1.4　蒸气压缩式制冷的实际循环

1.4.1　带液体过冷的制冷循环

蒸气压缩式制冷的理论循环存在节流损失，还会产生一定量的闪发蒸气，使单位质量制冷量减少。为了弥补这种损失，在实际制冷循环中常常将冷凝器出口的制冷剂液体进行再次降温处理，再进入节流机构，使饱和液态制冷剂降温成为过冷液体，这种处理方法叫作液体过冷。

此时，液态制冷剂的温度低于冷凝压力下的饱和温度，这个温度称为过冷温度，用符号t_gl表示；而过冷温度与饱和温度的差值称为过冷度，用符号Δt_gl表示。带有液体过冷的制冷循环也称为过冷循环。

带液体过冷的制冷循环过程：

1→2：等熵压缩；

2→3：等压放热冷凝；

3→3'：等压传热，过冷处理；

3'→4'：等焓节流；

4'→1：等压吸热制冷。

从图1-12中可以看到，制冷剂节流后变为湿蒸气，而湿蒸气干度的大小，直接影响到单位质量制冷量的大小。理论制冷循环1→2→3→4→1，当采用液体过冷处理后，饱和液体点3继续放热冷却成为过冷液体点3'，然后再节流、蒸发制冷，过冷制冷循环为1→2→3→3'→4'→1。进入蒸发器的湿蒸气由理论循环的点4变为过冷循环的点4'，如图1-12所示，未过冷的节流点4，含闪发蒸气量多；而过冷后节流点4'，虽然还在湿蒸气区，但更靠近饱和液体线，即干度变小，闪发蒸气含量比前者减少了，单位质量制冷量增加。

对比两个制冷循环，如表1-3所示。

　　由上分析，在冷凝压力一定的情况下，若能进一步降低节流前液体的温度，使其处于低于冷凝温度的过冷液体状态，则可减少节流后产生的闪发蒸气量，增加单位质量制冷量，使制冷系数提高。因此应用液体过冷对改善循环的性能总是有利的，提高了制冷循环的经济性。

在实际制冷装置中，常采用以下措施来实现液体过冷：

①在冷凝器中过冷：设计选型时，适当增大冷凝器面积。

②采用过冷器过冷：冷凝器后装过冷器（或称再冷器），利用温度较低的冷却水首先通过串接于冷凝器后的过冷器，使制冷剂的温度进一步降低，实现液体过冷。常用于大型制冷装置，结构如图1-13所示。

③制冷系统中设置回热器，采用回热循环，用于氟利昂制冷系统。

液体过冷的制冷循环，单位质量制冷量增加了，循环的压缩比功并未增加，使过冷循环的制冷系数提高了。但是，采用液体过冷必须增加工程初投资和设备运行费用，因此在选用时应进行全面经济技术分析比较。通常，对于大型的氨制冷系统，且蒸发温度在-5℃以下多采用液体过冷，过冷度一般取3℃左右；对于空气调节用的制冷系统一般不单独设置过冷器，而是通过适当增加冷凝器的传热面积的方法，实现制冷剂在冷凝器内过冷。此外，在小型制冷系统中，尤其是氟利昂系统中，常常采用回热器实现液体过冷，这一点将在本节1.4.3带回热的制冷循环论述。

在带液体过冷的制冷循环热力计算中，液体过冷过程中每千克液体制冷剂放出的热量称为过冷负荷，计算如下：

q_gl=h₃-h_3'　　（kJ/kg）　　（1-16）

若采用增大冷凝器面积的方法进行过冷，该负荷应加到冷凝器负荷中；若采用过冷器，则单独计算，该值是过冷器的选型设计依据；若采用回热器，该值与回热器设计、运行调节有关。

1.4.2　带蒸气过热的制冷循环

在实际制冷循环中，来自蒸发器的低温低压蒸气，在通过蒸发器到制冷压缩机之间的吸气管路中，由于制冷剂温度低于环境温度，会在流动过程中吸收周围空气的热量而使蒸气温度升高，成为过热蒸气，使压缩机吸气温度和比容增大，这种情况称作蒸气过热。带有蒸气过热的制冷循环由于压缩机吸入过热蒸气，从而确保干压缩，因此可有效防止压缩机发生液击。

