上接8月19日《螺杆式制冷压缩机在冷藏库应用中的问题及解决方案》
前面在论证单级压缩的轴功率时，是按多变过程分析的。在继续论证双级压缩的轴功率时，有一个排气温度问题，当按多变指数求解排气温度时，发现计算结果与压-焓图中的数值不一致。
在压缩过程中，定温压缩轴功最小，但是压缩过程中的冷却问题难以解决。绝热压缩轴功最大，但是在压缩过程中，气缸的绝热又不是绝对的，总要向外界散发一部分热量。因此，气缸排出的气体的温度，一定小于绝热压缩的温度。因此，这也是前面采用多变压缩的误解。从冷库选用的活塞式压缩机的构造分析，冷却仅在制冷剂压缩气体排出后的缸盖处进行冷却，对压缩中的气体温度影响有限。因此，排气温度接近绝热压缩的情况——肯定小于按绝热压缩计算的排气温度。
所谓多变，是指在压缩过程中，对汽缸对气体进行冷却，使压缩后的气体尽量达到初始温度，在空气压缩工程中是可行的，在实际制冷工程中，是不可能做到的，问题是低温介质不是天然的。
按压-焓图的解释，此时的压缩是定熵压缩，因此按定熵过程求解，才能得到与压-焓图相符的结果。但上述按多变过程对单级轴功率的求解不影响结论，为了对论证负责，应当重新进行计算。
对于氨制冷压缩机的排气温度，目前有两种计算方法：
1、一般的参考书给出了估算公式：
t排=[（t0+tk）x2.4 ]+⊿t过热（t0、tk、⊿t计算时都不计正负号）
或 t排=[（tk - t0）x2.4 ]+⊿t过热
式中：t0——蒸发温度；
tk——冷凝温度；
⊿t过热——吸气过热温度。
这个估算公式的推导过程，大概是依据压-焓图和实际过程，因此，没有理论分析价值，但是可以检验理论计算的数值范围，其中的吸气过热问题有启发作用。
2、根据定熵过程的p、u、T的关系，T2 / T1=（P2 / P1）^ ( N-1）/ N （01）
式中：N——绝热指数，=cp / cv 。 cp——定压比热； cv ——定容比热。
∵ cp - cv =R 又：R——气体常数，R氨—488.2 J/kg.K。
又∵R——气体常数 由通用气体常数求得，而通用气体常数是在标准大气压和t=0℃时求得。
按《热力学》推导，多原子气体的定容比热与定压比热的比（或称绝热指数）N=1.29。《化工工艺设计手册》物化数据给出的比热比也是1.29。而有的手册给出的氨的 cp=2.1269kJ/kg.K cv=1.2573kJ/kg.K 求得N=1.6678 则近于单原子气体的绝热指数了。因此，各种工具书所给出的有关数据要经过分析，不能拿来就用。
由氨饱和状态热力特性表，查得t=-10℃时， 绝对压力0.29075MPa 取比热比N=1.29 代入（01）式：
当P2=1.3123MPa时，T2=369.27K=96.12℃
由由氨饱和状态热力特性表，查得t=-33.3℃时， 绝对压力0.10133MPa 取比热比N=1.29 代入（01）式：
当P2=1.3123MPa时，T2=426.45K=153.3℃
以上两项与教材中压-焓图中的数值一一对应，可以确认，压-焓图中的等熵线是根据多原子气体绝热压缩指数N=1.29绘制。
下面是根据绝热过程计算的轴功率： 
通过上述计算，可以认为目前教科书中，对双级压缩的轴功率计算，按多变过程的推演用于冷库制冷工程是错误的。
因此，冷库制冷应当按绝热过程对双级压缩制冷进行分析。
（3）、结冻系统蒸发温度：-33.33℃；-25℃。配搭 1:4； 1:3 ；1:2 ；1:1。
但是，根据活塞式压缩机的特性，两级都属无级软配合，无明显额外做功，但是不可否认，双级压缩存在压缩气体在进入中间冷却器时排气压力高于级间最佳压力。同样，两个不同蒸发压力使用一个中间压力、三个不同蒸发压力使用一个冷凝压力也完全是无级软配合，无额外做功。
活塞式压缩机还有一个待解决问题是，冬夏温差大，冬季压缩机做功小，电机发生“大马拉小车”的现象。
下面是与一家机器制造厂家的交流信函：
烟台冰轮股份有限公司
并欧阳经理：
现将我公司现有主要机器、设备及计划增加设备情况作一介绍，请按不同情况进行计算为盼。
| 名称 | 现有螺杆压缩机 | 计划增加螺杆压缩机 | 现有中间冷却器 | ||||||
| 规格 | LG16 | LG16 | LG20 | LG20 | LG20 | LG20 | LG20 | ZL-10.0 | ZL-10.0 |
| 数量 | 1 | 1 | 1 | 2 | 2 | 1 | 3 | 1 | 1 |
| 容积比 | 5 | 3 | 5 | 3 | 3 |
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| 油(氨）冷却器 | 9㎡ | 9㎡ | 18.73㎡ | 9㎡ | 9㎡ |
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| 10㎡ | 10㎡ |
| 油分离器 | 0.53m3 | 0.53m3 | 0.915m3 | 0.915m3 | 0.915m3 |
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| 电机功率 | 125kw | 125kw | 250kw | 100kw | 100kw |
