一簡單單級蒸氣壓縮式制冷的理論循環(huán)計算課件

（4）制冷劑在管道內(nèi)流動時，沒有流動阻力損失，忽略動能變化，除了蒸發(fā)器和冷凝器內(nèi)的管子外，制冷劑與管外介質(zhì)之間沒有熱交換

（5）制冷劑在流過節(jié)流裝置時，流速變化很小，可以忽略不計，且與外界環(huán)境沒有熱交換

（3）離開蒸發(fā)器和進入壓縮機的制冷劑蒸氣為蒸發(fā)壓力下的飽和蒸氣，離開冷凝器和進入膨脹閥的液體為冷凝壓力下的飽和液體（4）制冷劑在管道內(nèi)流動時，沒有流動阻力損失，忽略動能1

圖2-16理論循環(huán)在T-s圖（a）和lnp-h圖（b）上的表示

按照熱力學(xué)第一定律，對于在控制容積中進行的狀態(tài)變化存在如下關(guān)系：（2-1）

圖2-16理論循環(huán)在T-s圖（a）和lnp-h圖（b）上的2這里，把自外界傳入的功作為負值。對上式積分可以得到整個過程的表達式：（2-2）

按照式（2-1）和式（2-2），單級壓縮蒸氣制冷機循環(huán)的各個過程有如下關(guān)系：q0稱為單位制冷量，習(xí)慣上取為正值，在T-s圖上用面積1-5-b-a-1代表，而在lgp-h圖上則用線段5-1表示。這里，把自外界傳入的功作為負值。對上式積分可以得到整個過程的3(2)冷凝過程：

dw=0dq=dhqk=h2-h4

（2-4）

(3)節(jié)流過程：

w=0q=0Δh=0h4=h5

（2-5）

（1）壓縮過程:dq=0,因而

dw=dhw=h2-h1

（2-3）

（4）蒸發(fā)過程：dw=0因而

dq=dhq0=h1-h5=h1-h4

（2-6）(2)冷凝過程：dw=0dq=dh（2-4）(34單位制冷量q0壓縮蒸氣制冷循環(huán)單位制冷量可按式（2-6）計算。單位制冷量也可以表示成汽化潛熱r0和節(jié)流后的干度x5的關(guān)系：為了說明單級壓縮蒸氣制冷機理論循環(huán)的性能，采用下列一些性能指標(biāo)，這些性能指標(biāo)均可通過循環(huán)各點的狀態(tài)參數(shù)計算出來。

(2-7)

由式（3-7）可知，制冷劑的汽化潛熱越大，或節(jié)流所形成的蒸氣越少（x5越?。﹦t循環(huán)的單位制冷量就越大。單位制冷量q0壓縮蒸氣制冷循環(huán)單位制冷量可按式（2-6）計算5(2)單位容積制冷量qv(2-8)(3)理論比功w0對于單級蒸氣壓縮制冷機的理論循環(huán)來說，理論比功可表示為(2-9)單級壓縮蒸氣制冷機的理論比功也是隨制冷劑的種類和制冷機循環(huán)的工作溫度而變的。(2)單位容積制冷量qv(2-8)(3)理論比功w0對于單級6(4)單位冷凝熱qk單位（1kg）制冷劑蒸氣在冷凝器中放出的熱量，稱為單位冷凝熱。單位冷凝熱包括顯熱和潛熱兩部分

(2-10)

比較式（2-6）、（2-9）和（2-10）可以看出，對于單級壓縮式蒸氣制冷機理論循環(huán)，存在著下列關(guān)系(2-11)(4)單位冷凝熱qk單位（1kg）制冷劑蒸氣在冷凝器中放出的7(5)制冷系數(shù)

對于單級壓縮蒸氣制冷機理論循環(huán)，制冷系數(shù)為

(2-12)