如图1-14所示，蒸气过热循环为1'→2'→3→4→1→1'。为便于比较，图中表示出了理论制冷循环1→2→3→4→1。压缩机吸入的气态制冷剂的温度高于蒸发压力下的饱和温度，这个温度称为过热温度（压缩机吸气温度），用符号t_gr表示；而制冷剂过热温度与其饱和蒸发温度的差值称为过热度，用符号Δt_gr表示。带有蒸气过热的制冷循环也称为过热循环。

带蒸气过热的制冷循环过程：

1'→2'：等熵压缩；

2'→3：等压放热冷凝；

3→4：等焓节流；

4→1：等压吸热制冷；

1→1'：等压传热，过热处理。

在实际制冷装置中，常采用以下措施来实现蒸气过热：

①选用蒸发器面积大于设计所需面积，多出的传热面积用于过热。由于制冷剂蒸气过热吸收的热量来自被冷却介质，可产生有用的制冷效果，因此称有效过热。如使用热力膨胀阀的氟利昂制冷系统（热力膨胀阀是利用过热度调节开启度的）。

②蒸发器与压缩机间的连接管道吸取外界环境热量而过热。由于制冷剂蒸气过热吸收的热量来自被冷却介质以外的其他物质，无制冷效果，因此称有害过热。这里应注意，有害过热由于吸收的热量不是被冷却物的，这部分热量不能计入制冷量中，对提高制冷系数没有帮助，但是，有害过热一样有助于解决压缩机干压缩问题，对制冷循环是有益的，不要因“有害”一词而否定其作用。

③系统中设置回热器。有害过热，但伴随有过冷循环。详见本节1.4.3。

带有蒸气过热后，制冷循环的运行变得安全可靠，但同时要也为此付出代价。如吸气温度升高造成排气温度大幅升高，导致压缩机内润滑油效率降低、冷凝器负担增加；增加设备及附属部件，使一次投资和运行费用增加；蒸气过热导致压缩机吸气比容增大，输出制冷剂质量流量减小；过热循环压缩机耗功增大，对制冷循环经济性产生不利影响等，还有制冷剂性质的制约过热度等因素，均要求我们在实现蒸气过热时，应从技术和经济两方面综合考虑，选择合适的方法和适度的过热度。一般氨制冷系统允许有一点过热度以防液击，但过热度不宜过大，允许吸气过热度如表1-4所示；氟利昂制冷系统一般吸气温度不超过15℃，但也不能过低。

1.4.3　带回热的制冷循环

在压缩机的吸气管路上设置一个回热器（气-液热交换器），使节流前的常温液体制冷剂与蒸发器出来的低温制冷剂蒸气进行热交换，这样不仅可以增加节流前的液体过冷度，提高单位质量制冷量，而且又能保证压缩机吸入具有一定过热度的蒸气，保证干压缩。这种循环称为回热循环。

回热循环过程如图1-15所示。来自蒸发器的低温气态制冷剂1，在进入压缩机前先经过回热器。在回热器中低温蒸气与来自冷凝器的饱和液3（或再冷液）进行热交换，低温蒸气1定压过热到状态1'，而温度较高的液体3被定压再冷却到状态3'。如图1-16所示，回热循环1'→2'→3→3'→4'→1→1'中，3→3'为液体的再冷却过程，1→1'为低压蒸气的过热过程。

带回热的制冷循环过程：

1'→2'：等熵压缩；

2'→3：等压放热冷凝；

3→3'：等压放热液体过冷；

3'→4'：等焓节流；

4'→1：等压吸热制冷；

1→1'：等压吸热蒸气过热。

根据稳定流动连续定理，流经回热器的液态制冷剂和气态制冷剂的质量流量相等。因此，在对外无热损失情况下，每千克液态制冷剂放出的热量应等于每千克气态制冷剂吸收的热量。也就是说，单位质量液态制冷剂放出的热量Δq₀（Δq₀=h₃-h_3'=h₄-h_4'）等于单位质量气态制冷剂所吸收的热量Δq_h（h_1'-h₁）。即回热器的单位热负荷：

q_h=h₃-h_3'=h_1'-h₁　　（kJ/kg）　　（1-17）

使用回热器的制冷循环，虽然单位质量制冷能力有所增加，但是，压缩机的耗功量也增加了Δw₀（因为等熵线不是平行线）。因此，回热式蒸气压缩式制冷循环的理论制冷系数是否提高，应具体分析。实际上这要取决于制冷剂的物理性质，其判别式为：

