冷冻干燥广泛地应用于食品、生物、制药、医学、化工和材料制备等领域，已成为高附加值物料干燥脱水的重要方法之一[1,2]。干燥速率低、时间长、过程能耗高和设备投资费用大等缺点已成为制约冷冻干燥技术大规模工业应用的技术瓶颈。降低冷冻干燥过程能耗，提高冷冻干燥过程经济性,开发新型节能装置，是冷冻干燥技术发展的研究热点。
冷冻干燥过程中，干燥室中的加热搁板加热冻结物料，提供物料中冰升华所需要的热量，从物料中逸出的水蒸气由水汽冷凝器捕集。按照冷冻干燥机的常规操作条件，一般辐射加热搁板的工作温度为60～80℃，水汽凝结器的工作温度低于-40℃，冷源与热源的温度相差了100～120℃，在干燥过程中同时需要热量和冷量。热泵装置可以使热量从低温物体转移到高温物体，并可将低温热能转变为可用的热能，而热泵装置中压缩机的单级压缩比一般不超过8～10[3],为了获得较低的蒸发温度和较高的冷凝温度,就要采用多级压缩循环,使单级的压缩比降低，效率提高。要提高冷冻干燥过程的经济性和系统能量的利用效率，可将多级压缩循环的热泵装置用于冷冻干燥装置。
本文以R600a/R290和R290为工质分别构建了复叠式循环和二级压缩循环的热泵冷冻干燥系统。对二种热泵干燥系统的构建方法和循环性能进行了分析，计算并分析了冷冻干燥过程热泵系统的中间温度、加热温度和冷阱温度变化对系统循环特性的影响。
1.复叠式与两级压缩式热泵冷冻干燥系统
复叠式热泵冷冻干燥系统
复叠式热泵循环由高温级和低温级两部分组成，两部分自成独立循环系统，用冷凝蒸发器将这两个系统联系在一起，它既是高温级的蒸发器也是低温级的冷凝器
高温级循环由高温级压缩机、干燥室加热器、旁通换热器、节流阀和冷凝蒸发器组成封闭循环。循环工质在干燥室加热器的搁板内冷凝，加热冻结的含湿物料，在低压下使物料中的冰升华为水蒸气，使物料脱水。低温级循环由低温级压缩机、冷凝蒸发器，节流阀和水汽凝结器组成封闭循环。循环工质在水汽凝结器管内蒸发，降低水汽凝结器温度，并捕集干燥过程中升华的水蒸气，以维持系统的真空和防止水蒸气进入真空泵。
在间歇式冷冻干燥系统中，由于升华干燥过程中的水蒸气全部由水汽凝结器捕集，如果忽略升华—凝结过程中升华水蒸汽的显热变化，则干燥过程干燥室的加热负荷与水汽凝结器的冷凝负荷大致相等。在此系统中热泵的制热量则大于干燥过程所需的加热量，多余热量可用于弥补干燥室的热量损失，以及由旁通换热器加以利用，如加热清洗消毒用水、用于冷冻干燥物料的前处理过程等。
两级压缩式热泵冷冻干燥系统
两级压缩循环是将来自蒸发器的低压蒸汽先经低压级压缩机压缩到某一中间压力,然后进入高压级压缩机压缩到冷凝压力，这样既可以满足热泵系统蒸发温度和冷凝温度的要求,又可使压缩机的压缩比控制在合理范围内。
两级压缩按其节流方式和高压级压缩机的吸气状态可分为：两级节流中间完全冷却循环、两级节流中间不完全冷却循环,一级节流中间完全冷却循环和一级节流中间不完全冷却四种循环形式。采用一级节流时，工质液体是直接从冷凝压力节流到蒸发压力，可利用其压力差实现远距离或向高处供液，而且易于调节。
一级节流中间完全冷却循环与一级节流中间不完全冷却循环的唯一不同之点是低压级压缩机的排气在中间冷却器中被冷却成饱和蒸汽。低压级压缩机排气冷却时要放出过热热量,因而在中间冷却器中要引起中压液体工质的蒸发,这将使高压压缩机的流量增加。但高压压缩机所吸入的不再是过热蒸汽，而是饱和蒸汽。因此，高压级压缩机的排气温度不会过高，这对绝热指数较高的工质比较有利。
由冷阱（蒸发器）的低压蒸汽8由低压级压缩机吸入，并压缩到中间压力Pm后进入中间冷却器，被其中的循环工质液体冷却为该压力下的饱和蒸汽，与经节流阀的闪发蒸汽6一同被高压级压缩机吸入，压缩到冷凝压力Pk进入干燥室加热器和旁通换热器（冷凝器）。高压液体分成两路，一路经节流阀节流至中间压力Pm进入中间冷却器，利用其产生的冷量来冷却低压压缩机的排气和盘管中的液体，吸热蒸发后的蒸汽和低压级压缩机的排气一同进入高压压缩机；另一路高压液体在中间冷却器的盘管内过冷后经节流阀节流至蒸发压力Po，在冷阱（蒸发器）中吸热蒸发。
循环特性的计算
