单级蒸气压缩制冷理论循环

1、2 单级蒸气压缩制冷理论循环2.1 单级蒸气压缩制冷机的基本组成 2.2 理论循环及其工作过程 2.3 理论循环的热力计算2.1单级蒸气压缩制冷机的基本组成 单级蒸气压缩制冷机是指制冷剂蒸气由蒸发压力经过一次压缩，压力即升高到冷凝压力的制冷机。 单级蒸气压缩制冷机由以下四个基本部件所组成，其系统流程见图2-3 所示。 1)压缩机其作用是压缩并输送制冷剂蒸气；将低压制冷剂蒸气从蒸发器中抽出，升压后送入冷凝器，使制冷剂能在常温下凝结成液体。 2)冷凝器其作用是高压制冷剂蒸气与高温热源进行热交换，使制冷剂凝结成液体。冷凝器是放出热量的设备。 3)节流机构其作用是将制冷剂降压并调节制冷剂的循环流量。由

2、于节流机构的作用，制冷剂压力由冷凝压力下降到蒸发压力，维持冷凝和蒸发所需的压力条件；并使制冷剂流量受到限制，与压缩机输气量相平衡。 4)蒸发器在其中制冷剂液体气化成为蒸气，其作用是将低压制冷剂液体与低温热源进行热交换。蒸发器是吸收热量，为被冷却对象提供冷量的设备。 这四个部件是蒸气压缩制冷机的基本部件，缺其中任何一个制冷机都不能正常工作。 图2-3单级蒸气压缩制冷机基本组成 2.2 理论循环及其工作过程 1）理论条件 2）循环在lgp- -h图及T- -s图上的表示 3）理论循环的工作过程 4）理论循环的热力计算 理论条件 理论循环是在理论条件下构造出的模型，这些理论条件是： 1)制冷剂的冷凝

3、温度等于高温热源的温度，蒸发温度等于低温热源的温度，且冷凝温度与蒸发温度恒定不变。 2)在制冷系统中，除节流膨胀产生压力降外，无任何其他流动阻力损失。 3)压缩过程为等熵过程。 4)在节流过程中，流速变化可以忽略不计。 5)除换热设备外，与外界无任何热交换。 6)制冷剂是纯净的。 循环在lgp-h图及T-s图上的表示 单级蒸气压缩制冷理论循环在lgp-h图及T-s图上的表示见图2-4。其冷凝温度和蒸发温度分别为tk和t0 ，冷凝压力和蒸发压力分别为pk和p0 。 在压焓图上，0点是饱和蒸气，02是过0点的等熵线与等压线的交点，23是等压线，34节流过程，认为焓值不变，但该过程是一个不可逆过程，

4、所以用虚线表示，沿等焓线画出。 在温熵图上，0点是饱和蒸气，02是等熵线；2点是过热蒸气（高压排气温度），3点冷凝温度，压力处在饱和液体线上；4点四处于平均状态，一部分四饱和液体，一部分是闪发蒸气，可用干度表示；3-4是非等熵过程，用虚线表示。 图2-4 单级蒸气压缩制冷理论循环 a)lgp-h图 b)T-s图理论循环的工作过程 在分析制冷循环时，一定要符合热力学第一定律，对于在控制容积内工质的状态变化有： 式中：q-热量(kJ/kg)； h-比焓(kJ/kg)； c-流速(m/s)； w-比功(kJ/kg)。 w前的负号表示外界向系统输入功。wchq22压缩过程0-2 0-2表示制冷剂在压缩

5、机中的压缩过程，对于理论循环为等熵过程，点 0为吸入的低压饱和蒸气状态点，点2为排出的过热蒸气状态点。因： 、q=0、故： ，w0=h2-h0w0称为单位理论功，在T-s图上用面积0-2-3-c-b-4-0表示，在lgp-h图上为线段a-b的长度。0c0swh 冷凝过程2-3 此过程由两段组成，压缩机排出的制冷剂过热蒸气进入冷凝器后，首先被冷却成饱和蒸气，即过程2-3 ，此时存在传热温差；然后饱和蒸气被冷凝成饱和液体，即过程3-3 ，此凝结过程无传热温差；制冷剂压力不变，始终是与Tk对应的饱和压力pk。因： w=0、 故： ，qk=h2-h3 qk称为单位冷凝负荷，在T-s图上用面积a-2-3

