噴射器及其在制冷中的應用研究進展

陳光明 孫翔 宣永梅 高能 郝新月

(1 浙江大學制冷與低溫研究所 杭州 310007；2 浙大寧波理工學院能源與環境研究所 寧波 315100)

隨著工業發展、城市化進程的加快，人們對能源的需求越來越大。隨之而來的能源短缺、價格上漲以及全球性的環境問題，使得研究人員轉向對可再生能源的研究，并考慮優先利用低品位能源、提高能源利用效率。

噴射器是一種可以利用高壓流體引射低壓流體，有效利用流體壓力能的部件，最早的研究開始于在19世紀60年代[1]。1901年，K.Chunnanond 等[2]將噴射器用于抽除蒸汽冷凝器中的不凝性氣體。當時噴射器主要用于蒸汽機領域，代替機械泵給鍋爐加水，噴射制冷循還沒有提出。經歷了一個多世紀的發展，如今噴射器作為一種具有升壓、節流、泵送、混合等多功能的部件已經被廣泛應用。

本文將對噴射器的工作機理、性能評價指標、理論模型建立、結構尺寸對性能的影響以及噴射器在制冷中的應用等方面的研究進展進行介紹。

1 工作機理及評價指標

1.1 噴射器的工作機理

噴射器按噴嘴出口截面工作流體的速度大小可分為亞音速噴射器與超音速噴射器。超音速的物理過程是指流體的實際流速大于流體所處狀態時聲音傳播速度的流動過程；反之，實際流速小于流體所處狀態時聲音傳播速度的流動過程為亞音速流動。本文主要介紹超音速噴射器。

圖1 是一個超音速噴射器內部結構工作機理示意圖。噴射器可分為噴嘴、接受室、恒面積段和擴壓段四部分，噴射器的工作機理為:高壓(高于相應臨界流動的滯止壓力)的工作流體依次經過噴嘴的漸縮、漸擴段，速度在噴嘴喉部到達音速，在噴嘴出口截面到達超音速。在此過程中，工作流體的壓力降低，壓力能轉換為動能。噴嘴出口的工作流體憑借其較低的靜壓，與引射流體入口之間形成壓差，驅動引射流體進入接受室。隨后二者混合，在混合過程中發生劇烈的質量、動量、能量交換，混合流體速度由超音速降為亞音速時，還會出現激波現象，壓力升高，進入擴壓室。在擴壓室內，混合流體動能轉換為壓力能，最終從噴射器出口排出，實現了把引射流體壓力升高的目的。

圖1 噴射器內部結構工作機理[3]Fig.1 Principle of ejector configuration[3]

1.2 噴射器性能的評價指標

噴射器的性能評價指標[3]主要有:噴射系數、壓縮比、膨脹比、噴射器效率等。噴射制冷系統評價指標有:系統制冷量、COP 等。

噴射系數是對噴射器引射能力的評估，可以被定義為噴射器引射流體與工作流體的質量流量之比。

式中:me為引射流體的質量流量，kg/s；mg為工作流體的質量流量，kg/s。

壓縮比被定義為噴射器出口混合流體與引射流體的壓力之比。

式中:pc為噴射器出口混合流體的靜壓力，kPa；pe為引射流體的靜壓力，kPa。

膨脹比被定義為噴射器進口的工作流體壓力與噴射器接受室前的引射流體壓力之比。

式中:pg為噴射器進口工作流體的靜壓力，kPa；pe為引射流體的靜壓力，kPa。

索科洛夫等[4]指出，噴射器的完善性可用噴射器效率來衡量，即引射流體獲得的與工作流體喪失的之比。

式中:eg、ec、ee分別為工作、混合、引射流體的單位，kJ/kg。

式中:h0、s0為等熵滯止狀態下工質的比焓、比熵，kJ/kg、kJ/(kg·K)；h0，e、s0，e為與周圍環境處于平衡狀態下工質的比焓、比熵，kJ/kg、kJ/(kg·K)；T0，e為環境溫度，K，通常取293 K。

S.Elbel 等[5]提出了噴射器對功的恢復效率，同時考慮了引射流量和壓力提升的影響。他們把噴射器效率定義為實際能從噴射器中恢復的能量的比例，即從接受室入口到擴壓室出口引射流體被等熵壓縮的功除以從噴嘴進口到擴壓室出口理論上工作流體可以被回收的最大能量。

式中:ω為噴射系數；h為引射流體經等熵壓縮在擴壓室出口的比焓，kJ/kg；hsn，in為引射流體接受室入口的比焓，kJ/kg；hmn，in為工作流體噴嘴入口的比焓，kJ/kg；h(pdiff，out，smn，in)為工作流體經等熵膨脹在擴壓室出口的比焓，kJ/kg。

上述性能指標中，噴射系數是最直接、最容易理解的指標，反映了通過消耗一定數量的工作流體來獲得一定數量引射流體的壓力提升，但是沒能反映流體所攜帶能量的價值。索科洛夫等[4]的效率雖然試圖反映流體的能量問題，但是由于概念本身存在的缺陷，例如基準態問題，使得它難以得到實際使用；更為嚴重的是，它忽視了混合過程是噴射器的本質特征，把工作流體與引射流體分開單獨考慮，因此它不能真實反映噴射器的實際工作過程。文獻[5]所提出的噴射器對功的恢復效率雖然克服了效率所存在的缺陷，但同樣沒有反映混合過程是噴射器的本質特征，因此也不能真實反映噴射器的實際工作過程。

本文作者認為，要建立合理的噴射器性能評價指標，首先要建立能夠反映噴射器本質特征的理想噴射器模型，用實際噴射器的性能與理想噴射器的性能接近的程度作為評價實際噴射器優劣的指標，才有理論和實際價值。

2 理論模型進展

本節將介紹噴射器理論模型的研究進展。所涉及的模型假設有:工質為理想氣體、噴射器邊界絕熱、入口速度為零、徑向溫度與速度均勻分布等。其他常見的模型簡化手段包括:恒壓或恒面積混合假設、將斜激波近似為正激波、引入等熵效率系數來近似每段的損失、假設兩相混合物性質均勻以及在工作流體形成的有效面積喉部開始混合。

