王輝，陳福勝，宋琦，任彬，王勤，陳光明

（1浙江大學(xué)制冷與低溫研究所，能源清潔利用國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，浙江 杭州310027；2上海利正衛(wèi)星應(yīng)用技術(shù)有限公司，上海200240）

引 言

按2000年底的統(tǒng)計(jì)，我國(guó)大、中型氣田 （地質(zhì)儲(chǔ)量大于100億立方米）56個(gè)，占全國(guó)氣田總數(shù)的13.4%，其余86.6%的氣田為小型氣田［1］。由于小型氣田分布分散，且儲(chǔ)量不均，常規(guī)的長(zhǎng)距離管道運(yùn)輸成本較高，而這些氣田的天然氣量又不滿足大中型天然氣液化裝置的液化規(guī)模。為此，我國(guó)零散氣田和邊遠(yuǎn)氣田天然氣長(zhǎng)期得不到開發(fā)。而小型天然氣液化裝置與大中型液化裝置相比，具有設(shè)備簡(jiǎn)單緊湊、投資省、移動(dòng)靈活等特點(diǎn)［2］，適用于小型分散氣田的開發(fā)利用。

目前液化天然氣裝置主要采用復(fù)疊式液化系統(tǒng)、膨脹機(jī)循環(huán)系統(tǒng)以及混合制冷劑循環(huán)系統(tǒng)［3］。復(fù)疊式液化系統(tǒng)規(guī)模較大，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，常用于大型天然氣液化。膨脹機(jī)循環(huán)系統(tǒng)常用于氮?dú)夂枯^高的煤層氣［4］和自身壓力較高的管道氣液化［5］。在小型天然氣液化系統(tǒng)中，混合制冷劑循環(huán)占有很大比重，例如傳統(tǒng)的Kleemenco循環(huán)、MRC循環(huán)［6］、帶有丙烷預(yù)冷的C3／MRC循環(huán)［7］等，這些循環(huán)均可歸入自復(fù)疊液化循環(huán)類型。陳光明等［8］在1999年提出了精餾型自復(fù)疊制冷系統(tǒng)，將其應(yīng)用于天然氣液化，可有效解決傳統(tǒng)混合制冷劑系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜和壓縮機(jī)回油困難的問題［9］。

本文提出一種新型精餾型自復(fù)疊小型天然氣液化系統(tǒng)，擬采用HYSYS?軟件對(duì)其進(jìn)行性能模擬計(jì)算和優(yōu)化分析，以期得到混合制冷劑成分和系統(tǒng)壓力位對(duì)系統(tǒng)性能的影響規(guī)律，為進(jìn)一步開展該新系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)研究奠定良好基礎(chǔ)。

1 系統(tǒng)介紹

精餾型自復(fù)疊制冷系統(tǒng)主要部件為壓縮機(jī)、冷凝器、精餾柱、節(jié)流裝置以及若干換熱器。系統(tǒng)流程如圖1所示。

系統(tǒng)運(yùn)行時(shí)，混合制冷劑被壓縮成高溫高壓的氣體，進(jìn)入冷凝器被冷卻至略高于常溫，成為氣液兩相的狀態(tài)，然后進(jìn)入精餾柱。在精餾柱內(nèi)，制冷劑分成兩股，一股為以高沸點(diǎn)組分為主的液態(tài)制冷劑，另一股為以低沸點(diǎn)組分為主的氣態(tài)制冷劑。以高沸點(diǎn)組分為主的液態(tài)制冷劑從精餾柱底部流出，進(jìn)入第1換熱器內(nèi)被冷卻至過冷；過冷后的制冷劑進(jìn)入副節(jié)流閥節(jié)流降溫成較低溫度的兩相制冷劑，進(jìn)入第2換熱器，冷卻高壓側(cè)另一股低沸點(diǎn)制冷劑和天然氣，后進(jìn)入第1換熱器，過冷精餾柱底部流出的以高沸點(diǎn)組分為主的液態(tài)制冷劑；以低沸點(diǎn)組分為主的氣態(tài)制冷劑自下而上通過精餾柱的精餾段，與精餾柱頂部向下流的回流液進(jìn)行熱、質(zhì)交換。高沸點(diǎn)組分和潤(rùn)滑油以及少量低沸點(diǎn)組分被冷凝下來成為回流液的一部分，剩余的大部分低沸點(diǎn)組分為主的氣態(tài)混合制冷劑通過精餾裝置頂部換熱器，從精餾柱頂部出口流出，依次進(jìn)入第2換熱器和第3換熱器中被冷卻，再進(jìn)入低溫區(qū)節(jié)流閥膨脹降溫，變成低溫低壓流體。此時(shí)低溫低壓的流體進(jìn)入蒸發(fā)器中完成液化天然氣過程中最低溫度的制冷過程，然后依次返流通過第3換熱器和精餾柱中的換熱器復(fù)溫并預(yù)冷來流的高壓制冷劑和天然氣，隨后與第1換熱器出口的低壓流體混合，最后進(jìn)入壓縮機(jī)吸氣口，完成整個(gè)循環(huán)。

