第五章气体液化循环 第一节气体液化的热力学理想循环和系统性能参数 5.1气体液化的热力学理想循环 气体液化的热力学理想循环是指由可逆过程组成的循 环,在循环的各过程中不存在任何不可逆损失。如图3-4所 示,设欲液化的气体从与环境介质相同的初始状态p1、T1(点 )转变成相同压力下的液体状态p、T0(点0),气体液化 的理想循环按下述方式进行:先将气体在压缩机中等温压缩 到所需的高压p,即从点1沿1—2线到达点2(p2、T1)所 示状态;然后,在膨胀机中等熵膨胀到初压p,并作外功, 即从点2沿20线到达0(p1、70)所示状态而全部液化 此后,液体在需要低温的过程中吸热气化并复热到初始状 态,如图3-4中的0—3-1过程,使气体恢复原状。不过这 一过程不是在液化装置中进行。 压缩机 0L液体」 菑液器 图3-4热力学理想气体液化系统 循环所耗的功等于压缩功与膨胀功的差值。因为压缩过 程和膨胀过程都是可逆的,则1—2压缩过程消耗的功最小, 2—0膨胀过程所作的功最大。因此,采用理想循环使气体液 化的过程所需消耗的功最小
第五章 气体液化循环 第一节 气体液化的热力学理想循环和系统性能参数 5.1 气体液化的热力学理想循环 气体液化的热力学理想循环是指由可逆过程组成的循 环，在循环的各过程中不存在任何不可逆损失。如图 3-4 所 示，设欲液化的气体从与环境介质相同的初始状态 p1、T1（点 1）转变成相同压力下的液体状态 p1、T0（点 0），气体液化 的理想循环按下述方式进行：先将气体在压缩机中等温压缩 到所需的高压 p2，即从点 1 沿 1—2 线到达点 2（p2、T1）所 示状态；然后，在膨胀机中等熵膨胀到初压 p1，并作外功， 即从点 2 沿 2—0 线到达 0（p1、T0）所示状态而全部液化。 此后，液体在需要低温的过程中吸热气化并复热到初始状 态，如图 3-4 中的 0—3—1 过程，使气体恢复原状。不过这 一过程不是在液化装置中进行。 (a) (b) 图 3-4 热力学理想气体液化系统 循环所耗的功等于压缩功与膨胀功的差值。因为压缩过 程和膨胀过程都是可逆的，则 1—2 压缩过程消耗的功最小， 2—0 膨胀过程所作的功最大。因此，采用理想循环使气体液 化的过程所需消耗的功最小
(3.16) vao=T1(S1-S0)-(h1-h2) (3.17) h,-ho (3.18) 将开口系统等温压缩功v及绝热膨胀功v的表达式代 入上式可得 Win=T(S-So)-(h,-ho) (3.19) 式(3.19)表明,气体液化的理论最小功仅与气体的性 质及初、终状态有关。对不同气体,液化所需的理论最小功 不同。表3-2列出了一些液化气体(1kg和1L)所需的理论 最小功的数值。 表3-2一些气体液化的理论最小功wm2 h,-ho 理论最小功vm 气体 kJ/kg KJ//kgkW·h/kgkW·hL 空气 427.1 741.7 0.206 0.18 407.1 6384 0.177 0.201 氧氮氩氢氦氖 433.1 7696 0.213 0.172 273.6 478.5 0.132 0.184 3980 11900 3.31 0.235 1562 6850 0.237 371.2 1331 0.37 0.445 甲烷 915 1110 0.307 0.13 注:空气、氧、氮与氩的初态参数为p=10Pa,T=303K;氢 氦、氖、甲烷的初态参数为p=101.3kPa,Ti=303K
wmin = wco − we （3.16） ( ) ( ) 1 1 0 h1 h2 w T s s co = − − − （3.17） we = h2 − h0 （3.18） 将开口系统等温压缩功 wco 及绝热膨胀功 we 的表达式代 入上式可得 ( ) ( ) min 1 1 0 h1 h0 w = T s − s − − （3.19） 式（3.19）表明，气体液化的理论最小功仅与气体的性 质及初、终状态有关。对不同气体，液化所需的理论最小功 不同。表 3-2 列出了一些液化气体（1kg 和 1L）所需的理论 最小功的数值。 