1942年，J.H.Keenan 等[6]最先提出了基于理想氣體動力學理論的噴射器一維數學模型，研究的是一個簡化的恒面積混合的噴射器，且不包含擴壓段。其假設包括:工質為理想氣體、噴射器邊界絕熱、流動為等熵過程，入口速度為零，此外還討論了正激波現象。1950年，J.H.Keenan 等[7]在之前研究的基礎上考慮了噴射器的多種幾何結構，包括不同的噴嘴和混合段尺寸，其模型將噴射器分為4 個基本的子部件:噴嘴、接受室、混合室和擴壓室。基于以上假設，結合動量、能量和質量守恒方程，即可確定各子部件關鍵界面工質的參數。

J.T.Munday 等[8]假設工作流體從噴嘴噴出后，并不立即與引射流體混合，而是為引射流體形成一個收斂管道，該管道就像一個收斂的噴嘴，這樣引射流體在某個位置加速到音速，該位置即為喉部，如圖2所示[8－10]。在此之后，兩股流體在相同的壓力下發生混合。

圖2 噴射器假想有效面積Fig.2 Effective area occurring in the ejector throat

J.C.Dutton 等[11]對恒面積混合的超聲速噴射器進行了理論和實驗研究，理論分析了基于簡化的恒面積混合且無黏滯力相互作用的一維模型。研究了7個無因次變量對噴射器壓力恢復性能，即壓縮比的影響。實驗結果表明，理論預測的噴射器最大壓縮比較實驗值高15%～22%。該誤差很大程度上是由于模型忽略了流動過程中的摩擦損失。

在Keenan 模型的基礎上，I.W.Eames 等[12]進行了模型的一項重要改進，考慮了噴嘴、混合段和擴壓段的摩擦損失，在計算質量、動量、能量守恒時計入了基于實驗數據的等熵效率經驗系數。

Huang B.J.等[3]也提出過類似的模型，同樣假設工質為理想氣體，且考慮到摩擦和混合損失而采用等熵效率系數。以R141b 為工質，在多種工況下對11種不同幾何結構的噴射器進行了實驗測試，該理論模型采用的等熵效率系數基于相同工況下的實驗數據。

Huang B.J.等[13]研究了壅塞現象對噴射器性能的影響，繪制了背壓對噴射系數的影響曲線。如圖3所示[3]，發生壓力與蒸發壓力保持不變，其中噴射器的運行模式分為3 種:臨界(雙壅塞)、亞臨界(單壅塞)和回流模式。當背壓低于臨界背壓，噴射系數是恒定的，達到極大值，臨界模式下工作流體與引射流體均發生壅塞；當背壓大于臨界背壓而小于極限背壓，噴射系數隨背壓的增大而減小，此時為亞臨界模式，僅工作流體發生壅塞；當背壓大于極限背壓，噴射系數為0，即回流模式下噴射器無法工作。他們詳細闡述了臨界模式下恒壓混合噴射器的一維模型。該模型假設開始混合截面位于恒面積段內，而且引射流體達到音速，然后工作流體與引射流體在相同的壓力下進行混合。有學者在此基礎上進行了修改，得到更準確的結果[14－15]。

圖3 噴射器的運行模式Fig.3 Operational modes of ejector

Liu Jiapeng 等[16]在Huang B.J.等的基礎上提出了進一步簡化的模型。用含有4 個參數的兩個線性方程來求解噴射系數與臨界背壓，而4 個參數可通過等熵效率系數以及幾何尺寸參數得到。為了簡化理論模型，假設了噴射器各部件的等熵效率不隨工況條件和幾何參數的變化而變化。對比文獻中可用的實驗值，結果顯示噴射系數和臨界背壓的平均誤差分別為3.13%和1.35%。Zhang Hailun 等[17]借助CFD 研究了不同粗糙度對噴射器整體以及各部件效率的影響，為模型部件效率的選擇提供了參考。

Zhu Yinhai 等[18]提出了一種噴射器臨界模式下同時考慮流向與徑向的臨界圓二維模型。見圖4，在恒面積段入口截面引入“臨界圓”，采用指數式來近似該截面流體的徑向二維速度分布。作者對模型進行了實驗驗證。結果顯示，實驗與理論結果的最大誤差為10.78%，而Huang B.J.等[3]一維模型的誤差為23%。此外，Zhu Yinhai 等的模型只需要14 個方程和2 個等熵系數，而Huang B.J.等的模型需要18 個方程和4 個等熵系數。Zhu Yinhai 等[19]基于上述模型還研究了兩相工質模型。但為了簡化研究，他們假設工作流體和引射流體的徑向速度分布為線性而非指數。

圖4 噴射器結構與A-A 截面流場Fig.4 Configuration of ejector and A-A section flow field

N.S.Kumar 等[20]基于法諾流動和可變熱容比，對一維噴射器模型進行了修正。利用法諾流動方程來描述混合段的可壓縮摩擦流動。此外，考慮到熱容比在噴射器每段的差異，引入熱容比在各段的平均值進行計算，而不是假設一個恒定的值。與傳統一維模型相比，該修正模型得到的噴射系數、背壓的平均誤差分別為4%和5%，具有更高的精度。

涉及亞臨界模式下的噴射器模型研究文獻較少。傳統的噴射器模型側重于研究理想運行工況，即臨界模式下的性能。受客觀因素影響，在某些情況下，噴射器未必能在臨界模式下穩定運行，因此對于亞臨界模式的研究具有重要意義。Chen Weixiong 等[21]研究了臨界、亞臨界模式下的一維噴射器模型。亞臨界模式下，仍假設噴射器內壁與工作流體之間仍然存在一個有效面積區域，此處引射流體被加速至最大速度，但低于聲速，未達到壅塞狀態。除了該有效區域處的控制方程與臨界模式不同外，其他方程相同。Shi Chaoyin 等[22]提出了工質為實際氣體的臨界與亞臨界模式下的一維噴射器模型。對于亞臨界模式，采用了與Chen Weixiong 等[21]相同的邊界條件。

Li Fenglei 等[23]也提出了預測亞臨界模式下噴射器性能的模型。該模型基于恒壓混合等假設，可預測臨界背壓、極限背壓和噴射系數。隨著背壓超過臨界值，噴射系數呈線性下降，在引射流體流量為零的情況下，結合質量、動量和能量守恒方程和等熵關系可以得到極限背壓值。

V.Kumar 等[24]提出了一種新型的一維模型。模型引入Prandtl 混合長度、Prandtl-Meyer 膨脹波、Kelvin-Helmholtz 不穩定性和斜壓效應等氣體動力學概念來確定各個截面的直徑、混合段長度、噴嘴出口位置、噴嘴收斂角和發散角。結果表明，與Huang B.J.等[3]的一維模型相比，二者面積比、噴射系數的偏差分別為－0.287%、2.5%。