制冷系數(shù)愈大經(jīng)濟性愈好冷凝溫度越高制冷系數(shù)越小蒸發(fā)溫度越低(5)制冷系數(shù)對于單級壓縮蒸氣制冷機理論循環(huán)8(6)熱力完善度單級壓縮蒸氣制冷機理論循環(huán)的熱力完善度按定義可表示為(2-13)這里εc為在蒸發(fā)溫度（T0）和壓縮機排氣溫度（T2）之間工作的逆卡諾循環(huán)的制冷系數(shù)。熱力完善度愈大，說明該循環(huán)接近可逆循環(huán)的程度愈大。

(6)熱力完善度單級壓縮蒸氣制冷機理論循環(huán)的熱力完善度按定義9（二）液體過冷、氣體過熱及回?zé)釋硐胙h(huán)性能的影響

上面所述的循環(huán)，是單級壓縮蒸氣制冷機的基本循環(huán)，也是最簡單的循環(huán)。在實用上，根據(jù)實際條件對循環(huán)往往要作一些改進，以便提高循環(huán)的熱力完善度。在單級制冷機循環(huán)中，這一改進主要有液體過冷、吸氣過熱及由此而產(chǎn)生的回?zé)嵫h(huán)。（二）液體過冷、氣體過熱及回?zé)釋硐胙h(huán)性能的影響上10將節(jié)流前的制冷劑液體冷卻到低于冷凝溫度的狀態(tài)，稱為過冷。1.液體過冷帶有過冷的循環(huán)，叫做過冷循環(huán)。采用液體過冷對提高制冷量和制冷系數(shù)都是有利的將節(jié)流前的制冷劑液體冷卻到低于冷凝溫度的狀態(tài)，稱為過冷。1.11圖2-17過冷循環(huán)在T-s圖（a）和lgp-h圖（b）上的表示(2-14)與無過冷的循環(huán)1-2-3-4-5-1相比，過冷循環(huán)的單位制冷量的增加量為圖2-17過冷循環(huán)在T-s圖（a）和lgp-h圖（b）上12

在圖2-17（a）中，q0以面積5‘-5-b-c表示，在圖2-17（b）中，q0以線段5’-5表示。因兩個循環(huán)的理論比功w0相同，過冷循環(huán)的制冷系數(shù)比無過冷循環(huán)的制冷系數(shù)要大。(2-15)在圖2-17（a）中，q0以面積5‘-5-132.吸入蒸氣的過熱

壓縮機吸入前的制冷劑蒸氣的溫度高于吸氣壓力下制冷劑的飽和溫度時，稱為過熱。具有吸氣過熱的循環(huán)，稱為過熱循環(huán)。圖2-18示出了過熱循環(huán)1-1‘-2’-3-4-5-1的T-s圖和lgp-h圖。圖中1-1‘是吸氣的過熱過程，其余與基本循環(huán)相同。

2.吸入蒸氣的過熱壓縮機吸入前的制冷劑蒸氣的溫度高于吸氣壓14圖2-18過熱循環(huán)在T-s圖（a）和lgp-h圖（b）上的表示

(2-16)圖2-18過熱循環(huán)在T-s圖（a）和lgp-h圖（b）上的表15

(2-17)有效過熱循環(huán)的制冷系數(shù)可表示為

(2-18)由制冷劑的T-s圖我們可以得到，在過熱區(qū)，過熱度越大，其等熵線的斜率越大，根據(jù)式（2-17），得

（2-19）(2-16圖2-19有效過熱的過熱度對制冷系數(shù)的影響過熱度℃R502R600aR290R134aR22NH3045.337.444.444.155.993.03073.965.772.172.986.3131.5表2-2過熱度對排氣溫度的影響圖2-19有效過熱的過熱度對制冷系數(shù)的影響過熱度℃R502R17

(2-20)

若不計回?zé)崞髋c環(huán)境空氣之間的熱交換，則液體過冷的熱量等于使蒸氣過熱的熱量，其熱平衡關(guān)系為

3.回?zé)嵫h(huán)利用回把熱使節(jié)流前的制冷劑液體與壓縮機吸入前的制冷劑蒸氣進行熱交換，使液體過冷、蒸氣過熱，稱之為回?zé)帷?2-20)若不計回?zé)崞髋c環(huán)境空氣之間的熱交換，則液體過18一簡單單級蒸氣壓縮式制冷的理論循環(huán)計算課件19圖2-21回?zé)嵫h(huán)在T-s圖（a）和lgp-h圖（b）上的表示（2-21）

