)。

面对工业化伴随而来的环境问题压力，利用天然冷源的环保意义日益突出。天然冷源利用会受到更

多重视。

2．1 物质相变制冷

2．1．1 相变制冷概述

物质有三种集态：气态、液态、固态。物质集态的改变称为相变。相变过程中，由于物质分子

重新排列和分子热运动速度的改变，会吸收或放出热量，这种热量称为潜热。物质发生从质密态到

质稀态的相变时，将吸收潜热；反之，当它发生由质稀态向质密态的相变时，放出潜热。相变制冷

就是利用前者的吸热效应而实现的。利用液体相变的，是液体蒸发制冷；利用固体相变的，是固体

融化或升华冷却。

液体蒸发制冷以流体作制冷剂，通过一定的机器设备构成制冷循环，可以对被冷却对象实现连

续制冷。它是制冷技术中使用的主要方法。

固体相变冷却则是以一定数量的固体物质作制冷剂，作用于被冷却对象，实现冷却降温。一旦

固体全部相变，冷却过程即告终止。

1．固体相变冷却

常用的制冷剂是冰、冰盐、干冰，此外还有一些其他固体物质。

(1) 冰冷却

冰冷却是最早使用的降温方法，现在仍广泛应用于日常生活、工农业、科学研究等各种领域。

冰融化和冰升华均可用于冷却，实际主要是利用冰融化冷却。

常压下冰在0℃融化，冰的融化潜热为335 kJ/kg。能够满足0℃以上的制冷要求。

冰冷却时，常借助空气或水作中间介质以吸收被冷却对象的热量。此时，换热过程发生在水或

空气与冰表面之间。被冷却物体所能达到的温度一般比冰的融化温度高5－10℃。厚度10 cm左右

的冰块，其比表面积在25－30 m

2

/m

3

之间。为了增大比表面积，可以将冰粉碎成碎冰。水到冰表面

的表面传热系数为116 W/(m

2

·K)。空气到冰表面的表面传热系数与二者之间的温度差以及空气的

运动情况有关。其值见表2－l。

表2－1 空气到冰表面的表面传热系数W/（m·K）

温差 / K

空气自然循环

空气强制循环

冰的其他物理特性如下。

水冻结成冰时出现膨胀现象，其体积约增大9%。冰的膨胀系数与温度有关；见表2－2。冰的

1

2

5

4.1

11.6

10

7.0

17.4

15

9.3

23.2

平均密度为900 kg/m

3

。

表2－2 冰的膨胀系数

温度/℃

膨胀系数/×10

4

冰的比热容与温度有关，用下式表达

c2.1650.0264T

kJ/(kg·k) (2

－

1)

在温度为－20－0℃范围内，其平均比热容为2.093 kJ/(kg·K)。

冰的导热系数也随温度改变。在－20℃以下，冰的导热系数的平均值为2.32 W/(m·K)。冰在0℃

时的导温系数a=0.00419 W/h。

(2) 冰盐冷却

冰盐是指冰与盐类的混合物。用冰盐作制冷剂可以获得更低的温度。

冰盐冷却是利用冰盐融化过程的吸热。冰盐融化过程的吸热包括冰融化吸热和盐溶解吸热这两

种作用。起初，冰在0℃下吸热融化，融化水在冰表面形成一层水膜。接着，盐溶于水，变成盐水

膜，由于溶解要吸收溶解热，造成盐水膜的温度降低。继而，在较低的温度下冰进一步融化，并通

过其表层的盐水膜与被冷却对象发生热交换。这样的过程一直进行到冰全部融化，与盐形成均匀的

盐水溶液。

冰盐冷却能达到的低温程度与盐的种类和混合物中盐与冰的质量比有关。

工业上应用最广的冰盐是块冰与工业食盐NaCl的混合物。表2－3给出NaCl冰盐的融化温度

和单位制冷能力。

表2－3 NaCl冰盐的融化温度和单位制冷能力

NaCl与冰的质量比x /％

融化温度t

m

/℃

单位制冷能力q

0

/kJ/kg

5

－3.1

314.3

10

－6.2

284.9

15

－9.9

259.8

20

－13.7

238.8

25

－17.8

213.7

30

－21.2

192.7

－

0

2.76

－5

2.13

－10

1.71

－15

1.28

－20

1.43

工业上还常用如下经验公式计算NaCl冰盐的制冷特性：

融化温度 t

m

=－0.7 x (2－2)

单位制冷能力 q

0

= 335 + 4.187 t

m

(2－3)

密度 ρ= 500 + 0.5 x (2－4)

NaCl冰盐与空气之间的表面传热系数值：当温差为5－15℃时，若空气自然对流，表面传热系

数为5.8－8.l W/(m

2

·K)；若空气强制对流，表面传热系数将增大1.2倍。

其他种类的冰盐特性如表2－4所示。冰(雪)与某些酸类的混合物也有与冰盐类似的冷却作用和

机理，其特性在表2－4中一并列出。

表2－4 冰盐（酸）混合物特性

混合物中的盐(酸)

CaCl

2

·6H

2

O

NaS

2

O

2

·5H

2

O

KCl

NH

4

Cl

盐（酸）与冰的质量比/％

41

30

67.5

30

混合后的最低温度/℃

－9.0

－11.0

－11.0

－11.0

2

NH

4

NO

3

NaNO

3

(NH

4

)NO

3

NaCl

NaCl·6H

2

O

H

2

SO

4

(浓度60%)

25

60

59

62

33

82

125

143

8

13

25

40

72

100

－15.8

－17.3

－18.5

－19.0

－21.2

－21.5

－40.3

－55.0

－16

－20

－25

－30

－35

－37

(3) 干冰冷却

固态CO

2

俗称干冰。

CO

2

的三相点参数为：温度－56.6℃，压力0.518 MPa。图2－1是CO

2

的相平衡图。图中示出

它的相区和相变特征。干冰在三相点以上吸热时融化，成为液态二氧化碳；在三相点和三相点以下

吸热时，则直接升华，成为二氧化碳气体。

图2－1 CO

2

的相平衡图

A—气－液相界线；B—固－液相界线；C—固－气相界线；l—沸腾；2—融化；3—升华

干冰的升华潜热r与温度T之间的关系可用下式表达：

r665.5T6.2610

3

T

2

1.810

5

T

3

kJ/kg (2

－

5)