为了考察热泵循环冷冻干燥系统的能量利用效率，可根据图1(b)所示复叠热泵循环的工作状态点来计算复叠循环的供热系数COPC：
(1)
与复叠式热泵循环类似，由图2(b)所示的状态点，可将两级压缩中间完全冷却热泵循环的COPT表示为：
(2)
式中，Qk表示冷凝器的加热负荷，kW，该加热负荷为干燥室加热器的热负荷与旁通换热器加热负荷之和；Nd表示低温级或低压级压缩机的输入功率，kW；Ng为高温级或高压级压缩机的输入功率，kW。
2.计算结果的分析与讨论
在复叠式热泵冷冻干燥系统中，高温级以R600a为工质，低温级以R290为工质[5]。为了研究该系统能量利用质量的情况，针对上述系统进行了分析。计算中制冷量Qo取3.1kW,低温级循环的蒸发温度T0取为-40℃，高温级循环的冷凝温度TK为80℃，冷凝蒸发器的传热温差为5℃。Tm定义为高温级循环的蒸发温度。高温级压缩机和低温级压缩级的等熵效率均取0.75。为了避免使高温级循环压缩机压缩后进入两相区，计算中压缩机吸气过热度取为10℃。
对于两级压缩一级节流中间完全冷却的热泵循环，系统的工质为R290。为了便于比较和分析，计算中制冷量Qo、低压级循环的蒸发温度T0、高压级循环的冷凝温度TK、压缩机等熵效率等与复叠式热泵循环的计算参数相同。
中间温度变化对循环特性的影响
当中间温度变化时，对于复叠式热泵和两级压缩式热泵冷冻干燥系统，均存在最佳的中间温度使系统的COP值达到最大，而且复叠式热泵的COP值高于两级压缩式热泵。当中间温度为25℃时，复叠式热泵的COP值达到最大值1.89；当中间温度为30℃时，两级压缩式热泵的COP值达到最大值1.87。当中间温度从15℃变化到35℃时，复叠式热泵的COP值的变化幅度小于1％，而两级压缩式热泵的COP值的变化幅度为1.75％，表明中间温度变化对复叠式热泵运行性能的影响较小。复叠式热泵的供热性能略高于两级压缩式热泵，中间温度的变化对复叠式热泵和两级压缩式热泵整体供热性能的影响均较小。
冷凝温度变化对循环特性的影响
当需要改变冷冻干燥过程加热操作条件时，热泵的冷凝温度也需随之改变。
当蒸发温度维持在－40℃不变且中间温度取最佳值时，热泵循环的供热系数随冷凝温度的上升而下降。当冷凝温度由70℃升高到90℃,复叠式热泵的供热系数从2.05变化到1.75，降低了14.7%；而两级压缩式热泵的供热系数则从2.67降至1.67,降低了19.3％，表明冷凝温度对两级压缩式热泵的供热性能影响较大。因此，在热泵冷冻干燥系统实际运行中,只要能满足加热的温度要求,应适当控制热泵系统冷凝温度，以保证热泵系统获得较高的供热系数。
蒸发温度变化对循环特性的影响
为了捕集升华干燥的水蒸汽，冷冻干燥系统的冷阱需维持在较低的温度水平。为了考察冷阱工作温度对热泵干燥系统性能的影响，本文计算了蒸发温度变化时热泵冷冻干燥系统的循环性能。
热泵循环供热系数随着蒸发温度升高而增大，当蒸发温度从-50℃上升到-30℃,复叠式热泵的供热系数由1.76变化到2.02,增大了14.7％,两级压缩式热泵的供热系数则由1.74增至2.03,增大了16.7％，两者大致相同。因此，在实际运行中只要能满足捕集升华水蒸汽的温度要求，提高冷阱的工作温度有利于热泵冷冻干燥系统获得较高的供热系数和较好的经济性。
3.结论
为了提高系统的能量利用效率和系统运行的经济性，提高冷冻干燥过程的经济性，可将多级压缩循环的热泵装置用于冷冻干燥系统。
本文以R600a/R290和R290为工质分别构建了复叠式循环和二级压缩循环的热泵冷冻干燥系统。对二种热泵干燥系统的构建方法和循环性能进行了分析，并分析和讨论了冷冻干燥过程中热泵系统中间温度、加热温度和冷凝温度对系统循环性能的影响。结果表明：复叠式热泵和两级压缩式热泵均可用于冷冻干燥系统，在常规的冷冻干燥条件下，两者具有类似的循环性能，复叠式热泵的供热性能略高于两级压缩式热泵，但复叠式热泵的冷凝压力远低于两级压缩热泵，从压缩机和系统的强度要求方面考虑，复叠式热泵的造价相对低廉，但缺点是在热泵系统中需采用两种循环工质。
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