圖1 精餾型自復(fù)疊天然氣液化系統(tǒng)流程Fig.1 Flowchart of new system

2 流程計(jì)算模型

本文采用HYSYS?程序?qū)ο到y(tǒng)流程進(jìn)行建模計(jì)算。圖2為利用HYSYS?軟件繪制的精餾型自復(fù)疊天然氣液化系統(tǒng)的流程圖。

圖2 精餾型自復(fù)疊天然氣液化系統(tǒng)的HYSYS程序流程Fig.2 HYSYS flowchart of new system

計(jì)算中，系統(tǒng)的壓縮機(jī)、節(jié)流閥直接使用軟件里的compressor模塊、valve模塊，冷凝器使用軟件的cooler模塊，精餾柱使用軟件的distillation column模塊，各個(gè)回?zé)崞鲃t使用軟件的LNG exchanger模塊，其通道數(shù)可以自行設(shè)定。完成系統(tǒng)流程建模后，需給出流程的初始參數(shù)。系統(tǒng)的假設(shè)條件如下：

（1）系統(tǒng)壓縮機(jī)的壓比為定值；

（2）壓縮機(jī)效率給定；

（3）精餾柱頂部出氣溫度為定值；

（4）三通道換熱器中兩熱流體冷端出口溫度相等；

（5）天然氣入口溫度為常溫、壓力為定值；

（6）天然氣出口溫度給定；

（7）各換熱器夾點(diǎn)溫差給定為2℃；

（8）各換熱器壓降給定為5kPa。

3 系統(tǒng)能效優(yōu)化

3.1 混合制冷劑成分分組

3.1.1 確定組分 混合制冷劑的組分配比是影響精餾型自復(fù)疊制冷系統(tǒng)性能的關(guān)鍵參數(shù)，它們對(duì)壓縮機(jī)功耗、排氣溫度、換熱器內(nèi)制冷劑水當(dāng)量匹配、節(jié)流與混合過程的制冷效應(yīng)等幾乎每個(gè)環(huán)節(jié)都有重大的影響。

混合制冷劑組分選取的原則如下：

（1）組分的凝固點(diǎn)低于最低溫度，不同組分之間沸點(diǎn)應(yīng)具有一定跨度；

（2）其化學(xué)穩(wěn)定性、組分之間是否相互影響、毒性以及GWP和ODP；

（3）組分來源的可靠性與經(jīng)濟(jì)性。

對(duì)比了各種制冷劑后，選擇了 N2、CH4、C2H4、C3H8、i－C4H10這5種制冷劑作為混合制冷劑的組分，其相關(guān)熱力學(xué)參數(shù)見表1。

表1 混合制冷劑各組分的熱力學(xué)參數(shù)Table 1 Thermodynamic properties of components in mixed refrigerants

3.1.2 確定配比分類 為了更細(xì)致地研究每一種組分比例的增加或減少對(duì)整個(gè)系統(tǒng)的影響，計(jì)算中選取液化功相對(duì)較小的一組成分 M1（N2／CH4／C2H4／C3H8／i－C4H10：0.20／0.25／0.15／0.15／0.25）為參考成分，分別對(duì)某種組分的比例進(jìn)行增加和減少，其余組分則相應(yīng)按比例減少和增加。這樣一共得到另外10組配比，分別為M2～M11，見表2。