圖2-21回?zé)嵫h(huán)在T-s圖（a）和lgp-h圖（b）上的20由式（2-21）可以求出

（2-22）回?zé)嵫h(huán)的性能指標(biāo)如下：單位制冷量

（2-23）

單位容積制冷量（2-24）由式（2-21）可以求出（2-22）回?zé)嵫h(huán)的性能指標(biāo)如下21

單位功

制冷系數(shù)

（2-26）由圖（2-21）可知，與無回?zé)嵫h(huán)1-2-3-4-5-1相比較，回?zé)嵫h(huán)的單位制冷量增大了（2-27）（2-25）單位功制冷系數(shù)22循環(huán)的單位功可近似地表示成（2-29）但單位功也增大了（2-28）

循環(huán)的單位功可近似地表示成（2-29）但單位功也增大了（2-23單位容積制冷量和制冷系數(shù)可表示成

（2-30）

(2-31)單位容積制冷量和制冷系數(shù)可表示成（24即（2-32）如果要使回?zé)嵫h(huán)的單位容積制冷量及制冷系數(shù)比無回?zé)嵫h(huán)高，其條件應(yīng)是即（2-32）如果要使回?zé)嵫h(huán)的單位容積制冷量及制冷系數(shù)比無25（三）單級蒸氣壓縮式制冷實際循環(huán)計算

實際循環(huán)和理論循環(huán)有許多不同之處，除了壓縮機中的工作過程以外，主要還有下列一些差別：

1．流動過程有壓力損失。

2．制冷劑流經(jīng)管道及閥門時同環(huán)境介質(zhì)間有熱交換。3．熱交換器中存在溫差。（三）單級蒸氣壓縮式制冷實際循環(huán)計算實際循環(huán)和26圖2-22實際循環(huán)在T-s圖（a）和lgp-h圖（b）上的表示圖2-22實際循環(huán)在T-s圖（a）和lgp-h圖（b）27圖2-23簡化后的實際循環(huán)在lgp-h圖上的表示圖2-23簡化后的實際循環(huán)在lgp-h圖上的表示28下面是按照這樣簡化后的循環(huán)的性能指標(biāo)的表達式，各下標(biāo)對應(yīng)于圖2-23所示的狀態(tài)點。

（2-33）

這些同理論循環(huán)的計算完全一致。1．單位制冷量、單位容積制冷量及單位理論功下面是按照這樣簡化后的循環(huán)的性能指標(biāo)的表達式，各下標(biāo)對應(yīng)于圖292．單位冷凝熱

（2-34）上式中點2狀態(tài)的焓值用下式計算

（2-35）式中為壓縮機的指示效率，它被定義為等熵壓縮過程耗功量與實際壓縮過程耗功量之比。2．單位冷凝熱303．制冷劑的循環(huán)流量

式中為制冷量，通常由設(shè)計任務(wù)給出。

（2-36）4．壓縮機的理論功率和指示功率分別為

（2-37）

（2-38）3．制冷劑的循環(huán)流量315．實際制冷系數(shù)

（2-39）

6．冷凝器的熱負荷

（2-40）式中為壓縮機的機械效率。5．實際制冷系數(shù)32（四）兩級壓縮制冷循環(huán)計算在圖2-5~圖2-9所示的二級壓縮制冷循環(huán)中，制取冷量的都是低壓部分的蒸發(fā)過程，其單位制冷量：

q0=h1-h4

低壓壓縮機的單位理論功：

wd=h2-h1

當(dāng)制冷機的冷負荷為Q0時，低壓級制冷劑循環(huán)量：

=

(2-41)（四）兩級壓縮制冷循環(huán)計算在圖2-5~圖2-9所示的二級33從而可算出低壓壓縮機消耗的理論功率：

（2-42）Ptd=對于中間完全冷卻的兩級循環(huán)：

qmgh9+qmdh2=qmgh3+qmdh4qmg=qmd(h2-h4)/(h3-h9)