6、-c-a表示，在lgp-h图上以线段2-3的长度表示。 hq0c节流过程3-4 制冷剂在节流过程中，温度由tk下降至t0，压力由pk下降至p0，焓值基本不变，节流后制冷剂状态进入湿蒸气区，根据理论循环的假定近似有： w=0、 、 q=0故： ，h4=h3即这一过程的起点和终点处于同一等焓线上。 0c0h蒸发过程4-0 在此过程中，制冷剂在t0、p0保持不变的情况下气化，吸收气化潜热，而所吸收的热量来自被冷却对象。因：w=0、故： ，q0=h0-h4=h0-h3q0称为单位制冷量，在T-s图上用面积0-4-b-a-0表示，在lgp-h图上以线段0-4的长度表示。0chq2.3 理论循环的热力计算

7、 为了说明循环的性能，可通过对循环各点的状态参数进行计算来得出性能指标，这样的计算即为热计算。 1)单位制冷量q0又称单位质量制冷量，其定义为单位质量的制冷剂在一次循环中所制取的冷量。q0=h0-h4=h0-h3 (kJ/kg) 单位制冷量也可表示为气化潜热r0和节流后的干度x 4的关系：q 0=r 0 (1-x 4)由上式可知，制冷剂的气化潜热越大，节流后的干度越小，即节流后形成的蒸气越少，循环的单位制冷量越大。 2)单位容积制冷量qv定义为按吸入状态计压缩机每吸入单位容积的制冷剂蒸气所能获得的制冷量。qv=q0/v0=(h0-h3)/v0 (kJ/m3) 3)单位理论功w0w0表示在理论循

8、环中制冷压缩机每压缩并输送单位质量制冷剂蒸气所消耗的功。由于在节流过程中w=0，因此，压缩机所消耗的单位理论功即为循环的单位理论功：w0=h2-h0 (kJ/kg) 4)单位冷凝负荷qk指单位质量制冷剂在一次循环中向高温热源放出 (即在冷凝器中放出) 的热量，它包括显热和潜热两部分：qk=(h2-h3)+(h3-h3)=h2-h3 (kJ/kg)根据热力学第一定律，有：qk=q0+w0 5)制冷系数0制冷系数的物理意义为：在循环中，每消耗单位功可获得的制冷量。其定义式为：0=q0/w0对于理论循环： 0=q0/w0 =(h0-h3)/(h2-h0)制冷系数是制冷循环的一个重要指标。在给定冷凝温

9、度和蒸发温度的条件下，制冷系数越大，就表示循环的经济性越好。由于q0和w0都随循环的工作温度而变，当冷凝温度越高、蒸发温度越低，制冷系数就越小。 6)热力完善度热力完善度的定义为：=/c 对于理论循环，有： =0/c=(h0-h3)(Tk-h0)/(h2-h0)T0 c是工作在T0和Tk之间的逆卡诺循环的制冷系数。制冷系数和热力完善度都是用来评价循环经济性的指标，但它们的物理意义不同，制冷系数随循环的工作温度变化而变，用来比较相同热源温度下循环的优劣。热力完善度则表示循环接近可逆循环的程度，可以用来评价不同种类、不同热源温度下的循环。例2-2(或作业) 单级蒸气压缩制冷理论循环，制冷剂为R22

10、，冷凝温度tk=30、蒸发温度t0= -15，进行热力计算。解：1. 将循环表示在lgp-h图上，见图2-4。 2. 各关节点的参数点号t ()p (bar)h (kJ/kg)s (kJ/kgK)v (m3/kg)0-152.9570399.5461.775410.077625253.511.919434.48733011.919236.664 3. 计算 1) 单位制冷量：q0=h0-h4=h0-h3=399.546-236.664=162.882 (kJ/kg) 2) 单位容积制冷量： qv=q0/v0=(h0-h3)/v0=162.882/0.077625=2098.32 (kJ/m3)

11、 3) 单位理论功： w0=h2-h0=434.487-399.546=34.941 (kJ/kg) 4) 单位冷凝负荷：qk=h2-h3=434.487-236.664=197.823 (kJ/kg) 5) 制冷系数： 0=q0/w0=162.882/34.941=4.66163 6) 热力完善度： =0/c=0(Tk-T0)/T0=4.66163(30+15)/(273.15-15)=0.812602 2.3.1 概述 单级压缩制冷理论循环是蒸气压缩式制冷机最基本、最简单的循环。在工程实际中，为了改善循环的运行性能，可对影响循环性能的主要因素进行考虑，从而对理论循环进行修正。这些修正主要有