常压下干冰的升华温度为－78.5℃，升华潜热为573.6 kJ/kg。升华后的低温二氧化碳气体仍具有

显热制冷能力，若再使它温度升到0℃，则总的制冷能力为646.4 kJ/kg。所以干冰的制冷能力比冰和

冰盐都大。在与冰制冷相同的条件下，干冰的单位质量制冷能力是冰的1.9倍，单位容积制冷能力

是冰的2.95倍。

干冰的平均密度为1560 kg/m

3

。干冰融化成液体时，体积约增大28.5%。这一点与水冰融化时

3

体积减小正相反。设计和操作干冰液化设备时务必注意此特性。

干冰是良好的制冷剂，它化学性质稳定，对人体无害。早在19世纪，干冰冷却就用于食品工业、

冷藏运输、医疗、人工降雨、机械零件冷处理和冷配合等方面。

(4) 其他固体升华冷却

近代科学研究中，为了冷却红外探测器、射线探测器、机载红外设备等的需要，采用了固态制

冷剂升华的制冷系统。其制冷温度取决于固体的种类、系统中的压力和被冷却对象的热负荷。通过

改变升华气体的流量来调节系统中的背压和温度，就可以保持一个特定的温度。这种制冷系统的工

作寿命由固体制冷剂的用量和被冷却对象的负荷决定，有达1年之久的。固体升华制冷的主要优点

是升华潜热大，制冷温度低，固体制冷剂的贮存密度大。

表2－5列出了一些固体制冷剂的工作温度范围、升华潜热和密度的值。表中温度范围的上限值

是相应物质的三相点温度，下限值是相应物质在压力13.33 kPa下的平衡温度，升华潜热和密度均为

对应于最低(下限)温度时的值。

表2－5 一些固体制冷剂的工作温度范围、升华潜热和密度

固体制冷剂

氢

氖

氮

一氧化碳

氩

甲烷

二氧化碳

氨

2．液体蒸发制冷

液体汽化形成蒸气，利用该过程的吸热效应制冷的方法称液体蒸发制冷。液体蒸发制冷循环的

基本原理如下(参照图2－2)。

当液体处在密闭的容器内时，若容器内除了液体和液体本身的蒸气外不含任何其他气体，那么

液体和蒸气在某一压力下将达到平衡。这种状态称为饱和状态。如果将一部分饱和蒸气从容器中抽

出，液体中就必然要再汽化出一部分蒸气来维持平衡。以液体为制冷剂，它在汽化时要吸收汽化潜

热，该热量来自被冷却对象，只要液体的蒸发温度比环境温度低，便可使被冷却对象变冷或者使它

维持在环境温度以下的某一低温。

工作温度范围 K

13.9－8.3

24.5－13.5

63.1－43.5

68.1－45.5

83.8－47.8

90.7－59.8

216.6－125.0

195.4－150.0

升华潜热 kJ/kg

51.1

105.4

152.0

295.0

205.3

494.2

566.4

1837.5

密度 kg/m

3

900

1490

940

1030

1710

520

1700

800

(a)饱和压力曲线 (b)构成循环的原理

图2－2 液体蒸发制冷原理图

为了使上述过程得以连续进行，必须不断地从容器中抽走制冷剂蒸气，再不断地将液体补充进

4

去。通过一定的方法将蒸气抽出，再令其凝结为液体后返回到容器中，就能满足这一要求。为使制

冷剂蒸气的冷凝过程可以在常温下实现，需要将制冷剂蒸气的压力提高到常温下的饱和压力。这样，

制冷剂将在低温低压下蒸发，产生制冷效应；然后在常温和高压下凝结，向环境温度的冷却介质排

放热量；凝结后的制冷剂液体由于压力较高，返回容器之前需要先降低压力。由此可见，液体蒸发

制冷循环必须具备以下四个基本过程：制冷剂液体在低压下汽化产生低压蒸气，将低压蒸气抽出并

提高压力变成高压气，将高压气冷凝成高压液体，高压液体再降低压力回到初始的低压状态。如此

便完成循环。按照实现循环所采用的方式的不同，液体蒸发制冷有蒸气压缩式制冷、蒸气吸收式制

冷、蒸气喷射式制冷和吸附式制冷等几种形式。

2．1．2 蒸气压缩式制冷

蒸气压缩式制冷的基本系统如图2－3所示。

系统由压缩机、冷凝器、膨胀阀、蒸发器组成，用管道将它们连接成一个密封的系统。在蒸发

器内处于低温低压的制冷剂液体与被冷却对象发生热交换，吸收被冷却对象的热量并汽化。产生的

低压蒸气被压缩机吸入，经压缩后以高压排出。压缩机排出的高压气态制冷剂进冷凝器，被常温的

冷却水或空气冷却，凝结成高压液体。高压液体流经膨胀阀时节流，变成低压低温的气、液两相混

合物，进入蒸发器，其中的液态制冷剂在蒸发器中蒸发制冷，产生的低压气再次被压缩机吸入。如

此周而复始，不断循环。

图2－3 蒸气压缩式制冷的基本系统

蒸气压缩式制冷系统中，用压缩机抽出低压气并将其提高压力后排出。气体压缩过程需要消耗

能量，由输入压缩机的机械能或电能提供。

2．1．3蒸气吸收式制冷

蒸气吸收式制冷的基本系统如图2－4所示。

5

图2－4 蒸气吸收式制冷的基本系统

1—发生器；2—冷凝器；3—制冷剂节流阀；4—蒸发器；5—吸收器；

6—溶液节流阀；7—溶液热交换器；8—溶液泵

整个系统包括两个回路：制冷剂回路和溶液回路。

系统中使用制冷剂和吸收剂作为工作流体，称为吸收式制冷的工质对。吸收剂对制冷剂气体有

很强的吸收能力。吸收剂吸收了制冷剂气体后形成溶液。溶液经加热又能释放出制冷剂气体。因此，

可以用溶液回路取代压缩机的作用，构成蒸气吸收式制冷循环。图2－4中，制冷剂回路由冷凝器2、

制冷剂节流阀3和蒸发器4组成。高压制冷剂气体在冷凝器中冷凝，产生的高压制冷剂液体经节流

后到蒸发器蒸发制冷。溶液回路由发生器1、吸收器5、溶液节流阀6、溶液热交换器7和溶液泵8

组成。在吸收器中，吸收剂吸收来自蒸发器的低压制冷剂蒸气，形成富含制冷剂的溶液，将该溶液

用泵送到发生器，经加热使溶液中的制冷剂重新以高压气态发生出来，送入冷凝器。另一方面，发

生后的溶液重新恢复到原来成分，经冷却、节流后成为具有吸收能力的吸收液，进入吸收器，吸收

来自蒸发器的低压制冷剂蒸气。吸收过程中伴随释放吸收热，为了保证吸收的顺利进行，需要用冷

却的方法带走吸收热，以免吸收液温度升高。

如果将吸收式制冷系统与压缩式制冷系统做个对比，在蒸气吸收式制冷系统中，吸收器好比压

缩式制冷系统中压缩机的吸入侧；发生器好比压缩机的排出侧；对发生器内溶液的加热，提供提高

制冷剂蒸气压力的能量。

蒸气吸收式制冷的机种以其所用的工质对区分。见于研究报道的工质对有许多种。当前普遍应

用的工质对有两种：溴化锂－水(制冷剂是水)，氨－水(制冷剂是氨)。溴化锂吸收式制冷机用于制取

7－10℃的冷水；氨水吸收式制冷机能够制冷的温度可达－20℃或更低。

2．1．4 蒸气喷射式制冷

蒸气喷射式制冷的基本系统如图2－5所示，其组成部件包括喷射器、冷凝器、蒸发器、节流阀

和泵。喷射器由喷嘴、吸入室、混合段和扩压器三部分组成。喷射器的吸入室与蒸发器相连，扩压

器出口与冷凝器相连。

6

图2－5 蒸气喷射式制冷的基本系统

1—喷射器(a—喷嘴；b—扩压器；c—吸入室)；2—冷凝器；

3—蒸发器；4—节流阀；5、6—泵

工作过程为：用锅炉(图中末示出)产生高温高压工作蒸气，工作蒸气进入喷嘴，在喷嘴中膨胀并

以高速(可达1000 m/s以上)流动，于是在喷嘴出口处造成很低的压力，使蒸发器中的水在低温下蒸

发。由于水汽化时需从未汽化的水中吸收潜热，因而使未汽化的水温度降低。这部分低温水便可用

于空气调节或其他生产工艺过程。蒸发器中产生的冷剂水蒸气与工作蒸气在喷嘴出口处混合，一起

进入扩压器；在扩压器中流动的蒸气流速逐渐降低，压力逐渐升高，以较高压力进入冷凝器，被外

部冷却水冷却变成液态水。从冷凝器流出的液态水分两路：一路经节流降压后送回蒸发器，继续蒸

发制冷；另一路用泵提高压力送回锅炉，重新加热产生工作蒸气。

图2－5表示的是一个封闭循环系统。在实际使用的系统中，冷凝后的水往往不再进入锅炉和蒸

发器，而将它排入冷却水池作为循环冷却水的补充水使用。蒸发器和锅炉则另设水源供给补充水。

图2－6示出在T－s图上所描述的蒸气喷射式制冷机的理论工作过程与循环。图中1－2表示工

作蒸气在喷嘴内部的膨胀过程。工作蒸气(状态2)与制冷剂水蒸气(状态3)混合后的状态是4。4－5

表示混合蒸气在扩压器中流动升压的过程。5－6表示冷凝器中气体的凝结过程。凝结终了的状态为

6。凝水分为两部分：一部分经过节流，进入蒸发器，产生制冷作用，用过程线6－7－3表示；另一

部分用水泵送入锅炉，产生工作(驱动) 蒸气，用过程线6－9－1表示。

图2－6 蒸气喷射式制冷机的理论工作循环

参照图2－6进行循环的热力分析：

制冷量



0

q

m0

(h

3

h

6

)

kW (2

－

6)

式中q

m0

—被引射蒸气的质量流量，kg/s；

h

3

—制冷剂蒸气出蒸发器时的比焓，kJ/kg；

h

6

—凝结水出冷凝器时的比焓，kJ/kg。

锅炉热负荷



h

q

m1

(h

1

h

6

)

kW (2

－

7)

7

式中q

m1

—工作蒸气的质量流量，kg/s；

h

1

—工作蒸气出锅炉时的比焓， kJ/kg。

冷凝器热负荷



k

(q

m0

q

m1

)(h

5

h

6

)

kW (2

－

8)

式中h

5

—混合蒸气进冷凝器时的比焓， kJ/kg。

如果忽略水泵消耗功而产生的热量，则循环的热平衡式为



k





0





h

(2

－

9)

在蒸气喷射式制冷机中用喷射系数(质量喷射比)n作为评定喷射器性能的参数。它定义为：每单

位质量工作蒸气所能引射的制冷剂蒸气量，即

nq

m0

/q

m1

(2

－

10)

理论情况下，喷射系数的值通过喷射器的热平衡式求得：

q

m0

h

3

q

m1

h

1

(q

m0

q

m1

)h

5

因而

uq

m0

/q

m1

(h

1

h

5

)(h

5

h

3

)

(2

－

11)

实际上，由于流动过程中存在阻力，混合过程中有冲击损失等因素，蒸气喷射式制冷机的实际

工作过程与图2－6所示的理论循环过程有较大的区别。

蒸气喷射式制冷机除采用水作为工作介质外，还可以用其他制冷剂作为工作介质。比如，用低

沸点的氟利昂制冷剂，可以获得更低的制冷温度。另外，将喷射式制冷系统中的喷射器与压缩机组

合使用，用喷射器作为压缩机入口前的增压器，这样可以使单级压缩式制冷机获得更低的制冷温度。

蒸气喷射式制冷机具有如下特点：补偿能的形式是热能，可以不用电能；结构简单；加工方便；

没有运动部件；使用寿命长。因而具有一定的使用价值，例如用于制取空调所需的冷水。但这种制

冷机所需的工作蒸气压力高，喷射器的不可逆损失大，效率较低。因此，在空调冷水机组中采用溴

化锂吸收式制冷机比用蒸气喷射式制冷机具有明显的优势。

2．1．5 吸附制冷

吸附制冷系统也是以热能为动力的能量转换系统。其机理是：一定的固体吸附剂对某种制冷剂

气体具有吸附作用，而且吸附能力随吸附剂温度的改变而不同。利用这种性质，通过周期性地冷却

和加热吸附剂，使之交替吸附和解吸。解吸时，释放出制冷剂气体，并使之凝为液体；吸附时，制

冷剂液体蒸发，产生制冷作用。

所以，吸附制冷的工作介质是吸附剂－制冷剂工质对。工质对有多种，按吸附机理说，有物理

吸附与化学吸附之别。

1．物理吸附制冷

以常见的沸石－水吸附对为例。沸石是一种铝硅酸盐矿物，它能够吸附水蒸气，且吸附能力的

变化对温度特别敏感。因而它们是较理想的吸附制冷工质对之一。图2－7示出一个利用太阳能驱动

的沸石－水吸附制冷系统原理。它包括吸附床、冷凝器和蒸发器，用管道连接成一个封闭的系统。

吸附床是充装了吸附剂(沸石)的金属盒；制冷剂液体(水)贮集在蒸发器中。白天，吸附床受日照加热，

沸石温度升高，产生解吸作用，从沸石中脱附出水蒸气，系统内的水蒸气压力上升，达到与环境温

度对应的饱和压力时，水蒸气在冷凝器中凝结，同时释放出潜热，凝水贮存在蒸发器中。夜间，吸

8

附床冷下来，沸石温度逐渐降低，它吸附水蒸气的能力逐步提高，造成系统内气体压力降低，同时，

蒸发器中的水不断蒸发出来，用以补充沸石对水蒸气的吸附。蒸发过程吸热，达到制冷的目的。

如果采用其他热源，只要能够保证交替地加热和冷却吸附床，使沸石周期性地解吸和吸附，同

样能达到制冷的目的。

图2－7 太阳能沸石－水吸附制冷原理

1—吸附床；2—冷凝器；3—储水器(蒸发器)

由上可知，吸附制冷属于液体汽化制冷。与蒸气压缩式制冷机相类比，吸附床起到压缩机的作

用。但上述吸附系统只能间歇制冷。吸附器处于吸附过程中产生冷效应，吸附结束后必须有一个解

吸过程使吸附剂状态还原，这时将停止制冷。为了连续制冷，可以采用两个吸附器。美国学者乔纳

斯(Jones)还提出用三个或四个吸附器进行系统循环，不仅能实现连续制冷，还可以利用一个吸附床

的排热去加热另一个吸附床，从而使热能充分利用。

现在对吸附制冷的研究正在不断深入和发展。为了使吸附制冷成为一种实用化的制冷方式，人

们在吸附工质对及其吸附机理、改善吸附床传热传质，以及吸附制冷的系统结构方面进行着不懈的

努力。

已研究的吸附工质对(吸附剂－制冷剂)主要有：沸石－水，硅胶－水，活性炭－甲醇，金属氢化

物－氢，氯化物盐类－氨等。各工质对的吸附动力学特性是研究吸附制冷的基础内容。

吸附制冷的循环速率受吸附床传热传质特性的制约。颗粒状充填的吸附床，其传热过程缓慢，

使循环周期拉长。为了提高制冷循环速度，在改善吸附床传热传质方面现采取的主要措施是：

(1) 将导热性好的铝粉和石墨加在吸附剂中。

(2) 将吸附剂成型加工，并烧结在金属壁面上。这样做一方面可以增加吸附剂的充填量，增大单

位体积的吸附能力；另一方面可以降低吸附剂与金属壁面之间以及吸附剂颗粒之间的接触热阻。

(3) 增加吸附床金属壁的热交换表面积。

2．固一气热化学制冷

利用固体与气体的化学吸附现象制冷，称之为固－气热化学制冷，或固－气反应法制冷。目前

主要研究的是利用氯化物(盐)与氨的固－气反应热现象，用于热泵或制冷。以下概要说明利用此原理

的三种系统与循环。

(1) 单效液体蒸发吸附循环

固－气热化学制冷系统原理可以用固－气体系的平衡图加以说明。以氯化钡盐与氨的固－气反

应为例，在压力－温度图上体系的平衡态特性如图

2

－

8

所示

(

图中压力

(

纵坐标

)

采用压力的对数值来

标度，温度

(

横坐标

)

用－

1

的数值来标度，体系的压力－温度关系呈直线

)

。图

2

－

8a

是该系统所用

T

反应物

(

固体盐与气体

)

的相平衡图；图

2

－

8b

是系统组成及两个阶段的工作过程。

9

(a) 固－气相平衡图 (b) 系统与工作流程

图2－8 单效液体蒸发吸附系统与循环

由反应器、热交换器及二者之间的连接管道组成封闭系统。系统中的物质是氨和BaCl

2

固体。

BaCl

2

充填在反应器中，NH

3

在反应器和热交换器之间循环。BaCl

2

与NH

3

的反应式为

循环由下面两个过程组成：

合成/蒸发过程 再在常温T

M

下冷却反应器，反应器中发生合成反应。BaCl

2

吸附NH

3

气，造成

热交换器中的液态NH

3

在低温T

L

下蒸发。这时热交换器作为蒸发器用。液态NH

3

蒸发吸热，产生

制冷效果。

分解/冷凝过程 在高温T

H

下对反应器加热，反应器中发生分解反应，BaCl

2

中释放出气态NH

3

，

气态NH

3

到热交换器(这时作为冷凝器使用)，在常温下冷却，凝结为液体。

图2－8a中，L/G是纯NH

3

的饱和压力线(即液/气平衡线)；S/G是NH

3

－BaCl

2

的吸附平衡压力

－温度曲线(即固/气平衡线)。分解/冷凝过程中系统内部为高压p

H

(系NH

3

的冷凝压力)，向反应器加

入的热量为Q

H

；热交换器中氨气凝结的排热量为Q

K

。合成/蒸发过程中系统内部为低压p

1

(系NH

3

的蒸发压力)，反应器在温度T

M

下的排热量为Q

M

；热交换器中NH

3

液蒸发的吸热量为Q

0

(制冷)。

(2) 单效再吸附循环

其组成如图2－9b所示。系统由两个反应器和它们之间的连接管道组成。两个反应器中分别充

填不同的盐。不同的盐与NH

3

具有不同的吸附平衡特性。例如，反应器1中充填BaCl

2

固体，反应

器2中充填NiCl固体。BaCl

2

和NiCl与NH

3

的化学吸附反应式分别由式(2－12)和下式表达：

(2

－

13)

(2

－

12)