為了解決1.2 節評價指標的問題，一些研究者提出了理想噴射器模型。

根據噴射器的工作特點，A.Arbel 等[25]提出了理想膨脹壓縮機(Turbine-compressor)模型，以此作為實際噴射器內部損失的比較基準。R.K.Mcgovern等[26]根據可逆過程能效最高的熱力學常識，將噴射器作為“黑箱”，假設在“黑箱”內發生的所有過程均為可逆過程，稱之為可逆噴射器并進行了分析。以理想膨脹壓縮機模型為基礎，進一步引入理想熱機概念以實現膨脹機、壓縮機排出流體之間溫度的一致。雖然這些模型試圖給出噴射器的最高能效以作為實際噴射器的比較基準，然而忽視了一個最基本、最重要的事實，即實際噴射器不是通過功的傳遞來實現低壓流體壓力的提升，而是通過混合過程中動量的交換實現能量的傳遞，即實際噴射器不存在任何機械運動部件，也就不存在任何機械功的傳遞過程?；旌线^程動量交換是噴射器所具有的、區別于其他能量交換設備的本質特征，任何忽視這一特征的模型都不能真正反映噴射器的本質；此外，實際噴射器的混合壓力遠低于其出口壓力，而以“膨脹壓縮機”為基礎的模型都認為混合壓力等于出口壓力。因此此類模型偏離實際噴射器的工作機理太遠，不僅不能指導實際噴射器能效的提高，甚至可能產生嚴重的誤導。

3 結構尺寸的影響

噴射器作為系統中的關鍵部件，其性能對系統效率有著重要的影響，越來越多的研究關注于噴射器幾何形狀和運行工況對系統性能的影響。本節重點關注噴射器幾何尺寸對系統性能的影響。從理論上來說，不同的運行工況對應不同的噴射器最佳結構。

3.1 噴嘴

對于超音速噴射器來說，噴嘴相關的幾何尺寸包括:噴嘴出口位置、噴嘴收斂角、發散角、噴嘴收斂段、喉部、發散段長度。

如圖5所示，根據噴射器噴嘴出口與恒面積直管段的入口對應位置關系，通常將噴射器分成兩類，文獻稱之恒壓混合噴射器和恒面積混合噴射器。

圖5 噴射器結構區別Fig.5 Different structure of ejector

此處分類只是依據噴射器的結構特征而提出的，與噴射器理論模型中所說的恒壓混合模型以及恒面積混合模型不同。恒壓混合模型是指混合過程動量方程中所用的壓力為恒定值，而恒面積混合模型是指在混合過程動量方程中流動方向上的橫截面的面積保持不變。J.H.Keenan 等[7]最早提出恒壓混合噴射器的概念，J.T.Munday 等[8]提出恒壓混合模型，J.H.Keenan 等[6]提出恒面積混合模型，而Huang B.J.等[3]提出的噴射器結構上是恒面積混合噴射器，但混合模型卻采用恒壓混合模型。

噴嘴出口位置對噴射器的性能有較大影響。對于固定結構的噴射器，通常是根據設計工況，按經驗確定噴嘴位置。但當運行工況偏離設計工況時，此時的噴嘴位置往往不能提供較好的噴射器性能。S.Aphornratana 等[27]首次提出可移動噴嘴的設計，即噴嘴可在混合室內軸向移動，研究了噴嘴位置對系統制冷量和性能系數的影響，結果表明這種噴射器具有良好的變工況適應性。R.Yapici[28]進行了一種可移動噴嘴噴射制冷系統的實驗研究。結果表明，最佳的噴嘴出口位置在距恒面積段進口上游5 mm 處。K.Chunnanond 等[29]通過實驗發現，將噴嘴引回恒面積段外，即噴嘴向噴射器上游移動，可以減小膨脹波的膨脹角，更多的引射流體通過由此產生的更長的夾帶管段進入恒面積段，從而提高噴射器的性能。另一方面，引射流體的增多使得混合流體的動量降低，激波位置向上游偏移，噴射器不得不在較低的背壓下工作。Chen Shaojie 等[30]以R236fa 為工質從理論與實驗上對可移動噴嘴的噴射器性能進行了研究，其通過實驗研究了噴嘴位置對噴射器臨界模式下的噴射系數的影響，發現臨界噴射系數隨噴嘴出口與恒面積段入口距離的增加先增大后不變。因此在一定范圍內，臨界噴射系數取決于引射流體的壅塞情況。當噴嘴向上游移動時，混合流體在恒面積段內達到聲速，臨界噴射系數保持不變。Wang Chen 等[31]提出了一種自適應噴嘴結構的噴射器，即在噴嘴上安裝波紋管，噴嘴位置可根據工作壓力的變化而改變，波紋管的設計基于數值模擬的結果。Fu Weina 等[32]數值研究了噴嘴出口位置的影響。結果表明，當噴嘴出口至恒面積段進口距離與噴嘴喉部直徑的比值從0 增至19時，噴射系數持續增大；當該比值繼續增大，噴射系數急劇下降，此時噴嘴出口截面位于混合室收斂段進口的上游。此時工作流體在噴嘴出口膨脹較劇烈，導致引射流體流動有效面積減小，從而導致噴射系數驟降。史海路等[33]實驗研究了噴嘴出口位置的影響，結果均顯示存在最佳位置使得噴射系數最大。最佳噴嘴出口位置值還會隨著其他幾何尺寸的變化而變化[14，34]。

Wang Lei 等[35]利用CFD 數值研究了噴嘴的收斂角和發散角，噴嘴收斂段、喉部和發散段長度對噴射器性能的影響。隨著噴嘴收斂角的增大，工作流體流量與噴射系數先緩慢增大再急劇下降；隨著噴嘴發散角的增大，工作流體流量與噴射系數先急劇上升再緩慢下降；隨著噴嘴收斂段、喉部和發散段長度的增加，噴射系數先增大后減小。在其所研究的幾個幾何因素中，噴嘴喉部和發散段尺寸對噴射系數的影響較大。姚軼智等[36]通過在噴嘴尾部設置靜態擾流元件，拓展混合空間以增強動量交換效率的同時將傳統的動量交換過程由二維變為三維，在亞音速工況下提升了噴射器噴射系數，但臨界壓力降低。薛康康等[37]提出采用花瓣形噴嘴提高混合效率的方法提升了噴射器性能，數值結果表明，與圓形噴嘴相比，該結構下的臨界背壓提高了5%，噴射系數最多可提高13.3%。

