回?zé)釋?duì)跨臨界CO2噴射制冷系統(tǒng)的影響

吳董炯 胡 江 李 楊

(1. 上海電機(jī)學(xué)院工業(yè)技術(shù)中心〔創(chuàng)新創(chuàng)業(yè)教育中心〕,上海 201306;2. 上海電機(jī)學(xué)院繼續(xù)教育學(xué)院,上海 201306;3. 上海海洋大學(xué)食品學(xué)院,上海 201306)

食品冷庫(kù)是一種通過(guò)機(jī)械制冷來(lái)貯藏食品的建筑物,它是冷鏈的一個(gè)重要環(huán)節(jié)[1]。在過(guò)去幾年中,中國(guó)的水果、蔬菜、肉制品、水產(chǎn)品和乳制品的生產(chǎn)呈穩(wěn)定增長(zhǎng)[2],這需要更多的冷庫(kù)資源作為支持。高效、節(jié)能、環(huán)保的制冷技術(shù)是未來(lái)冷庫(kù)建設(shè)的重點(diǎn)之一。跨臨界CO2制冷技術(shù)具有許多優(yōu)點(diǎn),在冷庫(kù)中具有廣闊的應(yīng)用前景[3]。

回?zé)崞?IHX)是一種熱交換設(shè)備,在跨臨界CO2制冷循環(huán)中,一方面它可以使壓縮機(jī)的吸氣達(dá)到過(guò)熱狀態(tài),從而避免壓縮機(jī)的液擊事故[4];另一方面,從氣體冷卻器出來(lái)的超臨界CO2制冷劑與蒸發(fā)器出口的飽和制冷劑蒸氣進(jìn)行換熱,可以有效降低氣體冷卻器出口制冷劑的溫度,同時(shí)避免有害的閃發(fā)蒸氣,進(jìn)一步降低節(jié)流損失[5]。Sanchez等[6]研究了回?zé)崞魑恢脤?duì)于CO2制冷系統(tǒng)的影響,發(fā)現(xiàn)無(wú)論回?zé)崞鞯奈恢萌绾?性能系數(shù)和冷卻能力都得到了普遍改善。Rodrigo等[7]對(duì)帶有回?zé)崞鞯腃O2亞臨界制冷系統(tǒng)進(jìn)行研究,得出回?zé)崞鲗?duì)CO2亞臨界循環(huán)的性能沒(méi)有改善的結(jié)論。方健珉等[8]通過(guò)試驗(yàn)研究了回?zé)崞鞔笮?duì)跨臨界CO2汽車空調(diào)系統(tǒng)性能的影響,結(jié)果表明回?zé)崞鞯氖褂每梢杂行岣呦到y(tǒng)性能,但也會(huì)引起壓縮機(jī)壓比增大和排氣溫度的上升。江晨鐘等[9]通過(guò)試驗(yàn)發(fā)現(xiàn),增加回?zé)岷?噴射制冷與常規(guī)制冷系統(tǒng)制冷量均有提升,但常規(guī)制冷系統(tǒng)的提升更大。

雖然回?zé)崞髟诳缗R界CO2制冷系統(tǒng)中有很多應(yīng)用的實(shí)例,但對(duì)提升跨臨界CO2制冷系統(tǒng)的性能應(yīng)具體分析,不能一概而論。而關(guān)于用于低溫冷庫(kù)的跨臨界CO2兩級(jí)壓縮/噴射制冷系統(tǒng)的回?zé)崽匦院突責(zé)岷笮阅苁欠裉嵘难芯肯鄬?duì)較少。因此試驗(yàn)擬從回?zé)岫冉嵌瘸霭l(fā),研究帶回?zé)崞鞯目缗R界CO2雙級(jí)壓縮/噴射制冷系統(tǒng)(TERC+IHX)的性能。

