基于喷射器的第一类吸收式热泵的制作方法

本发明涉及吸收式热泵和吸收-压缩混合式热泵技术领域，具体涉及基于喷射器的第一类吸收式热泵。

背景技术：

空气作为热泵的热源有着独特的优势--热源随处可得到，其缺点是热源的变化范围太大。压缩式热泵将携带热量的冷媒蒸汽压缩后冷凝的方式在高位释放热量。如果热源温度变化很大，代表着饱和冷媒蒸汽的密度也变化很大。例如氨蒸汽在-30℃的饱和蒸汽密度为1.0374kg/m³，而16℃时的饱和蒸汽密度为5.9123kg/m³，两者相差5.7倍。目前成熟的商用压缩机基本都是容积式的，也就意味着在吸气效率一项，在其工作温度范围的高段与工作温度范围的低段，压缩机的吸气效率相差5.7倍。容积式压缩机吸气效率的高低对于整个热泵的能效有着非常重要的影响。近几年来，针对涡旋式压缩机开发了喷液增焓技术，有效的解决了由于热源温度过低造成的吸入冷媒量过低的问题，但是对于更低的空气温度，整机能效仍然难以突破。

吸收式热泵利用不同压力下溶液与溶剂之间的吸收特性实现低位热源向高位热源的转换。吸收式热泵中的溶剂要经历溶剂蒸汽、冷凝成液态或者被溶液吸收、再生成溶剂蒸汽和再次冷凝成液态或者被溶液吸收四个环节。作为一种典型的热动力循环机器，吸收式热泵采用空气作为热源时，由于空气温度的变化，过低的空气温度会造成热动力循环截止。

由于吸收式热泵循环的溶剂要经历两次从蒸汽变成液体的环节，这就提供了一种新的可能性。同样以氨为例，在-30℃时，氨饱和液体的密度为677.83kg/m³，而16℃时616.04kg/m³，两者差距只有10％，也就是说在采用溶剂泵或者溶液泵传送时，大温差带来的效率影响很小，且空气温度越低，效率越高。本发明正是基于饱和液体密度随热源温度变化小这一原理。

图1为典型的第一类吸收式热泵原理示意图，1为蒸发器，11为吸收器，3为溶液泵，4为节流阀，5为溶液热交换器，6为发生器，7为冷凝器，9为节流阀，a和b输入低温热源，e和f输入高温热源，c和d为中温热源输出。较低温度的低温热源在高温热源的驱动下，最终变成转换成可利用中温热源输出。这个热动力循环的COP大于1。

图2给出了采用空气作为低温热源的图1所示的吸收式热泵的能效分析，中温热源输出温度为45℃、低温热源为-7℃时，热泵循环不能持续，而设定中温热源输出温度为35℃时，采用NH3-LINO3(氨-硝酸锂)工质对的吸收式热泵循环可以将截止温度降低到-23℃。

在图3中，横轴表示温度，纵轴表示饱和蒸气压力或者饱和液体压力，斜线为溶液浓度。Ⅰ～Ⅱ斜线段为溶剂或者0％溶液浓度的饱和液体温度压力关系，Ⅲ～Ⅳ斜线段代表稀溶液温度与压力关系，Ⅵ～Ⅴ斜线段代表浓溶液温度与压力关系。Tv表示蒸发温度，对于图1的所示的热力学循环，蒸发器和吸收器的压力Pv是一致的。Tc代表冷凝温度，事实上，大部分工程实践中吸收器和冷凝器共用同一冷却水回路或者说热源输出回路，因此可以简单认为吸收温度等于冷凝温度。而冷凝器和发生器的压力也是相同的，即Pg。对应的发生器温度为Tg。从图2可以看到，随着Tv的降低，热泵本身的能效快速降低，到某个点，这个热动力循环将截止。如果要进一步降低蒸发温度例如图3中的Tv1，就只能单独降低蒸发压力至Pv1，这时，溶剂蒸气的温度压力轨迹就从传统的第一类吸收式热泵的Ⅱ～Ⅵ改为Ⅱs～Ⅵ。