（2-43）從而可算出低壓壓縮機消耗的理論功率：34高壓壓縮機的單位理論功為

wg=h7-h3

由此可得高壓壓縮機的理論功率：Ptg==

(2-44)根據(jù)制冷系數(shù)的定義，兩級壓縮制冷循環(huán)的理論制冷系數(shù)為

（2-45）高壓壓縮機的單位理論功為Ptg==(2-44)根35（2-46）對于中間不完全冷卻的兩級循環(huán)，根據(jù)中間冷卻器的熱平衡關(guān)系qmgh9=（qmg-qmd）h3+qmdh4可得到流經(jīng)高壓級壓縮機的制冷劑流量：qmg=qmd(h3-h4)/(h3-h9)

(2-47)高壓壓縮機的單位理論功為

wg=h7-h6

（2-46）對于中間不完全冷卻的兩級循環(huán)，根據(jù)中間冷卻器的熱36qmgh6=(qmg–qmd)h3

+qmdh2

h6==

（2-48）高壓壓縮機消耗的理論功率：Ptg=qmgwg=

（2-49）中間不完全冷卻的兩級循環(huán)的理論制冷系數(shù)為

（2-50）qmgh6=(qmg–qmd)h3+qmdh37于前述兩級節(jié)流、具有中溫蒸發(fā)器的中間完全冷卻兩級壓縮制冷循環(huán)進行高壓級壓縮機制冷劑流量計算時，應(yīng)該加上流經(jīng)中溫蒸發(fā)器的制冷劑流量qmm。qmm=式中,Qm為中溫蒸發(fā)器的制冷量。對于這一制冷系統(tǒng)，流經(jīng)高壓級壓縮機的制冷劑流量和低壓級壓縮機的制冷劑流量之間有下列關(guān)系qmg=qmd+qmm

于前述兩級節(jié)流、具有中溫蒸發(fā)器的中間完全冷卻兩級壓縮制冷循環(huán)38

根據(jù)中間冷卻器的熱平衡關(guān)系可求得高壓壓縮機和低壓壓縮機的制冷劑流量比

循環(huán)理論制冷系數(shù)為

（2-52）

qmdh2+qmgh9+qmmh3（2-51）

=qmdh4+qmgh3+qmmh4根據(jù)中間冷卻器的熱平衡關(guān)系可求得高壓壓縮機和低壓壓縮機的制39壓縮機實際過程的排氣焓值為（2-53）高壓壓縮機實際過程的排氣焓值（中間完全冷卻）為

（2-54）壓縮機實際過程的排氣焓值為（2-53）高壓壓縮機實際過程的排40一些文獻曾給出了確定中間壓力（或中間溫度）的經(jīng)驗公式或圖線。下面列舉幾個推薦應(yīng)用的公式：按壓力的比例中項確定中間壓力

(2-55)式中Pm,Po和Pk分別為中間壓力、蒸發(fā)壓力和冷凝壓力,單位MPa。一些文獻曾給出了確定中間壓力（或中間溫度）的經(jīng)驗公式或圖線。41按式求出的中間壓力和制冷循環(huán)的最佳中間壓力有一定的偏差。但公式很簡單，可用于初步估算。按溫度的比例中項確定中間壓力

(2-56)式中Tm

,To和Tk分別為中間溫度，蒸發(fā)溫度和冷凝溫度,單位均為K。

按式求出的中間壓力和制冷循環(huán)的最佳中間壓力有一定的偏差。但公42用經(jīng)驗公式直接計算最佳中間壓力

對于兩級氨制冷循環(huán)，拉賽(A.Rasi)提出了較為簡單的最佳中間溫度計算式：tm=0.4tk+0.6to+3

(2-57)式中，tm,tk和to分別表示中間溫度，冷凝溫度和蒸發(fā)溫度，單位均為℃。上式不只適用于氨，在－40～40℃溫度范圍內(nèi)，對于R12也能得到滿意的結(jié)果。用經(jīng)驗公式直接計算最佳中間壓力tm=0.4tk+0.6to43圖2-24最佳中間溫度的確定圖2-24最佳中間溫度的確定44（五）復(fù)疊式制冷循環(huán)計算復(fù)疊式制冷循環(huán)是由單級或兩級壓縮制冷循環(huán)組成的，在制冷機循環(huán)中除個別兼供中溫冷量的循環(huán)外，制取冷量的均是低溫部分的蒸發(fā)過程5-1（參見圖2-10），其單位質(zhì)量制冷量為

qod=h1-h5

(2-58)