1 系統(tǒng)原理

如圖1所示,跨臨界CO2雙級(jí)壓縮/噴射制冷(TERC)系統(tǒng)為:1-2-3-4-5-6-7-8-9-10-11-12-13-1;TERC+IHX系統(tǒng)為:1′-2′-3-4-5′-6′-7-8-9-10-11-12-13-1′。同時(shí),TERC+IHX系統(tǒng)的主要部件包括氣體冷卻器、回?zé)崞鳌⒏邏号蛎涢y、中間冷卻器、高壓壓縮機(jī)、低壓壓縮機(jī)、噴射器、低壓膨脹閥、氣液分離器和蒸發(fā)器。該系統(tǒng)的主要工作原理為:來(lái)自中間冷卻器出口的飽和CO2蒸氣(狀態(tài)點(diǎn)3)被分成兩部分。一部分飽和CO2蒸氣被壓縮成高溫高壓CO2蒸氣(狀態(tài)點(diǎn)4),然后流經(jīng)氣體冷卻器進(jìn)行恒壓冷卻。從氣體冷卻器流出的超臨界CO2流體(狀態(tài)點(diǎn)5)進(jìn)入回?zé)崞鬟M(jìn)一步冷卻,在回?zé)崞鲀?nèi)與氣液分離器出口的飽和CO2蒸氣進(jìn)行熱交換;從回?zé)崞髁鞒龅倪^(guò)冷CO2流體(狀態(tài)點(diǎn)5′)通過(guò)高壓膨脹閥的節(jié)流降壓后進(jìn)入中間冷卻器(狀態(tài)點(diǎn)6′)。另一部分飽和CO2蒸氣作為主流進(jìn)入噴射器(過(guò)程3-11),并引射蒸發(fā)器出口的二次流體即飽和CO2蒸氣(過(guò)程9-10)。這兩種流體通過(guò)噴射器進(jìn)行混合和加壓[過(guò)程11(10)-12-13],然后進(jìn)入氣液分離器。來(lái)自氣液分離器出口的飽和CO2蒸氣(狀態(tài)點(diǎn)1)進(jìn)入回?zé)崞鬟^(guò)熱,與氣體冷卻器出口的超臨界CO2流體進(jìn)行熱交換,變?yōu)檫^(guò)熱蒸氣(狀態(tài)點(diǎn)1′)。過(guò)熱CO2蒸氣在低壓壓縮機(jī)內(nèi)進(jìn)行壓縮(狀態(tài)點(diǎn)2′),然后進(jìn)入中間冷卻器。此外,來(lái)自中間冷卻器出口的飽和CO2液體(狀態(tài)點(diǎn)7)通過(guò)低壓膨脹閥的節(jié)流降壓后(狀態(tài)點(diǎn)8),進(jìn)入蒸發(fā)器產(chǎn)生制冷效果,從而完成一個(gè)循環(huán)。

圖2為TERC+IHX系統(tǒng)的壓焓圖,其中1-1′和5-5′表示回?zé)徇^(guò)程。下面通過(guò)公式推導(dǎo)來(lái)闡述回?zé)釋?duì)TERC+IHX系統(tǒng)性能的影響。

圖2 TERC+IHX系統(tǒng)的壓焓圖

ηn、ηs、ηm、ηd. 噴射器部件工作噴嘴、吸收室、混合室和擴(kuò)壓室的效率 h3、h11. 工作噴嘴進(jìn)出口比焓,kJ/kg h9、h10. 吸收室進(jìn)出口比焓,kJ/kg h12、h13. 擴(kuò)壓室進(jìn)出口比焓,kJ/kg h10s、h11s、h13s. 等熵過(guò)程中,吸收室、工作噴嘴和擴(kuò)壓室的出口比焓,kJ/kg u10、u11、u12. 吸收室、工作噴嘴和擴(kuò)壓室出口流體的速度,m/s μ. 噴射器引射比即噴射器主流流量與二次流流量之比 x. 噴射器出口流體干度

在沒(méi)有熱損失的情況下,熱交換過(guò)程中高壓CO2氣體放出的熱量應(yīng)等于低壓CO2氣體吸收的熱量。回?zé)徇^(guò)程中的熱平衡公式:

mhpcm(h5-h5′)=mlpcm(h1′-h1),

(1)

式中:

mhpcm——高壓壓縮機(jī)進(jìn)口流量,kg/s;

mlpcm——低壓壓縮機(jī)進(jìn)口流量,kg/s;

h5、h5′——回?zé)崞鞲邏簜?cè)進(jìn)出口比焓,kJ/kg;

h1、h1′——回?zé)崞鞯蛪簜?cè)進(jìn)出口比焓,kJ/kg。

TERC和TERC+IHX循環(huán)的單位制冷量均為:

q0=h9-h8,

(2)