3.2 接受室

接受室收斂角是影響噴射器性能的重要參數之一。Wu Hongqiang 等[38]研究了恒壓混合下接受室收斂角θ對引射系數的影響。收斂角較小時，噴射系數隨θ的增大而增加，當θ介于8～10°時，達到最大值，之后隨θ增大緩慢減小。因此，對于給定長度的混合室，存在一個最佳的接受室收斂角。當收斂角大于最佳收斂角時，作者通過CFD 解釋了此時噴射系數減小的原因，即隨著收斂角的增大，噴射器內渦流的分布更加明顯，從而降低了噴射器性能。

A.S.Ramesh 等[39]從數值模擬與實驗上對收斂角介于0～22°的6 個不同尺寸噴射器進行了研究。結果表明，在所研究的工況下，收斂角12°的噴射器對應的噴射系數最佳，與收斂角0°對應的最佳噴射系數相比，增加了99.1%。

但是，對于不同的噴射器類型、不同的工質、不同的運行工況，最佳收斂角的值往往不同[40－44]。

3.3 恒面積段

面積比是影響噴射器性能的一個重要因素。面積比，如式(7)所示，為恒面積段截面積與噴嘴喉部截面積的比值。

式中:dm為恒面積段截面的直徑，mm；dnozz為噴嘴喉部截面的直徑，mm。

S.Varga 等[45]采用可變喉部面積噴射器，在保持恒面積段直徑不變的情況下，通過改變噴嘴直徑，控制面積比在13～27 范圍內，利用CFD 研究了面積比對噴射系數的影響。結果表明，在恒定的工作流體壓力和引射流體壓力條件下，雖然噴射系數隨面積比的增加而增加，但這也導致了臨界背壓變小。因此，面積比存在一個最佳值，應根據工況條件選擇其值。當面積比取21 時，噴射系數取到最大值0.26，這與Sun Dawen[46]在類似工況下的結果吻合度較高。S.Varga等[47]還通過實驗將結果與CFD 數據進行了總結和比較，發現CFD 與實驗的工作流體流量吻合較好，平均相對誤差為7.7%，但CFD 對引射流體流量及引射系數的預測平均相對誤差約20%。Pei Pucheng等[48]利用CFD 對燃料電池用噴射器的結構進行了優化研究，該噴射器利用高壓一次氫氣引射未反應完全的二次氫氣，最佳面積比范圍為9～12.53。Ma Xiaoli 等[49]提出了在噴嘴喉部內實現可移動主軸的方法，使噴嘴喉部面積在操作者的控制下動態變化，當主軸遠離噴嘴時，噴嘴喉部面積增加，從而改變面積比。研究發現，當主軸位置向噴嘴方向移動時，由于一次流量的減少，引射流量減少，存在最佳噴射系數。臨界背壓隨主軸尖端到噴嘴距離增加而顯著增加。V.V.Nguyen 等[50]通過移動主軸、改變噴嘴出口位置，從而調節面積比，發現與固定結構噴射器相比，可變幾何結構噴射器的性能得到較大提高。

對于恒面積段長度，K.Pianthong 等[51]認為，隨著恒面積段長度的增加，臨界背壓緩慢增加，達到一定極限后開始下降。但是最大噴射系數幾乎不受恒面積段長度的影響。Yan Jia 等[52]數值模擬的結果也顯示恒面積段長度對噴射系數的影響很小。Chen Weixiong 等[15]的數值模擬結果顯示，隨著恒面積段長度與直徑之比從2 增至10，當引射壓力較低時，噴射系數先增大而后趨于穩定；當引射壓力較高時，該長徑比對噴射系數的影響不大。

3.4 擴壓段

擴壓段的結構尺寸包括擴壓段長度、發散角。K.Banasiak 等[53]研究了擴壓段發散角對噴射器對功恢復效率的影響，數值模擬結果顯示，最佳發散角約3°。當發散角由2°減至1°時，擴壓段內壁的摩擦效應加劇使得該效率迅速降低，而當發散角由3.5°增至15°時，動量混合的不完全導致該效率緩慢降低。Li Shengyu 等[54]利用CFD 研究了擴壓段長度對噴射系數的影響，噴射系數隨著擴壓段長度的增加先迅速增加再緩慢減小。M.S.Lee 等[55]也借助CFD 對噴射器擴壓段尺寸進行了優化。Yan Jia 等[56]的數值模擬結果顯示，在其所研究的范圍內，擴壓段長度對噴射系數的影響很小。Dong Jingming 等[57]的CFD模擬結果表明，在相同的恒面積段長度下，其所研究的幾種擴壓段長度對應的噴射系數幾乎一致，而臨界背壓隨擴壓段長度的增加而增大并趨向于某一恒定值。

4 噴射制冷技術的應用

噴射制冷技術的應用形式主要是各類噴射制冷系統，包括單級噴射制冷系統、多級噴射式制冷系統、噴射－壓縮復合制冷系統、噴射－吸收復合制冷系統、無泵噴射制冷系統等[58－59]。

噴射制冷系統的性能系數COP 被定義為制冷循環獲得的制冷量與輸入系統的能量之比，即:

式中:Qe為系統制冷量，kW；Qg為發生器熱，kW；Wpump為循環泵功，kW。

由于發生器熱與泵功在能量品位上差別較大，用上述指標衡量系統的優劣是有欠缺的。可以采用系統效率來評價熱和機械能共同驅動的系統在熱力學理論研究方面似乎更為合理，但如上文所述，概念本身存在的問題，使得這一評價指標在很多場合會失去實際意義。熱和機械能共同驅動的系統性能評價本文不做討論。

4.1 單級與多級噴射制冷系統

單級噴射制冷系統是形式最簡單的噴射制冷系統，原理如圖6所示。發生器出口的高溫高壓制冷劑氣體作為工作流體經噴射器噴嘴加速，在接受室中引射來自蒸發器的低壓制冷劑，二者在混合室中完成動量交換、質量交換后經擴壓室排入冷凝器。冷凝器出口的制冷劑分為兩股，一股經循環泵加壓送入發生器，另一股經節流閥降溫降壓后送入蒸發器。在噴射制冷系統中，噴射器在臨界條件下運行，為系統提供穩定的噴射系數、制冷量和COP，當背壓超過臨界背壓，噴射器性能將顯著降低。

圖6 單級噴射制冷系統Fig.6 Single stage ejector refrigeration system(SERS)

