回熱器對雙級壓縮和復疊式壓縮制冷系統影響的分析

郭耀君，謝晶，朱世新，王金鋒（上海海洋大學食品學院，上海 0306；上海水產品加工與貯藏工程技術研究中心，上海 0306）

?

回熱器對雙級壓縮和復疊式壓縮制冷系統影響的分析

郭耀君1，2，謝晶1，2，朱世新1，2，王金鋒1，2
（1上海海洋大學食品學院，上海 201306；2上海水產品加工與貯藏工程技術研究中心，上海 201306）

摘要：為了研究回熱器對雙級壓縮制冷系統和復疊式壓縮制冷系統的影響，以R404A雙級壓縮制冷系統和R404A/R23復疊式壓縮制冷系統為例，通過建立兩種制冷系統的熱力學模型和?分析法，分析了回熱器效率對壓縮機排氣溫度、單位質量制冷量、制冷劑質量流量、系統制熱能效比（COP）、系統總?損、系統各部件?損和系統?效率的影響。結果表明，在雙級壓縮制冷系統中，當回熱器效率ε 取0.1～0.9時，系統COP增大4.0%，系統的總?損減少9.6%，而系統?效率增大7.1%；在復疊式壓縮制冷系統中，系統COP和系統?效率隨高溫級回熱器效率ε 增大而增大，隨低溫級回熱器效率ε增大而減小，而系統總的?損隨高溫級回熱器效率ε 增大而減小，隨低溫級回熱器效率ε 增大而增大。

關鍵詞：回熱器；雙級壓縮；復疊式壓縮；熱力學；性能分析；?

第一作者：郭耀君（1987—），男，碩士研究生，研究方向為制冷工程。聯系人：謝晶，教授，博士，博士生導師，研究方向為食品工程。E-mail jxie@shou.edu.cn。

在實際的蒸氣壓縮式制冷系統中通常安裝回熱器，以達到保障系統正常運行和提高系統性能的效果。在回熱器中，節流前的液體和來自蒸發器的低溫蒸氣進行熱交換，實現制冷劑液體過冷度，低溫蒸氣過熱。這樣，不僅可以降低節流前氣體閃發的可能性，而且可以提高壓縮機吸氣溫度，防止低溫蒸氣夾帶的液滴進入壓縮機，避免液擊現象。同時，增加了單位制冷量，減少了制冷劑流量，還有效降低了蒸氣和環境之間的傳熱溫差。尤其在低溫制冷裝置中，吸氣溫度過低會導致壓縮機汽缸壁結霜加重，潤滑條件惡化，因此有必要采用回熱器提高吸氣溫度。

KLEIN等[1]對R22等10種制冷劑進行了研究，分析認為R22、R32和R717這3種制冷劑在回熱循環中，單位容積制冷量和制冷系數均低于無回熱循環，即回熱循環不適用于此3種制冷劑。MESSINEO[2]對均帶有回熱循環的R404A雙級壓縮制冷系統和NH3/CO2復疊式制冷系統的性能系數進行分析，表明回熱循環對提高R404A的雙級壓縮制冷系統性能有利，對NH3/CO2的復疊式壓縮制冷系統有不利影響。TORRELLA等[3]通過實驗的方式論證了回熱器對CO2在跨臨界蒸氣壓縮式制冷循環中的影響。BHATTACHARYYA等[4]對N2O/CO2復疊式制冷系統同時使用回熱器的高低溫循環進行了熱力學優化。寧靜紅等[5]研究了回熱器對R290/CO2等3種復疊式制冷系統的影響，分析了制冷系統的性能系數隨回熱器效率變化的情況。

圖1 雙級壓縮制冷系統流程0～9—溫度點

目前，有關回熱器對采用R404A的雙級壓縮制冷系統和復疊式壓縮制冷系統的影響分析較少，本文選取R404A一次節流中間不完全雙級壓縮制冷系統和R404A/R23復疊式壓縮制冷系統為研究對象，分析比較了不同回熱器效率對壓縮機排氣溫度以及系統制熱能效比（COP）的影響，同時利用?分析法對系統能耗狀況和部件用能環節進行研究，揭示回熱器效率對系統總的?損失、系統各組成部件的?損失和系統?效率的影響，為帶有回熱器的系統性能改善提供依據。

