制冷原理与设备第三章思考题

制冷原理与设备第三章思考题、习题参考答案
1.单级蒸汽压缩式制冷的理论循环工作过程
单级蒸汽压缩式制冷系统主要有压缩机、冷凝器、膨胀阀、蒸发器四大件组成。

1)压缩过程：压缩机是制冷系统的心脏。

压缩机不断抽吸从蒸发器中产生的低压低温的制冷剂蒸汽，保持蒸发器的低压汽化条件。

同时将抽出的低压低温蒸汽压缩成高压高温的过热蒸汽输送到冷凝器。

在这个过程中压缩机需要做功。

2）冷凝过程：高压高温的过热蒸汽在冷凝器中把热量传给环境介质，制冷剂被冷却凝结成高温高压饱和液体，进入膨胀阀。

3）节流过程：高温高压饱和液体经过膨胀阀节流变为低温低压湿饱和蒸汽，进入蒸发器。

4）蒸发过程：进入蒸发器的低温、低压液体吸收被冷却物热量得到制冷目的，制冷剂汽化（沸腾）为低温低压蒸汽。

2.制冷剂压焓图和温熵图基本内容
1）压焓图
一点：临界点C
三区：液相区、两相区、气相区。

五态：过冷液状态、饱和液状态、湿蒸气状态、
饱和蒸气状态、过热蒸气状态。

八线：饱和液线x=0、饱和蒸气线x=1、无数条等干度线x、等压线p（水平线）、等焓线h（垂直线）等熵线s、等比体积线v、等温线t
等温线：在图中为点化线，在过冷区为垂直线，在湿区为水平线（并且与定压线重合），在过热曲为向下弯曲的曲线。

等焓线：在图中为实线。

在过热区为向右下弯曲的曲线比等比体积线v的斜率大。

越往右下的等熵线熵值越大。

比等比体积线v：图中为虚线。

在过热区向下弯曲的曲线。

愈往下的等比容线，比容愈大。

过程热量：在图中可以用横坐标的长度代表。

2）温熵图
一点：临界点
三区：气相区、液相区、湿蒸气区
五态：过冷液体、饱和液体、湿蒸气、饱和蒸气、过热蒸气
八线：等温线、等熵线、饱和蒸气线、饱和液体线、等干度线、等容线、等压线、等焓线。

①饱和液体线X=0：由于过冷液体线密集在X=0线附近，所以饱和液体表示两种状态：过冷液体和饱和液体。

②等压线：在过冷区为向右下方弯曲的曲线，在湿区为水平线和等温线重合；在过热区为向右上方弯曲的曲线。

③等比容线：图中为虚线。

在湿区为向右上倾斜的直线在过热区变成向右上方弯曲的曲线比等压线斜率大。

过程热量：在图中可以用等压线下面的面积表示。

3.单级蒸汽压缩式制冷理论循环性能指标 1）单位理论功和理论功率：
单位理论功：压缩机每输送1㎏制冷剂所消耗的功（kJ/㎏）。

120h h w -= （kJ/kg ）
理论功率：压缩机压缩循环的制冷剂蒸汽所消耗的功率。

)(1200h h q w q P m m -== （kW ）
2）单位制冷量和单位容积制冷量
单位制冷量：1㎏制冷剂在蒸发器中从被冷却物吸取的热量。

410h h q -= （kJ/㎏）
单位容积制冷量：压缩机每吸入1立方米制冷剂所制取的冷量。

1
4
110v h h v q q v -==
（kJ/m 3） 制冷量：单位时间内制冷剂在蒸发器中从被冷却物中吸取的热量。

)(4100h h q q q Q m m -== （kW ） 3)单位冷凝热负荷和冷凝器热负荷
单位冷凝热负荷：1㎏制冷剂在冷凝器中放出的热量。

0032)(w q h h q k +=-= （kJ/㎏） 冷凝器热负荷：单位时间内制冷剂在冷凝器中放出的热量。

)(32h h q q q Q m k m k -== （kW ）
4)理论循环的制冷系数：单位制冷量与单位功之比。

（经济指标：制取需要的冷量，要
投入多少功率。

） 3
24
100000h h h h w q P Q --===
ε 5)热力完善度：理论循环的制冷系数与同温度的逆卡若循环的制冷系数之比。

c εεη0=
t t t k c -=ε
)(310s s t q c -= ))((3100s s t t w k --= 0
310310))(()(t t t s s t t s s t w q k k c c c -=---==
ε 热力完善度说明该循环接近可逆循环的程度；热力完善度越大，说明该循环接近可逆循环的程度越大。

