1.4　蒸氣壓縮式制冷的實際循環

1.4.1　帶液體過冷的制冷循環

蒸氣壓縮式制冷的理論循環存在節流損失，還會產生一定量的閃發蒸氣，使單位質量制冷量減少。為了彌補這種損失，在實際制冷循環中常常將冷凝器出口的制冷劑液體進行再次降溫處理，再進入節流機構，使飽和液態制冷劑降溫成為過冷液體，這種處理方法叫作液體過冷。

此時，液態制冷劑的溫度低于冷凝壓力下的飽和溫度，這個溫度稱為過冷溫度，用符號t_gl表示；而過冷溫度與飽和溫度的差值稱為過冷度，用符號Δt_gl表示。帶有液體過冷的制冷循環也稱為過冷循環。

帶液體過冷的制冷循環過程：

1→2：等熵壓縮；

2→3：等壓放熱冷凝；

3→3'：等壓傳熱，過冷處理；

3'→4'：等焓節流；

4'→1：等壓吸熱制冷。

從圖1-12中可以看到，制冷劑節流后變為濕蒸氣，而濕蒸氣干度的大小，直接影響到單位質量制冷量的大小。理論制冷循環1→2→3→4→1，當采用液體過冷處理后，飽和液體點3繼續放熱冷卻成為過冷液體點3'，然后再節流、蒸發制冷，過冷制冷循環為1→2→3→3'→4'→1。進入蒸發器的濕蒸氣由理論循環的點4變為過冷循環的點4'，如圖1-12所示，未過冷的節流點4，含閃發蒸氣量多；而過冷后節流點4'，雖然還在濕蒸氣區，但更靠近飽和液體線，即干度變小，閃發蒸氣含量比前者減少了，單位質量制冷量增加。

對比兩個制冷循環，如表1-3所示。

　　由上分析，在冷凝壓力一定的情況下，若能進一步降低節流前液體的溫度，使其處于低于冷凝溫度的過冷液體狀態，則可減少節流后產生的閃發蒸氣量，增加單位質量制冷量，使制冷系數提高。因此應用液體過冷對改善循環的性能總是有利的，提高了制冷循環的經濟性。

在實際制冷裝置中，常采用以下措施來實現液體過冷：

①在冷凝器中過冷：設計選型時，適當增大冷凝器面積。

②采用過冷器過冷：冷凝器后裝過冷器（或稱再冷器），利用溫度較低的冷卻水首先通過串接于冷凝器后的過冷器，使制冷劑的溫度進一步降低，實現液體過冷。常用于大型制冷裝置，結構如圖1-13所示。

③制冷系統中設置回熱器，采用回熱循環，用于氟利昂制冷系統。

液體過冷的制冷循環，單位質量制冷量增加了，循環的壓縮比功并未增加，使過冷循環的制冷系數提高了。但是，采用液體過冷必須增加工程初投資和設備運行費用，因此在選用時應進行全面經濟技術分析比較。通常，對于大型的氨制冷系統，且蒸發溫度在-5℃以下多采用液體過冷，過冷度一般取3℃左右；對于空氣調節用的制冷系統一般不單獨設置過冷器，而是通過適當增加冷凝器的傳熱面積的方法，實現制冷劑在冷凝器內過冷。此外，在小型制冷系統中，尤其是氟利昂系統中，常常采用回熱器實現液體過冷，這一點將在本節1.4.3帶回熱的制冷循環論述。

在帶液體過冷的制冷循環熱力計算中，液體過冷過程中每千克液體制冷劑放出的熱量稱為過冷負荷，計算如下：

q_gl=h₃-h_3'　　（kJ/kg）　　（1-16）

若采用增大冷凝器面積的方法進行過冷，該負荷應加到冷凝器負荷中；若采用過冷器，則單獨計算，該值是過冷器的選型設計依據；若采用回熱器，該值與回熱器設計、運行調節有關。