1 系統概述

1.1 帶有回熱器的雙級壓縮制冷系統

氟里昂雙級壓縮制冷系統通常采用一級節流中間不完全冷卻形式[6]，目前國內雙級壓縮系統制冷劑大多仍采用R22，根據《蒙特利爾協議》，R22只作過渡使用，最終將被淘汰，因此探究新的替代環保制冷劑是超低溫制冷技術發展的必要。目前，常用于雙級壓縮制冷系統的HFC類中長期環保替代制冷劑主要有R404A、R134a、R507，其中R404A廣泛使用在商業制冷系統中[7]。本文即采用R404A作為雙級壓縮制冷系統制冷劑，帶有回熱器的雙級壓縮制冷系統流程示意圖和p-h圖如圖1、圖2所示。

在雙級壓縮循環中，中間壓力對系統循環的經濟性，壓縮機的制冷量、耗功率和結構都有直接的影響，一般以制冷系數最大作為確定中間壓力的原則，由于制冷循環形式或者壓縮機排氣量配置不同，很難用統一表達式進行最佳中間壓力的計算。因此通常以高低壓級的壓縮比相等作為原則，這樣得到的結果，雖然制冷系數不一定是最大值，但可以使壓縮機氣缸工作容積的利用率較高[8]。利用壓焓圖根據中間壓力值，可確定中間溫度tm，中間冷卻器溫差設定為5℃，t7=tm+5。t4為雙級壓縮機排氣溫度。

1.2 帶有回熱器的復疊式壓縮制冷系統

圖2 雙級壓縮制冷系統p-h示意圖

復疊式壓縮制冷系統通常由兩個不同制冷劑工作的單級制冷系統疊加而成。中間溫度的確定依據高溫級和低溫級壓縮比大致相等的原則[9]，冷凝蒸發器中的傳熱溫差取5℃，即高溫級蒸發溫度比低溫級冷凝溫度低5℃。目前，復疊式壓縮制冷系統高溫制冷劑的中長期環保替代物主要為R134a、R404A，低溫制冷劑環保替代物主要為R23、R116、R508B[10]。其中，R404A等熵壓縮指數比R22小，在換熱器內的傳熱性能和R22很接近，相同工況下R404A壓縮機排氣溫度更低；R23單位制冷量比R508B高[11]。本文復疊式制冷系統高溫級選用R404A，低溫級選用R23。高溫級和低溫級制冷循環都帶有回熱器的復疊式壓縮制冷系統流程示意圖和p-h圖如圖3、圖4所示。t3'為高溫級壓縮機排氣溫度，t3為低溫級壓縮機排氣溫度。

圖3 復疊式壓縮制冷系統流程1～9—溫度點

圖4 復疊式壓縮制冷系統p-h示意圖

2 熱力分析

為研究問題方便，引入回熱器效率的量綱為1參數，回熱器效率定義為式(1)[1]。

基于本文兩種制冷系統流程示意圖圖1和圖2，雙級壓縮制冷系統的回熱器效率εs、復疊式壓縮制冷系統的高溫級回熱器A效率εfa和復疊式壓縮制冷系統的低溫級回熱器B效率εfb分別為式(2)～式(4)。

式中，溫度的下角標與圖中的各點相對應，℃。實際循環總是有一定的外界影響，為了簡化分析過程，作以下假定：

（1）壓縮過程均為絕熱非等熵過程；

（2）系統各部件壓降和熱損失忽略不計，節流前后焓值不變；

（3）各組成部件處于穩定狀態，制冷劑處于穩定流動狀態。

2.1 帶有回熱器的雙級壓縮制冷系統熱力學模型

根據質量守恒和能量守恒定律，建立雙級壓縮制冷系統穩態熱力學模型，具體計算公式如式(5)～式(13)所示。

中間壓力（MPa）

單位質量制冷量（kJ/kg）

低壓級制冷劑質量流量（kg/s）

高壓級制冷劑質量流量（kg/s）

高壓級指示功率（kW）

低壓級指示功率（kW）

壓縮機指示功率（kW）

壓縮機軸功率（kW）

雙級壓縮系統性能系數

式中，pk為冷凝壓力，MPa；p0為蒸發壓力，MPa；Q0為制冷量，kW；ηig為高壓級指示效率；ηid為低壓級指示效率；Tk為冷凝溫度，K；T0為蒸發溫度，K；Tm為中間溫度，K；tm為中間溫度，℃；tk為冷凝溫度，℃；b為系數，取0.0025；ηm為壓縮機機械效率；h0、h1、h2、h3、h3'、h4、h5、h7、h9分別對應圖2中各點焓值，kJ/kg。

