制冷原理第二章1

1、制冷原理第二章13.逆卡诺循环在TS图上的表示图2-2 逆卡诺循环的TS图12：等熵压缩过程；23：等温放热过程；34：等熵膨胀过程；41：等温吸热过程4.对图2-2中的循环12341进展分析：制冷剂向高温热源放出的热量为 q=T(s1-s4)制冷剂从被冷却对象所吸取的热量称为制冷量为 qo=To(s1-s4)循环所消耗的功为 wo=(T-To)(s1-s4)制冷系数：在规定工况下，制冷机在单位时间内从低温物体中移去的热量与输入的能量之比。逆卡诺循环的制冷系数: 由公式可以看出：逆卡诺循环的制冷系数只与高温热源和低温热源的温度有关，而与制冷剂的性质无关。 1-2：压缩机的绝热压缩过程，1点是湿

2、蒸气状态，所以该压缩过程为湿压缩。2-3：制冷剂在冷凝器中等温等压的凝结过程。3-4：制冷剂高压液体在膨胀机中的绝热膨胀过程。4-1：制冷剂在蒸发器中的等温等压蒸发过程。图2-3 逆卡诺循环的TS图干压缩问题： 湿压缩有何缺乏？ 液体膨胀机的工作过程是否有利？如为干压缩：1-2 压缩过程 2-2等温压缩无法实现图2-4 (干压缩逆卡诺循环的TS图二、理论循环的工作原理单级蒸气压缩式制冷系统如图2-5所示。组成：压缩机、冷凝器、膨胀阀和蒸发器。1-压缩机 2-冷凝器 3-膨胀阀 4-蒸发器 图2-5 单级蒸气压缩式制冷系统理论循环与逆卡诺循环的区别： 热力过程为绝热压缩干压缩； 凝结过程为等压过

3、程； 节流过程为等焓过程； 蒸发过程为等压过程。理论循环的假设条件： 压缩机吸入的是饱和蒸气； 节流前的液体是饱和液体； 压缩过程是等熵压缩； 制冷剂在蒸发和凝结过程及流动过程中没有阻力损失；T-s图工作过程： 蒸发器中的制冷剂液体在低压、低温下吸收了被冷却物体的热量而蒸发，产生的低压制冷剂蒸气被压缩机吸入，经压缩后成为高压气体进入冷凝器，在冷凝器中制冷剂放出热量被凝结为液体，高压液体经膨胀阀节流降压，成为湿蒸气后进入蒸发器。压缩机的作用：压缩和输送制冷剂蒸气并造成蒸发器中低压力、冷凝器中高压力的作用。节流阀的作用：对制冷剂起节流降压作用并调节进入蒸发器的制冷剂流量。蒸发器的作用：制冷剂在蒸发

4、器中吸收被冷却物体的热量从而到达制取冷量的目的。冷凝器的作用：将蒸发器中吸收的热量与压缩机中消耗的功所转化的热量在冷凝器中被冷却介质带走三循环表示在压焓图及温熵图上1温熵图参数：t、p、v、h、s、x等，只要知道其中任意两个状态参数，就可以在图上确定过热蒸汽、过冷液体的状态点，饱和蒸气及饱和液体只需知道一个状态参数就能确定其状态。K临界点，x=0是饱和液体线，x=1是饱和蒸气线。T-S图2压焓图lgp-h图 图的纵坐标是对数坐标。其目的是为了缩小图的尺寸，及提上下压区域的精度。 等压线水平线； 等焓线垂直线； 等温线液体区近似为垂直线， 两相区是水平线，过热蒸气区为向右下方弯曲的倾斜线； 等熵