现有技术中热动力循环的蒸发压力是依靠溶液吸收过程维持的。当溶剂在蒸发器蒸发时使蒸发器内的压力和温度提高，这些蒸气被吸收器内的溶液立即吸收，维持了蒸发压力和蒸发温度的平衡。如果要求蒸发压力低于吸收压力，就无法直接利用溶液的这一特性，需要引入其它做功要素来实现蒸发压力低于吸收压力，很多学者提出了引入蒸气压缩机，只是在蒸发器和吸收器之间增加了蒸气压缩机。前文已经指出，低温段蒸气密度随着温度的降低快速降低。在这种情形下引入蒸气压缩机，要取得比较好的效果，工程设计的难度很大，代价可能也比较高昂，到目前为止还难以见到商业化产品。甚至，实验室验证装置的报道也很难找到。

技术实现要素：

本发明针对上述问题，提供了基于喷射器的第一类吸收式热泵，有效的解决了吸收式热泵采用空气作为低温热源的工作温度范围拓展的问题，并提供了更高的能源效率。对于我国北方地区、特别是寒冷地区的冬季取暖有着非常好的效果。

本发明解决技术问题的技术方案为：基于喷射器的第一类吸收式热泵，其特征在于，包括蒸发器、溶液泵、发生器、喷射器，所述发生器的浓溶液出口连接溶液泵的进液口，溶液泵的出液口与发生器的稀溶液入口连接且之间设有喷射器，喷射器与蒸发器的溶剂蒸汽出口相接。

进一步地，所述喷射器包括同轴设置的引射室、喷嘴、混合室、扩散器，喷嘴设置于引射室内且轴向设有工作流体进口，引射室径向设有引射流体进口，引射室、混合室和扩散器顺序连接，扩散器轴向设有混合流体出口，喷射器的工作流体进口与溶液泵的出液口通过管道相接，引射流体进口与蒸发器的溶剂蒸汽出口通过管道相接，混合流体出口通过管路与发生器的稀溶液入口连通。

进一步地，还包括冷凝器、溶剂节流阀，蒸发器、冷凝器内设置有热交换器，蒸发器设置有喷淋管且通过管路与溶剂节流阀连通，冷凝器的溶剂液体通过管路与溶剂节流阀连通，发生器的蒸汽端口与冷凝器连接。

进一步地，发生器与溶液泵的进液口之间设有溶液池，且发生器与溶液池之间设有溶液节流阀。

进一步地，还包括溶液热交换器，所述溶液热交换器内部设有两组换热管路，第一端口与第二端口连通，第三端口与第四端口连通，喷射器的混合流体出口与第一端口连通，第二端口与发生器的稀溶液入口接通，发生器通过管路将浓溶液出口与溶液热交换器的第三端口连通，第四端口与溶液节流阀连通。

进一步地，发生器与冷凝器之间设有蒸汽压缩机，发生器的蒸汽端口通过管路连接到蒸汽压缩机的蒸汽入口，蒸汽压缩机的蒸汽出口通过管路与冷凝器连接。

进一步地，所述发生器内部设有热交换器，发生器内部的热交换器通过管路分别与辅助热源入口端口f和辅助热源出口端口e连通。

进一步地，所述喷嘴两端开口面积大，中间开口面积小。

进一步地，所述扩散器为开口面积逐渐增大的喇叭口状。

进一步的，所述的辅助热源采用内燃机的烟气和缸套水。

本发明的有益效果：

1.本发明有效的解决了吸收式热泵采用空气作为低温热源的工作温度范围拓展的问题，并提供了更高的能源效率。对于我国北方地区、特别是寒冷地区的冬季取暖有着非常好的效果。

2.本发明通过溶剂与溶液在喷射器内部强制吸收，保证了吸收的效率，可以省略传统吸收式热泵在吸收器内部必须设置的换热器，生产工艺得以简化，产品成本得以降低。

附图说明

图1为典型的第一类吸收式热泵原理示意图；

图2为不同中温热源输出温度的能效对比；

图3为吸收式热泵温度-压力关系示意图；

图4为低压侧引入蒸汽压缩机的第一类吸收式热泵原理示意图；

图5为本发明的第一种实施方式的原理示意图；

图6为本发明的第二种实施方式的原理示意图；

图7为本发明的第三种实施方式的原理示意图；

图8为喷射器原理示意图；

图中，1、蒸发器，2、溶液池，3、溶液泵，4、溶液节流阀，5、溶液热交换器，51、第一端口，52、第二端口，53、第三端口，54、第四端口，6、发生器，7、冷凝器，8、蒸汽压缩机，9、溶剂节流阀，10、喷射器，101、引射室，102、喷嘴，103、混合室，104、扩散器，105、工作流体进口，106、引射流体进口，107、混合流体出口，11、吸收器。