12、：节流前液体过冷、吸入蒸气过热、采用回热等。在讨论这些循环时，对于理论循环所用的理想条件，仅对修正所涉及的部分条件进行修正，其它部分仍按理论循环的理想条件进行分析。 2.3.2 过冷循环分析理论循环的lgp-h图，可以发现，当液体制冷剂节流后产生的闪发蒸气越少，循环的单位制冷量就越大。进一步分析理论循环的lgp-h图还可以发现，如能进一步降低液体制冷剂节流前的温度，即可减小节流后制冷剂的干度。使节液前制冷剂的温度低于冷凝温度称为液体过冷，简称过冷。具有过冷的循环称为过冷循环。 图2-5 为过冷循环在lgp-h图和t-s图上的表示，图中3-3为液体制冷剂的过冷过程，3-4为节液过程，其余过程与理

13、论循环相同。图中0-2-3-4-0为过冷循环，而0-2-3-4-0 为与之对照的理论循环。图2-5 过冷循环 与理论循环相比，过冷循环的性能变化及其计算如下。节流前液体温度：t3t3 液体过冷度： tsc=t3-t3 () 单位制冷量：q0sc=h0-h3q0=h0-h3 (kJ/kg) 单位制冷量的增加值：q0sc=h3-h3 (kJ/kg) 单位容积制冷量：qvsc=q0sc/v0qv=q0/v0(kJ/m3)单位容积制冷量增加值：qvsc=(h3-h3)/v0(kJ/m3)单位功：w0sc=h2-h0=w0 (kJ/kg)单位冷凝负荷：qksc=(h2-h3)qk=(h2-h3) (kJ

14、/kg) 单位过冷负荷:qsc=h3-h3 (kJ/kg) 制冷系数:sc=(q0+qsc)/w00=q0/w0即： sc=(h0-h3)/(h2-h0) =(h0-h3)/(h2-h0)+(h3-h3)/(h2-h0) =0+sc制冷系数的增量可表示为：sc=Cltsc/w0式中：Cl液体制冷剂的平均比热(kJ/(kg)。由此可知，采用液体过冷后可使循环的制冷系数提高，过冷度越大，制冷系数的增量也越大。实现液体过冷有二条途径，其一是增设过冷器，其二是在冷凝器中过冷。如采用过冷器实现过冷，需增加设备、需要温度低于冷凝温度的冷却介质、还要消耗一定的机械功来输送冷却介质。因此，用这种途径实现液体过

15、冷，热力完善度和技术经济指标不一定能提高。此时，应进行技术经济分析，来确定是否采用过冷以及过冷度的大小。 在冷凝器中也可以实现液体过冷。在工程中，常使冷凝器最下面的部分充满制冷剂，使制冷剂液体有一定过冷度。当然，在此时冷却介质进入冷凝器的温度必须低于冷凝温度，循环的条件与理论循环的条件存在偏差。 2.3.3 过热循环 吸入蒸气过热 在压缩机吸入之前制冷剂蒸气的温度高于吸入压力所对应的制冷剂饱和温度，称为吸入蒸气过热，简称过热。具有过热的循环称为过热循环。 图2-6 为过热循环在lgp-h图及T-s图上的表示。图中1-2-3-4-0-1为过热循环，其中0-1为吸入蒸气的过热过程，其余各过程与理论

16、循环的对应过程相同。图中的0-2-3-4-0 为与之对照的理论循环。 压缩机吸入温度与蒸发温度之差称为过热度：tsh=t1-t0 () 当过热发生在被冷却空间内部，即制冷剂蒸气过热所吸收的热量来自被冷却空间或被冷却物体时，产生了有用的制冷效果，称为有效过热。如过热发生在被冷却空间之外，即过热时制冷剂蒸气所吸收的热量来自环境，没有产生制冷效果，称为无效过热。有效过热和无效过热对循环性能产生的影响不同。图2-6 过热循环 无效过热对循环性能的影响 无效过热时，过热循环与理论循环相比，性能变化如下。 吸气温度： t1=t1+tsht0 排气温度： t2t2 吸气比容： v1v0 单位制冷量： q0s