5、线向右上方倾斜的实线； 等容线向右上方倾斜的虚线； 等干度线饱和液体线的干度为0，饱和蒸气线的干度为1，两相区内的等干度线其方向大致与饱和液体线和饱和蒸气线相近。LgP-h图3理论循环在压焓图及温熵图熵的表示点1：制冷剂出蒸发器、进压缩机的状态，是蒸发压力下的饱和蒸气。点2：制冷剂出压缩机、进冷凝器的状态，压力为与冷凝温度tk对应的饱和压力，且s1=s2。1-2是压缩机的压缩过程等熵。点4：制冷剂出冷凝器、进膨胀阀的状态，是冷凝压力下的饱和液体，pk与饱和液体线的交点。2-3-4是制冷剂在冷凝器中的等压Pk冷却冷凝过程。点5：制冷剂出膨胀阀的状态。4-5表示制冷剂通过膨胀阀的节流过程。压力有P

6、kP0，温度由 tkt0，进入两相区。5-1表示制冷剂在蒸发器中的等压P0蒸发过程。例：一台氨压缩机，其吸入的是-20的饱和蒸气，压缩终了绝对压力为1169Kpa,试求： 吸气状态的压力、焓、熵和比容； 压缩终了的焓、温度。22 单级蒸气压缩式制冷理论循环的热力计算 由热力学第一定律，并忽略位能和动能的变化，稳定流动的能量方程可表示为：一循环的性能指标：1单位制冷量q0：每公斤制冷剂在蒸发器中从被冷却物体中吸气的热量。q0=h1-h4 kJ/kg 或： q0=r0(1-x5) kJ/kg 式中：r0蒸发温度t0时制冷剂的蒸发潜热，kJ/kg。 X5节流后湿蒸气的干度。Q +P=qm (h2-h

7、1) KW2单位容积制冷量qv： 压缩机每输送1立方米按吸气状态计算工质的蒸气所能制得的冷量。 qv=q0/v1 kJ/m3 v1吸气状态时制冷剂蒸气的比容，m3/kg。 Q0=qmq0=Vqv kw V压缩机吸入的容积流量，V=qmv13理论比功w0：表示压缩机每压缩并输送1公斤制冷机所消耗的功。 w0=h2-h1 kJ/kg 因为节流过程不对外作功，所以循环单位功与压缩机的压缩功相等。4冷凝器单位热负荷qk： 表示每公斤蒸气在冷凝器中放出的热量。 qk=(h2-h3)+(h3-h4)=h2-h4 kJ/kg 根据循环的能量平衡： qk=q0+w0=(h1-h4)+(h2-h1)=h2-h4

8、5制冷系数： 循环的单位制冷量与单位功之比。即：消耗一个单位功所能制得的冷量。 0=q0/w0=(h1-h4)/(h2-h1) 因为q0、w0都是随着循环的工作温度而变的，所以制冷系数也随着工作温度而变。6热力完善度：将工作于一样温度之间的制冷剂循环的制冷系数与逆卡诺循环的制冷系数之比，称为这个制冷剂循环的热力完善度。 =0/c例：假定循环为单级压缩蒸气制冷的理论循环，蒸发温度t0=-10,冷凝温度tk=35，制冷剂为R22，循环的制冷量Q0=55kw,试对该循环进展热力计算。解：1.将循环表示在lgp-h图上，并确定各状态参数 状态点参数数值状态点参数数值蒸发压力3.543bar 2h2 k

9、J/kg435.2冷凝压力13.548bart2 571h1 kJ/kg401.555 4h4 kJ/kg243.114v1m3/kg0.0653 5h5 kJ/kg243.114单位制冷量 q0=h1-h5=158.441 kJ/kg 单位容积制冷量 qv=q0/v1=2426 kJ/m3 制冷剂循环量 qm =Q0/q0=0.3471 kg/s 理论比功 w0=h2-h1=33.645 kJ/kg 压缩机消耗的理论功率 P0= qm w0=11.68 kw 压缩机吸入的容积流量 V= qm v1=0.0227 m3/s 理论循环制冷系数 0=q0/w0=4.71 冷凝器单位热负荷 qk=h

