[发明专利]基于喷射器的第一类吸收式热泵

说明书

技术领域

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。

发明内容

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。