C_p0T₀>q₀　　（1-18）

式中　C_p0——蒸发温度t₀时制冷剂定压比热，kJ/（kg·K）；

T₀——蒸发温度，K；

q₀——单位质量制冷量，kJ/kg。

满足上式条件的制冷剂，采用回热循环后制冷系数可以提高，在实际制冷循环中可以采用回热循环。计算表明，回热循环一般对制冷剂氨不利，而对制冷剂如氟利昂R134a等是有利的，R22不明显。除此之外，不仅回热循环将提高压缩机的排气温度，还存在回热器中阻力损失使压缩比增大等不利因素，所以，实际制冷系统是否值得采用回热循环，应从多方面综合考虑。

在实际制冷装置中，常采用以下措施来实现回热循环：

①系统中设置回热器。

②吸气管与供液管绑扎。小型氟利昂制冷装置一般不单设回热器，而是将高压液体管与低压回气管包扎在一起，以达到回热的效果。

例1-3　某蔬果冷藏库需制冷量55kW，制冷剂采用氟利昂22，要求蒸发温度t₀=-10℃，冷凝温度t_k=40℃。①采用过冷器过冷，过冷度为5℃；②采用管道过热循环，过热度为10℃；③设置回热器，吸气温度为0℃。试分别进行制冷循环的热力计算。

解　①采用过冷器过冷：

工作条件：蒸发温度t₀=5℃，冷凝温度t_k=40℃，过冷温度t_gl=40-5=35（℃）。

在制冷剂R22的压焓图上画出相应的制冷循环（图1-12）：根据t₀=-10℃和t_k=40℃在压焓图上绘制两条等压线，与两条饱和线分别交出制冷压缩机吸气点1和冷凝器出液点3，过点1作等熵线与t_k等压线交为压缩机排气点2，过点3向液体区作等压线，与t_gl=35℃等温线相交得节流点3'，再过点3'作等焓线与t₀等压线交为蒸发器入口点4'，1→2→3→3'→4'→1组成该过冷循环。

查取相应的热力状态参数值：

h₁=401.6kJ/kg

h₂=439.5kJ/kg

h₃ =249.7kJ/kg

h_3'=h_4'=243.5kJ/kg

v₁=0.06534m³/kg

单位质量制冷量：q₀=h₁-h_4'=158.1（kJ/kg）

单位容积制冷量：

质量流量：

体积流量：V_R=M_Rν₁=0.023（m³/s）

单位冷凝热负荷：q_k=h₂-h₃=189.8（kJ/kg）

冷凝器热负荷：Q_k=M_Rq_k=66.050（kW）

单位过冷负荷：q_gl=h₃-h_3'=6.2（kJ/kg）

过冷器负荷：Q_gl=M_Rq_gl=2.158（kW）

单位理论功：w₀=h₂-h₁=37.9（kJ/kg）

压缩机理论耗功率：P_th=M_Rw₀=13.189（kW）

理论制冷系数：

②采用管道过热循环：

工作条件：蒸发温度t₀=-10℃，冷凝温度t_k=40℃，吸气温度t_gr=-10+10=0（℃）。

在制冷剂R22的压焓图上画出相应的制冷循环（图1-14）：根据t₀=-10℃和t_k=40℃在压焓图上绘制两条等压线，与两条饱和线分别交出蒸发器出口点1和冷凝器出液点3，过点1向蒸气区作等压线，与t_gr=0℃等温线相交得压缩机吸气点1'，再过点1'作等熵线得制冷压缩机排气点2'，过点3作等焓线得蒸发器入口点4，1→1'→2'→3→4→1组成该过热循环。