4.单级蒸汽压缩式制冷实际循环偏离理论循环的主要因素
1）实际循环中，离开蒸发器和进入压缩机的制冷剂蒸气往往是过热蒸气； 2）实际循环中，离开冷凝器和进入膨胀阀的液体往往是过冷液体； 3）实际循环中，压缩机的压缩过程不是等熵压缩；
4）实际循环中，制冷剂通过膨胀阀的节流过程不完全绝热，节流后焓值有所增加；
5）实际循环中，在蒸发器和冷凝器中存在传热温差，即制冷剂的冷凝温度高于冷却介质温度，蒸发温度低于被冷却介质的温度；
6）实际循环中，制冷剂在管道及设备内流动是存在阻力损失，并与外界存在热量交换。

5．蒸发温度升高、冷凝温度降低，对制冷循环的影响。

1）蒸发温度升高、对制冷循环的影响。

冷凝温度不变蒸发温度升高有t 变为t ′时制冷量增大，压缩功减少，制冷系数增大。

经济性提高。

制冷机在运行中不要降低蒸发温度。

2）冷凝温度降低对制冷循环的影响
蒸发温度不变冷凝温度降低见下图:冷凝温度有t 下降为t ′时，制冷量增大，压缩功减少，制冷系数增大。

经济性提高。

在制冷机运行中，排除系统的不凝性气体；经常清除水垢降低冷凝温度对循环有利。

6.假定一单级蒸汽压缩式制冷理论循环，其蒸发压力为p 0=350kPa ,冷凝压力p k =1350kPa ，制冷工质为R22，制冷量Q 0=50kW ，式对该循环进行热力计算。

解：1)确定制冷工况
p 0=350kPa=3.5bar ，查图t0=-10℃, p k =1350kPa=13.5bar ，查图t k=40℃
在压焓图上画两条定压线p 0=350kPa=3.5bar 和p k =1350kPa=13.5bar ；p0与x=1的线相交的点为出蒸发器的状态1；由1点的熵值沿等熵线与pk 相交点为出压缩机状态点2；pk 线与x=0相交的点为出冷凝器状态点3。

根据3点沿等焓线与p0等压线相交点为出节流阀状态点4。

查图得到各点参数
①单位制冷量和单位容积制冷量
410h h q -==（401.58－241.78）=159.8（kJ/㎏）
98.24350656
.08.1591014110===-==
v q v h h v q q v （kJ/m 3）
②制冷剂质量流量 313.08
.1595000===
q Q q m ㎏/s ③体积流量: 0205.00656.0313.01=⨯==v q q m v m 3/s ④单位功：w 0=h 2－h 1 = 434.74－401.58=33.16 （kJ/㎏） ⑤理论功率：00w q P m ==0.313×33.16=10.379kW ⑥冷凝器热负荷：
396.60)78.24174.434(313.0)(32=-⨯=-==h h q q q Q m k m K kW
⑦制冷系数：819.416
.338.159000===w q ε ⑧热力完善度：
84.545
263
)27310()27335(10.27300==+--+-=-=
T T T k c ε
825.084
.5819.40===
c εεη 7．某空调用制冷系统，制冷工质为R134a ，所需制冷量Q 0为50kW ，空调用冷水温度
t c =10℃，冷却水温度t w =32℃，蒸发器端部传热温差取Δt 0=5℃,冷凝器端部传热温差取Δt k =8℃,式进行制冷循环的热力计算。