正如一切不可逆過程都要產生熵一樣，一切不可逆過程也會造成?損失。根據熱力學第二定律的?分析法，在環境溫度Ta一定時，建立雙級壓縮制冷系統各個過程?損的數學模型，具體計算公式如式(14)～式(22)所示。

壓縮過程

冷凝過程

節流閥A節流過程

中間冷卻過程

回熱過程

節流閥B節流過程

蒸發過程

式中，eq0為帶入蒸發器的比冷量?，kJ/kg；Tl為冷庫溫度，K；s0、s1、s2、s3、s3'、s4、s5、s6、s7、s8、s9分別對應圖2中各點比熵，kJ/(kg?K)。

2.2 帶有回熱器的復疊式壓縮制冷系統熱力學模型

根據質量守恒和能量守恒定律，建立復疊式壓縮制冷系統穩態熱力學模型，具體計算公式如式(23)～式(30)所示。

低溫級單位質量制冷量（kJ/kg）

低溫級制冷劑質量流量（kg/s）

高溫級單位質量制冷量（kJ/kg）

高溫級制冷劑質量流量（kg/s）

高溫級壓縮機指示功率（kW）

低溫級壓縮機指示功率（kW）

復疊式壓縮系統輸入功率（kW）

復疊式系統性能系數

式中，Q0為制冷量，kW；ηig為高溫級指示效率；ηid為低溫級指示效率；

Tk'為高溫級冷凝溫度，K；T0'為高溫級蒸發溫度，K；t0'為高溫級蒸發溫度，℃；Tk為低溫級冷凝溫度，K；T0為低溫級蒸發溫度，K；t0為低溫級蒸發溫度，℃；b為系數，取0.0025；ηm1、ηm2分別為高、低溫級壓縮機機械效率；h1、h2、h3、h4、h5、h1'、h2'、h3'、h5'分別對應圖4中各點焓值，kJ/kg。

根據熱力學第二定律的?分析法，在環境溫度Ta一定時，建立復疊式壓縮制冷系統各個過程?損的數學模型，具體計算公式如式(31)～式(41)所示。高溫級壓縮過程

高溫級冷凝過程

高溫級回熱過程

高溫級節流過程

冷凝蒸發過程

低溫級壓縮過程

低溫級回熱過程

低溫級節流過程

低溫級蒸發過程

式中，eq0為帶入蒸發器的比冷量?，kJ/kg；Tl為冷庫溫度，K；s1、s2、s3、s4、s5、s6、s1'、s2'、s3'、s4'、s5'、s6'分別對應圖4中各點比熵，kJ/(kg?K)。

3 結果分析

雙級壓縮制冷系統和復疊式壓縮制冷系統運行工況如下：tk為40℃，t0為?65℃，tl為?60℃，Q0為6kW，同時假定環境溫度Ta為32℃，運用NIST REFPROP8.0軟件計算R404A和R404A/R23分別在雙級壓縮和復疊式壓縮的各狀態參數， 設定雙級制冷壓縮機機械效率ηm=0.73，復疊高溫級和低溫級壓縮機機械效率分別為ηm1=0.8、ηm2=0.79。ε 分別取值0.1、0.3、0.5、0.7、0.9進行計算。

3.1 回熱器對壓縮機排氣溫度、單位質量制冷量和制冷劑質量流量的影響

壓縮機排氣溫度并不是制冷系統主要的性能指標，但它對壓縮機是否可以良好運行卻是一個重要因素，通常排氣溫度過高會對壓縮機產生不利的影響[12]。

圖5給出了回熱器效率對雙級壓縮制冷系統和復疊式壓縮制冷系統壓縮機排氣溫度的影響。從圖5中可以看出，隨著回熱器效率ε的增大，雙級壓縮機、復疊高溫級壓縮機和復疊低溫級壓縮機的排氣溫度都升高，但是復疊低溫級壓縮機排氣溫度始終低于復疊高溫級壓縮機，當ε為0.1～0.24時復疊高溫級壓縮機排氣溫度低于雙級壓縮機，ε =0.24時兩者相等，ε為0.24～0.9時前者高于后者；其中雙級壓縮機排氣溫度升高比例小于復疊高溫級壓縮機和低溫級壓縮機，原因是雙級壓縮制冷系統的回熱器存在于低壓級循環支路，間接影響了雙級壓縮機排氣溫度[13]，而復疊高溫級制冷循環中的回熱器A所引導的回熱循環直接影響了高溫級壓縮機的排氣溫度。