具体实施方式

为了更好地理解本发明，下面结合附图来详细解释本发明的实施方式。

如图5所示，为本发明的第一种实施方式，基于喷射器的第一类吸收式热泵，包括蒸发器1、溶液泵3、发生器6、喷射器10，所述发生器6的浓溶液出口连接溶液泵3的进液口，溶液泵3的出液口与发生器6的稀溶液入口连接且之间设有喷射器10，喷射器10与蒸发器1的溶剂蒸汽出口相接。

如图8所示，所述喷射器10包括同轴设置的引射室101、喷嘴102、混合室103、扩散器104，喷嘴102设置于引射室101内且轴向设有工作流体进口105，引射室101径向设有引射流体进口106，引射室101、混合室103和扩散器104顺序连接，扩散器104轴向设有混合流体出口107，所述喷嘴102两端开口面积大，中间开口面积小，所述扩散器为开口面积逐渐增大的喇叭口状。工作流体通过工作流体进口105流入喷嘴102内，由于流通截面逐渐变小，流速逐渐增加，压力势能逐渐转化为动能，压力逐渐降低。当工作流体通过喷嘴102后，在喷嘴出口达到较高的速度，大部分压力势能转化为动能，形成局部相对负压，将引射流体通过引射流体进口106抽吸到引射室101内。两股共轴流体在混合室103内进行充分混合和速度与能量均衡，在混合室103的出口截面，建立起均匀的速度场和能量场，形成稳定均一的高速度流体。流体进入扩散器104后，随着流通截面面积的逐渐扩大，流速逐渐降低，动能逐渐转化为势能，压力逐渐得到恢复，当达到扩散室104末端的混合流体出口107时，压力得到完全恢复。喷射器10的工作流体进口105与溶液泵3的出液口通过管道相接，引射流体进口106与蒸发器1的溶剂蒸汽出口通过管道相接，混合流体出口107通过管路与发生器6的稀溶液入口连通。

还包括冷凝器7、溶剂节流阀9，蒸发器1、冷凝器7内设置有热交换器，蒸发器1设置有喷淋管且通过管路与溶剂节流阀9连通，冷凝器7的溶剂液体通过管路与溶剂节流阀9连通，发生器6的蒸汽端口与冷凝器7连接。

发生器6与溶液泵3的进液口之间设有溶液池2，且发生器6与溶液池2之间设有溶液节流阀4。

还包括溶液热交换器5，所述溶液热交换器5内部设有两组换热管路，第一端口51与第二端口52连通，第三端口53与第四端口54连通，喷射器10的混合流体出口107与第一端口51连通，第二端口52与发生器6的稀溶液入口接通，发生器6通过管路将浓溶液出口与溶液热交换器5的第三端口53连通，第四端口54与溶液节流阀4连通。溶剂与溶液在喷射器内部强制吸收，保证了吸收的效率，可以省略传统吸收式热泵在吸收器11内部必须设置的换热器，生产工艺得以简化，产品成本得以降低。有效的解决了吸收式热泵采用空气作为低温热源的工作温度范围拓展的问题，并提供了更高的能源效率。对于我国北方地区、特别是寒冷地区的冬季取暖有着非常好的效果。

如图6所示，为本发明的第二种实施方式，发生器6与冷凝器7之间设有蒸汽压缩机8，发生器6的蒸汽端口通过管路连接到蒸汽压缩机8的蒸汽入口，蒸汽压缩机8的蒸汽出口通过管路与冷凝器7连接。对于最低空气温度低于-20℃等应用，工程上通常采取两级热泵复迭的方式，而本实施方案则可以兼顾蒸汽压缩机和吸收式热泵的优势，避免了蒸汽压缩机由于蒸气温度低造成吸气效率降低的缺陷，同时也避免了吸收式热泵必须高温驱动热源的缺陷。

如图7所示，为本发明的第三种实施方式，所述发生器6内部设有热交换器，发生器6内部的热交换器通过管路分别与辅助热源入口端口f和辅助热源出口端口e连通，辅助热源可以采用内燃机的烟气和缸套水。本实施方案相对比第二种实施方式更适合于分布式能源系统。

上述虽然结合附图对发明的具体实施方式进行了描述，但并非对本发明保护范围的限制，在本发明的技术方案的基础上，本领域技术人员不需要付出创造性劳动即可做出的各种修改或变形仍在本发明的保护范围以内。