计算中取液体过冷度Δt g =5℃,吸气管路有害过热度Δt r =5℃，压缩机的输气系数λ=0.8，指示效率ηi =0.8。

解：（1）确定循环的状态参数并画出循环的压焓图
40832=+=∆+=k w k t t t ℃；551000=-=∆-=t t t c ℃
35540=-=∆-=g k g t t t ℃；压缩机吸气温度105501
=+=∆+='r t t t ℃
1）单位制冷量和单位容积制冷量
510h h q -==400.07－248.75=151.32（kJ/㎏） 93.25380596.032.151101
0=='='=
v q v q q v （kJ/m 3） 2）制冷剂质量流量 33.032
.15150
00===
q Q q m ㎏/s 3) 压缩机实际输气量和理论输气量
实际输气量： 0198.00596.033.01
=⨯='=v q q m Vs （m 3/s ） 理论输气量： 0248.08
.00198
.0==
=
λ
Vs
Vh q q （m 3/s ） 4）单位功和指示功：
单位功：w 0=h 2s －h 1 ′= 427.28－404.86=22.42 （kJ/㎏） 指示功：025.288
.042
.220
==
=
i
i w w η （kJ/㎏） 因为：1
2h h w i '-= 所以： 89.432025.2886.4041
2=+=+'=i w h h （kJ/㎏）
5）理论功率和指示功率
理论功率：399.742.2233.000=⨯==w q P m （kW) 指示功率：25.98
.0399
.70
==
=i
i P P η（kW) 6）冷凝器热负荷：
766.60)75.24889.432(33.0)(42=-⨯=-==h h q q q Q m k m k (kW) 7) 制冷系数：
理论制冷系数：75.642.2232.151000===
w q ε 指示制冷系数：4.5025
.2832.1510===
i i w q ε
8）卡诺循环制冷系数和热力完善度 卡诺循环制冷系数：94.735
278
)2735()27340(273500==+-++=-=
T T T k c ε
热力完善度68.094
.74.5===
c i εεη 8．某单位现有一台106F 型制冷压缩机，欲用来配一座小型冷库，库温要求为tc=-10℃,水冷式冷凝器的冷却水温tw=30℃,试对循环进行热力计算。

已知压缩机参数：气缸直径D=100mm,行程S=70mm,气缸Z=6，转速n=1440r/min ，蒸发器传热温差Δt 0=10℃，冷凝器传热温差Δt k =5℃，制冷工质为氨，蒸发器出口的过热度为5℃，管路过热为5℃，液体过冷温度为32℃，压缩机的输气系数λ=0.6，指示效率ηi=0.65,机械效率ηm=0.9。

解：（1）确定循环参数画出循环压焓图
20101000-=--=∆-=t t t c ℃；35530=+=∆+=k w k t t t ℃ 32=g t ℃ 蒸发器出口温度：155201-=+-=t ℃；
压缩机进口温度：10515511
-=+-=+='t t ℃
查出各点参数如下表：
（2）循环热力计算
1）单位制冷量和单位容积制冷量
510h h q -==1448.56－348.48=1100.08（kJ/㎏）
66.1684653
.008.110010=='=
v q q v (kJ/m 3) 2)单位理论功：w 0=h 2s －h 1 ′= 1767.94－1460.53=307.41 （kJ/㎏）
3）单位指示功：94.47265
.041
.3070
==
=
i
i w w η（kJ/㎏） 因为：1
2h h w i '-= 所以： 47.193394.47253.14601
2=+=+'=i w h h （kJ/㎏） 4）单位轴功：49.5259
.094
.472==
=m
i
e w w η（kJ/㎏） 5）制冷系数
58.341
.30708.1100000===
w q ε e
e w q 0
=
ε=1100.08÷525.49=2.09 6)热力完善度 6.455
253
)27320()27335(2732000==+--++-=-=
T T T k c ε
45.06
.409.2===
c e εεη 7）理论输气量和实际输气量
理论输气量：079.060
1440
607.01.04
422=⨯
⨯⨯⨯=
=
π
π
SZn D q Vh （m 3/s ） 实际输气量：0474.06.0079.0=⨯==λVh Vs q q （m 3/s ） 8）制冷剂质量流量：0726.0653
.00474
.01=='=
v q q Vs m (㎏/s) 9)制冷机制冷量：866.7908.11000726.000=⨯==q q Q m （kW ） 10）压缩机功率
理论功率：32.2241.3070726.000=⨯==w q P m （kW ） 指示功率：34.3494.4720726.0=⨯==i m i w q P （kW ） 轴功率：15.3849.5250726.0=⨯==e m e w q P （kW ） 11）冷凝器热负荷：
07.115)48.34847.1933(0726.0)(42=-⨯=-==h h q q q Q m k m k （kW ）
主要工作参数的确定
1．蒸发温度0t 的确定
蒸发温度主要取决于被冷却环境或介质所要求的温度。

