蒸气增压喷射制冷系统

1、权 利 要 求 书1、一种无循环泵式蒸气增压喷射制冷系统的控制方法，所述蒸气增压喷射制冷系统中至少包括有一套用于气化制冷剂的发生器以及与发生器相连用于中转回收冷凝剂的储液罐，系统运行包括制冷阶段和增压阶段；所述增压阶段包括依次进行的加压，回液和冷却三个子过程；其特征在于，系统运行时根据制冷阶段的发生温度和冷凝温度预设初始增压比，所述初始增压比为加压子过程开始时，储液罐中制冷剂气体与制冷剂液体的体积比；根据所述预设初始增压比计算并控制制冷阶段的时长，使储液罐在加压子过程开始时具有预设的初始增压比。 2、如权利要求1所述的无循环泵式蒸气增压喷射制冷系统的控制方法，其特征在于：根据如下公式确定初始增

2、压比：vsiiL×(hbg-hsiiL)=1+×vsig×(hbg-hsig)+11+×vsiL×hbg-hsiL (33)式中：为初始增压比；为加压子过程开始时即冷凝温度下的制冷剂的饱和气体比体积；为加压子过程开始时即冷凝温度下的制冷剂的饱和液体比体积；为发生器向冷凝器输出的饱和气体制冷剂的焓；、分别为加压子过程开始时即冷凝温度下的储液罐中饱和气体制冷剂和饱和液体制冷剂的焓值；为加压子过程结束时即发生温度下的储液罐中饱和气体制冷剂的体积；为加压子过程结束时即发生温度下的储液罐中饱和气体制冷剂的焓值。3、如权利要求2所述的无循环泵式蒸气增压喷射

3、制冷系统的控制方法，其特征在于：根据如下公式由初始增压比计算制冷阶段的时长：1+×vsig+11+×vsiL=Qc1×t1V×w×(heg-heL)+vg3 (35)为制冷量；为喷射器的引射比；为储液罐体积；为制冷阶段的时间长度；为回液子过程中，即发生温度下，发生器需要向储液罐提供的高温高压蒸气的比体积；、分别是处于蒸发温度时饱和气态制冷剂、饱和液态制冷剂的焓值。4、如权利要求13任一项所述的无循环泵式蒸气增压喷射制冷系统的控制方法，其特征在于：通过位于发生器与喷射器之间的切换阀、及位于冷凝器与储液罐之间的切换阀的开启或关闭状态来控制制冷阶段的

4、时长。1说 明 书一种无循环泵式蒸气增压喷射制冷系统的控制方法技术领域本发明属于制冷技术领域，尤其是涉及一种蒸气增压喷射制冷系统的操作优化方法。背景技术喷射器能够利用高压流体提升低压流体的压力。喷射制冷系统利用喷射器取代传统制冷系统中的机械压缩机，如图1所示，其中1为发生器，2为蒸发器，3为冷凝器，4为喷射器，5为液体泵，6为节流阀。喷射制冷系统利用低品位热能驱动，有利于缓减能源和环境压力。从冷凝器3出来的一部分液体用作制冷，另一部分液体弥补发生器1产生高温高压所减少的液体。但在冷凝液进入发生器1之前，需经过加压才能顺利进入发生器1。常规喷射制冷系统利用液体循环泵给冷凝液加压以将其输送进发生器

5、1。在常规喷射制冷系统，液体循环泵是唯一的耗电部件，取消其可使得该系统更为理想地应用于电能限制场合。同时，液体循环泵易出故障和维修不便的问题使得系统不稳定性上升。所以有了无泵式喷射制冷系统。蒸气增压喷射制冷系统利用发生器的高温高压蒸气平衡储液罐中的冷凝液以实现冷凝液增压目的，从而取消了液体循环泵，如图2所示，其中标号7、8、9、10、11和12均表示切换阀，13为喷射器，14为蒸发器，15为节流阀，16为冷凝器，17为储液罐，18为冷却水套管，19为发生器。蒸气增压喷射制冷系统一个运行周期，可分为制冷阶段和增压阶段。在开机前，图中所有的切换阀都处于关闭状态。打开切换阀7、切换阀8和切换阀12，