低溫部分消耗的單位理論功：

wd=h2-h1'

(2-59)

低溫部分的制冷量為Qod時，則其循環(huán)制冷劑流量為：qmd=

(2-60)（五）復(fù)疊式制冷循環(huán)計算復(fù)疊式制冷循環(huán)是由單級或兩級45壓縮機的軸功率為：Pd=qmd（2-61)

式中,ηid為低溫部分壓縮機的指示效率；ηmd為低溫部分縮機的機械效率。壓縮機的理論輸氣量為：qvtd=

(2-62)=式中λd為低溫部分壓縮機的輸氣系數(shù)。

高溫部分循環(huán)制冷劑流量為：qmg=

(2-63)壓縮機的軸功率為：（2-61)式中,ηid為低溫部分壓縮機46壓縮機的理論輸氣量為：qvt=（2-64）

式中λg為低溫部分壓縮機的輸氣系數(shù)。根據(jù)上述計算即可求出壓縮機的軸功率P：

=

(2-65)式中ηig為高溫部分壓縮機的指示效率；ηmg為高溫部分壓縮機的機械效率。

壓縮機的理論輸氣量為：qvt=47xiexie!謝謝！xiexie!謝謝！48xiexie!謝謝！xiexie!謝謝！49

（4）制冷劑在管道內(nèi)流動時，沒有流動阻力損失，忽略動能變化，除了蒸發(fā)器和冷凝器內(nèi)的管子外，制冷劑與管外介質(zhì)之間沒有熱交換

（5）制冷劑在流過節(jié)流裝置時，流速變化很小，可以忽略不計，且與外界環(huán)境沒有熱交換

（3）離開蒸發(fā)器和進入壓縮機的制冷劑蒸氣為蒸發(fā)壓力下的飽和蒸氣，離開冷凝器和進入膨脹閥的液體為冷凝壓力下的飽和液體（4）制冷劑在管道內(nèi)流動時，沒有流動阻力損失，忽略動能50

圖2-16理論循環(huán)在T-s圖（a）和lnp-h圖（b）上的表示

按照熱力學(xué)第一定律，對于在控制容積中進行的狀態(tài)變化存在如下關(guān)系：（2-1）

圖2-16理論循環(huán)在T-s圖（a）和lnp-h圖（b）上的51這里，把自外界傳入的功作為負值。對上式積分可以得到整個過程的表達式：（2-2）

按照式（2-1）和式（2-2），單級壓縮蒸氣制冷機循環(huán)的各個過程有如下關(guān)系：q0稱為單位制冷量，習(xí)慣上取為正值，在T-s圖上用面積1-5-b-a-1代表，而在lgp-h圖上則用線段5-1表示。這里，把自外界傳入的功作為負值。對上式積分可以得到整個過程的52(2)冷凝過程：

dw=0dq=dhqk=h2-h4

（2-4）

(3)節(jié)流過程：

w=0q=0Δh=0h4=h5

（2-5）

（1）壓縮過程:dq=0,因而

dw=dhw=h2-h1

（2-3）

（4）蒸發(fā)過程：dw=0因而

dq=dhq0=h1-h5=h1-h4

（2-6）(2)冷凝過程：dw=0dq=dh（2-4）(353單位制冷量q0壓縮蒸氣制冷循環(huán)單位制冷量可按式（2-6）計算。單位制冷量也可以表示成汽化潛熱r0和節(jié)流后的干度x5的關(guān)系：為了說明單級壓縮蒸氣制冷機理論循環(huán)的性能，采用下列一些性能指標(biāo)，這些性能指標(biāo)均可通過循環(huán)各點的狀態(tài)參數(shù)計算出來。