图2－9a中S/G1是BaCl

2

与NH

3

的吸附平衡曲线；S/G2是NiCl与NH

3

的吸附平衡曲线。

循环的两个过程如下：

制冷过程 在常温T

M

下冷却反应器2，其中NiCl发生式(2－13)的合成反应，吸附气态NH

3

，

使反应器1中BaCl

2

发生分解反应。分解反应要吸收热量，产生制冷作用。

再生过程 在高温T

H

下加热反应器2，其中NiCl发生式(2－13)的分解反应，释放出NH

3

气；

同时在常温T

M

下冷却反应器1，其中BaCl

2

发生式(2－12)的合成反应，BaCl

2

吸附来自反应器2的

NH

3

气。

10

(a) 固－气反应的相平衡图 (b) 系统及两个反应过程

图2－9 单效再吸附循环

(3) 双效再吸附循环

图2－10所示，是在基本循环基础上经过改进了的高效循环方式。用三种不同的盐充填4个反

应器。图中示出了三种盐与NH

3

的吸附平衡曲线以及4个反应器的连接关系和两个工作阶段。图2

－10a是工作阶段A的情况；图2－10b是工作阶段B的情况。

阶段A 利用反应器1

*

中的反应物1在p

1

、T

1

下的分解反应(吸热)实现制冷，而反应物2在p

1

、

T

M

下合成(排热)。同时，在反应器1和反应器3的系统中，在高压p

H

下反应物3被加热，发生分解

反应，而反应物1被冷却发生合成反应。

阶段B 利用反应器1中的反应物1在p

1

、T

1

下的分解反应(吸热)实现制冷，而反应物3在低

压p

1

及回热温度T

rec

下合成(排热)。同时，反应物2在高压p

H

及回热温度T

rec

下分解，而反应器1

*

中的反应物l在p

H

和T

M

条件下合成(排热)。该阶段发生热回收，即反应物2分解所需要的部分热能

由回收反应物3的合成排热来提供。

(a) 工作阶段A的情况

(b) 工作阶段B的情况

图2－10 双效再吸附循环

双效再吸附循环的重要改进在于：

(1) 每一阶段都产生制冷作用，故可实现假连续制冷；

11

(2) 两阶段中，有一个阶段在过程进行中，可以获得内部回热，从而改善了循环的经济性。

这类基于固－气反应的化学制冷，同样是通过工作循环的能量平衡关系来计算其制冷的性能系

数COP。各种盐的反应热具有相同的数量级，且大约是NH

3

汽化潜热的2倍。若不计反应物的显热、

反应器和传热流体的显热以及热量损失，理想循环的性能系数COP

I

定义如下：

单效液体蒸发吸附循环 COP

I

＝ Q

0

/ Q

H

（2－14）

式中Q

0

为制冷剂蒸发时的热量；Q

H

为发生分解反应时加入反应器的热量（见图2－8）。

单效再吸附循环 COP

I

＝ Q

1

/ Q

H

（2－15）

式中Q

1

为发生分解反应时产生制冷效应的吸热量；Q

H

为发生分解反应时加入反应器的热量（见图2

－9）。

双效再吸附循环 COP

I

＝2Q

1

/(Q

3

+Q

2

－Q

rec

)＝2Q

1

/Q

2

（2－16）

式中Q

1

为发生分解反应时产生制冷效应的吸热量；Q

2

和Q

3

分别为反应器2和3中发生分反应时吸

入的热量；Q

rec

为反应器中2和3之间的回热量（见图2－10）。

2．2 电、磁、声制冷

2．2．1 热电制冷

热电制冷又称为温差电制冷，或半导体制冷，是利用热电效应(即帕尔帖效应)的一种制冷方法。

1834年，法国物理学家帕尔帖在铜丝的两头各接一根铋丝，再将两根铋丝分别接到直流电源的

正、负极上，通电后发现一个接头变热，一个接头变冷。这说明：当有直流电通过两种不同材料组

成的电回路时，两个接点处分别发生了吸、放热效应。这个现象称为帕尔帖热电效应。它是热电制

冷的依据。

如果接点处热电效应足够强，就可以产生有用的制冷作用。热电效应的大小主要取决于两种材

料的热电势。纯金属材料的导电性好，导热性也好。用两种金属材料组成电偶回路，其热电势小，

热电效应很弱，制冷效果不明显(制冷效率不到1%)。半导体材料具有较高的热电势，可以成功地用

来做成小型热电制冷器。按电流载体的不同，半导体分为N型半导体(电子型)和P型半导体(空穴型)。

图2－11示出N型半导体和P型半导体构成的热电偶制冷元件。用铜板和铜导线将N型半导体和P

型半导体连接成一个回路，铜板和铜导线只起导电的作用。回路由低压直流电源供电。回路中接通

电流时，一个接点变热，一个接点变冷。如果改变电流方向，则两个接点处的冷热作用互易，即：

原来的热接点变成冷接点，原来的冷接点变成热接点。

图2－11 热电制冷元件

一对N、P热电偶只需零点几伏特的电源电压，冷端产生的制冷量也很小，所以实际热电制冷

器是将许多热电偶组成热电堆使用。

热电制冷器的结构和原理显然不同于液体气化制冷。它不需要一定的工质循环来实现能量转换，

没有任何运动部件。热电制冷的效率低，半导体材料的价格又很高，而且，由于必须使用直流电源，

12

变压和整流装置往往不可避免，从而增加了电堆以外的附加体积。所以热电制冷不宜大规模和大冷

量便用。但由于它的灵活性强，简单方便，使用可靠，冷热切换容易，非常适宜于微型制冷领域或

有特殊要求的用冷场所。例如，为空间飞行器上的科学仪器、电子仪器、医疗器械中需要冷却的部

位提供冷源；装备在核潜艇驾驶舱的空调设备上。此外，采用热电制冷的小型手提式电冰箱很适合

于郊游、兵营等使用。

2．2．2磁制冷

这是利用磁热效应的制冷方式。

早在1907年郎杰裴(in)就注意到：顺磁体绝热去磁过程中，其温度会降低。从机理上

说，固体磁性物质(磁性离子构成的系统)在受磁场作用磁化时，系统的磁有序度加强(磁熵减小)，对

外放出热量；再将其去磁，则磁有序度下降(磁熵增大)，又要从外界吸收热量。这种磁性离子系统在

磁场施加与除去过程中所出现的热现象称为磁热效应。

1．基本概念

螺旋线圈通电时，产生感应磁场

B

0

。在线圈中插入磁性物体

(

比如铁棒

)

，物体磁化后产生附加

磁场

B



。于是，总的磁感应强度为

BB

0

B



(2

－

17)

不同的磁介质产生的附加磁场情况不同，附加磁场与原磁场方向相同的磁介质称为顺磁体(如

铁、锰)；附加磁场与原磁场方向相反的磁介质称为抗磁体(如铋、氢等)。磁感应强度的单位是T(特

[斯拉])。

设物体的磁矩为

M

。物体在磁场

H

中磁矩增加

dM

时，磁场对物体做功为



0

HdM

。该过程中

物体吸热

dQ

，内能增加

dU

。则由热力学第一定律有

dQdU



0

HdM

(2

－

18)

式中



0

—真空磁导率，

H/m

；

H—磁场强度，A/m；

M—磁矩，A·m

2

；

将式(2－18)与熟知的气体热力学第一定律表达式

dQdUpdV

相类比。磁系统中的



0

H

相当于气体系统中的压力

p

；

M

则相当于体积

V

。由此可以类似地引

出磁熵

S

的概念，用

S

－

T

图可以描述磁性物体的磁热状态，反映出物体温度

T

、磁熵

S

与磁场

(

常

用磁感应强度

B

代替磁场强度

H)

三者之间的关系。

2．低温磁制冷

在16K以下的极低温区，由于固体的晶格振动和传导电子的热运动可以忽略，故磁系统的磁熵

变近似等于整个固体的总熵变。

磁制冷卡诺循环如图2－12所示。它由四个过程组成：

13

1－2为等温磁化(排放热量)；

2－3为绝热退磁(温度降低)；

3－4为等温退磁(吸收热量制冷)；

4－1为绝热磁化(温度升高)。

图2－12 磁制冷卡诺循环

已开发出的磁材料有：钆镓石榴石(Gd

3

Ga

5

O

12

)、镝铝石榴石(Dy

3

Al

5

O

12

)、钆镓铝石榴石(Gd

3

(Ga

1

－

x

Al

2

)

5

O

12

)。其制冷温度范围为4.2~20 K。

正在开发的磁材料有：RAl

2

和RNi

2

(R代表Gd，Dy，Ho，Er等重稀土)。其制冷温度范围为15~77K。

磁制冷装置首先需要有超导强磁体，用于产生强度达4－7T的磁场。用旋转法实现以下循环：

将钆镓石榴石（磁介质）做成小球状，充填入一个空心环中。使圆环绕中心轴旋转，转到冰箱外的

半环受磁场作用，温度升高后磁化放热；再转到冰箱内的半环时退磁，温度降低后吸热制冷。日本

川崎公司研究的这类转动式磁制冷机需要的最大磁场强度为4.5T；旋转速度为0.72 r/min；制冷温度

达4.2－11.5 K；制冷量为0.12 W。

3．高温磁制冷

温度20K以上，特别是在近室温附近时的磁性系统热运动大大加强，顺磁盐中的磁有序态难以

形成，它在受外磁场作用前后造成的磁系统熵变大大减小，低温磁制冷所采用的材料和循环都不适

用，故在很长一段时期高温磁制冷没有什么发展。直到1976年美国国家宇航局(NASA)的布朗(Brown)

首次完成高温磁制冷实验，才促进了该领域的发展。1980年，日本政府、产业界和大学三方面人员

组成“高温磁性冷冻研究会”，以后10年来高温磁制冷技术进展较快。1987年，美国Astronatic公

司开始生产小批量磁冰箱。目前，磁制冷方式步入高温制冷应用的研究仍在进行。

图2－13示出金属钆(Gd)在200－300K条件下的S－T图。如图，若按卡诺循环制冷(图中

1'23'4'1')，则温降很小。这时采用艾里克森(Ericsson)循环比较适宜。艾里克森循环如图中12341所示。

它由四个过程组成：1－2为等温磁化过程；2－3为等磁场过程(温度降低)；3－4为等温退磁过程(吸

热制冷)；4－1为等磁场过程(温度上升)。

图2－13 高温磁制冷循环的S－T图

布朗用7 T的磁场和金属钆按上述循环成功地从室温得到－30℃低温。布朗的实验装置如图2

－14所示。将金属钆板(磁材料)浸在蓄冷筒的蓄冷液体(水+乙二醇溶液)中，利用磁场变化配合蓄冷

14

筒上下运动实现循环。图2－14中示出了一个周期的变化过程。经过多次反复，筒体上部达到323 K；

下部达到243 K。

图2－14 布朗的高温磁制冷实验

1—磁体；2—蓄冷筒；3—钆板

目前，力图使高温磁制冷实用化的研究包括以下三个主要方面：

(1) 寻找合适的磁材料(工质)。它应具有的特点是：离子磁矩大，居里点接近室温，以较小的磁

场(例如lT)作用与除去作用时能够引起足够大的磁熵变(即磁热效应显著)。现已研制出一系列稀土化

合物作磁制冷材料，如R－Al，R－Ni，R－Si等系列的物质(其中R代表稀土元素)，还有复合型制

冷物质(由居里点不同的几种材料组成)。

(2) 外磁场需采用高磁通密度的永磁体。

(3) 研究最合适的磁循环并解决实现循环所涉及到的热交换问题。

2．2．3声制冷

声制冷是利用热声效应的一种制冷方法。热声效应(thermoacousticeffect)是指可压缩流体的声振

荡与固体介质之间由于热相互作用而产生的时均能量效应。声能是一种振荡形式的能量，声波在空

气中传播时会产生压力的波动和位移的波动，还会引起温度的波动。当声波所引起的压力、位移、

温度波动作用到固体边界时，就会发生明显的声波能量与热能的相互转换，这就是热声效应。如果

能够实现热能与声能的相互转化并与外界热源的热量交换，即可制成声发动机和声制冷机。

可产生热声效应的流体介质必须具备的特性是：具有可压缩性，热膨胀系数较大，普朗特数小。

此外，对于要求制冷温差大、能量流密度较小的场合，流体比热容要小；对于要求制冷温差小、能

量流密度较大的场合，流体比热容要大。因此，在低温制冷领域，声制冷的适宜流体是理想气体，

如空气、氦气，特别是氦气；在普通制冷温度领域，声制冷的适宜流体为处于近临界区的液体，如

液态CO

2

、碳氢化合物等。

图2－15 声制冷机的基本组成

图2－15是一个声制冷机的基本组成，包括声源、第一介质、第二介质和声共振管。声源可以

是一个低频活塞式声发生器，或者是经过改装的中频扬声器。要求声源能在1.0 MPa以上的压力下

15

工作，并能产生35 kPa(185dB)以上的交变压强。声源还是一个热汇。第一介质使用热膨胀性较大的

可压缩流体，比如

4

He，工作压力为1.0 MPa或更高。第二介质是声制冷机的最重要部件，对它的要

求是热附面层厚度大、热容量大、纵向热导率小。通常是靠特殊的几何结构来实现这些要求，如不

锈钢薄片或塑料布叠层结构。声共振管的作用是在其内部建立起声驻波场，这样声源的输出功率不

要太大，而波腹处的声压级却可以很高。

图2－16描述出声制冷的微元循环过程中，气团运动与变形(图2－16a)以及分别在T－S图(2－

16b)和p－V图(2－16c)上表示出的热力状态变化。图2－16a中，代表第二介质的一小块短板与代表

第一介质的小气团之间发生相互作用。平均温度和平均压力分别为T

m

、p

m

的气团受绝热压缩时，向

右快速运动，移动了x

1

，同时吸收外功dW，温度和压力升高到(T

m

＋T

1

)和(p

m

＋p

1

)(图中过程1)。这

时，由于气团的温度高于短板的平均温度，在(p

m

＋p

1

)压力下向短板定压放热dQ，温度降到(T

m

＋T

1

－δT)(过程2)；然后，气团又在声波作用下膨胀，向左快速运动，移动了－x

1

，膨胀后气团的压力、

温度降低到p

m

、(T

m

－δT )，同时对外做功dW’(过程3)。接着，低温气团在低压下从短板定压吸热

dQ’，压力、温度恢复到p

m

、T

m

(过程4)，于是气团完成一个循环过程。板在过程2吸收热量，但不

传导热量，仅起存贮热量的作用，存贮在这里的热量dQ将在下一个周期被当前气团右边的气团继

续向右转移。如果不考虑任何机理的能量损耗，dQ=dQ’，dW=dW’。于是，这样每完成一个循环，

净作用是热量dΦ从高压处被转移到低压处。通常，δT和dQ都是微小量。因此，要利用此原理制

冷的话，必须有一系列的气团以合适的相位接力式地工作，才能将足够的热量“泵”向声压波腹处

而产生显著的热声效应。就是说，第二介质的整体长度和宽度都必须足够大。

图2－16 声制冷的微元循环过程

声制冷的性能系数

COPCOP

c

(2

－

19)