6、开始制冷阶段。高温高压流体通过切换阀7从发生器19进入喷射器13作为工作流体将从蒸发器14中出来的低温低压流体引射进喷射器13，在喷射器13中两者混合平衡能量，以中温中压的混合流体从喷射器13出口出来，进入冷凝器16。混合流体在冷凝器16中放热冷凝后，一部分经节流阀节流降压在蒸发器14中蒸发提供冷量，另一部分存储在储液罐17中。待储液罐17中冷凝液液位达到一定程度或者发生器19需要的液体不足时，关闭切换阀7和切换阀8，系统结束制冷阶段。加压阶段由加压，回液和冷却三个子过程构成。打开切换阀10，系统进入加压子过程。发生器19产生的高温高压液体进入储液罐17，将储液罐17中的冷凝液升温升压；直至储

7、液罐17中的冷凝液的温度和压强与发生器19中的相同时，打开切换阀11，此时系统由加压阶段的加压子过程进入回液子过程。当储液罐17的布置位置高于发生器19时，储液罐17中的高温高压液体在重力作用下进入发生器19，发生器19中的高温高压蒸气继续进入储液罐17以平衡发生器19和储液罐17的压力；当储液罐17的布置位置不高于发生器19时，在来自发生器19的高温高压蒸气推动下，储液罐17中的高温高压液体进入发生器19。当储液罐17中无液体剩余时，关闭切换阀10和切换阀11，结束回液子过程；打开切换阀9，关闭切换阀12，开始冷却子程序。直至储液罐17的压力降至满足冷凝器冷凝液进入要求（冷凝器向储液罐输液结

8、束后，储液罐的中制冷剂处于温度为冷凝温度的气液两相状态），关闭切换阀9，蒸气增压喷射制冷系统的一个工作周期完成。该工作周期切换阀的动作，如表格1所示。表1.蒸气增压喷射器制冷系统（单储液罐）一个周期内切换阀动作制冷阶段加压阶段 加压子过程回液子过程冷却子过程时长切换阀7×××切换阀8×××切换阀9×××切换阀10××切换阀11×××切换阀12×注:标记“”和“×”分别表示状态“开”和“关”。发明内容本发明提供一种蒸压喷射制冷循环系统的流

9、程优化方法以及控制方法，本发明在现有的蒸气增压装置的基础实现上，仅需要调整制冷阶段的时间长度，即可达到优化系统性能的目的。一种无循环泵式蒸气增压喷射制冷系统的控制方法，所述蒸气增压喷射制冷系统中至少包括有一套用于气化制冷剂的发生器以及与发生器相连用于中转回收冷凝剂的储液罐，系统运行包括制冷阶段和增压阶段；所述增压阶段包括依次进行的加压，回液和冷却三个子过程；系统运行时根据制冷阶段的发生温度和冷凝温度预设初始增压比，所述初始增压比为加压子过程开始时，储液罐中制冷剂气体与制冷剂液体的体积比；根据所述预设初始增压比计算并控制制冷阶段的时长，使储液罐在加压子过程开始时具有预设的初始增压比即最佳初始增压

10、比。 初始增压比定义为加压子过程刚开始时，储液罐中制冷剂气体与制冷剂液体的体积比。在蒸气增压喷射制冷系统中，在其他参数不变时，存在最佳初始增压比，以使得系统性能COP（制冷能效比）最大，且储液罐在冷却子过程冷却水量最小。预设初始增压比即最佳初始增压比由发生温度、冷凝温度和制冷剂种类决定。具体可以根据如下公式确定初始增压比：vsiiL×(hbg-hsiiL)=1+×vsig×(hbg-hsig)+11+×vsiL×hbg-hsiL (33)式中：为初始增压比；为加压子过程开始时制冷剂的饱和气体比体积；为加压子过程开始时制冷剂的饱和液体比体积；为发