(2-7)

由式（3-7）可知，制冷劑的汽化潛熱越大，或節(jié)流所形成的蒸氣越少（x5越?。﹦t循環(huán)的單位制冷量就越大。單位制冷量q0壓縮蒸氣制冷循環(huán)單位制冷量可按式（2-6）計算54(2)單位容積制冷量qv(2-8)(3)理論比功w0對于單級蒸氣壓縮制冷機的理論循環(huán)來說，理論比功可表示為(2-9)單級壓縮蒸氣制冷機的理論比功也是隨制冷劑的種類和制冷機循環(huán)的工作溫度而變的。(2)單位容積制冷量qv(2-8)(3)理論比功w0對于單級55(4)單位冷凝熱qk單位（1kg）制冷劑蒸氣在冷凝器中放出的熱量，稱為單位冷凝熱。單位冷凝熱包括顯熱和潛熱兩部分

(2-10)

比較式（2-6）、（2-9）和（2-10）可以看出，對于單級壓縮式蒸氣制冷機理論循環(huán)，存在著下列關(guān)系(2-11)(4)單位冷凝熱qk單位（1kg）制冷劑蒸氣在冷凝器中放出的56(5)制冷系數(shù)

對于單級壓縮蒸氣制冷機理論循環(huán)，制冷系數(shù)為

(2-12)

制冷系數(shù)愈大經(jīng)濟性愈好冷凝溫度越高制冷系數(shù)越小蒸發(fā)溫度越低(5)制冷系數(shù)對于單級壓縮蒸氣制冷機理論循環(huán)57(6)熱力完善度單級壓縮蒸氣制冷機理論循環(huán)的熱力完善度按定義可表示為(2-13)這里εc為在蒸發(fā)溫度（T0）和壓縮機排氣溫度（T2）之間工作的逆卡諾循環(huán)的制冷系數(shù)。熱力完善度愈大，說明該循環(huán)接近可逆循環(huán)的程度愈大。

(6)熱力完善度單級壓縮蒸氣制冷機理論循環(huán)的熱力完善度按定義58（二）液體過冷、氣體過熱及回?zé)釋硐胙h(huán)性能的影響

上面所述的循環(huán)，是單級壓縮蒸氣制冷機的基本循環(huán)，也是最簡單的循環(huán)。在實用上，根據(jù)實際條件對循環(huán)往往要作一些改進，以便提高循環(huán)的熱力完善度。在單級制冷機循環(huán)中，這一改進主要有液體過冷、吸氣過熱及由此而產(chǎn)生的回?zé)嵫h(huán)。（二）液體過冷、氣體過熱及回?zé)釋硐胙h(huán)性能的影響上59將節(jié)流前的制冷劑液體冷卻到低于冷凝溫度的狀態(tài)，稱為過冷。1.液體過冷帶有過冷的循環(huán)，叫做過冷循環(huán)。采用液體過冷對提高制冷量和制冷系數(shù)都是有利的將節(jié)流前的制冷劑液體冷卻到低于冷凝溫度的狀態(tài)，稱為過冷。1.60圖2-17過冷循環(huán)在T-s圖（a）和lgp-h圖（b）上的表示(2-14)與無過冷的循環(huán)1-2-3-4-5-1相比，過冷循環(huán)的單位制冷量的增加量為圖2-17過冷循環(huán)在T-s圖（a）和lgp-h圖（b）上61

在圖2-17（a）中，q0以面積5‘-5-b-c表示，在圖2-17（b）中，q0以線段5’-5表示。因兩個循環(huán)的理論比功w0相同，過冷循環(huán)的制冷系數(shù)比無過冷循環(huán)的制冷系數(shù)要大。(2-15)在圖2-17（a）中，q0以面積5‘-5-622.吸入蒸氣的過熱