17、h=h0-h3=q0 (kJ/kg) 单位容积制冷量： qv=q0sh/v1q0/v0 (kJ/m3) 单位理论功： w0sh=h2-h1w0=h1-h0 (kJ/kg) 单位冷凝负荷：qksh=h2-h3qk=h2-h3 制冷系数： sh=q0sh/w0sh0=q0/w0 由此可见，当过热为无效过热时，对循环性能是不利的。且单位容积制冷量的减小意味着对于一台给定的压缩机，制冷量将减小。因此，应尽可能减小无效过热。但在工程实际中，或多或少存在无效过热，不可能完全避免。有效过热对循环性能的影响 如过热为有效过热，则循环性能变化如下所述，当然此时循环偏离了理论循环中被冷却物体温度等于蒸发温度这一理

18、想条件。在循环性能中吸气温度、排气温度、 单位理论功、单位冷凝负荷的变化同无效过热时完全一样。 单位制冷量： q0sh=h1-h3q0=h0-h3 (kJ/kg) 单位制冷量的增加量： q0sh=h1-h0 (kJ/kg) 由于吸气比容和单位制冷量均增大，单位容积制冷量的变化不能直接判断： qv=q0sh/v1=(q0+q0sh)/(v0+vsh) (kJ/m3) 由于单位制冷量与单位理论功均增大，制冷系数的变化也不能直接判断： sh=q0sh/w0sh=(h0-h4)+(h0-h0)/(w0+w0) =(q0sh+q0sh)/(w0+w0) 有效过热时，单位容积制冷量与制冷系数随过热度的变化

19、而变，其变化关系与制冷剂的种类有关。对一些制冷剂，随过热度的增加，单位容积制冷量与制冷系数均增大。而另一些制冷剂，随过热度的增加，单位容积制冷量与制冷系数均减小。这一点与下面要讨论的回热循环完全一样。 由于无效过热对循环性能有不利影响，且蒸发温度越低，其不利影响也越显著，所以在工程实际中，常采用一部分有效过热来减小无效过热的影响。 在工程实际中，是否采用过热不仅要考虑对循环性能的影响，还要考虑压缩机是否会吸入湿蒸气、压缩机输气系数随过热度的变化而变、压缩机内的润滑油是否会冻结等多个因素。因此，通常希望吸入蒸气有一定过热度，以使吸气中可能夹带的液滴气化，避免压缩机液击；使压缩机机体温度不太低，避

20、免润滑油冻结；同时使压缩机的输气系数也有所提高。对吸入蒸气过热度大小的限制主要取决于排气温度。 吸入蒸气过热度对压缩机输气系数的影响，可参考制冷压缩机的有关教材。吸入蒸气过热度对整台制冷机性能的影响，可将单位容积制冷量与制冷系数的变化，代入到下节要讨论的制冷机性能中，即得出结论。 2.3.4 回热循环 回热 使节流前的制冷剂液体与离开蒸发器的制冷剂蒸气进行热交换，在液体过冷的同时使蒸气过热，这种方法称为回热。具有回热的循环称为回热循环，进行回热热交换的设备称为回热器。 图2-7为回热循环制冷机的系统流程图。离开冷凝器的制冷剂液体在回热器中被低压制冷蒸气所冷却，成为过冷液体再进行节流。由蒸发器出

21、来的制冷剂蒸气被高压制冷剂液体加热后，成为有较大过热度的过热蒸气，再被压缩机吸入。 图2-8为回热循环在lgp-h图及T-s图上的表示，图中1-2为低压蒸气在回热器中的加热过程，3-3为高压液体在回热器中的冷却过程。 图2-7 应用回热循环的制冷机 图2-8 回热循环 回热循环的性能 在忽略回热器与环境之间热交换的条件下，液体过冷所放出的热量等于蒸气过热所吸收的热量，即：h3-h3=h1-hsh=qr 或写成： Cl(t3-t3)=Cpv(t1-t0)式中：Cpv制冷剂蒸气的平均定压比热(kJ/kg)。 过热度和过冷度分别为：tsh=t1-t0 tsc (t3-t3) 由于：ClCpv，所以：

22、tshtsc过冷后液体的温度：t3=tk-Cpvtsh/Cl由热力学第二定律，总是有：t3t0与相同冷凝温度和蒸发温度的理论循环相比，回热循环的性能变化可进行如下分析。 单位制冷量：q0r=h0-h0=h1-h3q0 (kJ/kg) 单位容积制冷量： qvr=q0r/v1 (kJ/m3) 单位理论功： w0r=h2-h1w0=h2-h0 (kJ/kg) 单位冷凝负荷：qkr=h2-h3qk=h2-h3 (kJ/kg) 制冷系数： r=q0r/w0r 可以看出，回热循环相对于理论循环的性能变化与有效过热的过热循环是完全一样的。过热所吸收的热量转化成制冷量，使单位制冷量增大，其增量为：q0r=h3