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| -10℃系统 | ◎ |
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| -28℃系统 |
| 高压机◎ |
| 低压机◎ |
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| -28℃ |
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| -33℃系统 | 高压机◎ | 高压机◎ | 高压机◎ | 低压机◎ | 低压机◎ | 高压机◎ | 低压机◎ | -28℃ | -33℃ |
| 现有机房实际运行状况： | |||||||||
| 月份 | 6 | 7 | 8 | 9 | 10 | 11月-12月 | 1月-3月 | 4月-5月 |
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| 冷凝绝对压力 | 11 | 11.5 | 13.6 | 13 | 10 | 8 | 6 | 8 |
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| 蒸发设备情况 | 库房设计温度 | 冷风机面积m3 | 排管面积m3 | 循环桶情况 | |||||
| 5#6#冷库 | 7#冷库 | 5#6#冷库 | 7#冷库 | ||||||
| -10℃系统 | 0℃、-5℃ | 2500 | 2300 |
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| 5.0m3 |
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| -28℃系统 | -18℃ |
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| 8741 | 11600 |
| 7.0m3 |
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| -33℃系统 | -23℃ | 8200 | 21000 |
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| （7.0m3） | 2x5.0m3 | |
要求计算压缩机容积比、匹配电机功率、压缩机台数、并机运行的优化方案：
-10℃系统在蒸发温度-6℃、-10℃、-15℃左右，冷凝压力分别取绝对压力1.2、0.8Mpa工况运行。计算：压缩机分别按一台LG16和一台LG20匹配冷风机，在确定的冷凝压力下的蒸发温度、容积比、匹配电机功率。冷凝压力是按夜间开机和冷凝器相对热负荷较小的情况确定的。库房设计温度是考虑两种不同使用要求。
-28℃系统在蒸发温度-25℃、-28℃左右，冷凝压力分别取绝对压力1.3、1.0、0.6Mpa工况运行。计算：1、冷凝压力取绝对压力1.3Mpa，开2台LG20作低压机，与排管匹配，高压机按1：4配1台LG16；开3台LG20作低压机，与排管匹配，高压机按1：3配1台LG20；求以上两种情况低、高压机的容积比、电动机的匹配功率、系统蒸发温度。2、冷凝压力分别取绝对压力1.0、0.6Mpa工况运行，分别开两台、三台LG20作单级运行，与排管匹配，求压缩机的容积比、系统蒸发温度。
-33℃系统在蒸发温度-28℃、-33℃左右，冷凝压力取绝对压力1.3Mpa工况运行。按最近几年的实践，全年运行时间在8月份、9月份两个月左右。结冻能力须要最大化。冷凝器标准排热量达7500kw，预测运行中最大冷凝压力13Mpa，最小冷凝压力11Mpa。现有压缩机7台，计划再增设4台。
一、现在计划增加一台LG20高压机，加上原来的一台半，共2.5台LG20。低压机增加3台LG20，加上原来的4台，共7台。按2.5：7设计高、低压级的容积比。计算吸气温度-28℃、-33℃两种情况的制冷量，电动机配置功率。
二、考虑到冷库库温-18℃的全年运行负荷，除了合理确定低压机容积比和电动机功率匹配，进行单级运行，还有至少两个月须双级运行，所以高低压机配合比应该适合降库温的需要。
三、按1：4配比设计。即再增加一台LG16，四台LG20。这样，一台LG16+二台LG20即可工作。当然，高压机也可采用减负荷配搭。
四、计算中，精确计算中冷对高压级的影响。
五、因在进行结冻运行中，还需进行-10℃、-28℃的库温负荷的操作，为此确定将-28℃运行并入-33℃。-10℃系统则用一台LG16运行，这台压缩机不与双级系统组合。
六、将以上计算结果进行组合，以节能为前提，确定容积比和电机功率，并对原来的压缩机容积比与电机功率进行必要调整提出意见 2010.4.5
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