考慮到工況條件的影響，Z.Aidoun 等[60]基于熱力學模型對單級噴射制冷系統進行了模擬，研究了設計工況和非設計工況下的噴射器性能。研究發現在非設計工況下，由于混合不充分和激波的存在，增加了內部過熱的產生。為了防止內部凝結，噴射器進口需要設置大約5 ℃過熱度，但過大的過熱度會限制冷凝器的效率。B.Gil 等[61]在蒸發溫度10 ℃、冷凝溫度40 ℃、發生溫度70～200 ℃的工況下，通過數值手段研究了不同工質(丙酮、苯、環戊烷、環己烷、甲苯、R236ea、R236fa、R245ca、R245fa、R365mfc、RC318)在噴射制冷循環中的性能，結果表明每種工質的最佳噴射系數、最大COP 以及對應的最佳發生溫度均不相同。

有學者將預熱器、預冷器引入單級噴射制冷系統[62]，原理如圖7所示。預熱器與預冷器的本質均為回熱器，但它們布置的位置及目的有所差異。預熱器被設置在噴射器出口與發生器入口，即噴射器出口的制冷劑加熱即將進入發生器的制冷劑，降低了發生器所需的加熱量，減小了冷凝器的負荷。預冷器被設置在冷凝器出口與蒸發器出口，即用蒸發器出口的制冷劑冷卻冷凝器出口即將進入蒸發器的制冷劑，降低了冷凝器的負荷，保證了進入噴射器制冷劑的過熱度，但降低了系統制冷量。Sun Dawen 等[63]對該系統進行了理論研究。研究發現，如果在循環中引入預熱器，則可減少熱輸入量和冷卻負荷，在所研究的工況下COP 可提高約20%。但額外的兩個換熱器，導致額外的成本且增加了系統復雜程度。引入預熱器可以提高系統COP，雖然設置預冷器不一定能提高系統COP，但有時可以降低系統能耗，預冷器的設置有沒有意義取決于蒸發器出口制冷劑為預冷器提供的冷量是否多余。例如，在壓縮空氣冷凍干燥技術中，為確保壓縮空氣中的含濕量達到要求，需將其降溫至壓力露點2～10 ℃，而用氣設備并不需要如此低的溫度，往往在蒸發器前設置一個預冷器，用蒸發器出口的低溫壓縮空氣預冷蒸發器前的高溫壓縮空氣，可以回收多余的冷量，從而降低了蒸發器的負荷。

基于單級噴射制冷系統，有學者提出了一種朗肯－噴射制冷復合系統，最典型的循環原理如圖8所示。該類系統利用汽輪機等透平機械的乏汽作為工作流體驅動噴射器，在獲得輸出電功率的同時產生制冷量，即冷電聯產。Zheng Bin 等[64]對該系統進行了理論研究，噴射器由汽輪機的乏汽驅動，系統可同時產生電力和制冷量。以R245fa 為工質，在tg＝122℃、tc＝25 ℃、te＝70 ℃的工況下，效率為56.8%，且大部分損失發生在噴射器中。A.Habibzadeh等[65]理論研究了不同工質(R123、R141b、R245fa、R600a、R601a)對該種系統性能的影響，結果表明，R141b 對應的的最佳壓力最低，R601a 對應的的損失最低。P.Haghparast 等[66]研究了噴射器幾何形狀對帶有兩級蒸發器的朗肯－噴射復合系統性能的影響，該系統可以提升傳統有機朗肯循環的輸出電功率。結果表明，輸出電功率隨噴射器面積比、引射流體流量的增加而提高，隨噴嘴喉部直徑、工作流體壓力的增加而降低，隨恒面積段直徑的增加而提高。A.Ahmadzadeh 等[67]研究了一種由太陽能驅動的聯合朗肯－噴射制冷系統(CPER)，功率為50 kW。該系統主要由兩個循環組成:集熱器循環和制冷循環。通過熱力學計算及分析，結果表明，熱能利用率提高25.5%，效率提高21.27%，總成本降低7.76%。Zhang Chenghu 等[68]提出了一種同時輸出功率和熱量的新型有機朗肯循環與噴射式熱泵相結合的系統。該系統仍以汽輪機乏汽作為工作流體驅動噴射器，與傳統的有機朗肯循環相比，新型聯合循環最大凈輸出功率提高10.78%，最大熱回收能力提高19.04%。之后還對朗肯循環與噴射式熱泵并聯布置的系統進行了熱力學分析[69]。也有學者對朗肯循環與噴射制冷循環相結合的冷熱電聯產系統進行了研究[70]。而在另一種與朗肯循環相結合的噴射制冷系統中[71]，噴射制冷子系統相對獨立，噴射器并不是由汽輪機的乏汽驅動，可視為兩子系統的復合式系統。

圖8 朗肯－噴射制冷復合系統Fig.8 Combined SERS and power system

太陽能作為可驅動噴射式制冷的低品位熱源之一，近些年得到了學者們的廣泛關注，其最初的形式如圖9[72]。由于存在制冷劑泄漏風險以及太陽能子系統與噴射制冷子系統的耦合導致控制困難等原因，該系統的應用受到了限制。因此，該系統的另一種形式出現了，如圖10所示。該系統中，太陽能子系統通過中間換熱器將集熱器收集的熱量傳輸給噴射制冷子系統，以驅動后者運行。與傳統的蒸氣壓縮制冷系統相比，此系統COP 更高，更環保。但由于太陽能間斷、不連續，所提供的熱量不穩定，使得該系統的整體效率較低。學者們研究了集熱器[73－76]、太陽輻射強度[77]、蓄能裝置[78－81]、可變幾何形狀噴射器[82－84]對該系統性能的影響。

圖9 太陽能噴射制冷系統Fig.9 Solar-driven ejector refrigeration system(SoERS)

圖10 含中間換熱器的太陽能噴射制冷系統Fig.10 Solar-driven ejector refrigeration system with intermediate heat exchanger

此外，有學者對該系統與朗肯循環的耦合系統進行了研究，原理見圖11。M.Elakhdar 等[85]對該系統進行了動態模擬，集熱器類型為拋物線槽式，他們研究了不同制冷劑(R601a、R245fa、R123、R141b)對噴射系數、系統COP 的影響，結果表明，R601a 提供的噴射系數和COP 最高。此外，有學者還研究了與之類似的太陽能驅動的冷熱電三聯供系統[86－87]。

圖11 朗肯－太陽能噴射制冷系統Fig.11 Solar-driven ejector refrigeration system combined with a power cycle