23、-h3=h1-hsh=Cpvtsh (kJ/kg) 单位理论功也增大了，增量为：w0r=w0r-w0=(h2-h1)-(h2-h0) (kJ/kg) 吸入比容同时增大：vl=v0+v0tsh/T0 (kg/m3)由于单位制冷量和单位理论功可近似的表示为：q0r=q0+Cpvtsh (kJ/kg)w0r=w0T1/T0=w0+w0tsh/T0 (kJ/kg)于是，单位容积制冷量和制冷系数可近似地表示为： 可知回热循环的单位容积制冷量和制冷系数相对于理论循环的变化程度是一样的，欲使其数值大于或等于理论循环，其条件是：1+Cpvtsh/q01+tsh/T0即: CpvT0q0 对于一定的蒸发温度T0

24、来说，这一条件取决于制冷剂的物性。凡是满足这一条件的制冷剂，如R12、 R290、R502、R744等，采用回热后单位容积制冷量和制冷系数均增大，在实际应用中可采用回热。对于不满足上述条件的制冷剂，如R717等，在实际应用中不应采用回热。必须指出，此结论在近似分析的基础上得出的。 00101011)1 (TtqtCqtvtCqvqqshshpvvshshpvrvr00000000011)1 (TtqtCTtwtCqwwqqshshpvvshshpvrr是否采用回热应考虑的其他因素是否采用回热应考虑的其他因素 在工程实际应用中是否采用回热，除了上述判别式外，还应考虑以下因素，这些因素均属于实际循

25、环范围。 1)压缩终温由于采用回热后，压缩机吸气温度上升，必然导致压缩终温升高，选用回热时须考虑过热度tsh不要过大，以使压缩终温低于制冷剂的允许使用温度。 2)压缩机的容积效率对于容积式压缩机特别是小型全封闭容积式压缩机，随吸气过热度的增大，其容积效率有所增大。在这种情况下，对于CpvT0q0的制冷剂，如R22等也可以采用回热，但过热度不能过大。 3)等熵压缩后制冷剂的状态有些制冷剂，如R113、R114、RC318 等，在温熵图上饱和蒸气线为由右上至左下倾斜的曲线，当压缩机吸入饱和蒸气时，其等熵压缩过程线将进入湿蒸气区，因此必须采用回热循环。 4)压缩机本身的温度当蒸发温度很低时,如压缩机

26、吸入饱和蒸气，会使压缩机中的润滑油冻结。 5)节流前制冷剂液体的过冷度回热使制冷剂液体有一些过冷度，使制冷剂在节流前不致于气化，有利于节流机构的稳定。 6)流动阻力由于低压蒸气流经回热器时有较大的流动阻力，从而增大了压缩比，使压缩功增大。 在工程实际中应权衡上述各因素，具体分析后做出决定。 2.4 单级压缩制冷实际循环与制冷机的热力计算 2.4.1 实际循环 2.4.2 实际循环与制冷机的性能计算 2.4.3 能量平衡与几个术语2.4.1 实际循环 实际的制冷机工作时，各种实际因素对制冷机的工作均有影响。这些影响使得实际制冷机工作循环不再是理论循环，而是实际循环。 实际循环与理论循环的区别 1

27、)压缩非等熵实际压缩过程并非等熵过程，在压缩过程的开始阶段，制冷剂蒸气温度低于压缩腔温度，蒸气吸收热量；当压缩过程接近终了时，制冷剂温度高于压缩腔温度，蒸气放出热量；因此，实际压缩过程不是一个理想过程，而是一个过程指数不断变化的多变过程。此外，蒸气在压缩机内部有流动阻力、压缩机存在机械摩擦、存在内部泄漏，所以还有机械损失。 2)传热有温差且集态改变非等温在冷凝器是，冷却介质的温度须低于冷凝温度；在蒸发器中，被冷却物体的温度须低于蒸发温度；而且制冷剂在冷凝器和蒸发器中流动存在阻力，使制冷剂的冷凝和蒸发过程并非等压过程，故饱和温度会有有所变化。同时制冷剂与冷却介质和被冷却物体之间的换热也并非恒温差