1.4.2　帶蒸氣過熱的制冷循環

在實際制冷循環中，來自蒸發器的低溫低壓蒸氣，在通過蒸發器到制冷壓縮機之間的吸氣管路中，由于制冷劑溫度低于環境溫度，會在流動過程中吸收周圍空氣的熱量而使蒸氣溫度升高，成為過熱蒸氣，使壓縮機吸氣溫度和比容增大，這種情況稱作蒸氣過熱。帶有蒸氣過熱的制冷循環由于壓縮機吸入過熱蒸氣，從而確保干壓縮，因此可有效防止壓縮機發生液擊。

如圖1-14所示，蒸氣過熱循環為1'→2'→3→4→1→1'。為便于比較，圖中表示出了理論制冷循環1→2→3→4→1。壓縮機吸入的氣態制冷劑的溫度高于蒸發壓力下的飽和溫度，這個溫度稱為過熱溫度（壓縮機吸氣溫度），用符號t_gr表示；而制冷劑過熱溫度與其飽和蒸發溫度的差值稱為過熱度，用符號Δt_gr表示。帶有蒸氣過熱的制冷循環也稱為過熱循環。

帶蒸氣過熱的制冷循環過程：

1'→2'：等熵壓縮；

2'→3：等壓放熱冷凝；

3→4：等焓節流；

4→1：等壓吸熱制冷；

1→1'：等壓傳熱，過熱處理。

在實際制冷裝置中，常采用以下措施來實現蒸氣過熱：

①選用蒸發器面積大于設計所需面積，多出的傳熱面積用于過熱。由于制冷劑蒸氣過熱吸收的熱量來自被冷卻介質，可產生有用的制冷效果，因此稱有效過熱。如使用熱力膨脹閥的氟利昂制冷系統（熱力膨脹閥是利用過熱度調節開啟度的）。

②蒸發器與壓縮機間的連接管道吸取外界環境熱量而過熱。由于制冷劑蒸氣過熱吸收的熱量來自被冷卻介質以外的其他物質，無制冷效果，因此稱有害過熱。這里應注意，有害過熱由于吸收的熱量不是被冷卻物的，這部分熱量不能計入制冷量中，對提高制冷系數沒有幫助，但是，有害過熱一樣有助于解決壓縮機干壓縮問題，對制冷循環是有益的，不要因“有害”一詞而否定其作用。

③系統中設置回熱器。有害過熱，但伴隨有過冷循環。詳見本節1.4.3。

帶有蒸氣過熱后，制冷循環的運行變得安全可靠，但同時要也為此付出代價。如吸氣溫度升高造成排氣溫度大幅升高，導致壓縮機內潤滑油效率降低、冷凝器負擔增加；增加設備及附屬部件，使一次投資和運行費用增加；蒸氣過熱導致壓縮機吸氣比容增大，輸出制冷劑質量流量減小；過熱循環壓縮機耗功增大，對制冷循環經濟性產生不利影響等，還有制冷劑性質的制約過熱度等因素，均要求我們在實現蒸氣過熱時，應從技術和經濟兩方面綜合考慮，選擇合適的方法和適度的過熱度。一般氨制冷系統允許有一點過熱度以防液擊，但過熱度不宜過大，允許吸氣過熱度如表1-4所示；氟利昂制冷系統一般吸氣溫度不超過15℃，但也不能過低。

1.4.3　帶回熱的制冷循環

在壓縮機的吸氣管路上設置一個回熱器（氣-液熱交換器），使節流前的常溫液體制冷劑與蒸發器出來的低溫制冷劑蒸氣進行熱交換，這樣不僅可以增加節流前的液體過冷度，提高單位質量制冷量，而且又能保證壓縮機吸入具有一定過熱度的蒸氣，保證干壓縮。這種循環稱為回熱循環。