表 3-2 一些气体液化的理论最小功 wmin [2] 气 体 h1 − h0 理论最小功 wmin kJ/kg kJ/kg kW·h/kg kW·h/L 空气 427.1 741.7 0.206 0.18 氧 407.1 638.4 0.177 0.201 氮 433.1 769.6 0.213 0.172 氩 273.6 478.5 0.132 0.184 氢 3980 11900 3.31 0.235 氦 1562 6850 1.9 0.237 氖 371.2 1331 0.37 0.445 甲烷 915 1110 0.307 0.13 注：空气、氧、氮与氩的初态参数为 p1=105Pa，T1=303K；氢、 氦、氖、甲烷的初态参数为 p1=101.3kPa，T1=303K
气体液化循环完全由可逆过程组成时所消耗的功最小, 称为气体液化的理论最小功。 实际上,由于组成液化循环的各过程总是存在不可逆性 (如节流、存在温差的热交换、散向周围介质的冷损等), 因此任何一种理论上的理想循环都是不可能实现的。实际采 用的气体液化循环所耗的功,总是显著地大于理论最小功。 此外采用图3-4所示循环虽然可以将状态点1的气体一次性 完全液化但此时的p2是实际设备无法承受的,如用该系统来 液化氮时,p2高达70-80Gpa,故理想液化循环实际上是无法 实现的。然而,理论循环在作为实际液化循环不可逆程度的 比较标准和确定最小功耗的理论极限值方面具有其理论价 值 气体液化循环的性能指标 在比较或分析液化循环时,除理论最小功外,某些表示 实际循环经济性的系数也经常采用,如单位能耗w0、制冷系 数ε、循环效率FOM。 单位能(功)耗w0表示获得lkg液化气体需要消耗的功。 (3.20) 式中w——加工lkg气体循环所耗的功(kJ/kg加工气 体); y—液化系数,表示加工1kg气体所获得的液化 量 制冷系数为液化气体复热时的单位制冷量qo与所消耗 单位功v之比,即 (321) 每加工1kg气体得到的液化气体量为ykg,故单位制冷 量可表示为 q0=h-h)(kJ/kg加工气体) (3.22)
气体液化循环完全由可逆过程组成时所消耗的功最小， 称为气体液化的理论最小功。 实际上，由于组成液化循环的各过程总是存在不可逆性 （如节流、存在温差的热交换、散向周围介质的冷损等）， 因此任何一种理论上的理想循环都是不可能实现的。实际采 用的气体液化循环所耗的功，总是显著地大于理论最小功。 此外采用图 3-4 所示循环虽然可以将状态点 1 的气体一次性 完全液化但此时的 p2 是实际设备无法承受的，如用该系统来 液化氮时，p2 高达 70-80Gpa，故理想液化循环实际上是无法 实现的。然而，理论循环在作为实际液化循环不可逆程度的 比较标准和确定最小功耗的理论极限值方面具有其理论价 值。 气体液化循环的性能指标 在比较或分析液化循环时，除理论最小功外，某些表示 实际循环经济性的系数也经常采用，如单位能耗 w0、制冷系 数 、循环效率 FOM 。 单位能（功）耗 w0 表示获得 1kg 液化气体需要消耗的功。 y w w0 = （3.20） 式中 w——加工 1kg 气体循环所耗的功（kJ/kg 加工气 体）； y——液化系数，表示加工 1kg 气体所获得的液化 量。 制冷系数为液化气体复热时的单位制冷量 q0 与所消耗 单位功 w 之比，即 w q0 = （3.21） 每加工 1kg 气体得到的液化气体量为 y kg，故单位制冷 量可表示为 ( ) 0 h1 h0 q = y − （kJ/kg 加工气体） （3.22）
故 yh,-ho (323) 循环效率(或称热力完善度)FOM说明实际循环的效率 同理论循环效率之比。低温技术中广泛应用循环效率来度量 实际循环的不可逆性和作为评价有关损失的方法。循环效率 定义为实际循环的制冷系数(E)与理论的制冷系数(n) 之比,即 FOM =-pr (3.24) 显然,FOM总是小于1。FOM值越接近于1,说明实际循环 的不可逆性越小,经济性越好。 循环效率可以用不同的方式表示。由于相比较的实际循 环与理论循环的制冷量必须相等,因此式(3-23)可写成 FOM=(qo/wpr)(qo /wmin )=mn (3.25) 于是,循环效率可表示为理论循环所需的最小功与实际 循环所消耗的功之比 此外在实际液化系统中反映部件的性能参数有如下 些 (1)压缩机和膨胀机的绝热效率; (2)压缩机和膨胀机的机械效率; (3)换热器的效率; (4)换热器和管道的压降; (5)设备与环境的换热量。 第二节空气、氧、氮和氩的液化 空气、氧、氮、氩的热力性质相近,故它们的液化循环 类型亦相似。它们的液化循环有四种基本类型:节流液化循