式中:

h9——蒸發(fā)器出口比焓,kJ/kg;

h8——蒸發(fā)器進(jìn)口比焓,kJ/kg。

TERC+IHX循環(huán)的比功率增量為:

Δω0=(h2′-h1′)-(h2-h1),

(3)

式中:

Δω0——TERC+IHX循環(huán)的比功率增量,kJ/kg;

h2′、h1′——TERC+IHX循環(huán)中低壓壓縮機(jī)進(jìn)出口比焓,kJ/kg;

h2、h1——TERC循環(huán)中低壓壓縮機(jī)進(jìn)出口比焓,kJ/kg。

TERC循環(huán)的制冷性能系數(shù)為:

(4)

式中:

εTERC——TERC循環(huán)的制冷性能系數(shù);

Qe——TERC循環(huán)中蒸發(fā)器的制冷量,kW;

Wcm——TERC循環(huán)中壓縮機(jī)總功率,kW;

me——TERC循環(huán)中蒸發(fā)器進(jìn)口流量,kg/s;

h8、h9——TERC循環(huán)中蒸發(fā)器進(jìn)出口比焓,kJ/kg;

h2、h1——TERC循環(huán)中低壓壓縮機(jī)進(jìn)出口比焓,kJ/kg;

h4、h3——TERC循環(huán)中高壓壓縮機(jī)進(jìn)出口比焓,kJ/kg。

TERC+IHX循環(huán)的制冷性能系數(shù)為:

(5)

式中:

εTERC+IHX——TERC+IHX循環(huán)的制冷性能系數(shù);

Qe——TERC+IHX循環(huán)中蒸發(fā)器的制冷量,kW;

Wcm——TERC+IHX循環(huán)中壓縮機(jī)總功率,kW;

me——TERC+IHX循環(huán)中蒸發(fā)器進(jìn)口流量,kg/s;

h8、h9——TERC+IHX循環(huán)中蒸發(fā)器進(jìn)出口比焓,kJ/kg;

h2、h1——TERC+IHX循環(huán)中低壓壓縮機(jī)進(jìn)出口比焓,kJ/kg;

h4、h3——TERC+IHX循環(huán)中高壓壓縮機(jī)進(jìn)出口比焓,kJ/kg。

為了評(píng)估兩個(gè)系統(tǒng)的回?zé)嵝阅懿町?定義無(wú)量綱參數(shù)ΔεIHX:

(6)

式中:

εTERC+IHX——TERC+IHX循環(huán)的制冷性能系數(shù);

εTERC——TERC循環(huán)的制冷性能系數(shù)。

通過(guò)上述公式的推導(dǎo),發(fā)現(xiàn)TERC和TERC+IHX循環(huán)的單位制冷量保持不變,同時(shí)高壓壓縮機(jī)的比功率也保持不變。在蒸發(fā)器和壓縮機(jī)進(jìn)口流量不變的情況下,ΔεIHX主要取決于低壓壓縮機(jī)比功率的變化。此外,從圖2所示的壓焓圖可以看出,TERC+IHX循環(huán)中低壓壓縮機(jī)的吸氣溫度和排氣溫度比TERC循環(huán)高。

2 系統(tǒng)假設(shè)與仿真建模

為了簡(jiǎn)化熱力學(xué)分析模型,對(duì)TERC+IHX系統(tǒng)作如下假設(shè):

(1) 系統(tǒng)均在穩(wěn)態(tài)條件下運(yùn)行;同時(shí)管路、氣體冷卻器、中間冷卻器、回?zé)崞饕约罢舭l(fā)器的壓降和熱損失忽略不計(jì)[10]。

(2) 離開(kāi)氣液分離器、中間冷卻器和蒸發(fā)器的制冷劑處于飽和狀態(tài)[11]。

(3) 高壓和低壓膨脹閥的節(jié)流降壓過(guò)程是等焓的[12]。

(4) 高壓和低壓壓縮機(jī)的壓縮過(guò)程均為絕熱不可逆過(guò)程[13]。

(5) 忽略噴射器進(jìn)出口處的動(dòng)能,同時(shí)噴射器的工作噴嘴、吸收室、混合室和擴(kuò)壓室的等熵效率在正常工況下保持恒定即工作噴嘴效率ηn=0.85,吸收室效率ηs=0.90,混合室效率ηm=0.90,擴(kuò)壓室效率ηd=0.85[14]。此外,噴射器的性能采用一維流動(dòng)模型進(jìn)行模擬[15]。