11、生器向储液罐输出的饱和气体制冷剂的焓；、分别为加压子过程开始时即冷凝温度下的储液罐中饱和气体制冷剂和饱和液体制冷剂的焓值；为加压子过程结束时即发生温度下的储液罐中饱和气体制冷剂的体积；为加压子过程结束时即发生温度下的储液罐中饱和气体制冷剂的焓值。而调整引射比、发生温度、冷凝温度、蒸发温度、储液罐体积、制冷量、制冷剂种类和制冷阶段时长可以改变初始增压比。在蒸气增压喷射制冷系统的应用中，发生温度、冷凝温度、蒸发温度、制冷量、储液罐体积和制冷剂种类按照一定的要求确定；引射比由喷射器尺寸、发生温度、冷凝温度和蒸发温度确定，可以通过实验测得或者通过模拟得到。所以，最初始增压比可以仅通过调整制冷阶段的时间

12、长度实现；制冷阶段的时间长度的调整可以通过控制位于发生器和喷射器之间的切换阀、及位于冷凝器与储液罐之间的切换阀（两切换阀开关状态相同，开关操作同步）实现。 根据如下公式由初始增压比计算制冷阶段的时长：1+×vsig+11+×vsiL=Qc1×t1V×w×(heg-heL)+vg3 (35)为制冷量；为喷射器的引射比；为储液罐体积；为制冷阶段的时间长度；为回液子过程中，即发生温度下，发生器需要向储液罐提供的高温高压蒸气的比体积；、分别是处于蒸发温度时饱和气态制冷剂、饱和液态制冷剂的焓值。结合到本发明应用的无循环泵式蒸气增压喷射制冷系统，可以通过位

13、于发生器与喷射器之间的切换阀7、及位于冷凝器与储液罐之间的切换阀8（两切换阀开关状态相同，开关操作同步）的开启或关闭状态来控制制冷阶段的时长。低温低压的储液罐在加压子过程中，冷凝液的密度随着温度和压强（在气液两相平衡状态时，温度和压强一一对应）的升高而变小，如图3所示，为常用制冷剂R134a、R142b、R123和R717的饱和气态（用下标“g”表示）和饱和液态（用下标“L”表示）的密度随着温度的变化（数据来自软件Engineering Equation Solver）。在加压子过程结束时，原先的冷凝液体积膨胀。而从发生器传递给储液罐用来加压的高温高压蒸气经过热平衡过程也冷却成液体。所以加压子

14、过程结束后，储液罐中的液态制冷剂体积增加。如果初始增压比过小，即初始增压时，储液罐中冷凝液体积过大，则加压子过程结束时，甚至在增压过程中，冷凝液因体积增加过渡而溢出储液罐，扰乱发生器的正常工作，从而使得整个制冷系统无法正常运行。如果初始增压比过大，即初始增压时，储液罐中冷凝液体积过小，意味着储液罐体积相对增大，则在回液子过程结束时，储液罐中剩余的高温高压蒸气越多。这部分高温高压蒸气不但无法被利用，而且需要消耗冷却水。所以，当初始增压比过大时，被浪费的热量和冷却水量增大，系统性能下降。为了使得系统稳定运行且同时具备最佳性能（最大COP和最少冷却水量），所以初始增压比不宜不大，亦不宜过小。当取得一

15、个的初始增压比，使得增压过程结束时，储液罐中原先的低温低压的冷凝液正好充满整个储液罐，没有空隙，也就没有多余的体积来浪费热量，这样的预设初始增压比即为最佳初始增压比。本发明主要算法原理如下：在增压阶段加压子过程刚开始时，储液罐中气体的体积为,液体的体积为,则初始增压气液比的数学表达式为：在增压阶段加压子过程中，发生器为了将储液罐中的冷凝液增压到回液要求，需向储液罐中输入气体质量为。则根据质量守恒定律，在加压子过程结束时，即在回液子过程开始时，储液罐中的冷凝液的质量为，其中为加压子过程开始始时的储液罐中的冷凝液的质量，包括气体质量和液体质量，即，其中，其中、为加压子过程开始时制冷剂的饱和气体比体