故 w y(h h ) 1 − 0 = （3.23） 循环效率（或称热力完善度）FOM 说明实际循环的效率 同理论循环效率之比。低温技术中广泛应用循环效率来度量 实际循环的不可逆性和作为评价有关损失的方法。循环效率 定义为实际循环的制冷系数（ pr ）与理论的制冷系数（ th ） 之比，即 th pr FOM = （3.24） 显然，FOM 总是小于 1。FOM 值越接近于 1，说明实际循环 的不可逆性越小，经济性越好。 循环效率可以用不同的方式表示。由于相比较的实际循 环与理论循环的制冷量必须相等，因此式（3-23）可写成 pr pr w w FOM q w q w min 0 0 min = ( ) ( ) = （3.25） 于是，循环效率可表示为理论循环所需的最小功与实际 循环所消耗的功之比。 此外在实际液化系统中反映部件的性能参数有如下一 些： （1）压缩机和膨胀机的绝热效率； （2）压缩机和膨胀机的机械效率； （3）换热器的效率； （4）换热器和管道的压降； （5）设备与环境的换热量。 第二节 空气、氧、氮和氩的液化 空气、氧、氮、氩的热力性质相近，故它们的液化循环 类型亦相似。它们的液化循环有四种基本类型：节流液化循
环、带膨胀机的液化循环、利用气体制冷机的液化循环及复 叠式液化循环。前两种液化循环在目前应用最为普遍。节流 液化循环是低温技术中最常用的循环之一。由于节流循环的 装置结构简单,且运转可靠,这就在一定程度上抵消了节流 膨胀过程不可逆损失大所带来的缺点。本节以讨论空气的液 化循环为主。 1简单 Linde- Hampson系统 1.1概述 1895年德国 Linde和英国 Hampson分别独立地提出了 次节流循环,因此文献上也常称之为简单 Linde- Hampson循 环。其流程图及r-s图如图3-5所示。 图3-5 Linde- Hampson系统图及T-s图 为了便于分析系统的性能,先讨论理论循环(除节流阀 外,没有不可逆压降;没有漏热;无热交换不完善损失)。 常温、常压p1下的气体等温压缩至p2,T-s图上用等温线1 2表示;随后高压气体在热交换器中被节流后的返流气体 (点5)冷却至温度T3(点3),这是一个等压冷却过程,用 等压线2-3表示;然后高压气体经节流阀膨胀至常压p(点 4),温度降至p1压力下的饱和温度,同时部分气体液化,节 流过程用等焓线3-—4表示;节流后产生的液体(点0)自气 液分离器引出作为产品;未液化的饱和气体(点5)从气液
环、带膨胀机的液化循环、利用气体制冷机的液化循环及复 叠式液化循环。前两种液化循环在目前应用最为普遍。节流 液化循环是低温技术中最常用的循环之一。由于节流循环的 装置结构简单，且运转可靠，这就在一定程度上抵消了节流 膨胀过程不可逆损失大所带来的缺点。本节以讨论空气的液 化循环为主。 1 简单 Linde-Hampson 系统 1.1 概述 1895 年德国 Linde和英国Hampson 分别独立地提出了一 次节流循环，因此文献上也常称之为简单 Linde-Hampson 循 环。其流程图及 T − s 图如图 3-5 所示。 图 3-5 Linde-Hampson 系统图及 T-s 图 为了便于分析系统的性能，先讨论理论循环（除节流阀 外，没有不可逆压降；没有漏热；无热交换不完善损失）。 常温、常压 p1 下的气体等温压缩至 p2，T − s 图上用等温线 1’ —2 表示；随后高压气体在热交换器中被节流后的返流气体 （点 5）冷却至温度 T3（点 3），这是一个等压冷却过程，用 等压线 2—3 表示；然后高压气体经节流阀膨胀至常压 p1（点 4），温度降至 p1 压力下的饱和温度，同时部分气体液化，节 流过程用等焓线 3—4 表示；节流后产生的液体（点 0）自气 液分离器引出作为产品；未液化的饱和气体（点 5）从气液