壓縮機吸入前的制冷劑蒸氣的溫度高于吸氣壓力下制冷劑的飽和溫度時，稱為過熱。具有吸氣過熱的循環(huán)，稱為過熱循環(huán)。圖2-18示出了過熱循環(huán)1-1‘-2’-3-4-5-1的T-s圖和lgp-h圖。圖中1-1‘是吸氣的過熱過程，其余與基本循環(huán)相同。

2.吸入蒸氣的過熱壓縮機吸入前的制冷劑蒸氣的溫度高于吸氣壓63圖2-18過熱循環(huán)在T-s圖（a）和lgp-h圖（b）上的表示

(2-16)圖2-18過熱循環(huán)在T-s圖（a）和lgp-h圖（b）上的表64

(2-17)有效過熱循環(huán)的制冷系數(shù)可表示為

(2-18)由制冷劑的T-s圖我們可以得到，在過熱區(qū)，過熱度越大，其等熵線的斜率越大，根據(jù)式（2-17），得

（2-19）(2-65圖2-19有效過熱的過熱度對制冷系數(shù)的影響過熱度℃R502R600aR290R134aR22NH3045.337.444.444.155.993.03073.965.772.172.986.3131.5表2-2過熱度對排氣溫度的影響圖2-19有效過熱的過熱度對制冷系數(shù)的影響過熱度℃R502R66

(2-20)

若不計回?zé)崞髋c環(huán)境空氣之間的熱交換，則液體過冷的熱量等于使蒸氣過熱的熱量，其熱平衡關(guān)系為

3.回?zé)嵫h(huán)利用回把熱使節(jié)流前的制冷劑液體與壓縮機吸入前的制冷劑蒸氣進行熱交換，使液體過冷、蒸氣過熱，稱之為回?zé)帷?2-20)若不計回?zé)崞髋c環(huán)境空氣之間的熱交換，則液體過67一簡單單級蒸氣壓縮式制冷的理論循環(huán)計算課件68圖2-21回?zé)嵫h(huán)在T-s圖（a）和lgp-h圖（b）上的表示（2-21）

圖2-21回?zé)嵫h(huán)在T-s圖（a）和lgp-h圖（b）上的69由式（2-21）可以求出

（2-22）回?zé)嵫h(huán)的性能指標(biāo)如下：單位制冷量

（2-23）

單位容積制冷量（2-24）由式（2-21）可以求出（2-22）回?zé)嵫h(huán)的性能指標(biāo)如下70

單位功

制冷系數(shù)

（2-26）由圖（2-21）可知，與無回?zé)嵫h(huán)1-2-3-4-5-1相比較，回?zé)嵫h(huán)的單位制冷量增大了（2-27）（2-25）單位功制冷系數(shù)71循環(huán)的單位功可近似地表示成（2-29）但單位功也增大了（2-28）

循環(huán)的單位功可近似地表示成（2-29）但單位功也增大了（2-72單位容積制冷量和制冷系數(shù)可表示成

（2-30）

(2-31)單位容積制冷量和制冷系數(shù)可表示成（73即（2-32）如果要使回?zé)嵫h(huán)的單位容積制冷量及制冷系數(shù)比無回?zé)嵫h(huán)高，其條件應(yīng)是即（2-32）如果要使回?zé)嵫h(huán)的單位容積制冷量及制冷系數(shù)比無74（三）單級蒸氣壓縮式制冷實際循環(huán)計算

實際循環(huán)和理論循環(huán)有許多不同之處，除了壓縮機中的工作過程以外，主要還有下列一些差別：

1．流動過程有壓力損失。

2．制冷劑流經(jīng)管道及閥門時同環(huán)境介質(zhì)間有熱交換。3．熱交換器中存在溫差。（三）單級蒸氣壓縮式制冷實際循環(huán)計算實際循環(huán)和75圖2-22實際循環(huán)在T-s圖（a）和lgp-h圖（b）上的表示圖2-22實際循環(huán)在T-s圖（a）和lgp-h圖（b）76圖2-23簡化后的實際循環(huán)在lgp-h圖上的表示圖2-23簡化后的實際循環(huán)在lgp-h圖上的表示77下面是按照這樣簡化后的循環(huán)的性能指標(biāo)的表達式，各下標(biāo)對應(yīng)于圖2-23所示的狀態(tài)點。