10、2-h4=192.086 kJ/kg 冷凝器热负荷 Qk= qm qk=66.67 kw 热力完善度 =0/c2.3 单级蒸气压缩式制冷的实际循环实际循环中： 制冷剂进入压缩机不一定是饱和蒸气，在管路流动中及进入压缩机中吸热使之成为过热蒸气； 出冷凝器的制冷剂状态不一定是饱和液体，会有过冷； 制冷剂在流动过程中会有阻力损失； 实际压缩过程不是等熵过程，而是多变过程； 系统中会存在不凝性气体等。一液体过冷对制冷循环性能的影响制冷剂液体在离开冷凝器进入节流阀之前具有一定的过冷度。冷凝器中制冷剂与冷却介质进展热交换，其温度变化情况如下图。图2-6表示冷却介质和制冷剂在逆流式冷凝器中各自的温度变化情况

11、。如果冷却水量足够大，它的出口温度就几乎等于进口温度，如图中水平线所示。实际上不采用这样大的冷却水流量，因为它将增加水及水泵的费用。如果水量受到限制，冷却水出口温度可能超过制冷剂的冷凝温度，如图中另一虚线所示。这同样也是不经济的，因为它降低了冷凝器热端的传热温差，为了传递给定的热量就必须增大传热面积。 在通常情况下，假定冷凝器出水温度比冷凝温度低23K，冷却水在冷凝器中的温升为310K，因而冷却水的进水温度比冷凝温度低513K，这就足以使制冷剂出口温度到达一定的过冷度。在壳管式冷凝器中，如果冷凝后的液体不立即从冷凝器的底部全部排出，而是积存在冷凝器内部，这局部液体将继续把热量传给管内的冷却水和

12、周围环境，等自身被排出时也可到达一定的过冷度。 具有液体过冷的循环在压焓图上的表示如图示。图中1-2-4-5-1是理论循环，1-2-4-5-1是过冷循环。q0g=h5-h5=h4-h4=ctgw0不变，而q0，所以0。0g=q0g/w0=0+q0g/w0例2-2试比较理论循环和过冷循环的性能。假定两个循环的冷凝温度tk均为40，蒸发温度t0均为5，过冷循环的过冷度为5，压缩机吸入的均为饱和气体。制冷剂为R22，制冷量 解：在lgp-h图上表示循环：1-2-3-4-1是理论循环，1-3-3-4-1是过冷循环。查R-22的热力性质图表，确定各状态点的热力性质。 序号项 目计算公式计算结果增加百分数

13、理论过冷理论过冷1单位质量制冷量q0 (kJ/kg)153.813160.3854.272制冷剂质量流量qm (kg/s)0.3250.31184.233压缩机容积流量 qv (m3/s)17.9910-317.2610-34.234循环比功 w (kJ/kg)23.37723.37705制冷系数 4.7334.9354.27结论： 采用过冷循环在理论上是有利的，且tg越大，越有利； 过冷度获得的方法：a.利用冷凝器本身，过冷度有一定限制； b.采用再冷却器，可加大tg，但需要温度低的冷却介质；c.采用回热器。 过冷循环一般不单独采用。采用过冷循环理论上总是有利的，而且过冷度越大，对循环越有利

14、。依靠冷凝器本身来使液体过冷，其过冷度是有一定限度的，如果要求获得更大的过冷度，通常需要增加一个单独的热交换设备，称为再冷却器。在再冷却器中单独通入温度更低的冷却介质(如深井水)或将冷却介质先通过该再冷却器，然后再进入冷凝器。二、蒸气过热对循环性能的影响为了防止压缩机液击，一般希望制冷剂出蒸发器后有一些过热，使制冷剂成为过热蒸气。循环1-2-3-4-1表示蒸气过热循环。压缩机吸入状态为1，如果忽略制冷剂在管路的流动阻力损失，那么1-1的过热过程为等压过程。过热循环的影响： 排气温度t2高于理论循环的排气温度t2； 循环比功 w0r=h2-h1高于理论循环的循环比功w0； qkrqk。因为过热过