(6) TERC+IHX系統(tǒng)的理論設(shè)計(jì)工況為系統(tǒng)制冷量Q0=14.4 kW,蒸發(fā)溫度te=-35 ℃,氣體冷卻器出口溫度tgc=35 ℃,高壓側(cè)排氣壓力pdis=9.3 MPa。

TERC+IHX循環(huán)中采用套管式回?zé)崞?氣液分離器出口處的飽和低壓CO2氣體在內(nèi)管內(nèi)流動(dòng),氣體冷卻器出口出的高壓CO2氣體在套管間隙內(nèi)流動(dòng),同時(shí)流動(dòng)形式為順流。圖4為套管式回?zé)崞鞯囊痪S流動(dòng)模型,采取了以下假設(shè):

圖4 套管式回?zé)崞鞯囊痪S流動(dòng)模型

(1) 套管內(nèi)的高壓和低壓CO2氣體均為一維流動(dòng),同時(shí)流體的溫度和速度在截面上均勻分布。

(2) 忽略微元段內(nèi)的物性參數(shù)和溫度變化。

(3) 套管外壁面為絕熱邊界條件。

為了表征回?zé)崞骰責(zé)崃康亩嗌?定義回?zé)岫葹?

Δt=thpev.in-thpev.in,IHX,

(7)

式中:

Δt——回?zé)岫?℃;

thpev.in——相同工況下不使用回?zé)崞骷碩ERC系統(tǒng)的高壓膨脹閥入口處的溫度,℃;

thpev.in,IHX——使用回?zé)崞骱蠹碩ERC+IHX系統(tǒng)的高壓膨脹閥入口處的溫度,℃。

低壓CO2氣體的對(duì)流換熱關(guān)聯(lián)式為:

Nulp=0.023Re0.8Pr0.4,

(8)

式中:

Nulp——低壓CO2氣體的努塞爾數(shù);

Re——低壓CO2氣體在過(guò)熱區(qū)的雷諾數(shù);

Pr——低壓CO2氣體在過(guò)熱區(qū)的普朗特?cái)?shù)。

高壓CO2氣體的對(duì)流換熱關(guān)聯(lián)式按Gnielinski公式:

(9)

式中:

Nuhp——高壓CO2氣體的努塞爾數(shù);

f——管內(nèi)湍流流動(dòng)的Darcy阻力系數(shù),f=[1.82ln(Re)-1.64]-2。

高壓和低壓CO2氣體在套管式回?zé)崞鲀?nèi)的流動(dòng)形式為順流,同時(shí)微元段內(nèi)的換熱量采用效能—傳熱單元數(shù)法來(lái)確定,如式(10)～式(15)所示。此外,該套管式回?zé)崞鞯挠?jì)算流程如圖5所示。

圖5 套管式回?zé)崞鞯挠?jì)算流程圖

Q=ξCmin(t5-t1),

(10)

Cmin=min{m5Cp,hp,m1Cp,lp},

(11)

Cmax=max{m5Cp,hp,m1Cp,lp},

(12)

(13)

(14)

(15)

式中:

ξ——回?zé)崞鞯男?

Q——回?zé)崞鹘粨Q的熱流量,W;

N——傳熱單元數(shù);

t5——高壓CO2氣體在微元段內(nèi)的溫度,K;

t1——低壓CO2氣體在微元段內(nèi)的溫度,K;

m5——高壓CO2氣體在微元段內(nèi)的流量,kg/s;

m1——低壓CO2氣體在微元段內(nèi)的流量,kg/s;

Cmin——m5Cp,hp和m1Cp,lp中的小者;

Cmax——m5Cp,hp和m1Cp,lp中的大者;

φ——Cmin與Cmax的比值;

k——傳熱系數(shù),W/(m2·K);

A——換熱面積,m2;

Cp——定壓比熱,J/(kg·K)。

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

采用Matlab R2022a軟件編寫了相關(guān)的計(jì)算程序,同時(shí)調(diào)用REFPROP 9.0獲得了CO2的熱力學(xué)特性,計(jì)算了TERC+IHX系統(tǒng)所有狀態(tài)點(diǎn)的熱力學(xué)參數(shù)。在仿真計(jì)算中,工況范圍:氣體冷卻器出口溫度25～45 ℃,高壓側(cè)排氣壓力7.4～9.5 MPa,蒸發(fā)溫度-40～-15 ℃,中間壓力3～5 MPa。