分离器引出返回流经热交换器,以冷却节流前的高压气体, 自身被加热至常温T1,(点1),用等压线5—1表示,至此 完成一个气体液化循环。 1.2 Linde- Hampson系统的启动过程 如前所述,必须将高压空气预冷到一定的低温,节流后 才能产生液体。因此,循环开始时需要有一个逐渐冷却的过 程,或称起动过程。图3-6示出该循环逐渐冷却过程的7-s图。 图3-6 Linde-Hampson系统启动 过程的T-s图 空气由状态1等温压缩到状态2,2—4为第一次节流膨 胀,结果使空气的温度降低M1。节流后的冷空气返回流入换 热器以冷却高压空气,而自身复热到初始状态1。高压空气 被冷却到状态3′(r3),其温降为M。第二次节流膨胀从点3′ 沿3′—4等焓线进行,节流后达到更低的温度T”。此时低压 空气的温降为(M+M2),当它经过换热器复热到初态1时, 可使新进入的高压空气被冷却到更低的温度r;(状态3〃),其 温降M。接着是从点3沿3-4″进行的节流膨胀等等。这种 逐渐冷却过程继续进行,直到高压空气冷却到某一温度T3 (状态3),使节流后的状态进入湿蒸气区域;若此时两股空 气流的换热已达到稳定工况,则起动过程结束,空气液化装 置开始进入稳定运转状态
分离器引出返回流经热交换器，以冷却节流前的高压气体， 自身被加热至常温 T1’（点 1’），用等压线 5—1’表示，至此 完成一个气体液化循环。 1.2 Linde-Hampson 系统的启动过程 如前所述，必须将高压空气预冷到一定的低温，节流后 才能产生液体。因此，循环开始时需要有一个逐渐冷却的过 程，或称起动过程。图 3-6 示出该循环逐渐冷却过程的 T − s 图。 图 3-6 Linde-Hampson 系统启动 过程的 T-s 图 空气由状态 / 1 等温压缩到状态 2，2— / 4 为第一次节流膨 胀，结果使空气的温度降低 1 t 。节流后的冷空气返回流入换 热器以冷却高压空气，而自身复热到初始状态 / 1 。高压空气 被冷却到状态 / 3 （ T3 ），其温降为 1 t 。第二次节流膨胀从点 / 3 沿 / 3 — // 4 等焓线进行，节流后达到更低的温度 T4 。此时低压 空气的温降为（ 1 2 t + t ），当它经过换热器复热到初态 / 1 时， 可使新进入的高压空气被冷却到更低的温度 '' T3 （状态 // 3 ），其 温降 2 t 。接着是从点 // 3 沿 3—4 进行的节流膨胀等等。这种 逐渐冷却过程继续进行，直到高压空气冷却到某一温度 T3 （状态 3），使节流后的状态进入湿蒸气区域；若此时两股空 气流的换热已达到稳定工况，则起动过程结束，空气液化装 置开始进入稳定运转状态
1.3实际循环 实际的 Linde- Hampson系统同理论循环相比存在许多不 可逆损失,主要有:(1)压缩机中工作过程的不可逆损失; (2)换热器中不完全热交换的损失,也称跑冷损失。由于 这些损失的存在,使循环的液化系数减小,效率降低。下面 在考虑这些损失的条件下进行循环的分析和计算 设不完全热交换损失为q2(kJ/kg加工空气),它由温差 Δ=T-确定(如图3-5)。通常假定返流空气在T与T之间 的比热是定值,则2=(1-ym)n1(r-7)。设跑冷损失为q3,其 与装置的容量、绝热情况及环境温度有关。至于压缩机的不 可逆损失,一般由压缩机的效率予以考虑。 选取图3-5中点划线包围的部分为热力系统,加工空气 量为1kg,得下列热平衡方程式 h,+q3=hoyer +(l-yr)h (3.26) 而 h=h-c(71-7)=h1 由此可得实际液化系数 h-h2-(q2+q3)-Mh-∑ hi-ho h-h (kgkg加工空气)(3.27) 循环的实际单位制冷量 q0m=ym(b-h)=-M-2q(kJkg加工空气)(3,28) 从式(3.27)、(3.28)可见,实际循环的液化系数及制 冷量的大小取决于-ΔMh-同Σq的差值;若实际循环的等温节流 效应-ΔMh不能补偿全部冷损Σq时,则不可能液化气体