回熱循環過程如圖1-15所示。來自蒸發器的低溫氣態制冷劑1，在進入壓縮機前先經過回熱器。在回熱器中低溫蒸氣與來自冷凝器的飽和液3（或再冷液）進行熱交換，低溫蒸氣1定壓過熱到狀態1'，而溫度較高的液體3被定壓再冷卻到狀態3'。如圖1-16所示，回熱循環1'→2'→3→3'→4'→1→1'中，3→3'為液體的再冷卻過程，1→1'為低壓蒸氣的過熱過程。

帶回熱的制冷循環過程：

1'→2'：等熵壓縮；

2'→3：等壓放熱冷凝；

3→3'：等壓放熱液體過冷；

3'→4'：等焓節流；

4'→1：等壓吸熱制冷；

1→1'：等壓吸熱蒸氣過熱。

根據穩定流動連續定理，流經回熱器的液態制冷劑和氣態制冷劑的質量流量相等。因此，在對外無熱損失情況下，每千克液態制冷劑放出的熱量應等于每千克氣態制冷劑吸收的熱量。也就是說，單位質量液態制冷劑放出的熱量Δq₀（Δq₀=h₃-h_3'=h₄-h_4'）等于單位質量氣態制冷劑所吸收的熱量Δq_h（h_1'-h₁）。即回熱器的單位熱負荷：

q_h=h₃-h_3'=h_1'-h₁　　（kJ/kg）　　（1-17）

使用回熱器的制冷循環，雖然單位質量制冷能力有所增加，但是，壓縮機的耗功量也增加了Δw₀（因為等熵線不是平行線）。因此，回熱式蒸氣壓縮式制冷循環的理論制冷系數是否提高，應具體分析。實際上這要取決于制冷劑的物理性質，其判別式為：

C_p0T₀>q₀　　（1-18）

式中　C_p0——蒸發溫度t₀時制冷劑定壓比熱，kJ/（kg·K）；

T₀——蒸發溫度，K；

q₀——單位質量制冷量，kJ/kg。

滿足上式條件的制冷劑，采用回熱循環后制冷系數可以提高，在實際制冷循環中可以采用回熱循環。計算表明，回熱循環一般對制冷劑氨不利，而對制冷劑如氟利昂R134a等是有利的，R22不明顯。除此之外，不僅回熱循環將提高壓縮機的排氣溫度，還存在回熱器中阻力損失使壓縮比增大等不利因素，所以，實際制冷系統是否值得采用回熱循環，應從多方面綜合考慮。

在實際制冷裝置中，常采用以下措施來實現回熱循環：

①系統中設置回熱器。

②吸氣管與供液管綁扎。小型氟利昂制冷裝置一般不單設回熱器，而是將高壓液體管與低壓回氣管包扎在一起，以達到回熱的效果。

例1-3　某蔬果冷藏庫需制冷量55kW，制冷劑采用氟利昂22，要求蒸發溫度t₀=-10℃，冷凝溫度t_k=40℃。①采用過冷器過冷，過冷度為5℃；②采用管道過熱循環，過熱度為10℃；③設置回熱器，吸氣溫度為0℃。試分別進行制冷循環的熱力計算。

解　①采用過冷器過冷：

工作條件：蒸發溫度t₀=5℃，冷凝溫度t_k=40℃，過冷溫度t_gl=40-5=35（℃）。

在制冷劑R22的壓焓圖上畫出相應的制冷循環（圖1-12）：根據t₀=-10℃和t_k=40℃在壓焓圖上繪制兩條等壓線，與兩條飽和線分別交出制冷壓縮機吸氣點1和冷凝器出液點3，過點1作等熵線與t_k等壓線交為壓縮機排氣點2，過點3向液體區作等壓線，與t_gl=35℃等溫線相交得節流點3'，再過點3'作等焓線與t₀等壓線交為蒸發器入口點4'，1→2→3→3'→4'→1組成該過冷循環。