16、积和饱和液体比体积，由制冷剂种类、所处的状态（饱和气体或者饱和液态）和温度决定。所以，其中T表示温度，表示加压子过程开始时储液罐的温度。X表示干度，“X=1”表示饱和气体，“X=0”表示饱和液体。加压子过程刚开始，储液罐的温度和冷凝器的温度相同，即，制冷剂气体所占体积和液体所占体积之和即为整个储液罐体积V，则加压子过程结束时（相当于回液子过程开始时）储液罐中的质量包括气体质量和液体质量,即，其中，表示加压子过程结束时储液罐的温度。此时储液罐的温度和发生器的温度相同，即，= （15）整个加压子过程，能量守恒，则, (16)其中为发生器向储液罐输出的饱和气体制冷剂的焓，、分别为加压子过程开始时储液

17、罐中饱和气体制冷剂和饱和液体制冷剂的焓值，、分别为加压子过程结束时储液罐中饱和气体制冷剂和饱和液体制冷剂的焓值。饱和制冷剂的焓值由制冷剂的种类，饱和状态（饱和气态或饱和液态）和所处的温度决定，所以(17)(18)(19)在回液过程中，发生器需要向储液罐提供的高温高压蒸气的质量为，则其中，这部分高温高压的蒸气填充了回液刚开始时，即加压子过程刚结束时，储液罐中制冷剂液体所占的体积，所以，储液罐给发生器回液的制冷剂质量弥补了发生器产生蒸气损失的液体质量，所以其中，为发生器在制冷阶段提供的高温高压的蒸气，用作喷射器的冷凝气体，则，其中为引射比，由喷射器结构尺寸，制冷剂种类，喷射器工作流体温度，引射流体

18、温度和混合流体的温度，即发生温度，蒸发温度和冷凝温度决定,w=w喷射器结构尺寸，制冷剂种类，Tg,Te,Tc （27）为引射流体的质量，由制冷剂种类，制冷量和蒸发温度决定。其中，为一个周期内制冷阶段的时长，、分别是处于蒸发温度的饱和气态制冷剂、饱和液态制冷剂的焓值，即当选取最佳气液比时，储液罐的液态制冷剂经加压子过程，体积增加到正好占满整个储液罐，即所以，由式（1）-（32），可得， vsiiL×(hbg-hsiiL)=1+×vsig×(hbg-hsig)+11+×vsiL×hbg-hsiL (33)以上式子中，焓值和比体积可以利用物性软件查询

19、，如EES、REFPROP。而焓值和比体积只由制冷剂的种类和制冷剂所处的状态（饱和状态下，指气态或者液态，及温度）决定。根据式（33）可知最佳初始增压比只由制冷剂种类，发生温度，冷凝温度决定。对于实际的喷射制冷系统，冷凝温度受冷凝器冷源限制，制冷剂种类根据一旦选定就不变更换；发生温度可以在热源的温度允许的范围内来优化选取。在整个周期内，根据质量守恒定律，可知加压子过程开始进行时，储液罐中制冷剂的质量为上个周期冷却子过程结束后储液罐中剩余的制冷剂的质量和制冷阶段冷凝器向储液罐提供的冷凝液的质量之合。对增压系统，即发生器和储液罐，应用质量守恒定律，可知冷凝器向储液罐提供的用作发生器回液的冷凝液的质

20、量和发生器向喷射器提供的工作流体的质量相同，即Msig+MsiL=Mg1+Mg3+Msiig (34)所以，1+×vsig+11+×vsiL=Qc1×t1V×w×(heg-heL)+vg3 (35)当制冷剂种类，发生温度，冷凝温度确定时，最佳初始增压比确定，蒸发温度和制冷量根据设计任务可确定，喷射器引射比w由喷射器性能曲线给定（实验测得或通过模拟取得），则为了取得最佳初始增压比，系统的自由度为2，即制冷阶段的时长和储液罐体积。现有的系统，储液罐的体积已经确定，则只需要根据式（33）和式（35）调整相应的制冷阶段时长，即可取得最佳初始增压比，使得