為了驗(yàn)證仿真模型的準(zhǔn)確性,在不同的高壓側(cè)排氣壓力、蒸發(fā)溫度和中間壓力下,將仿真值和試驗(yàn)值進(jìn)行了對(duì)比,如圖6～圖8所示。結(jié)果表明,當(dāng)高壓側(cè)排氣壓力從8.0 MPa增加到10.0 MPa時(shí),TERC+IHX系統(tǒng)的仿真性能系數(shù)和試驗(yàn)性能系數(shù)的誤差小于8.7%;當(dāng)蒸發(fā)溫度從-40 ℃增加到-15 ℃時(shí),TERC+IHX系統(tǒng)的仿真性能系數(shù)和試驗(yàn)性能系數(shù)的誤差小于5.4%;當(dāng)中間壓力從3.0 MPa增加到5.0 MPa時(shí),TERC+IHX系統(tǒng)的仿真性能系數(shù)和試驗(yàn)性能系數(shù)的誤差小于6.5%。因此,建立的模型具有較好的精確性。

圖6 高壓側(cè)排氣壓力對(duì)TERC+IHX系統(tǒng)性能系數(shù)的影響

圖7 蒸發(fā)溫度對(duì)TERC+IHX系統(tǒng)性能系數(shù)的影響

圖8 中間壓力對(duì)TERC+IHX系統(tǒng)性能系數(shù)的影響

4 結(jié)果與分析

4.1 回?zé)釋?duì)低壓壓縮機(jī)吸氣溫度的影響

由圖9和圖10可知,在標(biāo)準(zhǔn)工況下,即pin=4.1 MPa,te=-35 ℃,tgc=35 ℃和pdis=9.3 MPa的情況下,隨著回?zé)岫鹊脑黾?低壓壓縮機(jī)吸氣溫度顯著升高。同時(shí),在特定的回?zé)岫认?隨著中間壓力和蒸發(fā)溫度的增加,低壓壓縮機(jī)吸氣溫度升高。這主要是因?yàn)橹虚g壓力和蒸發(fā)溫度的增加導(dǎo)致低壓壓縮機(jī)吸氣壓力升高,而吸氣壓力的升高引起了吸氣溫度的升高。

圖9 不同中間壓力下回?zé)釋?duì)低壓壓縮機(jī)吸氣溫度的影響

圖10 不同蒸發(fā)溫度下回?zé)釋?duì)低壓壓縮機(jī)吸氣溫度的影響

4.2 回?zé)釋?duì)低壓壓縮機(jī)排氣溫度的影響

由圖11和圖12可知,在標(biāo)準(zhǔn)工況下,隨著回?zé)岫鹊脑黾?低壓壓縮機(jī)的排氣溫度顯著增加。同時(shí),在特定的回?zé)岫认?隨著中間壓力的增加,低壓壓縮機(jī)排氣溫度升高。但是,隨著蒸發(fā)溫度的增加,低壓壓縮機(jī)排氣溫度逐漸降低。這主要是因?yàn)橐牖責(zé)崞骱?隨著中間壓力的升高,低壓壓縮機(jī)的吸氣溫度迅速增加,從而導(dǎo)致低壓壓縮機(jī)的排氣溫度隨之快速增加。在中間壓力為4 MPa的情況下,當(dāng)回?zé)岫葟? ℃變化到8 ℃時(shí),低壓壓縮機(jī)排氣溫度從24.7 ℃升高到47.1 ℃,增加了90.7%。

圖11 不同中間壓力下回?zé)釋?duì)低壓壓縮機(jī)排氣溫度的影響

圖12 不同蒸發(fā)溫度下回?zé)釋?duì)低壓壓縮機(jī)排氣溫度的影響

4.3 回?zé)釋?duì)低壓壓縮機(jī)比功率增量的影響

由圖13和圖14可知,在標(biāo)準(zhǔn)工況下,隨著回?zé)岫鹊脑黾?低壓壓縮機(jī)的比功率增量顯著增加,說(shuō)明將回?zé)崞饕隩ERC系統(tǒng)會(huì)增加低壓壓縮機(jī)的功耗。同時(shí),在特定的回?zé)岫认?隨著中間壓力和氣體冷卻器出口溫度的增加,低壓壓縮機(jī)的比功率增量升高。此外,隨著氣體冷卻器出口溫度的升高,回?zé)岫葘?duì)低壓壓縮機(jī)的比功率增量的影響逐漸減少。在中間壓力為4 MPa的情況下,當(dāng)回?zé)岫葟? ℃變化到8 ℃時(shí),低壓壓縮機(jī)的比功率增量從0 kJ/kg升高到8.3 kJ/kg。