查取相應的熱力狀態參數值：

h₁=401.6kJ/kg

h₂=439.5kJ/kg

h₃ =249.7kJ/kg

h_3'=h_4'=243.5kJ/kg

v₁=0.06534m³/kg

單位質量制冷量：q₀=h₁-h_4'=158.1（kJ/kg）

單位容積制冷量：

質量流量：

體積流量：V_R=M_Rν₁=0.023（m³/s）

單位冷凝熱負荷：q_k=h₂-h₃=189.8（kJ/kg）

冷凝器熱負荷：Q_k=M_Rq_k=66.050（kW）

單位過冷負荷：q_gl=h₃-h_3'=6.2（kJ/kg）

過冷器負荷：Q_gl=M_Rq_gl=2.158（kW）

單位理論功：w₀=h₂-h₁=37.9（kJ/kg）

壓縮機理論耗功率：P_th=M_Rw₀=13.189（kW）

理論制冷系數：

②采用管道過熱循環：

工作條件：蒸發溫度t₀=-10℃，冷凝溫度t_k=40℃，吸氣溫度t_gr=-10+10=0（℃）。

在制冷劑R22的壓焓圖上畫出相應的制冷循環（圖1-14）：根據t₀=-10℃和t_k=40℃在壓焓圖上繪制兩條等壓線，與兩條飽和線分別交出蒸發器出口點1和冷凝器出液點3，過點1向蒸氣區作等壓線，與t_gr=0℃等溫線相交得壓縮機吸氣點1'，再過點1'作等熵線得制冷壓縮機排氣點2'，過點3作等焓線得蒸發器入口點4，1→1'→2'→3→4→1組成該過熱循環。

查取相應的熱力狀態參數值：

h₁=401.6kJ/kg

h_1'=409.2kJ/kg

h_2'=450.0kJ/kg

h₃=h₄=249.7kJ/kg

v_1'=0.069m³/kg

單位質量制冷量：q₀=h₁-h₄=151.9 （kJ/kg）

單位容積制冷量：

質量流量：

體積流量：V_R=M_Rν_1'=0.025 （m³/s）

單位冷凝熱負荷：q_k=h_2'-h₃=200.3 （kJ/kg）

冷凝器熱負荷：Q_k=M_Rq_k=72.509 （kW）

單位理論功：w₀=h_2'-h_1'=40.8 （kJ/kg）

壓縮機理論耗功率：P_th=M_Rw₀=14.770 （kW）

理論制冷系數：

③設置回熱器的制冷循環：

工作條件：蒸發溫度t₀=-10℃，冷凝溫度t_k=40℃，吸氣溫度t_gr=0℃。

在制冷劑R22的壓焓圖上畫出相應的制冷循環（圖1-16）：根據t₀=-10℃和t_k=40℃在壓焓圖上繪制兩條等壓線，與兩條飽和線分別交出蒸發器出口點1和冷凝器出液點3，過點1向蒸氣區作等壓線，與t_gr=0℃等溫線相交得壓縮機吸氣點1'，再過點1'作等熵線得制冷壓縮機排氣點2'，過點3作等焓線得點4，此時點3' 和點4' 還不能確定。

由此查取已知點相應的熱力狀態參數值：

h₁=401.6kJ/kg

h_1'=409.2kJ/kg

h_2'=450.0kJ/kg

h₃=h₄=249.7kJ/kg

v_1'=0.069m³/kg

根據式（1-17）得：

h_4'= h₄ -（h_1'-h₁）=249.7-（409.2-401.6）=242.1 （kJ/kg）

h_3'=242.1kJ/kg

因此，過點3 向液體區作等壓線，與h_3'=242.1kJ/kg等焓線相交得點3'，再過點3'作等焓線得蒸發器入口點4'，1→1'→2'→3→3'→4'→1組成該回熱制冷循環。