式中COPc—相同温度条件下卡诺制冷循环的性能系数；

Γ

—温度梯度

T

m

(

见图

2

－

16a)

与临界温度梯度

T

c

(

δ

T=0

时的温度梯度

)

之比，即

16



T

m

(2

－

20)

T

c

在数值上，



＜1。

声制冷机的研究和开发兴起于20世纪80年代。首先开展这方面工作的主要有美国LosAlamos

实验室及美国海军研究院。当前，声制冷原理已用于红外传感、雷达及其他低温电子器件的降温。

低温电子器件的制冷问题与常规民用制冷相比，有自己的独特之处，它要求制冷温度低(－50－－

200℃)，但制冷量不大。要求制冷机的机械振动小，可靠性高和小型轻量化。声制冷装置的特点恰

好能适应这些方面的要求，因此可以期望声制冷技术在低温电子学器件制冷方面有好的应用前景。

目前，家用电冰箱和空调器均采用机械式的压缩机制冷技术。由于广大用户对静音化的要求极

为迫切，国内外在家电制冷设备的降噪技术方面已做出不少的成绩，而更高水平的静音化目前困难

不少。设想在不久的将来能在电冰箱制冷系统上附加一套结构简单的声制冷系统，并以电冰箱压缩

机的噪声作为声制冷系统的能源，将会使整台电冰箱或空调器的制冷效率进一步提高，而其噪声还

将会有突破性的下降。

2．3气体涡流制冷

2．3．1气体涡流制冷的机理分析

涡流冷却效应的实质是利用人工方法产生旋涡使气体分为冷、热两部分。利用分离出来的冷气

流即可制冷。

涡旋管是一个构造比较简单的管子，如图2－17所示，它主要是由喷嘴、涡流室、分离孔板及

冷热两端的管子组成。气体分离成两部分是在涡流管的涡流室内进行。涡流室内部形状为阿基米德

螺旋线，喷嘴沿切线方向装在涡流室的边缘，其连接可以有不同的方法。

图2－17 涡流管结构及工作过程示意图

1—进气管；2—喷嘴；3—涡流室；4—孔板；5—冷端管子；

6—热端管子；7—控制阀

在涡流室的一侧装有一个分离孔板，其中心孔径约为管子内径的一半(或稍小一些)，它与喷嘴中

心线的距离大约为管子内径的一半。分离孔板之外即为冷端管子。热端装在分离孔板的另一侧，在

其外端装有一个控制阀，控制阀离开涡流室的距离约为管子内径的10倍。

经过压缩并冷却到室温的气体(通常是用空气，也可以用其他气体如二氧化碳、氨气等)，进入喷

嘴内膨胀后以很高的速度切线方向进入涡流室，形成自由涡流，经过动能的交换并分离成温度不相

同的两部分，中心部分的气流经孔板流出，即冷气流；边缘部分的气体从另一端经控制阀流出，即

热气流。所以涡流管可以同时得到冷热两种效应。根据试验，当高压气体的温度为室温时，冷气流

17

的温度可达－50－－10℃，热气流的温度可达100－130℃。控制阀用来改变热端管子中气体的压力，

因而可调节两部分气流的流量比，以改变它们的温度。

在涡流室内气体的分离过程是相当复杂的，它的物理实质可说明如下。压力为p

1

、温度为T

1

的高压气体，在喷嘴中膨胀到压力p

2

，此时，理论上为等熵膨胀时可达到的温度T

s

为

p

T

s

T

1

(

2

)

p

1

k1

k

图2－18 涡流管内部过程在T－s图上的描述

并且获得超声速的速度c

2

。这样高速的气流沿切线方向进入涡流室，便在涡流室的周边部分形

成自由涡流，其旋转质量角速度在涡流室边缘部分较小，而越接近轴心部分则越大，于是在涡流室

中沿半径方向形成了不同角速度的气流层。由于气流层之间的摩擦，内层的角速度要降低而外层的

角速度要提高，因而内层气流便将一部分动能传给外层气流。涡流室中心部分的气体当经孔板流出

时便具有了较低的温度T

c

；而当边缘部分的热气体流经热端管子时，由于摩擦的存在，使动能又转

化为热能，因而经控制阀流出时便具有了较高的温度T

h

。涡流管内部的这种过程表示在T－s图上

如图2－18所示。图中点4表示气体在压缩以前的状态，4－5为压缩机中的等熵压缩过程，5－1为

在冷却器中的等压冷却过程。点1表示高压气体进喷嘴以前的状态，在理想情况下经绝热膨胀到压

力p

2

时温度降到T

s

，膨胀后的状态用点2a表示。点2表示涡流管出来的冷气流状态，其温度是T

c

；

点3表示涡流管出来的热气流的状态，其温度为T

h

。1－2及1－3'分别表示冷、热两部分气流的分

离过程，这一过程是不可逆的过程；3’－3为热气流经控制阀的节流过程，节流前后比焓值不变。从

涡流管出来的冷气流的温度T

c

总是高于T

s

。这是因为：

(l) 气体在喷嘴中不可能是等熵膨胀；

(2) 涡流室中内层的气体不可能将其动能全部传给外层的气体；

(3) 涡流室内存在向心的热量传递过程。

2．3．2气体涡流制冷的计算

令

T

c

T

1

T

c

T

s

T

1

T

s

式中

T

c

—涡流管的冷却效应；

18

T

s

—等熵膨胀温度效应。

则涡流管冷却的有效性可用冷却效率η

c

表示，即



c



T

c



T

s

T

1

T

c

p

T

1

[1(

2

)

p

1

k1

k

]

(2

－

21)

由质量连续方程有

q

m1

q

m,c

q

m,h

(2

－

22)

式中

q

m1

、

q

m,c

、

q

m,h

分别表示涡流管的高压气流以及从涡流管排除的冷气流及热气流的质量流量，

kg/s

。用

h

1

、

h

2

、

h

3

分别表示它们的比焓值，并忽略气体流进流出时的能，则可写下涡流管的热平衡

式：

q

m1

h

1

q

m,c

h

2

q

m,h

h

3

(2

－

23)

将式

(2

－

22)

代入式

(2

－

23)

，再将比焓用温度表示，并令

T

h

T

h

T

1



c



q

m,c

q

m1



q

m,c

q

m,c

q

m,h

式中

T

h

—涡流管的加热效应；



c

—冷气流分量。

则热平衡式可以简化为

T

1





c

T

c

(1



c

)T

h

(2

－

24)



c



T

h

T

1

T

h



(2

－

25)

T

h

T

c

T

h

T

c

冷气流由

T

c

加热到

T

1

所能吸收的热量即为涡流管的制冷量



0

q

m,c

c

p

(T

1

T

c

)



c

q

m1

c

p

T

c

(2

－

26)

1kg

冷气流的单位制冷量为

q

0





0

q

m,c

c

p

T

c

(2

－

27)

这一数值在图

2

－

18

中用等压线下的面积

2ab42

表示。若对每千克高压气体而言，其单位制冷

量应为

q

01





0

q

m1





c

c

p

T

c





c

q

0

(2

－

28)

19

用同样的方法可以计算涡流管的制热量



h

q

m,h

c

p

(T

h

T

1

)(1



c

)q

m1

c

p

T

h

(2

－

29)

以及按热气流和高压流计算的单位制热量

q

h





h

q

m,h

c

p

T

h

(2

－

30)

q

h1





h

q

m1

(1



c

)c

p

T

h

(2

－

31)

其中

q

h

可用图

2

－

18

中等压线下的面积

4bc34

表示。同时，如果将式

(2

－

25)

代入式

(2

－

26)

和式

(2

－

29)

，则不难证明涡流管的制冷量



0

与制热量



h

在数量上是相等的。

涡流管的优点是结构简单、维护方便、启动快，且能达到比较低的温度；其主要缺点是效率低。

因此，涡流管只宜用于那些不经常使用的小型低温试验设备。应用回热原理及喷射器来降低涡流管

冷气流的压力，不仅可以进一步降低涡流管所能获得的低温，而且还可以提高涡流管的经济性。为

了获得更低的温度还可以采用多级涡流管。

2．4 气体膨胀制冷

气体膨胀制冷是人工制冷方法中发明最早的方法之一。目前，在气体液化装置及低温制冷机中。

主要采用的膨胀制冷方法有压缩气体绝热节流、等熵膨胀和等温膨胀。前两种方法造成气体降温，

有时称为内冷法，后一种方法使气体在等温下吸热。

2．4．1 气体绝热节流制冷循环

1．实际气体的节流

(1) 节流过程的热力学特征

当气体在管道中流动时，由于局部阻力，如遇到缩口和调节阀门时，其压力显著下降，这种现

象叫做节流。工程上由于气体经过阀门等流阻元件时，流速大、时间短，来不及与外界进行热交换，

可近似地作为绝热过程来处理，称为绝热节流。

参照图2－19，根据稳定流动能量方程式得

h

1

h

2

(2

－

32)

即气体在绝热节流时，节流前后的比焓值不变。这是节流过程的主要特征。由于节流时气流内

部存在摩擦阻力损耗，所以它是一个典型的不可逆过程，节流后的比熵必定增大，即

s

1

＜s

2

(2－33)

这是节流过程的另一个主要特征。

20

图2－19 绝热节流过程

实验发现，实际气体节流前后的温度一般将发生变化。气体在节流过程中的温度变化叫做焦耳

－汤姆逊效应(简称焦－汤效应)。造成这种现象的原因是因为实际气体的比焓值不仅是温度的函数，

而且也是压力的函数。大多数实际气体在室温下的节流过程中都有冷却效应，即通过节流元件后温

度降低，这种温度变化叫做正焦耳－汤姆逊效应。少数气体在室温下节流后温度升高，这种温度变

化叫做负焦耳－汤姆逊效应。

(2) 微分节流效应和积分节流效应

根据气体节流前后比焓值相等这一特征，令



h

(

T

)

h

(2

－

34)

p

式中



h

叫做微分节流效应，有时也称为焦耳－汤姆逊系数，可以理解为气体在节流时单位压降所产

生的温度变化。对于正效应，



h

＞

0

；对于负效应，



h

＜

0

。一些气体在常温常压下的微分节流效

应列于表

2

－

6

中。

表2－6 几种气体在273K及98kPa时微分节流效应



h

气体名称

空气

氧

氮

压降

pp

2

p

1

为一有限数值时，节流所产生的温度变化叫做积分节流效应，可按下式计算：

T

h

T

2

T

1







h

dp

p

1

p

2



h

/(10

－

3

K/kPa)

+2.75

+3.16

+2.65

气体名称

二氧化碳

氢

氦



h

/(10

－

3

K/kPa)

+13.26

－3.06

－6.08

由热力学基本关系，可以推出



h

(

Tv

1

)

h

[T()

p

v]

(2

－

35)

pc

p

T

如果已知气体的状态方程，则可以算出



h

，其正负也可完全确定。对于理想气体，状态方程

pvRT，(

v

v

)

p



TT

21

故



h

=0

，所以理想气体的微分节流效应为零。



h

的表达式也可通过试验来建立。例如对于空气和氧，在

p

＜

15×10

3

kPa

时得到的经验公式如

下：



h

(a

0

b

0

p)(

式中a

0

及b

0

为常数，并有

氧气：a

0

=3.19×10

3

， b

0

=0.08840×10

6

空气：a

0

=2.72×10

3

， b

0

=0.08951×10

6

T、p的单位分别为K和kPa。

积分节流效应还可用T－s图或h－T图求解，其方法如图2－20所示。从节流前的状态点1(p

1

，

T

1

)画等比焓线，与节流后压力p

2

的等压线交于点2，则这两点之间的温差(T

1

－T

2

)即为要求的积分

节流效应。

－－

－－

273

2

)

(2

－

36)

T

图2－20 用图解法确定积分节流效应

(3) 转化温度与转化曲线

在一定的压力下，气体具有某一温度时，微分节流效应可以等于零，这个温度叫做转化温度。

已知气体的状态方程时，转化温度可以由方程(2－35)计算得到。以下通过范德瓦尔方程分析转

化温度的变化关系。对于1mol气体，遵守范德瓦尔方程时则有

p

RTa



2

(2

－

37)

vb

v

将上式代入方程

(2

－

35)