28、换热。 3)流动有阻力制冷剂流过换热器、管路和除节流机构外的其他设备时均存在摩擦损失，使压缩机吸气压力低于蒸发压力，排气压力低于冷凝压力，摩擦产生的热量又减小了制冷量。 4)存在杂散热交换损失制冷剂在流过节流机构与蒸发器之间的管路、节流机构、蒸发器与压缩机之间的管路时，其温度较外界低，热量会从环境传到制冷剂中，使制冷量减小。 5)存在不凝性气体实际制冷机中或多或少存在有空气等在常温下不可能凝结的气体，减小制冷剂与冷凝器换热面的接触，使冷凝压力升高。 实际循环 图2-9为实际循环在T-s图及lgp-h图上的表示。图中5-1为蒸发过程，压力逐步降低，饱和温度也逐步下降；1-1a 是在蒸发器至压缩机

29、之间的管道以及在压缩机吸气道内的加热过程，压力降低，温度上升；1a-2a为压缩过程；2a-c 为在压缩机排气道内以及压缩机至冷凝器之间的管道内的冷却过程，压力与温度均下降；c-4为冷凝过程，压力与饱和温度均有所下降，但下降幅度小于蒸发过程；4-5为节流过程，漏热使焓值有所上升，流速增大又使焓值有所下降，在分析循环时可认为焓值基本不变。 由于实际循环的每一个过程均非准静态过程，无法在T-s图及lgp-h图上准确描述，图示只是近似的。 图2-9 实际循环 简化的实际循环 由于实际循环如此复杂，以致于无法定量描述和计算，在工程上对实际循环作了如下简化。 1)以压缩机的排气压力 (压缩机机体排气阀处的

30、压力) 作为冷凝压力，以压缩机的吸气压力 (压缩机机体吸气阀处的压力) 作为蒸发压力，同时认为冷凝温度和蒸发温度为定值 (在应用非共沸混合制冷剂的循环中仅与浓度变化有关) 。 2)将压缩过程简化，先用等熵过程计算后再用效率修正。 3)仍认为节流前后制冷剂焓值不变。 4)压缩机吸气过热和节流前制冷剂液体过冷均在等压条件下进行，过热和过冷可单独或同时存在，同时存在时不一定由回热得到。 5)不考虑不凝性气体的影响。经过这样的简化，实际循环如图2-10所示。其中1-2为等熵压缩过程，1-2a为修正得出的实际压缩过程。 经过这样的简化后，循环可利用lgp-h图进行计算，由此简化而产生的误差并不大。 图2

31、-10 简化的实际循环 2.4.2(1)实际循环的性能计算 压缩比：a=pkp0 如过热为有效过热或由回热产生，单位制冷量为：q0a=h1-h3 (kJ/kg)如为无效过热，则：q0a=h0-h3 (kJ/kg) 单位容积制冷量： qva=q0a/v1 (kJ/m3) 单位理论功： w0=h2-h1 (kJ/kg)以上三步计算与理论循环一样。 单位容积理论功： wv=w0/v1 (kJ/m3) 单位指示功： wi=w0/i (kJ/kg)式中：i指示效率，由压缩机计算得出。排气状态点由冷凝压力pk和2a点的焓值h2a得出： h2a=h1 +wi=h1+(h2-h1)/i (kJ/kg) 如无回

32、热器，单位冷凝负荷：qka=h2a-h3 (kJ/kg)如有回热器，则单位回热负荷与单位冷凝负荷分别为： qra=h1-h0 qka=h2a-h3 (kJ/kg) 制冷系数： 0a=q0a/w0 ia=q0a/wi 2.4.2(2)制冷机的性能计算 制冷机性能计算时，有两种给定条件。第一种是给定制冷机的制冷量，此时先计算以下三步。 制冷剂质量循环量：m=Q0/q0 (kg/s)式中：Q0-制冷机的制冷量(kW)。 压缩机实际输气量： Va=mv1=Q0v1/q0=Q0/qv (m3/s) 压缩机理论输气量： Vh=Va/=Q0/(qv) (m3/s)式中：-输气系数，由压缩机计算得出。 第二种是给定压缩机理论输气量，此时： Va=Vh (m3/s)m=Va/v1 (kg/s) Q0=mq0=q0Va/v1=qvv0 (kW) 在工程实际中，通常先按第一种条件计算所需压缩机的理论输气量，选定压缩机型号后，再按第二种条件计算所选定压缩机的制冷量。 压缩机理论功率： N0=mw0 (kW) 压缩机指示功率： Ni=N0/i=mw0/i (kW) 压缩机轴功率： Ns=Ni/m=N0/(im) (kW)式中：m -机械效率，由压缩机计算得出。 压缩机电机输入功率：Ne=Ns/mo=N0/(immo)=N0/