21、系统的性能最优。针对现存系统（储液罐体积已定）优化发生温度时，则可根据发生温度确定制冷阶段的时长，以取得最佳初始增压比。蒸气增压喷射制冷系统，包括单储液罐蒸气增压系统，并联式多储液罐蒸气增压系统，多套并联的蒸气增压系统（可以连续制冷）等，都存在最佳初始增压比；不仅如此，对于以常用的制冷剂为制冷工质的蒸气增压喷射制冷系统，包括R134a，R142b，R123，R717等制冷剂的饱和液态密度随着温度的增大而减少，也都存在最佳初始增压比。通过本发明的研究表明当初始增压比过小时，系统的稳定运行会受到干扰。当初始增压比过大时，系统的COP变小，冷却子过程中冷却水负荷增大。取得最佳初始增压比，系统性能CO

22、P最大，冷却子过程中冷却水负荷最小。最佳初始增压比只由系统的蒸发温度、冷凝温度、制冷剂种类决定。当制冷剂种类、发生温度、蒸发温度、冷凝温度、制冷量、引射比和储液罐体积确定时，通过本发明控制方法仅需调整制冷阶段时长就可以取得最佳初始增压比。附图说明图1为现有喷射制冷原理图；图2现有蒸气增压喷射制冷系统原理图（单储液罐）；图3为制冷剂饱和气态和饱和液态的密度随温度的变化图。具体实施方式实施例115以图2所示系统为例，以R134a为制冷剂，制冷量Q为2KW，蒸发温度为10，冷凝温度为30，储液罐体积为0.013。R134a的饱和液态和饱和气态的密度随温度的变化如图3所示。根据式（33）可知，在确定了

23、制冷剂种类和冷凝温度下，最佳初始增压比仅由发生温度决定。表2中实施例115中给出了在80-94的发生温度下，对应的最佳初始增压比的值。通过软件（可参见A. Khalil , M. Fatouh , E. Elgendy , Ejector design and theoretical study of R134a ejector refrigeration cycle. International journal of refrigeration 2011;34:16841698）模拟得到以R134a为制冷剂的喷射制冷系统在10的发生温度，30的冷凝温度下，80-94的发生温度最佳尺寸对应的引

24、射比w的值如表2所示。因为引射比、冷凝温度、蒸发温度、制冷量、制冷剂种类和储液罐体积都已确定，所以根据式（35）可知，最佳初始增压比可以仅通过根据发生温度调整制冷阶段的时间长度实现。80-94的发生温度对应的制冷阶段的时间长度的控制值如表2所示。制冷阶段的时间长度可以通过控制图2中切换阀7和切换阀8的开关频率进行。在80-94的发生温度下，通过控制图2中的切换阀7和切换阀8使得系统运行在最佳初始增压比，对应的系统性能COP和冷却子过程冷却水负荷Qcool如表2所示。表2.不同发生温度下取最佳初始增压最佳比的系统参数实施例序号发生温度Tb()最佳初始增压比引射比w制冷阶段时长t1(s)系统性能C

25、OP冷却子过程冷却水负荷Qcool（Kj)180 1.26 0.219 91.810.1412 330.7281 1.32 0.227 90.540.1432 341.3382 1.39 0.234 88.750.1446 352.3483 1.46 0.241 86.540.1453 363.8584 1.53 0.249 83.80.1454 375.8685 1.62 0.256 80.520.1446 388.4786 1.71 0.262 76.730.1428 401.5887 1.81 0.269 72.380.1400 415.2988 1.92 0.275 67.490.13

26、60 429.71089 2.04 0.281 62.030.1305 444.91190 2.17 0.286 55.920.1233 460.91291 2.32 0.291 49.110.1139 477.91392 2.50 0.296 41.570.1019 4961493 2.70 0.301 33.230.0866 515.41594 2.94 0.305 23.970.0670 536.3对比例114在最优发生温度84下，如果不按照使得系统运行在最佳初始增压比的制冷阶段时长来调整图2中切换阀7和切换阀8的切换频率，而按照固定的初始增压比对应的制冷阶段时长来调整图2中切换阀7和切换阀8的切换频率，则相应的COP和Qcool的值如表3所示。表3.初始增压比对系能系统的影响实施例以及对比例序号初始增压比制冷阶段时长t1(s)系统性能COP冷却子过程冷却水负荷Qcool（Kj)实施例11.5383.80.1455352.7对比例1以下为对比例1.5683.950.1447375.521.5982.540.1439375.13