中，并令



h

＝

0

，得到

p

a

(1

b

2

RTb

3

RTb

)(1)

(2

－

38)

2a2a

上式表示转化温度与压力的关系，它在T－p图上为一连续曲线。转化温度与压力的关系曲线称

为转化曲线。



图

2

－

21

示出了氮的转化曲线，虚线是按式

(2

－

38)

计算的，实线是用实验方法得到的。图中的

T

inv



为下转化温度。两者的差别是由于范德瓦尔方程在定量上不准确引起的。由图

2

为上转化温度，

T

inv

－

21

以及理论分析可知，转化曲线将

T

－

p

图分成了制冷和制热两个区域，并存在一个最大转化压

力，即：对应该压力只有一个转化温度；大于该压力不存在转化温度；小于该温度存在两个转化温

22

度，并分别称为上转化温度和下转化温度。转化曲线外是制热区，



h

＜

0

，节流后产生热效应；转

化曲线内是制冷区，



h

＞

0

，节流后产生冷效应。因此，在利用气体节流制冷时，气体参数的选择

要保证节流前的压力不得超过最大转化压力，节流前的温度必须处于上下转化温度之间。

图2－21 氮的转化曲线T=f(p)

理论分析和实验结果都表明，气体的临界温度越低其转化温度也越低。表2－7示出了十几种气

体在低压下的上转化温度及其与临界温度的比值。因大多数气体，如空气、氧、氮、一氧化碳等，

转化温度较高，故从室温节流时总是冷效应。氖、氢及氦的转化温度比室温低，必须用预冷的方法

使其降温到相对应的上转化温度以下，节流后才会产生冷效应。

表2－7 气体在低压下的上转化温度、临界温度及二者的比值

气 体

空 气

氧

氮

氩

氖

氢

氦－3



/K

T

inv

65O

771

604

765

230

204

－39

T

cr

/K

132.55

154.77

126.25

l50.86

44.40

32.98

3.35



/T

cr

T

inv

4.90

4.98

4.78

5.07

5.18

6.19

11.64

气 体

氦－4

氪

氙

一氧化碳

二氧化碳

甲烷

重氢



/K

T

inv

－46

1079

1476

644

1275

953

209－220

T

cr

/K

5.199

209.40

289.75

132.92

304.3

190.7

38.3



/T

cr

T

inv

8.85

5.15

5.10

4.85

4.19

5.00

5.46－5.75

(4) 等温节流效应

如图2－20所示，如果将气体由起始状态0(p

2

，T

1

)等温压缩到状态l(p

1

，T

1

)，再令其节流到状

态2(p

2

，T

2

)，则气体的温度由T

1

降到T

2

。令节流后的气体在等压下吸热，则可以恢复到原来的状

态0(p

2

，T

1

)，所吸收的热量即单位质量制冷量(简称为单位制冷量)

q

0

c

p

(T

1

T

2

)h

0

h

1

h

T

气体经过等温压缩和节流膨胀之后之所以具有制冷能力，是因为气体经等温压缩后比焓值降低，

气体的制冷能力是等温压缩时获得的，又通过节流表现出来。等温节流效应是等温压缩和节流这两

个过程的综合。

因为节流效应与压力、温度有关，所以等温节流效应也直接取决于压力、温度。在一定温度下，

只要压力不超过对应温度下的转化压力，

h

T

将随压力的增加而增加。图

2

－

22a

给出了氮气的

23

h

T

随压力的变化情况

(T=300K)

。

在一定压力下，降低温度，

h

T

随之增大。图

2

－

22b

表示氮气在

p

1

=0.1MPa

，

p

2

=25MPa

时，

h

T

与温度

T

的对应关系。

h

T

可以增加数倍。可以看出，随着温度的降低，气体混合物的

h

T

值可以近似看作各组分的

h

T

值之和。

图

2

－

22

氮气的

h

T

与压力

p

2

、温度

T

的关系

2．绝热节流制冷循环

简单绝热节流制冷循环是1895年由林德首先提出的，称为林德(Linde)循环，系统组成如图2－

23所示。图2－24为循环的T－s图。系统由压缩机、冷却器、逆流换热器、节流阀和蒸发器组成。

对于理想循环，制冷工质在压缩机里从低压p

1

压缩到p

2

，经冷却器等压冷却至常温(点2)。上述过

程可近似地认为压缩与冷却过程同时进行，是一个等温压缩过程(由此引起的误差由等温效率修正，

见后面章节)，在T－s图上简单地用等温线1'－2表示。然后经逆流换热器冷却至状态3，经节流阀

节流后到状态4并进入蒸发器。在蒸发器中，节流后形成的液体工质吸收被冷却物体的热量(即冷量)

蒸发为蒸气。处于饱和状态的蒸气回流至换热器中用于冷却高压正流气体，在理想情况下本身复热

到温度T

1

，然后被吸入压缩机，完成整个循环。

图2－23 绝热节流制冷循环系统图 图2－24 绝热节流制冷循环T－s图

24

绝热节流制冷循环用于气体的液化，又称为节流液化循环，详细的循环分析见本书8.2.2。

节流制冷循环的性能系数低，经济性较差。这是因为，作为节流循环的主要工作过程—节流过

程，是典型的不可逆热力过程，此外在热交换器中存在由换热温差引起的不可逆损失。为了减少这

两个损失，提高节流循环的性能指标，人们提出了有预冷的节流循环和双压节流循环及其他流程形

式。要特别注意的是，由于氖、氢和氦的转化温度远低于室温，利用这些气体进行节流制冷循环时，

预冷成为循环实现的必要条件。

尽管节流制冷循环效率较低，但是由于其组成简单，无低温下的运动部件，可靠性高，该循环

仍得到了重视。尤其是开式节流制冷循环(此时用高压储气瓶代替压缩机作气源)，便于微型化、轻量

化，在红外制导等领域得到了广泛使用。

2．4．2布雷顿制冷循环

1．等熵膨胀制冷

高压气体绝热可逆膨胀过程称为等熵膨胀。气体等熵膨胀时有功输出，同时气体的温度降低，

产生冷效应。这是制冷的重要方法之一。常用微分等熵效应



s

来表示气体等熵膨胀过程中温度随压

力的变化，其定义为



s

(

T

)

s

(2

－

39)

p

因



s

总为正值，故气体等熵膨胀时温度总是降低，产生冷效应。

对于理想气体，膨胀前后的温度关系是

Tp

2

(

2

)

T

1

p

1

k1

k

(2

－

40)

由此可求得膨胀过程的温差

p

T

s

T

2

T

1

T

1

[(

2

)

p

1

k1

k

1]

(2

－

41)

对于实际气体，膨胀过程的温差可借助热力学图查得，如图2－25所示。

由于等熵膨胀过程有外功输出，所以必须使用膨胀机。当气体在膨胀机内膨胀时，由于摩擦、

漏热等原因，使膨胀过程成为不可逆，产生有效能损失，造成膨胀机出口处工质温度的上升，制冷

量下降。工程上，一般用绝热效率



s

来表示各种不可逆损失对膨胀机效率的影响，其定义为



s



h

pr

h

id

(2

－

42)

即膨胀机进出口的实际比焓降

h

pr

与理想比焓降

(

即等熵焓降

)

h

id

之比。目前，透平式膨胀机

的效率可达到

0.75

－

0.85

，活塞式膨胀阶的效率达

0.65

－

0.75

。

25

图2－25 等熵过程的温差

比较微分等熵效应和微分节流效应，两者之差为



s





h



v

(2

－

43)

p

因为

v

始终为正值，故



s

＞



h

。因此，对于气体绝热膨胀，无论从温降还是从制冷量看，等

熵膨胀比节流膨胀要有效得多。除此之外，等熵膨胀还可以回收膨胀功，因而可以进一步提高循环

的经济性。

以上仅是对两种过程从理论方面的比较。在实用时尚有如下一些需要考虑的因素：

(1) 节流过程用节流阀，结构比较简单，也便于调节；等熵膨胀则需要膨胀机，结构复杂，且活

塞式膨胀机还有带油问题。

(2) 在膨胀机中不可能实现等熵膨胀过程，因而实际上能得到的温度效应及制冷量比理论值要

小，这就使等熵膨胀过程的优点有所减小。

(3) 节流阀可以在含液量大的气液两相区工作，但带液的两相膨胀机带液量尚不能很大。

(4) 初温越低，节流膨胀与等熵膨胀的差别越小，此时应用节流较有利。因此，节流膨胀和等熵

膨胀这两个过程在低温装置中都有应用，它们的选择依具体条件而定。

2．单一气体工质的布雷顿制冷循环

布雷顿(Brayton)制冷循环又称逆向焦耳循环或气体制冷机循环，是以气体为工质的制冷循环。

其工作过程包括等熵压缩、等压冷却、等熵膨胀及等压吸热四个过程，这与蒸气压缩式制冷机的四

个工作过程相近，两者的区别在于工质在布雷顿制冷循环中不发生集态改变。历史上第一次实现的

气体制冷机以空气作为工质，称为空气制冷机。除空气外，根据不同的使用目的，工质也可以是CO

2

、

N

2

、He等气体。

(1) 无回热气体制冷机循环

图2－26示出无回热气体制冷机系统图。气体由压力p

0

被压缩到较高的压力p

c

，然后进入冷却

器中被冷却介质(水或循环空气)冷却，放出热量Q

c

，而后气体进入膨胀机，经历绝热膨胀过程，达

到很低的温度，再进入冷箱吸热制冷。循环就这样周而复始地进行。

26

图2－26 无回热气体制冷机系统图

在理想情况下，我们假定压缩过程和膨胀过程均为理想绝热过程，吸热和放热均为理想等压过

程(即没有压力损失)，并且换热器出口处没有端部温差。这样假设后的循环称为气体制冷机的理论循

环，其p－v图及T－s图如2－27所示。图中T

0

是冷箱中制冷温度，T

c

是环境介质的温度，1－2

是等熵压缩过程，2－3是等压冷却过程，3－4是等熵膨胀过程，4－1是在冷箱中的等压吸热过程。

图2－27 无回热气体制冷机理论循环p－v图与T－s图

现在进行理论循环的性能计算。单位制冷量q

0

及单位热负荷q

c

分别是

q

0

h

1

h

4

c

p

(T

1

T

4

)

(2

－

44)

q

c

h

2

h

3

c

p

(T

2

T

3

)

(2

－

45)

单位压缩耗功w

c

和膨胀获功w

e

分别是

w

c

h

2

h

1

c

p

(T

2

T

1

)

(2

－

46)

w

e

h

3

h

4

c

p

(T

3

T

4

)

(2

－

47)

从而可以计算出循环消耗的单位功w及性能系数COP：

ww

c

w

e

c

p

(T

2

T

1

)c

p

(T

3

T

4

)

(2

－

48)

COP

c

p

(T

1

T

4

)

q

0



(2

－

49)

wc

p

(T

2

T

1

)c

p

(T

3

T

4

)

气体按理想气体处理时

Tp

T

2



3

(

c

)

T

1

T

4

p

0

则上式可简化为

k1

k

27

COP

1

p

(

c

)

p

0

k1

k



1

T

1

T

4



T

2

T

1

T

3

T

4

(2

－

50)

由式

(2

－

50)

可以看出，无回热气体制冷机理论循环的性能系数与循环的压力比或压缩机的温度

比

T

3

T

2

、膨胀机的温度比有关，压力比或者温度比越大，循环性能系数越低。因而，为了提高循

T

1

T

4

因为热源温度是恒值，此时可逆卡诺循环的性能系数为

COP

c



环的经济性应采用较小的压力比。

T

1

T

3

T

1

因此上述理论循环的循环效率



为





T

1

T

3

T

1

T

c

T

0

COP



(2

－

51)