①單位質量制冷量：q₀=h₁-h_4'=159.5 （kJ/kg）

②單位容積制冷量：

③質量流量：

④體積流量：V_R=M_Rν_1'=0.024 （m³/s）

⑤冷凝器熱負荷：Q_k=M_Rq_k=M_R（h_2'-h₃）=69.104 （kW）

⑥回熱器熱負荷：Q_h=M_R（h_1'-h₁）=2.622 （kW）

⑦單位理論功：w₀=h_2'-h_1'=40.8 （kJ/kg）

⑧壓縮機理論耗功率：P_th=M_Rw₀=14.076 （kW）

⑨理論制冷系數：

1.4.4　實際壓縮過程

制冷壓縮機在實際工作過程中，由于存在摩擦等各種損失，壓縮也非理想的等熵過程，所以壓縮實際耗功量大于理論循環的等熵壓縮耗功量。從電動機傳到壓縮機軸上的功率稱為軸功率P_e，軸功率分為兩部分，一部分直接用來壓縮氣體，稱為指示功率P_i；另一部分用來克服運動部件的摩擦阻力，稱為摩擦功率P_m。即：

P_e=P_i+P_m　　（kW）　　（1-19）

（1）指示功率P_i和指示效率η_i

回顧前面知識，在理論制冷循環中，制冷壓縮機壓縮過程為等熵過程，壓縮所消耗的功表示為：

理論比功：w₀=h₂-h₁　　（kJ/kg）

理論功率：P_th=M_Rw₀　　（kW）

考慮在實際制冷循環中，制冷壓縮機的壓縮過程不是等熵過程，而是熵增過程，因此，定義壓縮1kg制冷劑蒸氣因壓縮偏離等熵過程而實際消耗的功為指示比功w_i（kJ/kg）；單位時間內制冷壓縮機因壓縮偏離等熵過程的制冷劑蒸氣所消耗的功為指示功率P_i（kW），用下式表示：

P_i=M_Rw_i　　（kW）　　（1-20）

壓縮機在實際壓縮過程中，偏離等熵過程的程度用指示效率η_i表示，指示效率用下式表示：

　　（1-21）

由式（1-21）可知，通過理論制冷循環計算出理論比功w₀，只要能得到指示效率η_i，即可計算出指示比功w_i和指示功率P_i。圖1-17給出了指示效率與壓縮比之間的變化關系，從圖中可以得到指示效率。

（2）摩擦功率P_m和摩擦效率η_m

在實際制冷循環中，制冷壓縮機還需克服運動部件的摩擦力和驅動附屬設備（如潤滑液泵）。因此，制冷壓縮機除了因偏離等熵壓縮過程而造成多做功外，摩擦也將使壓縮機多消耗功率，這部分多消耗的功率稱為摩擦功率P_m，這部分機械損失采用摩擦效率η_m表示。摩擦效率用下式表示：

　　（1-22）

其中，制冷壓縮機壓縮1kg制冷劑蒸氣實際消耗的功稱為實際比功w_e（kJ/kg）；單位時間內實際制冷循環所消耗的功率為實際功率，即軸功率P_e（kW）。

由式（1-22）可知，只要能得到摩擦效率η_m，利用指示比功w_i和指示功率P_i，就能計算出實際比功w_e和軸功率P_e。圖1-18給出了摩擦效率與壓縮比之間的變化關系，從圖中可以得到摩擦效率。

因此，軸功率可按下式計算：

　　（1-23）

式（1-23）中，指示效率與摩擦效率的乘積稱為壓縮機總效率，也稱軸效率η_e。圖1-19表示出軸效率與壓縮比之間的變化關系，從圖中可以查出壓縮機軸效率。

（3）制冷壓縮機電動機的匹配

制冷壓縮機由電動機帶動進行運轉，但電動機將能量傳遞給壓縮機主軸時，存在一定的傳動損耗，因此，在確定壓縮機匹配電動機功率時，除了考慮制冷壓縮機運行狀態，還要考慮壓縮機與電動機之間的連接方式，并給予一定的裕量。電動機與制冷壓縮機之間能量傳遞造成的功率損耗程度用傳動效率表示。壓縮機匹配電動機功率計算如下：