圖13 不同中間壓力下回?zé)釋?duì)低壓壓縮機(jī)比功率增量的影響

圖14 不同氣體冷卻器出口溫度下回?zé)釋?duì)低壓壓縮機(jī)比功率增量的影響

4.4 回?zé)釋?duì)系統(tǒng)性能系數(shù)的影響

由圖15可知,隨著蒸發(fā)溫度的升高,TERC和TERC+IHX系統(tǒng)的性能系數(shù)逐漸增大,但TERC系統(tǒng)的性能系數(shù)始終高于TERC+IHX系統(tǒng)的。由圖16和圖17可知,在標(biāo)準(zhǔn)工況下,TERC+IHX系統(tǒng)的性能系數(shù)低于TERC系統(tǒng)的,同時(shí)隨著回?zé)岫鹊脑黾?TERC+IHX系統(tǒng)的能效降低。同時(shí),在特定的回?zé)岫认?隨著中間壓力的增加,性能系數(shù)比值ΔεIHX為負(fù)值且逐漸降低。但是,隨著高壓側(cè)排氣壓力的增加,ΔεIHX為負(fù)值且逐漸升高。此外,在CO2的臨界壓力附近,當(dāng)回?zé)岫仍?～4 ℃變化時(shí),ΔεIHX變化劇烈,這歸因于CO2在臨界點(diǎn)附近物性參數(shù)的變化。可以總結(jié)出,回?zé)崞鲗?duì)TERC系統(tǒng)而言,并不能提高系統(tǒng)的能效。這主要是因?yàn)樵诘蛪簤嚎s機(jī)進(jìn)口流量、吸氣壓力和排氣壓力不變的情況下,回?zé)釙?huì)使壓縮機(jī)的功耗增加,從而降低系統(tǒng)能效。在中間壓力為4 MPa的情況下,當(dāng)回?zé)岫葟? ℃變化到8 ℃時(shí),ΔεIHX的絕對(duì)值從0增加到0.134。

圖15 不同蒸發(fā)溫度和中間壓力下有無(wú)回?zé)釋?duì)系統(tǒng)性能系數(shù)的影響

圖16 不同中間壓力下回?zé)釋?duì)TERC+IHX系統(tǒng)性能系數(shù)比值的影響

圖17 不同高壓側(cè)排氣壓力下回?zé)釋?duì)TERC+IHX系統(tǒng)性能系數(shù)比值的影響

5 結(jié)論

研究將回?zé)崞饕肟缗R界CO2噴射制冷系統(tǒng),探究了回?zé)釋?duì)于系統(tǒng)性能的影響。隨著回?zé)岫鹊脑黾?低壓壓縮機(jī)的吸氣溫度、排氣溫度和比功率增量顯著增加。同時(shí),在特定的回?zé)岫认?隨著中間壓力的增加,低壓壓縮機(jī)排氣溫度和比功率增量升高;但是,隨著蒸發(fā)溫度的升高,低壓壓縮機(jī)排氣溫度和比功率增量逐漸降低。特別地,在CO2的臨界壓力附近,當(dāng)回?zé)岫仍?～4 ℃變化時(shí),性能系數(shù)比值變化劇烈。此外,在標(biāo)準(zhǔn)工況下,帶回?zé)崞鞯目缗R界CO2雙級(jí)壓縮/噴射制冷系統(tǒng)的性能系數(shù)低于跨臨界CO2雙級(jí)壓縮/噴射制冷系統(tǒng)的,同時(shí)隨著回?zé)岫鹊脑黾?帶回?zé)崞鞯目缗R界CO2雙級(jí)壓縮/噴射制冷系統(tǒng)的能效越低。文中通過(guò)仿真研究的方法,采用了很多假設(shè),未來(lái)可以完善試驗(yàn)裝置,通過(guò)試驗(yàn)進(jìn)一步研究回?zé)釋?duì)跨臨界CO2噴射制冷系統(tǒng)性能的影響。