表2 配比分類Table 2 Different concentrations of mixed refrigerant groups

M2、M3兩組分別為在成分M1比例基礎(chǔ)上，混合制冷劑中的高沸點(diǎn)組分i－C4H10比例升高和降低后的成分。M4、M5兩組分別為在成分M1比例基礎(chǔ)上，混合制冷劑中的較高沸點(diǎn)組分C3H8比例升高和降低后的成分。M6、M7兩組分別為在成分M1比例基礎(chǔ)上，混合制冷劑中的中間沸點(diǎn)組分C2－H4比例升高和降低后的成分。M8、M9兩組分別為在成分M1比例基礎(chǔ)上，混合制冷劑中的較低沸點(diǎn)組分CH4比例升高和降低后的成分。M10、M11兩組分別為在成分M1比例基礎(chǔ)上，混合制冷劑中的低沸點(diǎn)組分N2比例升高和降低后的成分。

3.2 系統(tǒng)壓力位分組

精餾型自復(fù)疊系統(tǒng)的優(yōu)勢(shì)在于用一臺(tái)商用壓縮機(jī)就能實(shí)現(xiàn)較低的制冷溫度，系統(tǒng)吸排氣壓力是影響精餾型自復(fù)疊制冷系統(tǒng)性能的另一個(gè)關(guān)鍵參數(shù)。對(duì)于給定的壓縮機(jī)而言，其運(yùn)行時(shí)的壓比通常只在較小范圍內(nèi)變化。常用的小型商用中高壓比壓縮機(jī)，其正常運(yùn)行壓比范圍為6～8，本文選取壓縮機(jī)壓比為7。在實(shí)際中，精餾型自復(fù)疊系統(tǒng)壓縮機(jī)吸氣壓力 （pL）通常為200～300kPa，過低會(huì)因供液不足而使制冷量下降，過高會(huì)引起排氣壓力上升，大大降低系統(tǒng)的安全性和壽命。本文選取了200、225、250、275和300kPa 5個(gè)壓力作為吸氣壓力，系統(tǒng)的排氣壓力相應(yīng)為1400、1575、1750、1925和2100kPa。這樣，就確定了5個(gè)系統(tǒng)壓力位。

3.3 性能計(jì)算結(jié)果與分析

在確定了以上11組混合制冷劑成分和5個(gè)系統(tǒng)壓力位以后，即可進(jìn)行55組工況下系統(tǒng)性能的計(jì)算分析。圖3～圖5給出了不同成分混合制冷劑在不同壓力位下，天然氣液化量 （Qm）、壓縮機(jī)功率 （P）和單位液化功 （ω）隨吸氣壓力的變化趨勢(shì)。計(jì)算中，系統(tǒng)天然氣入口溫度給定為25℃，天然氣入口壓力給定為1MPa，壓縮機(jī)效率給定為0.75，天然氣出口溫度給定為－162℃，精餾柱頂部出氣溫度給定為10℃，壓縮機(jī)吸氣口混合制冷劑流量為1kmol·h－1。

圖3 天然氣液化量隨吸氣壓力變化規(guī)律Fig.3 Variation of LNG molar flow rate with suction pressure

圖4 壓縮機(jī)功率隨吸氣壓力變化規(guī)律Fig.4 Variation of power consumption with suction pressure

圖5 單位液化功隨吸氣壓力變化規(guī)律Fig.5 Variation of specific liquefaction work with suction pressure

由圖3可以看到，天然氣液化量隨吸氣壓力的變化趨勢(shì)可分為兩種類型：第1種趨勢(shì)向上凸，有極大值，在吸氣壓力大于250kPa后下降較快，與M1的變化趨勢(shì)類似，包括了 M2、M3、M5、M8、M11；第2種趨勢(shì)則是變化不大，包括了M4、M6、M7、M9與 M10。其中，M11在所有壓力位的天然氣液化量幾乎均是最大的，M7在所有壓力位的天然氣液化量均是最小的。

由圖4可以看到，除M3外，所有混合制冷劑的壓縮機(jī)功率均隨吸氣壓力的增加而幾乎線性單調(diào)減小。

由圖5可以看到，單位液化功隨吸氣壓力的變化趨勢(shì)也可分為兩種：第1種趨勢(shì)向下凹，有極小值，與M1的變化趨勢(shì)類似，包括了 M2、M3、M5、M8、M11；第2種趨勢(shì)則是單調(diào)減少，包括了M4、M6、M7、M9與 M10。其中，M11在所有壓力位的單位液化功均是最小的，M7在所有壓力位的單位液化功均幾乎是最大的；所有壓力位中M2的最低單位液化功小于M1的最低單位液化功，M4和M6的最低單位液化功與M1持平。