COP

c

T

2

T

1

T

1

T

2

T

0

由于T

c

小于T

0

，所以无回热气体制冷机理论循环的性能系数小于同温限下的可逆卡诺循环的性

能系数，即COP＜COP

c

。这是因为，在T

c

和T

2

不变的情况下，无回热气体制冷机理论循环冷却器

中的放热过程2－3和冷箱中的吸热过程4－1具有传热温差，因而存在不可逆损失。压力比越大则

传热温差越大，不可逆损失越大，循环的制冷系数越小，循环的热力完善度也越低。

由式(2－50)可以看出，当p

c

及P

0

给定时，COP将保持不变，但随着T

0

的降低(或T

c

的升高)可

逆卡诺循环的性能系数COP

c

将下降，使气体制冷机理论循环的热力完善度提高。因此，用气体制冷

机制取较低的温度时效率较高。

实际循环中压缩机与膨胀机中并非等熵过程，换热器中存在传热温差和流动阻力损失，这些因

素使得实际循环的单位制冷量减小，单位功增大，性能系数与热力完善度降低，并引起循环特性的

某些变化。

(2) 定压回热气体制冷机循环

在分析无回热气体制冷机的理论循环时可得出如下结论：理论循环的性能系数随压力比p

c

/p

0

的

减小而增大，所以适当的降低压力比是合理的。但是由于环境介质温度T

3

是一定的，降低压力比将

使膨胀后的气体温度T

4

升高，从而限制了制冷箱温度的降低。应用回热原理可以既克服了上述缺点，

又达到降低压力比的目的。所谓回热，就是把由冷箱返回的冷气流引入一个热交换器—回热器，用

来冷却从冷却器来的高压常温气流，使其温度进一步降低，而从冷箱返回的气流则被加热，温度升

高。这样就使压缩机的吸气温度升高，而膨胀机的进气温度降低，因而循环的工作参数和特性发生

了变化。

图2－28为定压回热式气体制冷机的系统图及其理论循环的T－s图。图中1－2和4－5是压缩

和膨胀过程；2－3和5－6是在冷却器中的冷却过程和冷箱中的吸热过程；3－4和6－1是在回热器

中的回热过程。图2－28b中还表示出了工作于同一温度范围内具有相同制冷量的无回热循环6－7

－8－5－6。显然，两个循环具有相同的工作温度和相等的单位制冷量，但定压回热循环的压力比、

单位压缩功和单位膨胀功都比无回热循环的小得多。下面进行定压回热理论循环的计算。

28

图2－28 定压回热气体制冷机

为了区别于无回热的制冷循环，在q0、qc、wc、we和w等符号上加上下标“h”，则

q

0h

c

p

(T

6

T

5

)

w

ch

c

p

(T

2

T

1

)

q

ch

c

p

(T

2

T

3

)

w

eh

c

p

(T

4

T

5

)

w

h

c

p

(T

2

T

1

)c

p

(T

4

T

5

)

理论回热循环的性能系数

COP

h



q

0h

T

6

T

5

1



(2

－

52)

w

h

(T

2

T

1

)(T

4

T

5

)

T

2

T

1

1

T

4

T

5

k1

k

p

TT

因为

2



4

(

h

)

T

1

T

5

p

0

T

1

(

T

2

1)

k1k1

p

c

k

T

2

T

1

T

1

T

1

T

1

T

4

T

c

p

h

k

()()

故

T

T

4

T

5

T

5

T

4

T

5

T

0

p

0

p

0

T

5

(

4

1)

T

5

COP

h



1

p

(

c

)

p

0

k1

k

1

(2

－

53)

由式(2－53)可以看出，回热循环2－3－4－5－6－1－2与无回热循环6－7－8－5－6，两者不

单有相同的工作温度范围和相等的单位制冷量，而且理论性能系数的表达式也相同。但这并不能说

明两种循环是等效的，因为回热循环压力比小，不仅减小了压缩机和膨胀机的单位功，而且减小了

压缩过程、膨胀过程的不可逆损失，所以回热循环实际性能系数比无回热循环大，特别是应用高效

透平机械后制冷机经济性大大提高。当制取－80℃以下的低温时，定压回热气体制冷机的热力完善

度超过了各种形式的蒸气压缩式制冷机。但是到目前为止，定压回热气体制冷机的应用还是很不普

遍，这是因为它的热交换设备比较庞大，而且当应用透平机械时只适用于大型的制冷装置。

3．混合工质布雷顿制冷循环

29

(1) 循环的组成

利用混合物做工质，将布雷顿制冷循环和朗肯制冷循环(蒸气压缩式制冷循环)有机结合在一起，

可以构成新的热力循环，称之为混合工质布雷顿制冷循环，简称为混合工质制冷循环。它由四个基

本过程组成：等熵压缩，在压缩器中完成；等压排热，在热交换器中完成；等熵膨胀，在膨胀器中

完成；等压吸热，直接由气流或者通过热交换器进行。图2－29为混合工质循环的流程图。

图2－29 混合工质循环流程图

气流在压缩器前的①点处于饱和状态(先按相变成分为水来介绍)，由雾化喷嘴喷出的雾状水，使

得气流在①'点时变成过饱和状态，然后进入压缩器中。气流在被压缩过程中产生的压缩热使得雾状

水迅速汽化。因为汽化需要吸收潜热，所以压缩过程在较低的温度下进行，其排气温度要比压缩干

空气时的温度低得多。在不考虑气流和外界进行的热交换及系统内部各种损失所加给气流的热量时，

混合工质的压缩过程为多变压缩过程，多变指数小于κ值。压缩器喷水量增多时排气温度降低，压

缩功减少。但当压缩器排气达到饱和状态时再增大喷水量；则排气温度的降低和压缩功的减少程度

较微。一般压缩器喷水至②点排气达到饱和状态。

在冷凝热交换器中，饱和的气流被冷却流体冷却。在降温过程中水蒸气要冷凝，并放出潜热。

冷凝水被收集起来，靠自身的压力或水泵驱动而被送到雾化喷嘴。分离出冷凝水后的气流在③点处

于该处温度下的饱和状态。这时向进入膨胀器前的气流喷入雾化水，使③'点处达到过饱和状态，然

后进入膨胀器。

在膨胀器中，气体由于膨胀而降温，有一部分水蒸气要冷凝为水，并在温度进一步降到冰点以

下时凝结为冰粒或者雪花。因为水的冷凝而在膨胀器中放出汽化潜热和融化热，使得整个气流温度

比干空气膨胀时有所提高，气流膨胀程度也随着增加，所以膨胀器所回收的膨胀功也增大。但出口

④点气流混合物的总焓值仍比干空气膨胀时小。

气流经过④点进入负载热交换器中。在负载热交换器中气流吸收热量，温度升高使所含的冰融

化，并有部分的水汽化。融化的水被收集，并用泵提高压力后输送到雾化喷嘴。在负载热交换器的

出口，气流为当地温度下的饱和状态，即①点状态，这样便完成了整个热力循环。

(2) 热力循环分析

混合工质制冷循环可以视为朗肯(Rankine)制冷循环和布雷顿制冷循环的组合循环。当相变成分

为零时，混合工质制冷循环变为布雷顿制冷循环；当气体成分为零时，该循环变为朗肯制冷循环。

下面分析该循环的每一个基本过程，并和布雷顿制冷循环进行比较。为了方便地分析混合工质的状

态，且又能定性地说明问题，下面的分析均以气体成分为对象，并认为相变成分的变化只对气体成

分的状态参数发生影响。

1) 压缩过程

图2－30为压缩过程的p－v图，其中1－2'为无相变成分时的压缩过程线；1－2为有相变成分

时的压缩过程线。如图所示的v

2

＜v

2'

是由于在相同的压缩比下，相变成分的汽化吸热，使得排气温

30

度降低所造成的。由图可见：压缩过程1－2所需的压缩功(1－2－b－a面积)小于压缩过程1－2'所

需的压缩功(1－2'－b－a面积)。1－2’为布雷顿制冷循环的压缩过程线；1－2为混合工质制冷循环的

压缩过程线。

2) 等压排热过程

图2－31为等压排热过程的T－s图，图中2'－3为布雷顿制冷循环的等压排热过程线；2－3为

混合工质制冷循环的等压排热过程线；2"－3为卡诺制冷循环的等压排热过程线。由图中可见，在得

到相同的制冷量(面积4－a－b－l)的情况下，所需的循环功(只考虑等压排热过程的影响)为：布雷顿

制冷循环最大(面积1－2'－3－4)；其次是混合工质制冷循环(面积1－2－3－4)；卡诺制冷循环最小(面

积1－2"－3－4)。

3）膨胀过程

图2－30 压缩过程的p－v图 图2－31 等压排热过程的T－s图

图2－32为膨胀过程的p－v图，图中3－4'为布雷顿制冷循环的膨胀过程线，3－4为混合工质

制冷循环的膨胀过程线。由图可见：v

4'

＜v

4

，混合工质制冷循环的膨胀功(面积c－d－3－4)大于布雷

顿制冷循环的膨胀功(面积c－d－3－4')。

4) 等压吸热过程

图2－32 膨胀过程的p－v图 图2－33 等压吸热过程的T－s图

图2－33为等压吸热过程的T－s图，图中4"－1为卡诺制冷循环的等压吸热过程线；4－1为混

合工质制冷循环的等压吸热过程线；4'－1为布雷顿制冷循环的等压吸热过程线。由图可见：对于制

冷量，卡诺制冷循环(和朗肯制冷循环相等，面积为4"－a－b－l)最大，混合工质制冷循环其次，布

雷顿制冷循环最少。对于获得相同制冷量所需的循环功(仅考虑等压吸热的影响)，卡诺制冷循环(朗

肯循环)最少，混合工质制冷循环其次，布雷顿制冷循环最大。

从上述对于几个基本过程的分析中可见，和布雷顿制冷循环相比，混合工质制冷循环的压缩功

少，膨胀功大，等压吸、排热过程的不可逆损失小。所以，混合工质制冷循环的理论性能系数比布

雷顿制冷循环要大。

(3) 制冷工质

混合工质制冷循环所用的制冷(热)工质应包含气体成分和相变成分两部分。相变成分可以是一种

或者两种物质。制冷工质应当满足下述必要条件：

31

1) 气体成分在整个循环中只发生状态变化，不发生相变；

2) 在循环的某一过程中，相变成分应发生所要求的相变；

3) 气体成分和相变成分之间及相变成分之间不应发生化学反应。

实际选用相变成分时还应考虑另外一些条件，如相变物质在压缩过程中的汽化量和在等压排热

过程中的冷凝量要大。这就要求在压缩和冷凝过程的温度范围内，饱和的相变成分含量的变化要大；

相变成分汽化及融化潜热要大；使用温度应高于凝固点；制冷工质粘度小，价格便宜，对机器不腐

蚀，无污染和安全性好等。

目前，空调和普冷领域大多用空气和水组成的混合成分做制冷工质。这是因为，这两种物质最

容易获得，且水的汽化潜热很大，又易于雾化的缘故。

混合工质制冷循环理论性能系数较高，制冷工质易于获得，且成本低，对环境和大气无污染。

采用混合工质制冷循环的混合工质制冷机和热泵，还具有实际性能系数较高、转速低、功率输入容

易、使用和维护简便、寿命长、成本低等优点。

2．4．3 斯特林制冷循环

1816年，斯特林提出了一种由两个等温过程和两个等容回热过程组成的闭式热力学制冷循环，

称为斯特林制冷循环，也称为定容回热制冷循环。

图2－34是理想的单级斯特林制冷循环示意图。制冷机由回热器R、冷却器A、冷量换热器C

及两个气缸和两个活塞组成。左面为膨胀活塞，右面为压缩活塞。两个气缸与活塞形成两个工作腔：

冷腔(膨胀腔)V

c0

和室温(压缩)腔V

a

，由回热器R连通，两个活塞作折线式间断运动。假设在稳定工

况下，回热器中已经形成了温度梯度，冷腔保持温度T

c0

，室温腔保持温度T

a

，如图2－34a所示。

从图2－34b、c中的状态1开始，压缩活塞和膨胀活塞均处于右止点。气缸内有一定量的气体，压

力为p

1

，容积为V

1

，循环所经历的过程如下：

等温压缩过程1－2：压缩活塞向左移动而膨胀活塞不动。气体被等温压缩，压缩热经冷却器A

传给冷却介质(水或空气)，温度保持恒值T

a

，压力升高到p

2

，容积减小到V

2

。

定容放热过程2－3：两个活塞同时向左移动，气体的容积保持不变，即V

3

=V

2

，直至压缩活塞

到达左止点。当气体通过回热器R时，将热量传给填料，因而温度由T

a

降低到T

c0

，同时压力由p

2

降低到p

3

。

等温膨胀过程3－4：压缩活塞停止在左止点，而膨胀活塞继续向左移动，直至左止点，温度为

T

c0

的气体进行等温膨胀，通过冷量换热器C从低温热源(冷却对象)吸收一定的热量Q

c0

(循环制冷量)。

容积增大到V

4

，而压力降低到p

4

。

定容吸热过程4－1：两个活塞同时向右移动直至右止点，气体容积保持不变，V

1

=V

4

，回复到

起始位置。当温度为T

c0

的气体流经时从回热器R填料吸热，温度升高到T

1

，同时压力增加到p

1

。4

－1过程中气体吸收的热量等于2－3过程气体所放出的热量。

图2－34c示出了理想的斯特林制冷循环的p－V图和T－s图。

32

图2－34 斯特林制冷循环的工作过程

循环中3－4过程是制冷过程，理论的循环制冷量等于膨胀功，即

Q

c0





4

3

pdVmRT

c0

ln

p

3

V

mRT

c0

ln

1

(2

－

54)

p

4

V

2

式中m为冷腔内气体的质量。

过程1－2是放热过程，理论的循环放热量等于压缩功，即

Q

a





2

1

pdVmRT

a

ln

p

2

V

mRT

a

ln

1

(2

－

55)

p

1

V

2

式中m为室温腔内气体的质量。

由于回热过程2－3和4－1中的换热量属于内部换热，与整个循环的能量消耗无关，故循环消

耗的功等于压缩功与膨胀功之差，即

W

in

Q

a

Q

c0

mR(T

a

T

c0

)ln

V

1

(2

－

56)

V

2

由此可求出循环的理论性能系数等于同温限下卡诺循环的性能系数

COP

Q

c

T

c0

COP

c

(2

－

57)