15、程吸入了一局部热量，同时循环比功增加了。 v1v1 。对每公斤制冷剂，将需要更大的压缩机容积；或对给定压缩机而言，过热循环的制冷剂循环量小于理论循环的制冷剂循环量。1过热没有产生有用的制冷效果 从蒸发器出来的制冷剂蒸气的温度很低，在进入压缩机之前，在管路中吸收了外界的热量，使制冷剂蒸气过热。 单位制冷剂在蒸发器中的吸热量不变，即q0不变，而w0rw0 0r=q0/w0rv1，所以qv可能增加也可能减小。qv=q0r/v1与制冷剂的性质有关。结论： 即使是有效过热，也不是对所有工质都有利。 由于吸气温度的升高会引起排气温度的升高，t2应不超过140。 吸入蒸气的过热会对往复式压缩机的容积效率有所

16、改善。三、回热循环1流程图2Lgp-h图A-压缩机 B-冷凝器 C-节流阀 D-回热器 E-蒸发器 图2-6 回热循环的系统图 单位回热器热负荷： qh=h4-h4=h1-h1 kJ/kg qh=c(tk-t4)=cpo(t1-t0)式中：c液体比热； cpo低压蒸气的定压比热。 与理论循环相比： 增加了q0=h5-h5=qh、 增加w0,且v1 v1。 根据理想气体状态方程 pv=RTR气体常数 p1v1/T0=p1v1/T1 v1T1=v1T0 T1=T0+tr v1=v1T1/T0=v1(1+tr)判定回热循环制冷系数是否提高的判据： T0cpoq0 cpo、q0是与工质有关的，所以，上

17、式并非所有工质都成立。不同制冷剂采用回热循环是否有利，与制冷剂采用有效过热循环时一样。有一些工质不能用上式进展判断，其T-S图中蒸气线向左下方倾斜，压缩机等熵压缩后进入两相区，因此必须采用回热循环。四单级压缩制冷的实际循环1实际循环与理论循环的区别制冷剂在压缩机中的压缩过程不是等熵过程，引起内部的不可逆； 制冷剂的冷凝温度及蒸发温度不等于热源温度，存在传热温差，引起了外部不可逆； 制冷剂流动过程及流经吸气阀与排气阀时有损失。点1从蒸发器出来的低压饱和蒸气，在吸气管中过热到T1忽略吸气管中压力降，点1是压缩机的吸气状态，经吸气阀阻力损失及从气缸壁吸热到1点，压缩到2S点，在压缩过程有热交换前半期

18、蒸气吸热，后半期蒸气放热，所以压缩过程不是等熵过程，而是多变过程。点2S表示压缩机的排气状态，排气压力要高于冷凝压力，制冷剂流经排气阀时有阻力损失。压缩机的实际过程远远偏离理论过程，实际过程的压缩功ws要大于单位理论比功w0。 在理论循环中，曾假定压缩机的压缩过程为等熵过程。实际上，在压缩的开场阶段，由于气缸壁温度高于吸入蒸气的温度，因而存在着由气缸壁向蒸气传递热量的过程；到了压缩的终了阶段，由于气体被压缩后温度高于气缸壁温度，热量又由蒸气传向气缸壁，因此整个压缩过程是一个压缩指数在不断变化的多方过程。另外，由于压缩机气缸中有余隙容积存在，气体经过吸、排气阀及通道处有热量交换及流动阻力，气体通

19、过活塞与气缸壁间隙处会产生泄漏等，这些因素都会使压缩机的输气量减少，消耗的功率增大。各种损失引起的压缩机输气量的减少量可用输气系数表示。输气系数定义为压缩机的实际输气量与理论输气量之比，即 压缩机实际排气量降低Vs表示一个气缸在曲轴一转中实际排气量按吸气状态计算；Vs小于气缸的工作容积Vg，实际排气量与气缸工作容积之比称为输气系数。 = Vs/Vg1 或 =qvs/qvh 理论输气量 qvh=D2snz/4 (m3/s) 如，那么qvs= qvh单位指示功wi：压缩机压缩1kg蒸气所消耗的功。wi可以用示功图表示与计算。指示效率i：理论功与实际压缩过程中所消耗的指示比功的比值。 i=w0/w压