圖5 回熱器效率對壓縮機排氣溫度的影響

由表1可以看出，當回熱器效率ε 增大時，q0、q0d和q0g都增大，而雙級壓縮系統的高低壓級制冷劑質量流量和復疊系統高低溫級制冷劑質量流量都減小，可減少系統制冷劑的充注量和降低壓縮機的耗功。

3.2 回熱器對系統COP和系統總?損的影響

從圖6可以看出，雙級壓縮制冷系統COP隨回熱器效率ε的增大而增大，而系統總的?損隨回熱器效率ε的增大而減小，當ε 取0.1～0.9時，雙級壓縮制冷系統COP增大4.0%，系統總的?損減少9.6%。故回熱循環有利于制冷劑為R404A的一次節流中間不完全冷卻的雙級壓縮制冷系統。結合圖7，當回熱器效率ε=0.9時，雙級壓縮機排氣溫度為76.3℃，所以在條件允許的前提下，應盡可能地增大R404A雙級壓縮系統的回熱效率，以增大系統COP，減少系統總的?損。

表1 回熱器效率對制冷系統單位質量制冷量、制冷劑質量流量的影響

圖6 回熱器效率對雙級壓縮制冷系統COP和總?損的影響

圖7 回熱器效率對復疊式壓縮制冷系統COP的影響

圖7和圖8分別給出了復疊式壓縮制冷系統受高溫級回熱器效率和低溫級回熱器效率共同影響后系統COP和總的?損的變化。從圖7可以看出，復疊式系統COP隨高溫級回熱器效率ε的增大而增大，隨低溫級回熱器效率ε 的增大而減小，復疊式系統COP取得最大值的回熱器效率組合為εfa=0.9、εfb=0.1，COP取得最小值的組合為εfa=0.1、εfb=0.9，COP最大值較最小值大8.35%。從圖8可以看出，復疊式系統總的?損隨高溫級回熱器效率ε 的增大而減小，隨低溫級回熱器效率ε 的增大而增大，復疊式系統總的?損取得最小值得回熱器效率組合為εfa=0.9、εfb=0.1，總的?損取得最大值的組合為εfa=0.1、εfb=0.9，總的?損最小值較最大值小12.2%。結合圖5，在條件允許并考慮高溫級壓縮機排氣溫度不宜過高的前提下，應盡可能增大本復疊式制冷系統R404A高溫級循環的回熱效率，減少R23低溫級循環的回熱效率。即對R23低溫級循環不宜采用較高的過熱度，但也不能沒有過熱度，否則就有可能造成“液擊”現象。

圖8 回熱器效率對復疊式壓縮制冷系統總的?損影響

3.3 回熱器對系統各部件?損和系統?效率的影響

表2顯示了雙級壓縮系統回熱器效率ε 分別取值0.1、0.3、0.5、0.7、0.9時，雙級壓縮系統各組成部件?損以及系統?效率。

從表2可以看出，隨著回熱器效率ε 增大，雙級壓縮系統?損減小的部件是壓縮機、節流閥A、中冷器、節流閥B，而?損增加的部件是冷凝器、回熱器、蒸發器；雙級壓縮系統?效率也是隨著回熱器效率ε增大而增大。當ε 取0.1～0.9時，系統各組成部件?損占系統總?損的比例如下：壓縮機為38.6%～40.6%，冷凝器為10.0%～14.5%，節流閥A 為16.6%～15.6%，中冷器為15.8%～14.8%，回熱器為1.0%～2.6%，節流閥B為11.4%～4.5%，蒸發器為6.7%～7.5%，即壓縮機?損占系統總?損最大，回熱器?損占系統總?損最小。當ε取0.1～0.9時，雙級壓縮系統?效率增大7.1%。

表2 雙級壓縮制冷系統各組成部件?損和系統?效率

表3顯示了復疊式壓縮系統高溫級回熱器效率和低溫級回熱器效率分別取值0.1、0.3、0.5、0.7、0.9時復疊式壓縮系統各組成部件的?損（冷凝蒸發器除外）。

從表3可以看出，在復疊式系統高溫級壓縮循環中，隨著回熱器A效率ε 增大，?損減少的部件是高溫級壓縮機、節流閥A且減小的比例分別是10.9%、75.8%，而?損增加的部件是冷凝器、回熱器A且增大的比例分別是91.5%、101.3%；在復疊式系統低溫級壓縮循環中，隨著回熱器B效率ε增大，?損減少的部件是節流閥B且減小的比例是63.7%，而?損增加的部件是壓縮機且增大的比例是3.7%，回熱器?損則先增加后減少，蒸發器?損幾乎沒有變化。