含多個噴射器的噴射制冷系統、含多個蒸發器的噴射制冷系統等在一定情況下既能滿足不同的系統需求，又能提高傳統噴射制冷系統的性能。考慮到固定幾何形狀噴射器的變工況適應性較差，F.Aligolzadeh 等[88]提出了多種不同尺寸噴射器并聯布置的系統形式，如圖12所示，每個噴射器僅在特定的背壓范圍內工作，即背壓決定噴射器運行的方案，該系統可以在工況變化的情況下以較高的效率連續運行。

圖12 一種多噴射器制冷系統Fig.12 Multi-ejector refrigeration system

關于多級噴射制冷系統，Xing Meibo 等[89]提出使用兩個噴射器從傳統的兩級蒸氣壓縮制冷系統中回收節流過程損失的功，系統COP 可提高10.5%～30.6%。Chen Guangming 等[90]提出了一種由兩個熱源驅動的兩級噴射制冷系統，如圖13所示，該系統可由兩種不同品位的熱源驅動，以R236fa 為工質對該系統進行了實驗模擬。結果表明，在低于21.7 ℃的冷凝溫度下，后一種系統的性能優于常規單級系統。

圖13 一種由兩個熱源驅動的兩級噴射制冷系統Fig.13 Two-stage ERS driven by two heat sources

4.2 噴射－壓縮復合制冷系統

近年來，噴射－壓縮復合制冷系統得到了廣泛的研究。噴射器噴射系數與運行工況對噴射制冷系統性能的影響至關重要。對于單級噴射制冷循環而言，當其他參數不變，蒸發壓力增大時，噴射系數以及冷凝壓力也會增大。本文介紹三種類型的噴射－壓縮復合系統，第一種類型可稱為含壓縮機的噴射制冷系統，其中壓縮機的作用主要是提升引射流體的壓力；第二種類型可稱為含噴射器的蒸氣壓縮制冷系統，其中噴射器主要是作為一種膨脹裝置；第三種類型，噴射－壓縮復疊系統，該類系統由噴射子循環與壓縮子循環組成。

第一類系統于1990年由M.Sokolov 等[91]提出，其基本形式如圖14所示，在傳統單級噴射制冷系統的基礎上引入壓縮機，置于蒸發器出口，增加引射流體的壓力，從而提高了噴射器的性能。Xu Yingjie等[92]對傳統的含壓縮機的噴射制冷系統進行了改進，即在蒸發器入口增加了氣液分離器和節流閥，如圖15所示。結果顯示，在所研究的工況下，新系統COP 可達6.30，較前者提高了21.95%，表明新系統具有更好的節能潛力。楊悅等[93]對以太陽能為熱源的此類系統進行了熱力學分析，研究了壓縮機壓比對系統性能的影響，結果表明存在最佳壓比為1.45。

圖14 含壓縮機的噴射制冷系統Fig.14 ERS with a booster compressor

圖15 一種改進的含壓縮機的噴射制冷系統Fig.15 Improved ERS with a booster compressor

針對第二類含噴射器的蒸氣壓縮制冷系統，其原理如圖16[94]，將噴射器并入蒸氣壓縮循環一方面可減少與膨脹裝置相關的不可逆損失，另一方面提高了壓縮機吸入壓力，減小了壓縮功，從而提高COP。

圖16 含噴射器的蒸氣壓縮制冷系統Fig.16 Compression refrigerating system with an ejector

E.Nehdi 等[94]研究了蒸發溫度、冷凝溫度、噴射器面積比、工質對該系統COP 的影響，采用R141b 時系統性能較好，最大COP 為4.9。當以R141b 為工質，tc＝30 ℃，te＝－15 ℃，面積比取最佳面積比時，該循環COP 較傳統壓縮式循環提升約22%。H.K.Ersoy 等[95]以R124a 為工質對該系統進行了實驗研究，COP 比傳統壓縮系統高6.2%～14.5%。N.B.Sag 等[96]以R134a 為工質進行了實驗研究，與傳統系統相比，COP 增加了7.34%～12.87%，效率增加了6.6% ～11.24%。Wang Xiao 等[97]從理論上對4種不同的含噴射器的蒸氣壓縮制冷系統進行了比較。還提出了一種新的循環，將噴射器置于蒸發器和氣液分離器之間，使其具有更好的性能。也有學者提出了其他配置形式[98－99]。

D.A.Dokandari 等[100]對該系統的復疊式系統進行了研究，即將高溫循環的蒸發器作為低溫循環的冷凝器，分別以CO2和NH3作為低溫循環和高溫循環的工質。與傳統的蒸氣壓縮式復疊系統相比，該系統的COP 和第二定律效率較前者分別提升7%和5%。

M.Elakdhar 等[101]提出了一種在不同壓力水平下運行的雙蒸發器系統。如圖17所示，在該系統中，噴射器將從兩個蒸發器出口的工質進行混合，與常規循環相比，該循環使COP 提高了32%。由于與傳統的蒸氣壓縮制冷相比，噴射器提高了壓縮機進口的工質壓力，故壓縮機僅需要很少的功率輸入。

圖17 一種含多個蒸發器的噴射－壓縮復合系統Fig.17 Multi-evaporator ERS

此外，T.Rostamnejad 等[102]對第一類與第二類相結合的復合系統進行了研究，如圖18所示，以效率為目標函數對該系統的工質進行了篩選，并與第二類含噴射器的蒸氣壓縮制冷系統和常規蒸氣壓縮制冷系統進行了比較。結果表明:在所研究的6 種工質中，R1234ze 最為理想，在冷凝溫度為40 ℃和蒸發溫度為5 ℃時，該系統的效率分別比后兩者高5.7%和15.5%。

圖18 含額外壓縮機及噴射器的壓縮制冷系統Fig.18 Compression refrigerating system with an extra ejector and compressor

