凍干機的干燥箱和冷阱是需要專門提供制冷的組件，尤其是冷阱在升華過程中時需要的使用溫度在-50℃以下，所以要求冷源蒸發溫度更低在-60℃以下。

  在凍干機干燥箱中，根據不同物料的情況，一般需要凍結到-25~-45℃以下，要求擱板溫度能達到-30~-50℃以下，冷源蒸發溫度則需要在-35~-55℃以下。就是說冷源蒸發溫度和實際使用所能達到的溫度有10℃左右溫差。這是由于制冷劑在制冷蒸發器中的蒸發溫度需要通過蒸發器管道壁傳熱給導熱介質，然后通過循環泵將導熱介質導入干燥箱擱板，再通過擱板金屬板層和料盤傳給被冷凍物料，在這一過程中存在著復雜的管道流體摩擦和循環泵葉片摩擦造成的熱損失和流體與管道壁間的傳熱阻力，此外在干燥箱中的真空條件下傳熱比較困難，也是造成較大的傳熱熱溫差原因。

  冷阱是專門用于捕集水蒸氣的低溫裝置，由于不同物料的凍結溫度在-25~-45℃以下，為有效捕集來自干燥箱物料升華出的水蒸氣，冷阱捕集器表面溫度須在-45~-65℃以下，冷源蒸發溫度則需要在-50~-70℃以下。就是說冷阱冷源蒸發溫度和物料的凍結溫度須有30℃以下的溫差。其原因一，干燥箱和冷阱間水蒸氣流動需要壓力差作動力，壓力差是來自兩者間的溫度差，溫度差越大壓力差越大，水蒸氣流動也越快，干燥箱和冷阱間間的溫度差宜在20℃左右，過大將受到技術和造價方面的限制。過小水蒸氣流動緩慢將影響干燥速度。第二，隨著冷阱捕集器表面結霜不斷增厚，傳熱阻力增加，大約在5~10℃以上，捕集器結霜表面溫度不斷升高，水蒸氣流動壓力差減小，至干燥中后期，干燥速度大大降低。因此，要維持水蒸氣流動一定的壓力差，就需要捕集器有更低的蒸發溫度以克服結霜帶來的傳熱阻力。

  總之，作為通用型凍干機，應能適應各種物料的凍干工藝參數要求，具有能將物料凍結到-40℃左右的能力，冷阱應能在-50℃溫度以下長時間正常運轉。

  常用制冷設備多使用單級壓縮制冷循環系統，既一種制冷工質通過在壓縮機循環系統中排出高壓氣體并吸入制冷蒸發后的低壓氣體進行一次壓縮循環制冷，使用溫度在0~-35℃，蒸發溫度-5~-40℃。過低蒸發溫度（如-41℃以下）會使低壓氣體壓力過低（0.1Mpa以下，低于一個大氣壓），制冷系統壓縮比（排氣壓力和吸氣壓力之比）過大，導致壓縮機吸入氣體困難，排氣溫度過高，制冷量大幅度下降，蒸發溫度迅速上升。若一定維持-40℃以下蒸發溫度則須以加大壓縮機和能源消耗為代價。凍干機冷阱如采用單級壓縮制冷循環系統，干燥時間將較長并增加能源消耗，干燥質量難以保證。

  凍干機制冷系統多采用雙級壓縮或復疊壓縮制冷循環系統。雙級壓縮制冷系統是使用同一種制冷工質在壓縮機循環系統中進行二次壓縮循環制冷，使用溫度在-35~-50℃，蒸發溫度-40~-55℃。在較低的蒸發溫度和吸氣壓力工況下，制冷工質經一次壓縮排氣后須再經一次壓縮排氣才可達到冷凝壓力，實現蒸發制冷。這樣兩次壓縮的壓縮比均在允許范圍內。雙級壓縮制冷系統的缺點是，蒸發溫度和壓力越低，制冷工質的氣體密度越小，氣體質量也越?。ㄈ缰评涔べ|F22在-25℃時的密度為9Kg/m3，壓力為0.2Mpa，在-55℃時密度僅為2.4Kg/m3，壓力為0.05Mpa），通常壓縮機的吸排氣量不會改變，如滿足一定的制冷量要求，必須有足夠的氣體質量流量，因此須成倍加大壓縮機的容積才能滿足制冷量要求，同時壓縮機功率也需相應增加。在效率方面，壓縮機吸氣閥本身具有一定彈性，氣體需克服吸氣閥彈性進入壓縮機，如氣體壓力過低，吸氣效率大大降低，不足50%，導致壓縮機功率的浪費。此外壓縮機吸氣壓力長時間在低于一個大氣壓條件下使用存在吸入空氣的危險，不利于設備長期安全運行。

  復疊壓縮制冷循環系統是使用兩種制冷工質在兩套相互獨立的壓縮機循環系統中運行，一級壓縮循環蒸發溫度-25℃左右，使用制冷工質F22，用于輔助二級壓縮循環制冷；二級壓縮循環蒸發溫度-65℃左右，使用制冷工質F13（氣體密度為14Kg/m3，壓力為0.23Mpa），用于干燥箱和冷阱制冷，這樣兩套壓縮循環系統的壓縮比均在*范圍內。復疊壓縮制冷循環系統蒸發壓力均在一個大氣壓以上，制冷工質的氣體密度遠大于雙級壓縮，氣體質量流量較大，因此用較小的壓縮機容積就能滿足制冷量要求，壓縮機功率也相應減小。

  在效率上，較高的吸氣壓力使吸氣效率大大提高，可達90%以上，有利于發揮壓縮機的功率。此外壓縮機吸氣壓力在高于一個大氣壓條件下使用不存在吸入空氣的危險。復疊壓縮制冷循環系統技術難度稍大。

  由上述得出結論，凍干機冷阱的使用溫度在-55℃以下，制冷蒸發溫度在-65℃以下時，單級制冷循環系統難以實現，使用雙級制冷循環系統存在效率低，能源利用率低的問題，復疊壓縮制冷循環系統在此種工況下有一定節能優勢。