在间接冷却系统中，蒸发温度一般采用比载冷剂温度低5℃；在直接冷却系统中，蒸发温度一般比库房温度低10℃左右。

目前，为减少干耗，有降低温差的趋势。

2．冷凝温度k t 的确定
冷凝温度主要取决于冷凝器的型式、冷却方式和冷却介质的温度，以及制冷压缩机允 许的排气温度和压力。

按原规范规定，R22和R717为制冷剂时，一般冷凝温度不超过40℃，R12为制冷剂时，冷凝温度可以允许高达50℃，但一般应控制在45℃以下。

目前，在重新制定的规范中，压缩机允许使用的冷凝温度有所提高，见表4—1，如氨压缩机的冷凝温度可达46℃。

当冷凝器型式及冷却方式确定后，冷凝温度k t 主要取决于冷却介质的温度。

(1)立式、卧式、淋浇式冷凝器冷凝温度k t ，的确定 这三种冷凝器的冷却介质主要为 冷却水，常以下式确定冷凝温度 t t t t k ∆++=
2
2
1 式中，k t 为冷凝温度(℃)；1t 为冷凝器进水温度(℃)；2t 为冷凝器出水温度(℃)，立式冷凝器)3~5.1(12+=t t ℃，卧式冷凝器)6~4(12+=t t ，淋浇式冷凝器)3~2(12+=t t ℃ 一般情况下，1t ≥30℃时取较小值，1t ≤20℃时取较大值；Δt 为温差，水冷式氨制冷系统中，Δt 一般取5～7℃；氟系统中，Δt 取7～8℃；k t 高时取小值，k t 低时取大值。

(2)蒸发式冷凝器k t 的确定 在蒸发式冷凝器中，蒸发管润湿表面的水分蒸发而引起的换热约占全部换热量的80％左右，因此水分蒸发的快慢直接与冷凝温度有关。

在一定风速下，水分蒸发速度取决于室外空气的相对湿度，因此，以湿球温度为基准，考虑适当温差而确定k t ，其计算式为
)10~5(+=s k t t ℃
式中，s t 为与室外计算温度相对应的夏季湿球温度(℃)。

热湿地区不宜采用蒸发式冷凝器。

(3)空气冷却式冷凝器k t 的确定 空冷式(或称风冷式)冷凝器是以空气为冷却介质的
冷凝器。

制冷剂在冷却管内流动，而空气则在管外掠过，吸收冷却管内制冷剂热量把它散发于周围大气中。

为了加强空气侧的传热性能，通常都在管外加肋片(也称散热片)，增加空气侧的传热面积。

同时，采用通风机来加速空气流动，增加空气例的传热效果。

空冷式冷凝器的最大特点是不需要冷却水，因此特别适用于供水困难的地区。

近年来中小型氟利昂制冷系统采用空冷式冷凝器比较多。

空冷式冷凝器冷凝温度一般比夏季通风室外计算温度高8～12℃。

3．中间冷却温度m t 的确定
中间冷却温度是由中间压力所决定的，它与双级压缩机的低压级气缸容积和高压级气缸容积之比以及蒸发温度、冷凝温度有关。

两级压缩所消耗的总功率最小时的中间温度和中间压力称为最佳中间温度m t 和最佳中间压力m p 。

最佳中间温度可用下述方法求得 1)由理想中间压力确定 0p p p k m =
式中，m p 为中间压力；0p 、k p ，分别是蒸发压力和冷凝压力，以绝对压力计。

求得m p 后，选几个中间压力，分别进行计算求出制冷系数增大对应的中间压力（温度）即为最佳中间温度。

2)利用拉赛经验公式确定。

在温度范围为+40～-40℃以内的氨制冷系统中，可用拉赛经验公式确定最佳中间温度，计算式为
36.04.00++=t t t k m ℃
3）当压缩机确定时，采用容积比插入法求中间温度。

4．吸气温度x t 的确定
吸气温度主要受下列几个方面因素影响： 1)由于吸入管受周围气温的影响，压缩机吸入气体的温度较蒸发温度都有不同程度的提高(过热)，其幅度随吸入管道的长短和环境温度的高低以及蒸发温度的高低而不同。