1.3 实际循环 实际的 Linde-Hampson 系统同理论循环相比存在许多不 可逆损失，主要有：（1）压缩机中工作过程的不可逆损失； （2）换热器中不完全热交换的损失，也称跑冷损失。由于 这些损失的存在，使循环的液化系数减小，效率降低。下面 在考虑这些损失的条件下进行循环的分析和计算。 设不完全热交换损失为 q2（kJ/kg 加工空气），它由温差 T T1 −T1 = 确定（如图 3-5）。通常假定返流空气在 T1 与 T1 之间 的比热是定值，则 (1 ) ( ) 2 1 T1 T1 q y c = − pr p − 。设跑冷损失为 q3，其 与装置的容量、绝热情况及环境温度有关。至于压缩机的不 可逆损失，一般由压缩机的效率予以考虑。 选取图 3-5 中点划线包围的部分为热力系统，加工空气 量为 1kg，得下列热平衡方程式 2 3 0 1 h + q = h y pr + (1− y pr )h （3.26） 而 pr p y q h h c T T h − = − − = − 1 ( ) 2 1 1 1 1 1 1 由此可得实际液化系数 0 / 0 1 / 1 2 2 3 / 1 ( ) h h h q h h h h q q y T pr − − − = − − − + = （kg/kg 加工空气） （3.27） 循环的实际单位制冷量 q pr = y pr (h − h0 ) = −hT − q / 0, 1 （kJ/kg 加工空气） （3.28） 从式（3.27）、（3.28）可见，实际循环的液化系数及制 冷量的大小取决于− hT 同 q 的差值；若实际循环的等温节流 效应− hT 不能补偿全部冷损 q 时，则不可能液化气体
若压缩机的等温效率用n表示,则对1kg气体的实际压 缩功为 Wr RTIn p2/p (kJ/kg加工空气)(329) nT 实际单位能耗 ly(,-ho)RTIn p2 P1 (kJ/kg液空)(330) yr7r(-Mh-∑q) 循环实际制冷系数 6n÷90mn(-Mhx-2q (3.31) RTIn p2/p, 循环效率 FOM 式中,理论液化循环的制冷系数为(按图5-3所示状态) E (3.32) Wmin T(s-So)-(h,-ho) 所以 FOM=8 T(S1-s0)-(h1-hn) (3.33) h-h 实际循环的性能指标的主要参数如高压(p2)、初压(p1)、 换热器热端温度(T)有密切关系,现分别进行讨论如下。 1.高压P2对循环性能的影响 当初压p1及进换热器的高压空气的温度不变,则高压压 力的变化直接影响循环的性能指标。图3-7示出当T=303K,p 98kPa∑q=115kJ/kg加工空气,n2=0.59时,对不同高压 p2的计算结果。由图可见:a)随着p2的增高,-Mh、y及 r均增大;显而易见,FOM也增加;b)单位能耗vm随p的
若压缩机的等温效率用 T 表示，则对 1kg 气体的实际压 缩功为 T T T pr w RT p p w 2 1 ln = = （kJ/kg 加工空气） （3.29） 实际单位能耗 ( ) ( ) ln 1 2 1 0 0, h q p p h h RT y w w pr T T pr pr − − − = = （kJ/kg 液空） （3.30） 循环实际制冷系数 2 1 0, ln ( ) RT p p h q w q T T pr pr pr − − = = （3.31） 循环效率 th pr FOM = 式中，理论液化循环的制冷系数为（按图 5-3 所示状态） ( ) ( ) 0 / 0 1 / 1 0 / 1 min 0 T s s h h h h w q th − − − − = = （3.32） 所以 0 / 1 0 / 0 1 / 1 ( ) ( ) h h T s s h h FOM pr − − − − = （3.33） 实际循环的性能指标的主要参数如高压（p2）、初压（p1）、 换热器热端温度（T）有密切关系，现分别进行讨论如下。 1. 高压 P2 对循环性能的影响 当初压 p1 及进换热器的高压空气的温度不变，则高压压 力的变化直接影响循环的性能指标。图3-7示出当T=303K, p1 =98kPa, q =11.5 kJ/kg 加工空气， T =0.59 时，对不同高压 p2 的计算结果。由图可见：a) 随着 p2 的增高，− hT 、 pr y 及 pr 均增大；显而易见，FOM 也增加；b)单位能耗 w0, pr 随 p2 的