第三類是噴射－壓縮復疊系統，該類循環由噴射子循環與壓縮子循環組成。1993年，M.Sokolov等[103]首先提出了這種系統，原理如圖19所示。太陽能噴射子系統與壓縮子系統間設一接觸式換熱器作為中間冷卻器，該換熱器既作為太陽能噴射子系統的蒸發器，也作為壓縮子系統的冷凝器。A.Arbel等[104]對該系統進行了理論研究，證明了其可行性。Sun Dawen[105]將文獻[103]采用的中間接觸式換熱器換成了間壁式換熱器，并對該系統進行了數值研究，并分別以R134a、水作為壓縮子循環、噴射子循環的工質，結果表明，該聯合循環系統COP 比常規循環增加50%。H.Vidal 等[106]利用TRNSYS 對帶有蓄熱器的該系統進行了動態模擬，分別以R141b 和R134a作為噴射子循環和壓縮子循環的工質，對中間換熱溫度以及平板集熱器面積進行了優化。K.Megdouli等[107]對噴射子循環與兩個壓縮子循環三者復疊的系統進行了研究，將噴射制冷系統作為第三級冷卻循環，從高溫冷凝器回收余熱。在總損失最小化的情況下，通過理論證明了該系統與兩個壓縮子循環復疊的系統相比具有更高的COP 和更低的損失。Chen Guangming 等[108]提出了一種提高噴射－壓縮復疊系統效率的方法，即利用壓縮子循環壓縮機出口的過熱CO2蒸氣預熱噴射子循環發生器前的制冷劑，從而提高整個系統的效率。分別以R245ca、R600、R601b 為噴射子循環工質對蒸發溫度－40～0 ℃范圍內的系統性能進行了分析。研究結果表明，該方法在低蒸發溫度下對提升系統性能更有效。喬夏瑩等[109]對圖19所示系統進行了熱力學分析，研究了發生溫度、中間溫度、冷凝溫度和蒸發溫度對系統性能的影響。

圖19 一種太陽能噴射與壓縮結合的制冷系統Fig.19 Combined SoERS with compression refrigeration system

4.3 噴射－吸收復合制冷系統

吸收式制冷是常見的制冷方式之一，最基本的形式如圖20，原理及分類可以參考文獻[110]。吸收式制冷可由各種低品位熱源驅動，但是與傳統的蒸氣壓縮制冷相比，其系統COP 普遍較低。

圖20 吸收式制冷系統Fig.20 Absorption refrigeration system

噴射－吸收復合制冷循環最早由Chen Liting[111]提出，在這種循環中，噴射器引射蒸發器中的制冷劑至吸收器，原理如圖21所示。系統高度依賴于噴射器幾何形狀，最佳COP ＝0.85，而常規循環在相同工況下(tg＝120 ℃、tc＝40 ℃、te＝5 ℃)的COP ＝0.68，當冷凝器溫度降低至30 ℃，COP 可達1.5。C.Vareda 等[112]數值模擬了噴射器混合段直徑對該系統性能的影響。該系統以氨－硝酸鋰為工質對，噴射器位于吸收器入口，取代溶液膨脹閥。液－氣噴射器從蒸發器中吸入制冷劑蒸氣，吸收器壓力高于蒸發器壓力，而不需要額外的能源消耗。結果顯示:與傳統的單效吸收式制冷循環相比，噴射器的設置使得發生溫度降低約9 ℃，且在中等溫度范圍COP 升高；其次，混合段的直徑對系統COP 影響較大，可變幾何形狀的噴射器更有利于系統控制與優化。Liang Xiao等[113]提出一種采用兩個噴射器的吸收式制冷系統，即設置額外的噴射器替代圖21所示系統中的循環泵，該噴射器由發生器出口的高壓工質驅動。熱力學分析結果表明，與傳統的吸收式制冷系統相比，盡管該系統無需循環泵，但由于犧牲了部分制冷劑流量，使得系統COP 降低。

圖21 噴射－吸收復合制冷系統(a)Fig.21 Combined ejector-absorption refrigeration system(a)

另一種噴射－吸收復合制冷系統的原理如圖22所示[114]，將噴射器置于發生器和冷凝器之間，增加了蒸發器中制冷劑的流量，從而實現性能的提升。作者研究了運行工況參數對該系統噴射系數、COP 的影響，在tc＝30 ℃，te＝5 ℃或te＝10 ℃的條件下，該系統最佳COP 較傳統單效吸收式制冷系統高20%～40%。

圖22 噴射－吸收復合制冷系統(b)Fig.22 Combined ejector-absorption refrigeration system(b)

G.K.Alexis 等[115]從理論上對這兩種系統進行了比較，在相同的發生溫度、蒸發溫度條件下，第二種系統(引射蒸發器中的工質排至冷凝器)提供的COP介于1.099～1.355 ，高于第一種系統(引射蒸發器中的工質排至吸收器)的COP，介于0.274～0.382 。

Hong Daliang 等[116]提出了一種改進的噴射－吸收復合系統，該系統在高熱源溫度下為雙效循環，在低熱源溫度下為單效循環。低壓發生器出口處的部分制冷劑蒸氣被高壓發生器出口處的制冷劑蒸氣直接引射至冷凝器，通過使用噴射器，降低了外部熱源的品位，系統COP 比傳統的單效循環高30%。Yan Xiaona 等[117]對文獻[16]提出的系統進行了實驗研究。結果表明，系統COP 比單效吸收式制冷系統高30%，發生溫度比雙效吸收式制冷系統至少低20 ℃，實驗結果與理論結果吻合度較高。

Shi Yuqi 等[118]提出了一種雙熱源驅動的噴射－吸收復合制冷系統并進行了實驗研究，該系統借助噴射器，以高壓發生器中蒸氣為工作流體，引射低壓發生器出口的蒸氣。在該系統中，從低壓發生器引出的蒸氣流量多于傳統的雙效循環，這意味著可以使用更多的低品位熱量，系統所需的輸入熱量和驅動循環所需的熱源溫度可以降低。該研究以溴化鋰－水作為工質對，185～215 ℃的熱空氣作為高溫熱源，太陽能集熱器加熱的熱水作為低溫熱源。在熱空氣進口溫度215 ℃的工況下，該系統的COP 可達0.95，比單效循環高約20%，且驅動溫度比傳統的雙效循環低。此外，噴射－吸收復合系統也可以與有機朗肯循環相結合。Wang Jiangfeng 等[119]對一種與朗肯循環相結合的噴射－吸收復合系統進行了研究，該系統可同時輸出功率(612.12 kW)和制冷量(245.97 kW)。作者研究了各工況參數(即發生溫度、冷凝溫度和蒸發溫度、汽輪機進出口壓力、溶液氨濃度)對系統性能(即制冷量、凈輸出功率和效率)的影響，結果表明，噴射器的引入提高了傳統系統的性能。K.Abdul等[120]對太陽能驅動的結合了朗肯循環的第二種噴射－吸收復合系統進行了分析，結果顯示，太陽能集熱器的損失最大，太陽能子系統以R141b 為工質時，其損失占總損失的79.61%。