2)与制冷系统供液方式有关。

在氨泵供液系统中，从冷却设备至低压循环桶的回气管内为气液两相流体，正常情况下不会产生过热，只在低压循环桶至压缩机的吸入管上才产生过热。

在氨重力供液系统中，冷却设备至氨液分离器的回气管内可能会出现过热。

3)直接膨胀供液对管道过热的要求。

在氟利昂制冷系统中，大多采用内平衡热力膨胀阀，膨胀阀靠回气过热度调节其流量，因此，要求回气管有适当的过热度。

一般应有5℃以上过热度。

外平衡热力膨胀阀要求过热度可小些。

氨压缩机的允许吸气温度，一般情况下可参照表确定。

氟利昂系统单级系统的吸气温度不应超过15℃；双级系统低压机吸气温度可采用比蒸发温度高30～40℃，高压机吸气温度不超过15℃。

5．排气温度的确定
排气温度取决于制冷剂的蒸发压力、冷凝压力以及吸人气体的于度和缸套冷却介质温 度。

排气温度与排气压力和吸人压力之比成正比，同吸气温度过热度也成正比。

压力比越
大，吸气过热度越大，则排气温度就越高。

排气温度还与压缩机的性能和操作有关，且与运行工况的变化有直接关系。

通常氨压 缩机排气温度应＜150℃，正常运行时一般在100～130℃之间。

6．过冷温度g t 的确定
制冷剂液体在冷凝压力下冷却到低于冷凝温度的温度称为过冷温度。

氨系统过冷温度比过冷器进水温度高3℃；对于双级系统，过冷温度比中间温度高3～5℃。

9.某空调系统的单位时间热量为70kW ，使用工质为R22，已知空调所需的冷冻水温度为7℃，当地冷却水温度为30℃，试为该空调系统选配制冷机器和设备。

解：（1）确定循环参数，画出循环压焓图
蒸发温度： 25700=-=∆-=t t t c ℃（参照上面工作参数的确定） 冷却水出水温度：34430)6~4(12=+=+=t t ℃ 冷凝温度：3972
34
30)8~7(221=++=++=
t t t k ℃（参照上面工作参数的确定） 过冷温度：取36=g t ℃； 吸气温度：75250=+=+=t t x ℃
指示效率：88.020025.0273
39273200=⨯+++=+=
bt T T k i η 式中：氨b=0.001；氟b=0.0025 机械效率取：9.0=m η 查出各状态点参数：
(2)循环热力计算
1）单位制冷量和单位容积制冷量
510h h q -==406.09－244.41=161.68（kJ/㎏）
78.3514046
.068.16110=='=
v q q v (kJ/m 3) 2)单位理论功：w 0=h 2s －h 1 ′= 436.03－409.78=26.25 （kJ/㎏） 3）单位指示功：83.2988
.025
.260
==
=
i
i w w η（kJ/㎏） 因为：1
2h h w i '-= 所以： =+'=i w h h 1
2409.78+29.83=439.61（kJ/㎏） 4）单位轴功：14.339
.083
.29==
=m
i
e w w η（kJ/㎏） 5）制冷系数
16.625
.2668.161000===
w q ε e
e w q 0
=
ε=161.68÷33.14=4.88 6)热力完善度 89.637
255
)2732()27339(273200==+-++=-=
T T T k c ε
71.089
.688.4===
c e εεη 7）制冷剂质量流量433.068
.16170
00===
q Q q m （㎏/s ） 8）压缩机实际输气量和理论输气量
实际输气量： 0199.0046.0433.01
=⨯='=v q q m Vs （m 3/s ） =⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡-⎪⎭⎫ ⎝⎛-=⎥⎥⎥⎦
⎤⎢⎢⎢⎣⎡-⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-=1308.5965.1485.094.01085.094.085
.018.11
0p p k λ0.82
理论输气量：0243.082
.00199
.0==
=
λ
Vs
Vh q q （m 3/s ）
每小时理论输气量=0.0243×3600=87.48m 3/h
选择压缩机：210AC 压缩机（见烟台冷冻机厂样本）：2个气缸，气缸直径100mm ,活塞行程100mm ，转速960r/min ，轴功率14.5Kw ,理论活塞排量91m 3/h ＞87.48 m 3/h 。

9）压缩机功率
理论功率：366.1125.26433.000=⨯==w q P m （kW ） 指示功率：916.1283.29433.0=⨯==i m i w q P （kW ） 轴功率：35.1414.33433.0=⨯==e m e w q P （kW ）
实际压缩机轴功率=14.5kW ＞14.35kW=计算功率（选型合理） 11）冷凝器热负荷：
52.84)41.24461.439(433.0)(42=-⨯=-==h h q q q Q m k m k （kW ）。