查取相应的热力状态参数值：

h₁=401.6kJ/kg

h_1'=409.2kJ/kg

h_2'=450.0kJ/kg

h₃=h₄=249.7kJ/kg

v_1'=0.069m³/kg

单位质量制冷量：q₀=h₁-h₄=151.9 （kJ/kg）

单位容积制冷量：

质量流量：

体积流量：V_R=M_Rν_1'=0.025 （m³/s）

单位冷凝热负荷：q_k=h_2'-h₃=200.3 （kJ/kg）

冷凝器热负荷：Q_k=M_Rq_k=72.509 （kW）

单位理论功：w₀=h_2'-h_1'=40.8 （kJ/kg）

压缩机理论耗功率：P_th=M_Rw₀=14.770 （kW）

理论制冷系数：

③设置回热器的制冷循环：

工作条件：蒸发温度t₀=-10℃，冷凝温度t_k=40℃，吸气温度t_gr=0℃。

在制冷剂R22的压焓图上画出相应的制冷循环（图1-16）：根据t₀=-10℃和t_k=40℃在压焓图上绘制两条等压线，与两条饱和线分别交出蒸发器出口点1和冷凝器出液点3，过点1向蒸气区作等压线，与t_gr=0℃等温线相交得压缩机吸气点1'，再过点1'作等熵线得制冷压缩机排气点2'，过点3作等焓线得点4，此时点3' 和点4' 还不能确定。

由此查取已知点相应的热力状态参数值：

h₁=401.6kJ/kg

h_1'=409.2kJ/kg

h_2'=450.0kJ/kg

h₃=h₄=249.7kJ/kg

v_1'=0.069m³/kg

根据式（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，过点3 向液体区作等压线，与h_3'=242.1kJ/kg等焓线相交得点3'，再过点3'作等焓线得蒸发器入口点4'，1→1'→2'→3→3'→4'→1组成该回热制冷循环。

①单位质量制冷量：q₀=h₁-h_4'=159.5 （kJ/kg）

②单位容积制冷量：

③质量流量：

④体积流量：V_R=M_Rν_1'=0.024 （m³/s）

⑤冷凝器热负荷：Q_k=M_Rq_k=M_R（h_2'-h₃）=69.104 （kW）

⑥回热器热负荷：Q_h=M_R（h_1'-h₁）=2.622 （kW）

⑦单位理论功：w₀=h_2'-h_1'=40.8 （kJ/kg）

⑧压缩机理论耗功率：P_th=M_Rw₀=14.076 （kW）

⑨理论制冷系数：

1.4.4　实际压缩过程

制冷压缩机在实际工作过程中，由于存在摩擦等各种损失，压缩也非理想的等熵过程，所以压缩实际耗功量大于理论循环的等熵压缩耗功量。从电动机传到压缩机轴上的功率称为轴功率P_e，轴功率分为两部分，一部分直接用来压缩气体，称为指示功率P_i；另一部分用来克服运动部件的摩擦阻力，称为摩擦功率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

回顾前面知识，在理论制冷循环中，制冷压缩机压缩过程为等熵过程，压缩所消耗的功表示为：

理论比功：w₀=h₂-h₁　　（kJ/kg）

理论功率：P_th=M_Rw₀　　（kW）

考虑在实际制冷循环中，制冷压缩机的压缩过程不是等熵过程，而是熵增过程，因此，定义压缩1kg制冷剂蒸气因压缩偏离等熵过程而实际消耗的功为指示比功w_i（kJ/kg）；单位时间内制冷压缩机因压缩偏离等熵过程的制冷剂蒸气所消耗的功为指示功率P_i（kW），用下式表示：

P_i=M_Rw_i　　（kW）　　（1-20）

压缩机在实际压缩过程中，偏离等熵过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，通过理论制冷循环计算出理论比功w₀，只要能得到指示效率η_i，即可计算出指示比功w_i和指示功率P_i。图1-17给出了指示效率与压缩比之间的变化关系，从图中可以得到指示效率。

（2）摩擦功率P_m和摩擦效率η_m

在实际制冷循环中，制冷压缩机还需克服运动部件的摩擦力和驱动附属设备（如润滑液泵）。因此，制冷压缩机除了因偏离等熵压缩过程而造成多做功外，摩擦也将使压缩机多消耗功率，这部分多消耗的功率称为摩擦功率P_m，这部分机械损失采用摩擦效率η_m表示。摩擦效率用下式表示：