20、缩机机械运动还要消耗摩擦功，所以压缩机的实际功 ws= wi+wm 机械效率m:单位指示比功与单位实际功之比。 m= wi/ ws压缩机轴效率全效率、绝热效率 s= mi单位实际压缩功增大压缩机实际压缩功 ws=wi/m=w0/im=w0/s实际循环的制冷系数 s=q0/ws=0对全封闭或半封闭式压缩机，能效比 E.E.R=q0/wel=q0m0/ws=q0el/w0=0el 式中：wel电动机的输入比功； m0电动机效率； el电效率。3. 不凝性气体的存在对循环性能的影响系统中的不凝性气体(如空气等)往往积存在冷凝器上部，因为它不能通过冷凝器(或贮液器)的液封。不凝性气体的存在将使冷凝器内

21、的压力增加，从而导致压缩机排气压力提高，比功增加，制冷系数下降，压缩机容积效率降低。应及时排出不凝性气体。 理论循环中，我们假定在各设备的连接收道中制冷剂不发生状态变化。实际上，由于热交换和阻力的存在，制冷剂热力状态的变化是不可防止的。(1)吸气管路 吸入管道中的热交换和压力降对循环性能的影响最大，因为它直接影响到压缩机的吸入状态，从而导致性能上的重大改变。 吸入管道中的热交换是有害的。 吸入管道中的压力降始终是有害的，它使得吸气比容增大、压缩机的压力比增大、单位容积制冷量减少、压缩机容积效率降低、比压缩功增大、制冷系数下降。可以通过降低流速来减小压力降。也就是说，可以通过增大管径来降低压力降

22、。实践中，为了确保润滑油从蒸发器返回压缩机，对R22等氟里昂制冷剂，要保证它们具有一定的流速，例如在竖直管道中的流速不应低于6ms。另外，弯头、阀门以及回热器中的压力降也必须加以考虑。 (2) 排出管道 在压缩机排出管道中，热量由离开压缩机的热蒸气传给周围空气，它不会引起性能的改变，仅仅是减少了冷凝器中的热负荷。 压缩机和冷凝器之间连结管道中的压力降是有害的，它增加了压缩机的压力比及比功，使得容积效率降低，制冷系数下降。 (3) 冷凝器到膨胀阀之间的液体管道 热量通常由液体制冷剂传给周围空气，产生过冷，使制冷量增大。偶然会出现这种情况，即水冷冷凝器中的冷却水温度很低，冷凝温度低于环境空气温度，

23、这时热量便由空气传给液体制冷剂，导致局部液体气化，这不仅使单位制冷量下降，而且使得膨胀阀不能正常工作。液体管路中的压力降会引起局部液体的气化，导致制冷量的降低。引起液体管路中压降的主要因素并不在于流体之间或流体与管壁之间的摩擦，而在于液体流动高度的变化，如果饱和液体向上流动，立刻就会出现气化现象。实际上，从冷凝器(或贮液器)出来的液体总带有一定的过冷度，在压力降到与这个过冷温度相对应的压力之前，液体是不会气化的。防止气化所得的过冷度可由包括重力在内的稳流能量方程式确定，即 式中P1，为液体管道底部的压力，P2为与液体温度相对应的饱和压力。v为液体的比容。(4) 膨胀阀到蒸发器之间的管道 通常膨