值得注意的是，呈現(xiàn)這兩種天然氣液化量變化趨勢(shì)類型的兩組混合制冷劑種類分別與呈現(xiàn)兩種單位液化功變化趨勢(shì)類型的兩組混合制冷劑種類相同。而且，天然氣液化量變化趨勢(shì)是向下凹類型的混合制冷劑，其單位液化功變化趨勢(shì)是向上凸類型；天然氣液化量變化趨勢(shì)是變化不大類型的混合制冷劑，其單位液化功變化趨勢(shì)是單調(diào)減少類型。究其原因在于所有混合制冷劑的壓縮機(jī)功率均隨吸氣壓力的增加而幾乎線性單調(diào)減小。

由圖6可以看到，所有混合制冷劑M1～M11的壓縮機(jī)排氣溫度 （TH）均隨吸氣壓力的增加而單調(diào)降低，在整個(gè)吸氣壓力范圍內(nèi)，同一壓力下的壓縮機(jī)排氣溫度按照以下混合制冷劑的序列依次升高：M2、M9、M7、M4、M11、M1、M5、M6、M10、M8、M3。壓縮機(jī)的排氣溫度除了受混合制冷劑的成分影響外，還主要受到混合制冷劑在壓縮機(jī)吸氣口的狀態(tài)影響。圖7和圖8給出混合制冷劑吸氣溫度和吸氣干度隨吸氣壓力的變化規(guī)律。

圖6 壓縮機(jī)排氣溫度隨吸氣壓力變化規(guī)律Fig.6 Variation of discharge temperature with suction pressure

圖7 壓縮機(jī)吸氣溫度隨吸氣壓力變化規(guī)律Fig.7 Variation of suction temperature with suction pressure

由圖7可以看到，壓縮機(jī)吸氣溫度 （TL）隨吸氣壓力的變化趨勢(shì)可分為3種類型：第1種趨勢(shì)是單調(diào)下降的，為M3；第2種趨勢(shì)是單調(diào)上升的，包括M2，M7和M9；第3種趨勢(shì)是向下凹的，有極小值，與M1的變化趨勢(shì)類似，包括了M4、M5、M6、M8、M10和M11。在整個(gè)吸氣壓力范圍內(nèi)，同一壓力下不同混合制冷劑的壓縮機(jī)吸氣溫度之間的大小關(guān)系沒有呈現(xiàn)出明顯規(guī)律性的趨勢(shì)。

圖8 壓縮機(jī)吸氣干度隨吸氣壓力變化規(guī)律Fig.8 Variation of suction quality with suction pressure

由圖8可以看到，除M3外，壓縮機(jī)吸氣干度（x）隨吸氣壓力的增加而單調(diào)減小，均進(jìn)入了兩相區(qū)。M3的壓縮機(jī)吸氣干度隨吸氣壓力的增加保持不變，沒有進(jìn)入兩相區(qū)。結(jié)合圖6～圖8，可以看到，在整個(gè)吸氣壓力范圍內(nèi)，同一壓力下的壓縮機(jī)吸氣干度按照以下混合制冷劑的序列依次升高：M2、 M9、 M7、 M4、 M11、 M1、 M5、 M6、M10、M8、M3。該序列正好與同一壓力下的壓縮機(jī)排氣溫度依次升高的混合制冷劑序列相同，這說明壓縮機(jī)的吸氣干度明顯影響了壓縮機(jī)排氣溫度的大小。