　　（1-22）

其中，制冷压缩机压缩1kg制冷剂蒸气实际消耗的功称为实际比功w_e（kJ/kg）；单位时间内实际制冷循环所消耗的功率为实际功率，即轴功率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，就能计算出实际比功w_e和轴功率P_e。图1-18给出了摩擦效率与压缩比之间的变化关系，从图中可以得到摩擦效率。

因此，轴功率可按下式计算：

　　（1-23）

式（1-23）中，指示效率与摩擦效率的乘积称为压缩机总效率，也称轴效率η_e。图1-19表示出轴效率与压缩比之间的变化关系，从图中可以查出压缩机轴效率。

（3）制冷压缩机电动机的匹配

制冷压缩机由电动机带动进行运转，但电动机将能量传递给压缩机主轴时，存在一定的传动损耗，因此，在确定压缩机匹配电动机功率时，除了考虑制冷压缩机运行状态，还要考虑压缩机与电动机之间的连接方式，并给予一定的裕量。电动机与制冷压缩机之间能量传递造成的功率损耗程度用传动效率表示。压缩机匹配电动机功率计算如下：

　　（1-24）

式中　η_d——传动效率，压缩机与电动机直接连接时取1；采用V带连接时取0.90～0.95。

1.4.5　实际制冷循环

单级蒸气压缩式制冷理论循环是由等熵压缩、等压冷凝放热、等焓节流降压和等压汽化制冷组成的。但是，实际制冷循环与理论制冷循环存在许多差别，其主要差别归纳如下：

①制冷剂在压缩机中的压缩过程不是等熵过程。

②制冷剂通过压缩机吸、排气阀时有节流损失及热量交换。

③制冷剂通过管道和设备时，制冷剂与管壁或器壁之间存在流动阻力及与外界的热交换。

④热交换过程存在液体过冷和蒸气过热现象。

⑤节流过程不完全是绝热过程，即不是等焓过程。

将实际制冷循环偏离理论循环的各种因素综合在一起考虑，可以用图1-20表示单级蒸气压缩式制冷的实际循环。图中1→2→3→4→1是理论循环；1'→1″→1⁰→2'→2″→2⁰→3→3'→4'→1'为实际循环。

过程线1'→1″：低温低压制冷剂从蒸发器向压缩机通过吸气管道时，由于沿途摩擦阻力和局部阻力以及吸收外界热量，所以制冷剂压力稍有降低，温度有所升高。

过程线1″→1⁰：低温低压制冷剂通过吸气阀时被节流，压力降低。

过程线1⁰→2'：这是气态制冷剂在压缩机中的实际压缩过程。压缩开始阶段，制冷剂蒸气温度低于气缸壁温度，蒸气吸收缸壁的热量而使熵增加；当压缩到一定程度后，制冷剂蒸气温度高于气缸壁的温度，蒸气又向气缸壁放出热量而使熵减少，再加之压缩过程中气体内部、气体与缸壁之间的摩擦，因此实际压缩过程是一个多变的过程。

过程线2'→2″：制冷剂从压缩机排出，通过排气阀时存在节流损失，压力有所降低，其焓值基本不变。

过程线2″→2⁰：高温高压制冷剂气体从压缩机排出后，通过排气管道至冷凝器，由于沿途有摩擦阻力和局部阻力，以及对外散热，制冷剂的压力和温度均有所降低。

过程线2⁰→3：高压气体在冷凝器中的冷凝过程，制冷剂被冷凝为液体，由于制冷剂通过冷凝器时有摩擦阻力和涡流，所以冷凝过程不是定压过程。

过程线3→3'：高压液体从冷凝器出来至节流机构前的供液管路上由于有摩擦和局部阻力，其次，高压液体的温度高于环境温度，因此要向周围环境散热，所以压力、温度均有所降低。

过程线3'→4'：高压液体在节流机构中节流降压、降温后，通过供液管进入蒸发器，由于节流后温度降低，尽管管道、节流机构采取保温措施，制冷剂还会从外界吸收一些热量而使焓有所增加。