　　（1-24）

式中　η_d——傳動效率，壓縮機與電動機直接連接時取1；采用V帶連接時取0.90～0.95。

1.4.5　實際制冷循環

單級蒸氣壓縮式制冷理論循環是由等熵壓縮、等壓冷凝放熱、等焓節流降壓和等壓汽化制冷組成的。但是，實際制冷循環與理論制冷循環存在許多差別，其主要差別歸納如下：

①制冷劑在壓縮機中的壓縮過程不是等熵過程。

②制冷劑通過壓縮機吸、排氣閥時有節流損失及熱量交換。

③制冷劑通過管道和設備時，制冷劑與管壁或器壁之間存在流動阻力及與外界的熱交換。

④熱交換過程存在液體過冷和蒸氣過熱現象。

⑤節流過程不完全是絕熱過程，即不是等焓過程。

將實際制冷循環偏離理論循環的各種因素綜合在一起考慮，可以用圖1-20表示單級蒸氣壓縮式制冷的實際循環。圖中1→2→3→4→1是理論循環；1'→1″→1⁰→2'→2″→2⁰→3→3'→4'→1'為實際循環。

過程線1'→1″：低溫低壓制冷劑從蒸發器向壓縮機通過吸氣管道時，由于沿途摩擦阻力和局部阻力以及吸收外界熱量，所以制冷劑壓力稍有降低，溫度有所升高。

過程線1″→1⁰：低溫低壓制冷劑通過吸氣閥時被節流，壓力降低。

過程線1⁰→2'：這是氣態制冷劑在壓縮機中的實際壓縮過程。壓縮開始階段，制冷劑蒸氣溫度低于氣缸壁溫度，蒸氣吸收缸壁的熱量而使熵增加；當壓縮到一定程度后，制冷劑蒸氣溫度高于氣缸壁的溫度，蒸氣又向氣缸壁放出熱量而使熵減少，再加之壓縮過程中氣體內部、氣體與缸壁之間的摩擦，因此實際壓縮過程是一個多變的過程。

過程線2'→2″：制冷劑從壓縮機排出，通過排氣閥時存在節流損失，壓力有所降低，其焓值基本不變。

過程線2″→2⁰：高溫高壓制冷劑氣體從壓縮機排出后，通過排氣管道至冷凝器，由于沿途有摩擦阻力和局部阻力，以及對外散熱，制冷劑的壓力和溫度均有所降低。

過程線2⁰→3：高壓氣體在冷凝器中的冷凝過程，制冷劑被冷凝為液體，由于制冷劑通過冷凝器時有摩擦阻力和渦流，所以冷凝過程不是定壓過程。

過程線3→3'：高壓液體從冷凝器出來至節流機構前的供液管路上由于有摩擦和局部阻力，其次，高壓液體的溫度高于環境溫度，因此要向周圍環境散熱，所以壓力、溫度均有所降低。

過程線3'→4'：高壓液體在節流機構中節流降壓、降溫后，通過供液管進入蒸發器，由于節流后溫度降低，盡管管道、節流機構采取保溫措施，制冷劑還會從外界吸收一些熱量而使焓有所增加。

過程線4'→1'：低溫低壓的制冷劑吸收熱量而汽化，由于制冷劑在蒸發器中有流動阻力，所以，蒸發過程也不是定壓過程，隨著蒸發器形式的不同，壓力有不同程度的降低。

綜上所述，由于制冷劑存在著流動阻力以及與外界的熱量交換等，實際循環中四個基本熱力過程（即壓縮、冷凝、節流、蒸發）都是不可逆過程，其結果必然導致冷量減少，耗功增加，因此實際循環的制冷系數小于理論循環的制冷系數。

單級蒸氣壓縮式制冷的實際循環過程從圖1-20可以看出比較復雜，很難詳細計算，所以，在實際計算中以理論循環作為計算基準，再將上訴因素考慮進去進行修正，以此保證實際制冷需要，提高制冷系統的經濟性。