W

in

T

a

T

c0

由以上描述可知，理想斯特林制冷循环要求活塞作折线式的间断运动，如图2－35b中虚线所示，

这是难以实现的。有几种结构可以近似地实现连续斯特林制冷循环。例如，图2－35a所示的曲柄连

杆机构带动的双活塞结构，通常作为热力分析的基本形式。图2－35b表示当曲轴以匀角速度转动时

两工作腔容积变化的曲线(实线)。该活塞的运动是简谐运动。可见，活塞作简谐运动时的容积变化与

理想折线式的容积变化是近似的，因而能够近似实现斯特林制冷循环。但必须使冷腔V

c0

的容积变

化超前于室温腔V

a

，其相位差为φ。如图示情况φ=90°(两气缸中心线夹角β=90°)。在活塞作简谐

运动的情况下，循环的p－V图变成一个连续变化的光滑曲线(见图2－36)。

33

(a)曲柄连杆机构驱动的双活塞结构(V

c0

超前于V

a

) (b)活塞作简谐运动时的容积变化规律

图2－35 活塞简谐运动情况下斯特林制冷循环原理图

在工作过程中，工质分布在冷腔、室温腔和死容积(不变的容积)内。图2－36是冷腔和室温腔的

p－V图，图中V

W

是冷腔和室温腔的最大值及死容积之和。冷腔的p－V图沿顺时针方向，说明该

腔中气体膨胀做功，因此该腔又称膨胀腔。室温腔的p－V图沿逆时针方向，说明该腔内气体吸收

功而被压缩。在活塞简谐运动的情况下，室温腔大于冷腔。两幅图中曲线所围的面积分别是两个腔

内的气体所做的功或者所吸收的功，两者之差为制冷机所消耗的理论功。

图2－36 斯特林制冷机的p－V图

按热力学第一定律，各腔内的能量平衡为

dQdUpdVh

in

dm

in

h

out

dm

out

式中Q为输入(或放出)的热量，U为内能，p为压力，V为体积，h为比焓，m为质量；下标in表示

流入，out表示流出。

在稳定工况，且假定流入、流出腔的气体比焓相等的前提下

Q



pdV

因而p－V图的封闭面积表示活塞作简谐运动时理论的循环制冷量(冷腔)或排热量(室温腔)。

在确定实际制冷量和实际功耗时，需考虑各种冷量损失和机器的效率。

斯特林制冷循环的工质在室温腔、冷却器、回热器、冷量换热器和冷腔等部分来回交变流动，

而气体总量不变，所以是闭式循环。

在小型低温制冷机中，斯特林制冷机是研究深入、应用广泛、发展成熟、变型多的一种制冷机，

特点是结构紧凑、工作温度范围宽、启动快、效率高、操作简便。

斯特林制冷机的发展变化主要有以下几方面：

34

(1) 制冷温度从普冷到深冷，最低温度达到3K；

(2) 冷量同时向微型(mW级)和大型(46.8 kW)发展；

(3) 发展了多缸制冷机；

(4) 由单级发展到多级，已有5级制冷机出现；

(5) 从单作用发展到多作用式制冷机；

(6) 从整体式发展到分置式；

(7) 发展了多种驱动方式，如曲柄－连杆机构、摇盘驱动、斜盘驱动、菱形驱动、液压驱动、电

磁驱动、气动等；

(8) 形式多样，如双活塞式、推移活塞式、平行排列、角形排列、同轴排列等。

2．4．4 维勒米尔制冷循环

按维勒米尔制冷循环运转的制冷机称为维勒米尔制冷机，即热动力回热式制冷机，简称VM制

冷机。其冷量可小到0.2 W，大到十几瓦。VM制冷机的最低温度可达11.5 K。

l．VM制冷循环

VM制冷机按VM热动力闭式气体回热制冷循环原理工作，它可以看成是用热能驱动的斯特林

制冷机，电动机只在启动时提供少量动力。常用VM制冷机的中间温度为环境温度，简称室温。

图2－37表示VM制冷机的基本部件。一台VM制冷机是由冷热两个气缸、冷热两个推移活塞、

冷热两个回热器(R

c0

、R

h

)、三个换热器(冷量换热器C、冷却器A和加热器H)以及推移活塞的驱动

机构组成。两个推移活塞的往复运动形成三个可变的工作容积，分别称为冷腔V

c0

、中间温度腔V

a

和热腔V

h

。在稳定工况下，三个工作腔分别处于三个不同的温度：低温T

c0

、中间温度T

m

和高温

T

h

。热腔容积V

h

的变化超前于冷腔容积V

c0

的变化一个相位角φ。中间腔容积V

a

由冷气缸的中间温

度部分和热气缸的中间温度部分的变化容积及两者的连接通道的容积组成。这种制冷机的工质是气

体，通常采用氦气。冷气缸和热气缸之间一般有一定角度β。两个推移活塞一般由曲柄连杆机构相

连接。

图2－37 VM制冷机结构图

在通常情况下，VM制冷机的两个推移活塞的连杆连接于曲轴的同一曲柄，并且总工作容积不

变。下面就以这种状态为对象来讨论其工作原理。VM制冷机的工作过程示意图如图2－38所示。

在讨论理想工作过程时，不考虑气体的流动阻力，所以工作腔内部处处压力相等。当制冷机处于位

置1(图2－38)时，冷腔容积最大，热推移活塞处于中间位置，这时机器内部气体的平均温度较低，

因而压力也较低。

过程1－2：热推移活塞向右运动，冷推移活塞向上运动，冷腔和热腔容积同时减小；冷腔中的

35

部分气体通过冷量回热器R

c0

被其中的填料加热到中间温度T

m

，进入中间腔。而原来处于热腔内的

气体通过热回热器R

h

，由填料冷却到中间温度T

m

，进入中间腔。在这个过程中，由于冷热两腔容积

同时减小，整个机器内部气体的平均温度和压力变化不大；气体在冷量换热器C中吸热，产生制冷

效应。

图2－38 VM制冷机工作过程示意图

过程2－3：冷推移活塞继续向上运动，而热推移活塞向左移动，热腔增大，冷腔减小。冷腔中

所留气体经历与过程1－2大致相同的过程；而中间腔中的部分气体由热推移活塞推过热回热器R

h

时，被填料加热到接近于高温T

a

进入热腔。在本过程中，由于V

c0

减小，V

h

增大，工质逐渐由低温

区移到高温区，结果机器内部气体的平均温度升高，压力增高；工质由冷量换热器C和加热器H吸

热。

过程3－4：两个推移活塞运动使冷腔和热腔容积同时增大，中间腔内的部分气体通过冷量回热

器R

c0

被填料冷却到温度接近T

c0

，进入冷腔，而在热侧，部分中间腔气体经热回热器R

h

时被加热到

温度接近于T

h

，进入热腔。该过程机器内气体的平均温度没有多大变化，因而压力变化也不大，有

少量压缩，相应的在冷却器A中有热量排出。

过程4－1：冷推移活塞继续下移，直至下止点，而热推移活塞则向右移动到中间位置，冷腔增

加到最大，而热腔减小。热腔中部分气体经过热回热器R

h

时向填料放热，温度降低到接近T

m

，进

入中间腔；同时部分中间腔的气体通过冷量回热器R

c0

时被填料冷却到温度接近T

c0

，进入冷腔。该

过程中工质逐渐由高温区移动到低温区，结果机器内部气体的平均温度降低，引起压力减小。此过

程中气体在冷量换热器和加热器中吸收热量。

如VM制冷机的p－V图(图2－39)所示，中间腔p－V图封闭的面积最大，这是由于中间腔是

冷热两个气缸中间温度部分变化容积之和，而各腔的压力变化范围差不多所致。冷腔和热腔的p－V

图的循环方向均是顺时针的，说明这两个腔中气体是吸热的；而中间腔的p－V图是逆时针的，说

明中间腔内气体是放热的。

图2－39 VM制冷机的p－V图

36

综合上述各过程，VM制冷机的工质分别从低温热源C和高温热源H吸热，而向处于室温的冷

却器A放热。从低温热源吸收的热量就是制冷量φ

0

，而从高温热源吸收的热量即为热耗量φ

h

。一

般VM制冷机内部的总工作容积不变(推移活塞杆一般比较细，其所占容积可以忽略)，当冷腔中气

体减少、热腔中气体增多时，制冷机内部总气体的平均温度增加，引起压力升高。反之，若更多的

气体分布在冷腔中时，整机中气体的平均温度降低，引起压力减小。因此，VM制冷机内气体压力

的波动仅仅由平均温度变化所形成，而不像斯特林制冷机那样，气体压力的波动是平均温度的变化、

活塞移动、工作腔总容积发生变化综合作用的结果。

2．VM制冷机的特点和用途

VM制冷机的特点：

(1) 其能源是热能，可以利用废热(废蒸汽、发动机排气等)、太阳能、矿物燃料、放射性同位素

或电热器等产生的热能。

(2) 这种制冷机内气体的总容积不变，工作腔中各部分只有流动阻力形成的压差，且转速比较低，

因而轴承负荷轻、密封要求低、磨损小、振动小、噪声低、寿命长。

(3) VM制冷机只需要少量(小型机在10 W以下)的机械动力，或者不需要机械动力，甚至在制冷

的同时还可以输出一定量的轴功率。

电热是VM制冷机用得最多的能源形式。废热的利用使VM制冷机在食品工业和空调中也有应

用前景。当只需白天用空调时，可考虑采用太阳能的VM制冷机。

2．5绝热放气制冷

2．5．1气体的绝热放气

设一刚性容器的容积为V，放气前容器内气体处于状态1(p

1

，T

1

)，气体质量为m

1

；放气后变为

状态2(p

2

，T

2

)，气体质量为m

2

。在这一过程中Q=0，W=O。在放气过程中，放出的气体的状态即

是容器内气体在该瞬间的状态，故h为变值。过程的特性由下述微分方程描述：

hdmdUmduudm

(2－58)

求解这一方程即可得到放气量及放气后的温度。

若容器内的气体可当作理想气体处理，c

p

、c

v

为定值，并代入比内能u及比焓h的表达式

(c

p

c

v

)Tdmmc

v

dT

dm1dT



mk1T

1

对整个过程进行积分整理后得

mT

2

(

2

)

k1

(2

－

59)

m

1

T

1

再将理想气体的状态方程代入上式，经化简后即得

p

T

2

T

1

(

2

)

p

1

k1

k

(2

－

60)

37

p

TT

2

T

1

T

1

[1(

2

)

p

1

1

k1

k

(2

－

60a)

]

而且

p

m

2

m

1

(

2

)

k

(2

－

61)

p

1

由式(2－60)可以看出，刚性容器绝热放气过程是一个降温过程。在p

1

、T

1

给定的情况下，放气

过程终了时的压力越低，所能达到的温度也越低。式(2－61)还表明，绝热放气过程中容器内气体温

度的变化规律同定量气体的可逆绝热膨胀过程完全一样。这一点并不奇怪，因为在上面的推导中假

定容器内的气体在每一瞬间都处于平衡状态，而没有考虑流出的气体在容器外自由膨胀时的不可逆

性。

如图2－40所示，设有一个容器，内充高压气体，状态参数为p

1

、T

1

。有一活塞将气体分成两

部分，右侧部分在放气过程中可全部放出，左侧部分在放气结束后将占据整个容器，且压力降低到

p

2

，温度降低到T

2

。如果放气过程进行得很慢，活塞左侧和右侧的气体始终处于平衡状态，则将按

等熵过程膨胀，初终两态的压力和温度将符合上式所表示的关系。在这种情况下，活塞左侧气体所

做的功是按其本身的压力计算，因而所作的外功最大，温降也最大。

图2－40 绝热放气过程

但是，这样的理想情况实际上是不可能达到的，它只是理论上可以设想的极限情况。现在再来

考察另一种极限情况：设想在阀门打开后活塞右侧的气体立即从p

1

降到p

2

，因而当活塞左侧的气体

膨胀时只针对一个恒定不变的压力p

2

做功，1 kg气体所做的功为

wp

2

(v

2

v

1

)

因此气体比内能的变化为

uu

2

u

1

wp

2

(v

2

v

1

)

(2

－

62)

若为理想气体，则

u

2

u

1

c

v

(T

2

T

1

)，pvRT，c

v



简后得

R

，将这些关系代入上式，并化

k1

T

2

k1

p

2

1



(2

－

63)

T

1

kp

1

k

38

及

TT

2

T

1



p

k1

T

1

(1

2

)

(2

－

64)

kp

1

将

u

1

h

1

p

1

v

1

,u

2

h

2

p

2

v

2

代入式（

2

－

62

），得气体的比焓降为

hh

1

h

2

p

1

v

1

(1

p

2

p

)RT

1

(1

2

)

(2

－

65)

p

1

p

1

设放气前容器内的气量

m

1



p

1

Vp

2

V

m

，放气后容器内残存的气量

2

，则可求得

RT

1

RT

2

m

2

p

2

T

1

p

2

11



1

p

m

1

(2

－

66)

p

1

T

2

p

1

k1

p

2

1

1(

1

1)

kp

1

kkp

2

及

mm

1

m

2



p

1

Vp

2

V



RT

1

RT

2

将式

(2

－

66)