24、胀阀是紧靠蒸发器安装的。倘假设将它安装在被冷却空间内，那么传给管道的热量是有效的；假设安装在室外，热量的传递将使制冷量减少。 在膨胀阀到蒸发器之间的管道中产生压降是无关紧要的，因为对给定的蒸发温度而言，制冷剂进入蒸发器之前压力必须降到蒸发压力。而压力的降低无论是发生在节流阀的本身，还是发生在管路中是没有什么区别的。但是，如果系统中采用液体分配器，那么，每一路的阻力应相等，否那么将出现分液不均匀的现象，影响制冷效果。 (5) 蒸发器 如果假定不改变制冷剂出蒸发器时的状态，为了抑制蒸发器中的流动阻力，必须提高制冷剂进蒸发器时的压力(温度)，从而提高蒸发过程中的平均蒸发温度。但由于节流前后焓值相等，

25、又因为压缩机的吸入状态没有变化，故蒸发器中的压力降对循环的性能没有什么影响，它仅使蒸发器中的传热温差减小，要求传热面积增大而已。如果假定不改变蒸发过程中的平均温差，那么出蒸发器时制冷剂的压力稍有降低，吸气比容有所增大，压力比增高，制冷量减少，制冷系数下降。 (6) 冷凝器 假定出冷凝器的压力不变，为抑制冷凝器中的流动阳力，必须提高进冷凝器时制冷剂的压力。这必然导致压缩机的排气压力升高，压力比增大，压缩机耗功增大，制冷系数下降。 24 实际循环的热力计算热力计算的目的：计算出制冷机循环的性能指标，压缩机的容量及效率，热交换器的热负荷，为压缩机及热交换器的设计提供必要的数据。一选择工质考虑工质的适

26、用温度范围； 工质价格； 工质的热物性、平安性等。二、循环型式 单级：过冷循环；回热循环三确定循环的工作参数1蒸发温度t0用空气作冷媒： 自然对流 t=812 t0=t-t 强制对流 t=1822 用盐水作冷媒 t=46 2冷凝温度 tk水冷却 tk=t出水+t t=46 空气冷却 tk=t +t t=812 3 过冷温度 tg= tk-(35) 4回热循环 取t r=510 (要求t2130)5由t0、tk确定p0和pk6绘制压焓图，将循环表示出来1根据已确定的温度和压力由热力性质图表查出各状态点的有关参数，并计算q0、qv、w0、0。2a. 当制冷机的制冷量Q0kw给定时,设计或选配压缩机

27、： 制冷机循环量 qm =Q0/q0 kg/s 压缩机实际输气量 qvs=qmv1 m3/s 当输气系数，压缩机理论输气量 qvh=qvs/=D2snz/4 m3/s 根据qvh值，可以选择压缩机 b. 当压缩机，即qvh，匹配制冷量： 确定后，压缩机实际输气量 qvs=qvh kg/s 制冷机循环量 qm = qvs/ v1 kg/s 制冷量 Q0= qmq0 kw3压缩机理论功率 P0= qmw0 kw4. 压缩机指示效率、机械效率，压缩机指示功和指示效率： wi=w0/i kJ/kg Pi= qm wi kw5轴功率 Pe=Pi/m=P0/im=P0/s kw6实际制冷系数 s=0s 轴

28、功率制冷量 Ke=Q0/Pe=0s7冷凝器热负荷 Qk=qm(h2s-h4) kw h2s=h1+(h2-h1)/ i kJ/kg例：某单位预建一冷库，室内温度要求-5，现利用已有的一台4AV12.5制冷压缩机进展配套，压缩机活塞行程100mm, 转速960rpm，冷却水出水温度为30，过冷器用深井水，且过冷度为5，有害过热5，=0.68、i=0.83、m=0.90 试进展该制冷机的热力计算。解：1. 将循环表示在lgp-h图上，并确定各状态点参数。t0=-5-11=-16t0=-5-10=-15，tk=30+5=35，t4=30， t1=-11 状态点参数数值状态点参数数值P0 kPa226