下面根據(jù)圖3～圖6進(jìn)一步分析混合制冷劑組分對(duì)系統(tǒng)性能的影響規(guī)律。

通過M2和M3兩種混合制冷劑與M1的對(duì)比，可以分別得知在成分M1比例基礎(chǔ)上，升高和降低混合制冷劑中的高沸點(diǎn)組分i－C4H10比例后對(duì)系統(tǒng)性能的影響規(guī)律。在相同的吸氣壓力下，制冷劑i－C4H10比例升高以后，天然氣液化量、壓縮機(jī)功率、系統(tǒng)單位液化功和排氣溫度均減??；在相同的吸氣壓力下，制冷劑i－C4H10比例降低以后，天然氣液化量?jī)H在吸氣壓力250kPa附近增大，壓縮機(jī)功率、系統(tǒng)單位液化功和排氣溫度均增大。由此可知，i－C4H10作為沸點(diǎn)最高的組分，可以顯著降低壓縮機(jī)排氣溫度，其比例較高時(shí)，會(huì)使其余組分比例低而引起制冷量減小，從而使天然氣液化量減少，且在吸氣壓力一定時(shí)，含i－C4H10比例較大的混合制冷劑壓縮機(jī)進(jìn)口帶液率高，隨著吸氣壓力的增大，混合制冷劑飽和溫度上升，帶液率不斷增大，這將嚴(yán)重影響壓縮機(jī)的壽命和使用性能，這種情況應(yīng)避免。

通過M4和M5兩種混合制冷劑與M1的對(duì)比，可以分別得知在成分M1比例基礎(chǔ)上，升高和降低混合制冷劑中的較高沸點(diǎn)組分C3H8比例后對(duì)系統(tǒng)性能的影響規(guī)律。在相同的吸氣壓力下，制冷劑C3H8比例升高以后，天然氣液化量和壓縮機(jī)功率減小，系統(tǒng)單位液化功在吸氣壓力低于275kPa時(shí)增大，排氣溫度減?。辉谙嗤奈鼩鈮毫ο?，制冷劑C3H8比例降低以后，天然氣液化量減小，壓縮機(jī)功率增大，系統(tǒng)單位液化功增大，排氣溫度減小。由此可知，C3H8作為沸點(diǎn)較高的組分，作用一方面與i－C4H10相似，在比例較多時(shí)可以降低壓縮機(jī)排氣溫度；另一方面可以改善第3回?zé)崞鞯幕責(zé)嵝阅埽浔壤^低時(shí)，會(huì)使第3回?zé)崞鞯膴A點(diǎn)溫差出現(xiàn)在熱端，導(dǎo)致第1、2回?zé)崞鞯膿Q熱量減小，第3回?zé)崞?損大大增加，最終導(dǎo)致排氣溫度上升，單位液化功增大。

通過M6和M7兩種混合制冷劑與M1的對(duì)比，可以分別得知在成分M1比例基礎(chǔ)上，升高和降低混合制冷劑中的中間沸點(diǎn)組分C2H4比例升高和降低后對(duì)系統(tǒng)性能的影響規(guī)律。在相同的吸氣壓力下，C2H4比例升高以后，天然氣液化量和壓縮機(jī)功率均增大，系統(tǒng)單位液化功在吸氣壓力225～275kPa范圍內(nèi)增大，排氣溫度減??；在相同的吸氣壓力下，C2H4比例降低以后，天然氣液化量和壓縮機(jī)功率均減小，系統(tǒng)單位液化功增大，排氣溫度減小。由此可知，C2H4的作用主要是改善第3回?zé)崞鲀?nèi)中間部分的換熱過程，使兩側(cè)水當(dāng)量更加匹配，避免回?zé)崞髦袦囟确植计钸^大所導(dǎo)致的？損過大，其比例對(duì)導(dǎo)致單位液化功的影響比較敏感，過多或過少均會(huì)導(dǎo)致單位液化功增加。另外，C2H4過多會(huì)導(dǎo)致排氣溫度上升。

通過M8和M9兩種混合制冷劑與M1的對(duì)比，可以分別得知在成分M1比例基礎(chǔ)上，升高和降低混合制冷劑中的較低沸點(diǎn)組分CH4比例升高和降低后對(duì)系統(tǒng)性能的影響規(guī)律。在相同的吸氣壓力下，CH4比例升高以后，天然氣液化量和壓縮機(jī)功率均增大，系統(tǒng)單位液化功在吸氣壓力高于250kPa時(shí)增大，排氣溫度減??；在相同的吸氣壓力下，CH4比例降低以后，天然氣液化量和壓縮機(jī)功率均減小，系統(tǒng)單位液化功增大，排氣溫度減小。由此可知，CH4的作用是保證系統(tǒng)能夠達(dá)到較低的制冷溫度，其熱物性與天然氣相近，可以保證液化天然氣的過程中，制冷劑與天然氣保持較為匹配的水當(dāng)量，它是減小液化功最主要的制冷劑成分，比例下降時(shí)，單位液化功顯著上升。另外，CH4過多會(huì)導(dǎo)致排氣溫度明顯上升。