表4顯示了冷凝蒸發器?損在高溫級回熱器效率和低溫級回熱器效率分共同影響下的變化。

從表4可以看出，若保持低溫級回熱器B效率ε不變，隨著高溫級回熱器A效率ε 增大，冷凝蒸發器?損增大；若保持高溫級回熱器A效率ε 不變，隨著低溫級回熱器B效率ε 增大，冷凝蒸發器?損亦增大；冷凝蒸發器?損取得最小值時的回熱器效率組合為εfa=0.1、εfb=0.1，取得最大值時的回熱器效率組合為εfa=0.9、εfb=0.9，且最大值較最小值大86.5%。

表3 復疊式壓縮制冷系統各組成部件的?損（冷凝蒸發器除外） 單位：kW

表4 復疊式壓縮制冷系統冷凝蒸發器的損 單位：kW

表4 復疊式壓縮制冷系統冷凝蒸發器的損 單位：kW

低溫級回熱器B回熱效率 　0.1 　0.3 　0.5 　0.7 　0.9高溫級回熱器A回熱效率0.1 　0.3325 　0.3382 　0.3425 　0.3467 　0.3498 0.3 　0.3930 　0.3986 　0.4030 　0.4071 　0.4102 0.5 　0.4589 　0.4645 　0.4689 　0.4730 　0.4761 0.7 　0.5293 　0.5350 　0.5393 　0.5435 　0.5466 0.9 　0.6031 　0.6087 　0.6131 　0.6172 　0.6203

結合表3和表4，在高溫級回熱器A效率和低溫級回熱器B效率相組合的25種情況下，復疊式壓縮系統各組成部件?損占系統總?損的比例如下：高溫級壓縮機為21.8%～22.7%，高溫級冷凝器為6.8%～14.9%，回熱器A為2.1%～6.1%，節流閥A為5.7%～21.8%，冷凝蒸發器為7.6%～15.4%，低溫級壓縮機為23.9%～26.8%，回熱器B為0.8%～2.7%，節流閥B為3.3%～10.3%，蒸發器為4.6%～5.3%，即高溫級壓縮機和低溫級壓縮機的?損占系統總?損最大。

圖9給出了復疊式壓縮制冷系統受高溫級回熱器效率和低溫級回熱器效率共同影響后系統?效率的變化。從圖9中可以看出，復疊式系統?效率隨高溫級回熱器效率ε 的增大而增大，隨低溫級回熱器效率ε 的增大而減小，復疊式系統?效率取得最大值的回熱器效率組合為εfa=0.9、εfb=0.1，?效率取得最小值的組合為εfa=0.1、εfb=0.9，?效率最大值較最小值大8.37%。

圖9 回熱器效率對復疊式壓縮制冷系統?效率影響

4 結 論

在相同的工況下，通過建立雙級壓縮制冷系統和復疊式壓縮制冷系統的熱力學模型，來探究回熱器效率對雙級壓縮制冷系統和復疊式壓縮制冷系統壓縮機排氣溫度、單位質量制冷量、制冷劑質量流量、系統COP、系統總?損、系統各部件?損和系統?效率的影響，可以得出如下結論。

（1） 回熱循環對采用R404A制冷劑的雙級壓縮制冷系統和復疊式壓縮高溫級制冷系統的性能有利，對采用R23制冷劑的復疊式壓縮低溫級系統的性能不利。

（2） 雙級壓縮制冷系統COP隨回熱器效率的增大而增大，雙級壓縮制冷系統總的?損隨回熱器效率的增大而減小；復疊式壓縮制冷系統COP和總的?損受高溫級回熱器效率和低溫級回熱器效率共同影響，COP隨高溫級回熱器效率的增大而增大，隨低溫級回熱器效率的增大而減小，總的?損隨高溫級回熱器效率的增大而減小，隨低溫級回熱器效率的增大而增大。

（3） 壓縮機是系統各部件中?損最大的部件。雙級壓縮制冷系統中壓縮機?損占總?損的38.6%～40.6%，復疊式壓縮制冷系統中高溫級壓縮機占總?損的21.8%～22.7%，低溫級壓縮機占總?損的23.9%～26.8%。

（4）在考慮到排氣溫度的前提下，提高R404A雙級壓縮制冷系統回熱器效率，提高復疊式壓縮制冷系統高溫級回熱器效率，降低低溫級回熱器效率。

參 考 文 獻

[1] KLEIN S A，REINDL D T，BROWNELL K. Refrigeration system performance using liquid-suction heat exchangers[J]. International Journal of Refrigeration，2000，23（8）：588-596

[2] MESSINEO A. R744-R717 cascade refrigeration system：performance evaluation compared with a HFC two-stage system[J]. Energy Procedia，2012（14）：56-65.