过程线4'→1'：低温低压的制冷剂吸收热量而汽化，由于制冷剂在蒸发器中有流动阻力，所以，蒸发过程也不是定压过程，随着蒸发器形式的不同，压力有不同程度的降低。

综上所述，由于制冷剂存在着流动阻力以及与外界的热量交换等，实际循环中四个基本热力过程（即压缩、冷凝、节流、蒸发）都是不可逆过程，其结果必然导致冷量减少，耗功增加，因此实际循环的制冷系数小于理论循环的制冷系数。

单级蒸气压缩式制冷的实际循环过程从图1-20可以看出比较复杂，很难详细计算，所以，在实际计算中以理论循环作为计算基准，再将上诉因素考虑进去进行修正，以此保证实际制冷需要，提高制冷系统的经济性。

实际制冷循环的热力计算是为制冷系统设计服务的。制冷系统设计一般包括设计性计算和校核性计算两类。设计性计算的目的是根据需要设计的制冷系统，按工况要求计算出实际制冷循环的性能指标：制冷压缩机理论输气量、轴功率；冷凝器、蒸发器等热交换设备的热负荷，为设计或选择制冷压缩机、热交换设备提供理论依据。校核性计算的目的是根据已有的制冷压缩机、热交换器型号，校核它能否满足预定的制冷系统的要求。

单级蒸气压缩式实际制冷循环的热力计算步骤：

①根据设计的制冷系统使用性质或场合，确定其需要的制冷剂和制冷循环形式。

②确定工作参数。即确定制冷循环的工作压力和工作温度，其中主要为蒸发温度和冷凝温度，另外要考虑吸气温度和过冷温度。

③根据已确定的制冷剂、制冷循环方式和制冷工作条件，在对应的制冷剂压焓图上绘制制冷循环，确定各状态点，并查出它们的状态参数。

④热力计算。

例1-4　某空调制冷系统需要制冷量120kW，选用氨作制冷剂。工作条件为：空调用冷冻水平均温度10℃，冷却水平均温度35℃，蒸发器端部传热温差取5℃，冷凝器端部温差取5℃，冷凝器实现过冷度5℃，吸气管道过热度5℃。压缩机部分损耗为：指示效率0.8，摩擦效率0.9，传动效率0.95。试进行制冷循环的设计性热力计算。

解　已知条件：

低温热源t_d=10℃

高温热源t_g=35℃

蒸发器传热温差Δt₀=5℃

冷凝器传热温差Δt_k=5℃

过冷度Δt_gl=5℃

过热度Δt_gr=5℃

指示效率η_i =0.8

摩擦效率η_m =0.9

传动效率η_d=0.95

确定工作参数：蒸发温度　t₀=t_d-Δt₀=10-5=5（℃）

冷凝温度　t_k=t_g+Δt_k=35+5=40（℃）

过冷温度　t_gl=t_k-Δt_gl=40-5=35（℃）

吸气温度　t_gr=t₀+Δt_gr=5+5=10（℃）

在制冷剂氨的压焓图上画出已知状态点（图1-21）：点1、1'、2'、2、3、3'、4'、4，注意此时未知点2″。

由此查取已知点相应的热力状态参数值：

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

单位性能指标：

①单位质量制冷量：q₀=h₁-h_4'=1461.7-366.5=1095.2 （kJ/kg）

②单位容积制冷量：

③单位理论功：w₀=h_2'-h_1'=1636.0-1475.5=160.5 （kJ/kg）

单位指示功：

单位轴功：

此时可以确定点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单位冷凝热负荷：q_k=h_2″-h_3'=1698.4-366.5=1331.9 （kJ/kg）

质量流量：

体积流量：V_R=M_Rν_1'=0.11×0.25=0.028 （m³/s）

压缩机功率：

①压缩机理论耗功率：N₀=M_Rw₀=0.11×160.5=17.7 （kW）

②压缩机指示耗功率：N_i=M_Rw_i=0.11×200.6=22.1 （kW）

③压缩机轴功率：N_e=M_Rw_e=0.11×222.9=24.5 （kW）

④电动机功率：

热交换器负荷：

①蒸发器：已知制冷量120kW

②冷凝器热负荷：Q_k=M_Rq_k=0.11×1331.9=146.5 （kW）

评价制冷循环经济性：

①理想制冷系数：

②理论制冷系数：

③实际制冷系数：

④热力完善度：