實際制冷循環的熱力計算是為制冷系統設計服務的。制冷系統設計一般包括設計性計算和校核性計算兩類。設計性計算的目的是根據需要設計的制冷系統，按工況要求計算出實際制冷循環的性能指標：制冷壓縮機理論輸氣量、軸功率；冷凝器、蒸發器等熱交換設備的熱負荷，為設計或選擇制冷壓縮機、熱交換設備提供理論依據。校核性計算的目的是根據已有的制冷壓縮機、熱交換器型號，校核它能否滿足預定的制冷系統的要求。

單級蒸氣壓縮式實際制冷循環的熱力計算步驟：

①根據設計的制冷系統使用性質或場合，確定其需要的制冷劑和制冷循環形式。

②確定工作參數。即確定制冷循環的工作壓力和工作溫度，其中主要為蒸發溫度和冷凝溫度，另外要考慮吸氣溫度和過冷溫度。

③根據已確定的制冷劑、制冷循環方式和制冷工作條件，在對應的制冷劑壓焓圖上繪制制冷循環，確定各狀態點，并查出它們的狀態參數。

④熱力計算。

例1-4　某空調制冷系統需要制冷量120kW，選用氨作制冷劑。工作條件為：空調用冷凍水平均溫度10℃，冷卻水平均溫度35℃，蒸發器端部傳熱溫差取5℃，冷凝器端部溫差取5℃，冷凝器實現過冷度5℃，吸氣管道過熱度5℃。壓縮機部分損耗為：指示效率0.8，摩擦效率0.9，傳動效率0.95。試進行制冷循環的設計性熱力計算。

解　已知條件：

低溫熱源t_d=10℃

高溫熱源t_g=35℃

蒸發器傳熱溫差Δt₀=5℃

冷凝器傳熱溫差Δt_k=5℃

過冷度Δt_gl=5℃

過熱度Δt_gr=5℃

指示效率η_i =0.8

摩擦效率η_m =0.9

傳動效率η_d=0.95

確定工作參數：蒸發溫度　t₀=t_d-Δt₀=10-5=5（℃）

冷凝溫度　t_k=t_g+Δt_k=35+5=40（℃）

過冷溫度　t_gl=t_k-Δt_gl=40-5=35（℃）

吸氣溫度　t_gr=t₀+Δt_gr=5+5=10（℃）

在制冷劑氨的壓焓圖上畫出已知狀態點（圖1-21）：點1、1'、2'、2、3、3'、4'、4，注意此時未知點2″。

由此查取已知點相應的熱力狀態參數值：

h₁=1461.7 kJ/kg

h_1'=1475.5kJ/kg

h_2'=1636.0kJ/kg

h_3'=h_4'=366.5kJ/kg

ν_1'=0.25m³/kg

單位性能指標：

①單位質量制冷量：q₀=h₁-h_4'=1461.7-366.5=1095.2 （kJ/kg）

②單位容積制冷量：

③單位理論功：w₀=h_2'-h_1'=1636.0-1475.5=160.5 （kJ/kg）

單位指示功：

單位軸功：

此時可以確定點2″：w_e=h_2″-h_1'=222.9 （kJ/kg）

h_2″=w_e+h_1'=222.9+1475.5=1698.4 （kJ/kg）

④單位冷凝熱負荷：q_k=h_2″-h_3'=1698.4-366.5=1331.9 （kJ/kg）

質量流量：

體積流量：V_R=M_Rν_1'=0.11×0.25=0.028 （m³/s）

壓縮機功率：

①壓縮機理論耗功率：N₀=M_Rw₀=0.11×160.5=17.7 （kW）

②壓縮機指示耗功率：N_i=M_Rw_i=0.11×200.6=22.1 （kW）

③壓縮機軸功率：N_e=M_Rw_e=0.11×222.9=24.5 （kW）

④電動機功率：

熱交換器負荷：

①蒸發器：已知制冷量120kW

②冷凝器熱負荷：Q_k=M_Rq_k=0.11×1331.9=146.5 （kW）

評價制冷循環經濟性：

①理想制冷系數：

②理論制冷系數：

③實際制冷系數：

④熱力完善度：