[3] TORRELLA E，SáNCHEZ D，LLOPIS R，et al. Energetic evaluation of an internal heat exchanger in a CO2transcritical refrigeration plant using experimental data[J]. International Journal of Refrigeration，2011，34（1）：40-49.

[4] BHATTACHARYYA S，GARAI A，SARKAR J. Thermodynamic analysis and optimization of a novel N2O-CO2cascade system for refrigeration and heating[J]. International Journal of Refrigeration，2009，32（5）：1077-1084.

[5] 寧靜紅，曾凡星. 回熱器對復疊式制冷系統性能的影響[J]. 低溫工程，2014（2）：60-63，76.

[6] 郭耀君，謝晶，朱世新，等. 超低溫制冷裝置的研究現狀和進展[J]. 食品與機械，2015（1）：238-243.

[7] LLOPIS R，TORRELLA E，CABELLO R. HCFC-22 replacement with drop-in and retrofit HFC refrigerants in a two-stage refrigeration plant for low temperature[J]. International Journal of Refrigeration，2012，35（4）：810-816.

[8] 金旭，王樹剛，張騰飛，等. 變工況雙級壓縮中間壓力及其對系統性能的影響[J]. 化工學報，2012，63（1）：96-102.

[9] 陳光明，陳國邦. 制冷與低溫原理 [M]. 北京：機械工業出版社，2002：129.

[10] 董璐. 自動復疊式制冷系統的循環特性及實驗研究[D]. 哈爾濱：哈爾濱工業大學，2014.

[11] PORTO M P，PEDRO H T C，MACHADO L，et al. Optimized heat transfer correlations for pure and blended refrigerants[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer，2015，85：577-584.

[12] 朱立. 制冷壓縮機 [M]. 北京：高等教育出版社，2010：28.

[13] 郭耀君，謝晶，朱世新，等. 雙級壓縮與復疊式壓縮制冷系統的技術經濟分析[J]. 化工進展，2015，34（8）：3194-3201.

研究開發

Effect of internal heat exchanger on two-stage compression and cascade compression refrigeration system

GUO Yaojun1，2，XIE Jing1，2，ZHU Shixin1，2，WANG Jinfeng1，2
（1School of Food Science and Technology，Shanghai Ocean University，Shanghai 201306，China；2Shanghai Engineering Research Center of Aquatic Product Processing and Preservation，Shanghai 201306，China）

Abstract：In order to study the effect of internal heat exchanger on two-stage compression and cascade compression refrigeration system，R404A two-stage compression refrigeration system and R404A/R23 cascade compression refrigeration system were taken as examples. Through exergy analysis and establishment of two kinds of refrigeration systems thermodynamic model，the compressor discharge temperature，cooling capacity per unit mass，refrigerant mass flow，system COP，total system exergy loss and exergy efficiency of the regenerator were analyzed. In the two-stage compression refrigeration system，when thermal efficiency was between 0.1 and 0.9，system COP increased by 4.0%，leading to a reduction in total loss of 9.6 percent exergy system and the system exergy efficiency could increase by 7.1%. In the cascade compression refrigeration system，system COP and exergy efficiency of the system increased with increasing high-temperature regenerator efficiency and decreased with decreasing low-level heat recovery efficiency. The total loss of exergy systems decreased with increasing high temperature level regenerator efficiency and increased with increasing low-level heat recovery efficiency.

Key words：liquid-suction heat exchangers；two-stage compression；cascade compression；thermodynamics；performance analysis；exergy

基金項目：國家農業成果轉化資金項目（2013GB2C000156）及上海市科委項目（13dz1203702）。

收稿日期：2015-08-19；修改稿日期：2015-09-10。

DOI：10.16085/j.issn.1000-6613.2016.02.011

中圖分類號：TB 61+5

文獻標志碼：A

文章編號：1000–6613（2016）02–0409–08