4.4 無泵噴射制冷系統

在噴射制冷系統中，盡管泵的功率遠小于其他部件，耗電量較小，但它往往是系統中唯一的運動部件，需要更多的維護成本，并且在運行過程中，泵與其他部件相比更可能出現故障。此外，對于廢熱驅動的噴射制冷系統，泵是唯一用電設備，如果采用無泵噴射，不僅可省去高品位電能的消耗，而且系統可應用于無電力場所。因此，無泵噴射制冷系統被廣泛的研究。總的來說，該類系統有如下幾種:重力式、旋轉式、熱驅動式以及熱管－噴射制冷系統。

重力式無泵噴射系統的基本配置如圖23所示。V.M.Nguyen 等[121]提出了一種重力式無泵噴射循環，以水為工質搭建了一臺制冷量7 kW 的樣機。由于發生壓力、冷凝壓力、蒸發壓力依次降低，故要使工質在無泵的情況下完成循環，發生器、冷凝器、蒸發器需從高到低布置，換熱器之間的壓差通過它們之間的高差補償，該系統高度約7.5 m。J.Kasperski[122]指出，系統布置的高差主要由工質種類和工況決定。該類系統的主要缺點是高差限制導致的對場地的高度要求，以及管道長度較長引發的阻力大、熱耗散大的問題。J.Kasperski[123]還提出過一種旋轉式的無泵噴射系統，該系統利用離心力克服壓差，可縮小重力式系統的尺寸和工質的充注量。

圖23 重力式無泵噴射系統Fig.23 Gravity pumped ejector system

針對熱驅動式無泵噴射系統，Huang B.J.等[124]提出過一種多功能發生器的噴射制冷系統，其原理如圖24所示。該系統包括兩個發生器，由一個蒸氣發生器和一個排氣室組成。蒸氣發生器加熱工質升高壓力，而排氣室冷卻工質降低壓力，兩個發生器通過閥切換交替運行，以此產生壓差驅動工質循環。實驗結果表明:在tg＝90 ℃、tc＝32.4 ℃、te＝8.2 ℃的工況下，COP 為0.22。

圖24 一種熱驅動式無泵噴射系統Fig.24 Ejector system with thermal pumping effect

S.B.Riffat 等[125]提出了一種熱管－噴射制冷系統，基本原理如圖25所示。該系統由熱管、噴射器、蒸發器和節流閥組成。發生器中的工質被加熱升壓，在噴嘴中加速從而引射蒸發器中的低壓工質，二者混合后進入冷凝器，冷凝器中的一部分工質經節流閥后進入蒸發器，另一部分通過熱管內壁材料的毛細作用返回發生器完成循環。以甲醇、乙醇和水為工質對該系統進行了理論研究，結果顯示，甲醇的效果較好，系統COP 可達0.7。B.M.Ziapour 等[126]對前人提出的這種系統進行了能量和分析。計算結果表明，系統COP、第二定律效率均隨著蒸發溫度的升高和冷凝溫度的降低而增大。總損失隨著冷凝溫度、發生溫度的升高而增大，隨蒸發器溫度的升高而降低。對于大直徑熱管，在tg＝100 ℃、tc＝30 ℃、te＝10 ℃的工況下，COP 可以達到0.30。此外，Ling Z.[127]還提出一種垂直布置的基于虹吸效應的熱管－噴射制冷系統。

圖25 熱管－噴射制冷系統Fig.25 Combined heat pipe and ejector refrigeration system

5 總結與展望

本文首先對噴射器的工作機理以及噴射系數、壓縮比、膨脹比和噴射器效率等常見的評價指標進行了介紹。其次，回顧了噴射器設計理論模型的發展歷程，闡述了噴射器噴嘴、接受室、恒面積段和擴壓段尺寸對其性能的影響。最后，對主要的幾種噴射制冷系統展開了討論，即單級與多級噴射制冷系統、噴射－壓縮復合制冷系統、噴射－吸收復合制冷系統、無泵噴射制冷系統。

噴射器模型的研究方面，大多基于理想氣體、絕熱邊界、入口速度為零、徑向溫度與速度均勻分布等假設，或采用將斜激波近似為正激波、引入等熵效率系數等簡化手段。這些假設或簡化手段是模型準確性不足的重要原因。

結構尺寸對噴射器性能的影響研究方面，大量研究證明，噴嘴出口位置、噴嘴收斂角、發散角、接受室收斂角、恒壓混合段長度、面積比、擴壓段長度均存在最佳值，而恒面積段長度在一定范圍內并不會顯著影響噴射器性能，各參數變化對噴射器性能影響的劇烈程度各不相同。

噴射制冷技術方面，近年來學者們進行了大量的應用研究。對于工質的選擇，不同工質適用的最佳工況溫度范圍不同，應根據實際工況合理選擇工質，以保證系統安全、高效的運行。對于單級噴射制冷系統，預熱器的引入可以提高系統COP，但預冷器未必，設置預熱器、預冷器的必要性應根據其中熱量、冷量的來源以及技術經濟分析綜合考慮。對于噴射－壓縮復合制冷系統，這兩種子系統的復合既可以降低傳統壓縮系統的能耗，也可以提升傳統噴射系統的性能。噴射制冷與吸收式制冷均為低品位熱源可驅動的系統，二者的結合使得系統性能得到了很大的改善。無泵噴射制冷可用于無電力環境，這一優勢是其他系統難以替代的。

由于篇幅限制，本文沒有介紹噴射器內部流動及能量傳遞的數值模擬以及可視化研究，也沒有介紹不同工質在噴射制冷系統中的應用特性研究。

從本文討論可以看出，噴射器由于結構簡單，可靠性高，可利用低品位熱能作驅動力，近年來引起學界以及工業界的廣泛關注。但是，能源效率不高、環境適應性不強，仍然是噴射器得到大規模應用的重要障礙。因此，建議進一步開展下列研究工作:

1)從熱力學機理著手，研究噴射器可能達到的理想最高效率，以此作為噴射器性能完善度的衡量指標；

2)深入開展噴射器內部流動、能量交換、動量交換等機理的研究，特別是有關超聲流動激波產生、激波強度、激波消除等機理的研究以及超聲兩相流動機理研究。在此基礎上，優化設計沿流動方向噴射器內表面型線，以減少噴射器內部的不可逆損失；

3)深入研究外部工況參數與噴射器內部幾何參數之間的關系，研究內部幾何參數可調的噴射器結構，提高噴射器對外部工況變化的適應性；

4)開展噴射器應用技術研究，包括針對不同應用場合開展不同流程以及相應工質選擇的研究，以提高整個系統的能源利用率。