代入上式，化简后得

m

V

(p

1

p

2

)

(2

－

67)

kRT

2

在这一极限情况下活塞左侧气体所作的功为最小值，因而按式(2－64)计算的温差必然是最小温

差。

上述两种情况下温度与压力的变化关系如图2－41所示。实际的放气过程总是介于上述两种极

限情况之间，因而它的温度比也将在图2－41中两条曲线之间。过程进行得越慢，越接近等熵膨胀

过程。

通过上述两种极限情况的分析可以得出下列两点结论：

(1)从分析式(2－60)、(2－63)可以看出，气体的绝热指数k越大，温度比T

2

/T

1

(当p

2

/p

1

一定时)

越小，或温度差

T

越大，因此用单原子气体可以得到较大的温降；

(2)由图2－41可以看出，随着放气压力比p

1

/p

2

的增大，温度比T

2

/T

1

减小得越来越缓慢，因此，

从经济考虑单级放气压力比不宜过大，一般为3－5。

图2－41 放气过程中温度与压力的变化关系

39

2．5．2 G－M制冷循环

G－M循环由吉福特(Gifford)和麦克马洪(Mcmahon)二人发明，其原理是绝热气体放气制冷。目

前已研制出单级、双级和三级G－M循环的制冷机，制冷温度从液氦温度到液氮温度，制冷量为1

－100 W；目前G－M型制冷机已得到广泛应用。

图2－42为单级G－M制冷机的系统图。单级G－M机由压缩机组1、进气阀2、排气阀3、回

热器4、换热器5和膨胀机6等组成。压缩机组包括低压储气罐a、高压储气罐b、冷却器c和往复

式压缩机d四大部分，彼此间用管道相连。进气阀2和排气阀3都处在室温下，由机械控制其开启

和关闭，用来控制通过回热器与膨胀机的气流和循环的压力及容积。回热器4内装有金属网片，冷、

热气流交替地流过它，起着储存和回收冷量的作用。通过该作用达到冷热气流间换热的目的，并建

立室温和制冷机冷端之间的温差。要求其换热效率在99%以上，否则直接影响制冷机的性能。换热

器5供输出冷量用。膨胀机6由薄壁不锈钢气缸e和位于气缸两端的两个有效容积(1)和(2)组成。容

积(1)处在室温下，容积(2)处在低温下，它们与回热器用管道相连接。推移活塞在气缸中的上下移动

由一小曲轴控制，膨胀机和进、排气阀的控制机构组合在一起，由一个微型电动机带动。进、排气

阀的开启和关闭与推移活塞的移动位置之间按一定的相对角配合，以保证实现制冷机的热力循环。

图2－42 G－M制冷机的系统示意图

1—压缩机组；2—进气阀；3—排气阀；4—回热器；5—换热器；6—膨胀机；

a—低压储气罐；b—高压储气罐；c—冷却器；d—往复式压缩机；e—薄壁不锈钢气缸

工作气体在压缩机d中压缩，然后经冷却器c冷却，清洁的高压气体进入高压储气罐b。开始

时，控制机构使推移活塞处于气缸底部，与此同时打开进气阀。高压气体进入推移活塞上方的热腔

容积(1)和回热器4。回热器4及容积(1)的压力增高。当压力平衡后，推移活塞从气缸底部向上移动，

把进入到热腔(1)的气体推移出去，经回热器4被冷却后进入冷腔(2)。与此同时，还有一部分来自高

压储气罐的气体，也经回热器4被冷却后进入冷腔(2)。推移活塞移动到气缸顶部，进气阀关闭。打

开排气阀，使冷腔(2)内的气体经换热器5、回热器4与低压储气罐相连通。这时，处在冷腔(2)中的

高压气体向低压储气罐a放气。制得的冷量经换热器5输出。气体经回热器4加热后进入低压储气

罐a，然后进入高压储气罐b。同时，推移活塞重新移动到气缸底部，排气阀关闭。这样，周而复始，

整个系统就能连续工作，不断地制取冷量。

对于G－M制冷机作如下假定：

(1) 系统中工质为理想气体；

(2) 回热器、换热器和管道的空容积以及膨胀机的死隙容积均为零；

(3) 回热器及换热器没有换热损失；

40

(4) 不计回热器、阀门管道及换热器的流动损失；

(5) 气缸体与推移活塞绝热良好，两者之间无摩擦，回热器本体无纵向热漏损失；

(6) 没有外泄漏损失；

(7) 压缩机的工作是可逆绝热的；

(8) 进、排气阀提前关闭和开启的影响可忽略不计。

此时G－M制冷机完成的循环为理想G－M循环。它由绝热升压、等压进气、绝热放气、等压

排气四个热力过程组成。以冷腔为研究对象，G－M循环的四个工作阶段及理想p－V图如图2－43

所示。

取换热器与膨胀机冷腔作为一个热力系统。在稳定工况下，系统完成一个循环对其内能U保持

不变，即dU＝0。又根据假定(3)和(5)没有热损失。于是，一个循环中系统的能量平衡式为

Q

c0

dW

而冷腔对外界作的净功

dW

应等于冷腔

p

－

V

图的面积。因此

Q

c0

dW(p

H

p

L

)V

(2

－

68)

式中Q

c0

—为理想的循环制冷量；

p

H

、

p

L

—分别为高压压力和低压压力；

V—冷腔容积。







图2－43 理想G－M循环的系统图、四个工作阶段及P－V图

41

2．5．3 SV制冷循环

SV循环是索尔文(Solver)提出的制冷循环，其工作原理与G－M制冷机原理相似，同样是利用

绝热气体放气制冷。其单级制冷温度为22－77 K，双级制冷温度可低到l2 K，制冷量1－50W。

图2－44 SV制冷机系统示意图

1—压缩机组；2—进气阀；3—排气阀；4—回热器；5—换热器；6—膨胀机；7—换热器

Ⅰ—往复式压缩机；Ⅱ—冷却器；Ⅲ—高压储气罐；Ⅳ—低压储气罐

图2－44为SV制冷机的系统示意图。它由压缩机组1、进气阀2、排气阀3、回热器4、换热

器5、膨胀机6和换热器7等组成。压缩机组包括往复式压缩机Ⅰ、冷却器Ⅱ、高压储气罐Ⅲ及低

压储气罐Ⅳ四部分，彼此间以管道相连，保证供给膨胀机的气体是一定压力的清洁气体。进、排气

阀都在室温下运行，由机械控制定时开启和关闭，以此控制进、出回热器4，换热器5和膨胀机6

冷腔的气流。通过这两个阀门的气流和膨胀机热腔是不连通的，这与G－M制冷机不同。回热器4、

换热器5都与单级G－M制冷机的部件类似。膨胀机6由薄壁气缸a、推移活塞b和带节流元件d(小

孔或毛细管)的气室c组成。推移活塞可在气缸内上下自由移动，并将气缸分为上、下两腔。上腔(1)

称为热腔，下腔(2)称为膨胀腔亦称为冷腔。热腔(1)通过小孔d与压力几乎恒定的气室c相通。气室

c的容积约为推移活塞排量的10倍。因而，当推移活塞上下移动时，气室c的压力p

wa

很少波动。

p

wa

约等于进气压力p

H

和排气压力p

L

的平均值，即pwa≈(p

H

+p

L

)/2。气室c和进、排气阀共同控制

推移活塞的上下移动。单级SV制冷机正常工况的工作程序如下：

起始时，推移活塞在气缸的最下端。此时，热腔(1)容积最大，其中的气体压力和气室压力p

wa

相同。进气阀开启后，高压气体通过进气阀、管路、回热器、换热器5进入推移活塞底部。推移活

塞在上下压力差p

H

－p

wa

的作用下迅速上移，冷腔体积增大，高压气体进入冷腔。与此同时，热腔气

体很快被压缩。

当推移活塞上移使热腔气体压力升到几乎等于进气压力p

H

时，热腔气体通过小孔等速地流入气

室，故而推移活塞等速上移，高压气体继续进入冷腔，直至推移活塞运动至顶端位置，进气阀关闭，

冷腔才停止进气。推移活塞上移速度由小孔尺寸控制。此后，排气阀开启，冷腔的气体经换热器5、

回热器4向低压排气管道及低压储气罐放气，产生冷效应。当冷腔压力降到低压p

L

后，推移活塞在

热腔残余高压气体的作用下迅速下降。与此同时，热腔压力也迅速降到p

L

，于是气室中压力为p

wa

的气体就通过小孔流入热腔，迫使推移活塞等速地向下移动，冷腔容积逐渐缩小。冷气体经换热器

42

5、回热器4及连接管道排到低压储气罐，然后由压缩机吸入，压缩后进入高压储气罐。冷气体流经

换热器5时向外输出冷量；流经回热器时冷却回热器填料，自身温度升高。当推移活塞到达气缸的

最下端位置时，排气阀关闭，推移活塞不动，而气室中的气体却继续通过小孔流入热腔，直至热腔

中的压力逐渐回升到p

wa

为止。至此，系统中各部件都回到初始位置。周而复始，即可连续控制冷

量。机器启动时，整个系统处于室温。在达到正常稳定工况之前，气体产生的冷量不向外输出，而

是用来预冷系统本身。因而，随着时间的延长，冷腔、换热器5与回热器冷端的温度越来越低，直

至系统达到热平衡进入正常工况为止。当进入系统的热气体在回热器中放出的热量，与从冷腔排出

的冷气体在回热器中吸收的热量相等时，回热器便达到周期性的稳定。这时，气体在冷腔膨胀产生

的冷量便通过换热器5输出。单级SV制冷机能达到的最低温度为22 K。

2．5．4脉管制冷机

脉管制冷是通过周期性地对一端封闭的管子充气压缩—放气膨胀而获得低温的一种方法。基本

脉管制冷机如图2－45所示。

图2－45 基本脉管制冷机

制冷机由压缩机、回热器和脉管单元组成，它们之间用金属软管连接。压缩机作为压力波发生

器(这部分与上述G－M机的压缩机部分相同，图中末示出)。脉管单元是一根两端装有热交换器(图

中的HC和HH)的管子，管内有层流化元件防止气体湍流混合。

旋转阀处于进气位置时，高压(p

H

)气体先经过回热器被冷却到制冷温度T

c

，再进入到热交换器

HC，经过层流化元件使气体以层流状态进入脉管，这是加压过程。该过程中气流无湍流运动，好似

一片一片地由管子左端向右端推进。与此同时，由于受后续气体的压缩，所以一边推进，一边升温。

待气体达到热交换器HH时，温度升到T

m

。气体沿管程的温度分布如图2－45中实线所示。当脉管

中压力提高到p

H

时，紧接着静止一段时间。这时旋转阀关闭，进入HH的气体被水冷却温度降到

T

a

。然后，旋转阀再转到与排气接通的位置。于是管内高压气体又一边向左流出，一边因降压膨胀

而降温。这时管内气体的温度分布如图中虚线所示。当右侧气体返回到HC时其温度降到T

i

，T

i

＜

T

c

。因此，冷气体进入HC后可以从温度为T

c

的外界吸热，产生制冷作用。在减压过程中由脉管流

出的气体经过回热器被加热后又重新返回压缩机吸入侧。

由上可知，脉管制冷经历加压进气、静止、减压放气、静止这样四个阶段。为了防止脉管内气

体发生湍流混合，要求进气和放气时间相当短；为了保证HC和HH有充分的时间传热，则需要静

止期比较长。

对脉管制冷机理方面的经典分析是吉福特于1967年提出的“表面泵热”原理。他认为，脉管制

43

冷是由于管内气体微团在压缩—膨胀行程内从一端向另一端附于管壁表面泵热的结果，并且定性地

解释脉管几何尺寸、工作压力、脉冲频率等因素对其制冷性能的影响。

基本脉管制冷机由于外部热损失大、效率低，所以其制冷温度有限，最低只达到124 K。以后

又不断改进，产生了各种类型的脉管制冷机，如热声型脉管(用热声振荡产生压力波驱动脉管)，小孔

型脉管、双向进气脉管、多级脉管等。到目前为止，单级脉管制冷温度已达到23.5 K。近年来，多

级脉管的研究也有很大进展。

在相同的制冷负荷下，脉管制冷机所需用的气量为斯特林制冷机的4倍左右，蓄冷器的热负荷

也要大得多。为了找出存在上述差距的原因，并提出解决存在问题的办法。西安交通大学朱绍伟等

提出了双向进气脉管制冷机的新方案，法国学者采用相同的方案，单级最低温度到达28 K。中国科

学院周远、浙江大学陈国邦等人也做了大量工作，达到更低温度。

当前的研究进展表明：脉管将成为有竞争力的低温制冷机。它比常规回热式空气制冷机(如G－M机、

斯特林机)突出的优越之处在于简单，无低温运动部件，特别适宜在高空应用(对可靠性、寿命、振动

要求极高)，它用以作为红外器件、低温电子器件冷源的前景日益明朗。

44