（2-33）

這些同理論循環(huán)的計算完全一致。1．單位制冷量、單位容積制冷量及單位理論功下面是按照這樣簡化后的循環(huán)的性能指標(biāo)的表達式，各下標(biāo)對應(yīng)于圖782．單位冷凝熱

（2-34）上式中點2狀態(tài)的焓值用下式計算

（2-35）式中為壓縮機的指示效率，它被定義為等熵壓縮過程耗功量與實際壓縮過程耗功量之比。2．單位冷凝熱793．制冷劑的循環(huán)流量

式中為制冷量，通常由設(shè)計任務(wù)給出。

（2-36）4．壓縮機的理論功率和指示功率分別為

（2-37）

（2-38）3．制冷劑的循環(huán)流量805．實際制冷系數(shù)

（2-39）

6．冷凝器的熱負荷

（2-40）式中為壓縮機的機械效率。5．實際制冷系數(shù)81（四）兩級壓縮制冷循環(huán)計算在圖2-5~圖2-9所示的二級壓縮制冷循環(huán)中，制取冷量的都是低壓部分的蒸發(fā)過程，其單位制冷量：

q0=h1-h4

低壓壓縮機的單位理論功：

wd=h2-h1

當(dāng)制冷機的冷負荷為Q0時，低壓級制冷劑循環(huán)量：

=

(2-41)（四）兩級壓縮制冷循環(huán)計算在圖2-5~圖2-9所示的二級82從而可算出低壓壓縮機消耗的理論功率：

（2-42）Ptd=對于中間完全冷卻的兩級循環(huán)：

qmgh9+qmdh2=qmgh3+qmdh4qmg=qmd(h2-h4)/(h3-h9)

（2-43）從而可算出低壓壓縮機消耗的理論功率：83高壓壓縮機的單位理論功為

wg=h7-h3

由此可得高壓壓縮機的理論功率：Ptg==

(2-44)根據(jù)制冷系數(shù)的定義，兩級壓縮制冷循環(huán)的理論制冷系數(shù)為

（2-45）高壓壓縮機的單位理論功為Ptg==(2-44)根84（2-46）對于中間不完全冷卻的兩級循環(huán)，根據(jù)中間冷卻器的熱平衡關(guān)系qmgh9=（qmg-qmd）h3+qmdh4可得到流經(jīng)高壓級壓縮機的制冷劑流量：qmg=qmd(h3-h4)/(h3-h9)

(2-47)高壓壓縮機的單位理論功為

wg=h7-h6

（2-46）對于中間不完全冷卻的兩級循環(huán)，根據(jù)中間冷卻器的熱85qmgh6=(qmg–qmd)h3

+qmdh2

h6==

（2-48）高壓壓縮機消耗的理論功率：Ptg=qmgwg=

（2-49）中間不完全冷卻的兩級循環(huán)的理論制冷系數(shù)為

（2-50）qmgh6=(qmg–qmd)h3+qmdh86于前述兩級節(jié)流、具有中溫蒸發(fā)器的中間完全冷卻兩級壓縮制冷循環(huán)進行高壓級壓縮機制冷劑流量計算時，應(yīng)該加上流經(jīng)中溫蒸發(fā)器的制冷劑流量qmm。qmm=式中,Qm為中溫蒸發(fā)器的制冷量。對于這一制冷系統(tǒng)，流經(jīng)高壓級壓縮機的制冷劑流量和低壓級壓縮機的制冷劑流量之間有下列關(guān)系qmg=qmd+qmm

于前述兩級節(jié)流、具有中溫蒸發(fā)器的中間完全冷卻兩級壓縮制冷循環(huán)87

根據(jù)中間冷卻器的熱平衡關(guān)系可求得高壓壓縮機和低壓壓縮機的制冷劑流量比

循環(huán)理論制冷系數(shù)為

（2-52）

qmdh2+qmgh9+qmmh3（2-51）

=qmdh4+qmgh3+