29、.472h2 kJ/kg1710Pk kPa1352.5t2 1150h0 kJ/kg1440.163h3 kJ/kg366.6911h1 kJ/kg14524h4 kJ/kg343.026v1 m3/kg0.43 5h5 kJ/kg343.0261单位制冷量 (2) 单位容积制冷量 3理论比功 4理论循环制冷系数 5冷凝器单位热负荷 6理论输气量 7实际输气量 8制冷机的工质流量 9制冷机总制冷量 10压缩机理论功率 11压缩机指示功率 12压缩机轴功率 13轴功率制冷量实际循环制冷系数 14压缩机实际排气焓值 15冷凝器热负荷(16) 再冷却器热负荷 25 单级蒸气压缩式制冷机的性能及工况

30、一制冷机性能同一台制冷机，当转速n恒定，理论输气量qVh是一确定数值。当工作温度不同时，其q0、w0、qm都发生变化，因此Q0与Pe也相应地改变。 表示压缩机压缩一立方米吸气状态下的蒸气所消耗的理论功，称为比容积压缩功，单位是kJ/m3。 可见：Q0与Pe随着、qV、wv、S的变化而变化。假定=1、S=1，Q0qV、Pewv。1蒸发温度T0为定值，冷凝温度变化的情况 T0=c,V1=c.TKPK对循环的影响：循环单位制冷量q0减小了，q0q0； 单位容积制冷量减小了 qvw0,；单位容积压缩功增大了 wvwv；由于qv、wv，导致：Q0，Pe。结论:当T0不变而TK升高时，制冷机的制冷量减少而

31、功率增大。制冷系数减小了。 0= q0/ w00绘出T0=c，TK变化时制冷机的Q0、Pe与TK的关系曲线。K为定值，蒸发温度变化的情况：T0P0对循环的影响：循环单位制冷量q0减小了，q0v1；单位容积制冷量减小了 qvw0；单位容积压缩功不能直接比较。将工质看作理想气体：单位理论压缩功 :单位容积压缩功:功率： 当p0=pk时，P0=0、wv=0； p0=0时，P0=0、wv=0； 在制冷机的工作温度由t0=tkp0=pk降到p0=0时，wv和P0都为零。因此必然有一个最大值存在，即当p0由p0=pk逐渐下降时，制冷机的功率将首先增大，到达某一最大值后再逐渐下降。将P0公式对p0求导，令其

32、一阶导数等于零： 令 那么 对于不同的工质 即： 各种制冷剂其压比大约等于3时，功率最大。结论：当Tk不变而T0降低时，制冷机的制冷量减少，而功率有一最大值存在。制冷系数减小了。 0= q0/ w00T0P0结论：当Tk不变而T0升高时，制冷机的制冷量增加，功率的变化一样。制冷系数增大了。 对于实际循环，因、S是随工作温度而变化的，那么Q0、Pe的变化与理论循环有所不同，但变化趋势是一致的。二制冷机的工况“标准工况：用来考核和比较低温压缩机的制冷能力和轴功率。“空调工况：用来考核和比较高温压缩机的制冷能力和轴功率。“最大压差工况、“最大轴功率工况等。标准工况：冷凝温度 tk=30 蒸发温度t0=-15 液体过冷温度 tg=25 tg=5吸气温度 NH3 t=-10 tr=5 R22 t=15 tr=30空调工况：冷凝温度 tk=40 蒸发温度t0=5 液体过冷温度 tg=35 tg=5吸气温度 NH3 t=10 tr=5 R22 t=15 tr=10三工况变动时制冷机的特性同一台压缩机，理论输气量qVh是一确定数值。 由 ， 为常数，a 工况Q0a、a、qva, b工况Q0b、b、qvb，那么：如果a 工况为，那么b工况的制冷量： ki称为压缩机制冷量的换算系数。标准工况ki=1轴功率：26 单级蒸气压缩混合工质制冷循环一劳仑兹循环 图示的循环为劳仑兹循环。是变温