通過M10和M11兩種混合制冷劑與M1的對(duì)比，可以分別得知在成分M1比例基礎(chǔ)上，升高和降低混合制冷劑中的低沸點(diǎn)組分N2比例升高和降低后對(duì)系統(tǒng)性能的影響規(guī)律。在相同的吸氣壓力下，N2比例升高以后，天然氣液化量減小，壓縮機(jī)功率增大，系統(tǒng)單位液化功增大，排氣溫度減??；在相同的吸氣壓力下，N2比例降低以后，天然氣液化量增大，壓縮機(jī)功率減小，系統(tǒng)單位液化功減小，排氣溫度減小。由此可知，N2的作用是降低混合制冷劑的沸點(diǎn)，使其可以達(dá)到更低的制冷溫度，它是實(shí)現(xiàn)液化天然氣具有過冷度的重要保證。其比例過高，會(huì)使排氣溫度急劇升高，且由于N2等其余組分比例降低使液化功也增大。

3.4 最優(yōu)性能參數(shù)

綜合圖3～圖7可知，對(duì)于組分M11，在吸氣壓力250kPa時(shí)，與其他組分相比，單位液化功最小，天然氣液化量最大，吸排氣溫度都比較合適，壓縮機(jī)進(jìn)口帶液率也比較小。故對(duì)于該流程的M11組分在250kPa吸氣壓力下的性能最佳，其參數(shù)見表3。

表3 最優(yōu)性能參數(shù)Table 3 Optimal performance parameters of system

4 結(jié) 論

本文提出了一種新型精餾型自復(fù)疊小型天然氣液化系統(tǒng)，并采用HYSYS?軟件對(duì)其進(jìn)行了性能模擬計(jì)算和優(yōu)化分析，詳細(xì)研究了組分配比和系統(tǒng)壓力位對(duì)系統(tǒng)性能的影響規(guī)律，得到以下結(jié)論，為進(jìn)一步開展該新系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)研究奠定了良好基礎(chǔ)：

（1）對(duì)于不同組分配比的混合制冷劑，其單位液化功隨吸氣壓力的變化趨勢(shì)可分為向上凸和單調(diào)減少兩種類型；其天然氣液化量隨吸氣壓力的變化趨勢(shì)可分為向下凹和變化不大兩種類型；其壓縮機(jī)功率均隨吸氣壓力的增加而幾乎線性單調(diào)減小；其壓縮機(jī)排氣溫度均隨吸氣壓力的增加而單調(diào)降低。

（2）高沸點(diǎn)組分i－C4H10和C3H8能有效降低壓縮機(jī)的排氣溫度，減小單位液化功，但是高沸點(diǎn)過多會(huì)導(dǎo)致壓縮機(jī)吸氣帶液，嚴(yán)重?fù)p壞壓縮機(jī)；中間沸點(diǎn)C2H4則主要是改善第3回?zé)崞鞯膿Q熱水當(dāng)量，其比例應(yīng)該適中；低沸點(diǎn)N2和CH4則是保證系統(tǒng)制冷溫度、完成低溫液化的主要組分，但是其成分過多會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)排氣溫度過高，單位液化功也會(huì)隨著增大。

（3）通過對(duì)11種組分配比下的系統(tǒng)參數(shù)隨吸氣壓力變化的規(guī)律分析，得到了一組最佳配比M11 （N2／CH4／C2H4／C3H8／i－C4H10：0.14／0.27／0.16／0.16／0.27），其 最 佳 工 況 為 吸 氣 壓 力 250 kPa，排氣壓力1750kPa，此時(shí)系統(tǒng)的單位液化功最小，同時(shí)天然氣液化量最大。

符 號(hào) 說 明

P——壓縮機(jī)功率，kW

pL——吸氣壓力，kPa

Qm——天然氣液化量，kg·h－1

TH——排氣溫度，℃

TL——吸氣溫度，℃

x——吸氣干度

ω——單位液化功，kW·h·kg－1

下角標(biāo)

H——壓縮機(jī)排氣

L——壓縮機(jī)吸氣

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