增高而不断减少;c)只有当高压达到一定值时,才能获得液 化气体;图中显示只有p2超过6000kPa时,液空的积累才 有可能。 9or008 7000 50g 6080100120140160180200 P2(102kPa) 图3-7 Linde- Hampson系统的特性 2.初压p对循环性能的影响 当p2及T给定时,初压p的变化将使qn、g等参数随之 变化。表3-3列出空气在p2=196×103kPa,7=293K及不同p1 时循环的特性,其中E=-代表简单 Linde-Hampson循环的 理论制冷系数。由表3-3可看出:随p增加,-M减少的幅 度不如功耗减少的大,故ε显著增大。相应地循环效率FOM 增加,单位能耗降低。由此看来提高初压p能够改善循环的 经济性。 表3-3不同初压p时循环的a(7=293K,p2=196×103kPa P1(Pa)98 4.9×10 9.8×103 Ah,(kJ/kg)37.5 26.9 15 r(k/kg)445.5 116.6 58.3
增高而不断减少；c)只有当高压达到一定值时，才能获得液 化气体；图中显示只有 p2 超过 6000kPa 时，液空的积累才 有可能。 图 3-7 Linde-Hampson 系统的特性 2. 初压 p1 对循环性能的影响 当 p2 及 T 给定时，初压 p1 的变化将使 0 q 、 等参数随之 变化。表 3-3 列出空气在 p kPa 3 2 =19.610 ，T=293K 及不同 p1 时循环的特性，其中 T T w − h = 代表简单 Linde-Hampson 循环的 理论制冷系数。由表 3-3 可看出：随 p1 增加，− hT 减少的幅 度不如功耗减少的大，故 显著增大。相应地循环效率 FOM 增加，单位能耗降低。由此看来提高初压 p1 能够改善循环的 经济性。 表 3-3 不同初压 p1 时循环的 ( 293 , 19.6 10 ) 3 2 T = K p = kPa p1 (kPa) 98 4.9×103 9.8×103 h (kJ / kg) − T 37.5 26.9 15.9 wT (kJ/kg) 445.5 116.6 58.3
0.0842 0.231 0.273 空气在T=288K时g-p-n2关系更详细的分析数据如图 3-8所示。由图可见,对应于每个p1值,有一个相应的最大 理论制冷系数c=及p2值,c=点的转迹如图中虚线的右段 此外,当p 定时,pl 越高则ε越24 大,因此最佳 的p值应尽 可能高甚至 接近p2,这样 E也将达到最 佳值。因此, 适当地提高 4080120160200240280320360400 P2(10kPa) pl以减少循1-p1=1x102kaⅡ-1=10x102kam-1=25x102kPa 环压力范围 I—P1=50x102kaV—P1=100x102 cPa vi-lmp1=y2 可以提高理论制冷系数。 图3-8 Linde- Hampson系统的 E-n1-n2关系图 3.换热器热端温度T和-Mh的关系 降低高压空气进换热器的温度T对增加等温节流效应 Mb2有明显的作用。图3-9表示了空气在p1=1x103kPa
0.0842 0.231 0.273 空气在 T=288K 时 − p1 − p2 关系更详细的分析数据如图 3-8 所示。由图可见，对应于每个 p1 值，有一个相应的最大 理论制冷系数 max 及 p2 值， max 点的转迹如图中虚线的右段。 此外，当 p2 一 定 时 ， p1 越 高 则 越 大，因此最佳 的 p1 值应尽 可能 高 甚至 接近 p2，这样 也将达到最 佳值。因此， 适当 地 提高 p1 以减少循 环压 力 范围 可以提高理论制冷系数。 图 3-8 Linde-Hampson 系统的 − p1 − p2 关系图 3. 换热器热端温度 T 和− hT 的关系 降低高压空气进换热器的温度 T 对增加等温节流效应 − hT 有明显的作用。图 3-9 表示了空气在 p kPa 2 1 =110
