内部损失对喷射器性能影响的理论与实验研究

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⑧万方数据论文作者签名：蹙茎圭鱼指导教师签名：论文评阅人1：评阅人2：评阅人3：评阅人4：评阅人5：答辩委员会主席：塑盘星敦拯I匕塞焦王太堂委员1：睦堑壹敦拯浙江太堂委员2：盐蟹生熬援逝江盘堂委员3：堂堂至熬拯逝江太堂委员4：睦当明熬拯浙江太堂委员5： ⑧万方数据Author'ssignature：：型驾塑噬一‘●‘Supervisor7sstgnature：ExternalReviewers：￡￡Q￡旦迪gQ坠Q!i堑g，S』]旦堕里!Q￡2纽墨!亘堑i望g，Q堕至￡￡Q￡塑!曼坠gQ堑竖选＆旦堕￡至￡!Q￡Li坠』i!翌鱼g，墨￡堕!￡至Q￡№gLi如l|型苎至ExaminingCommitteeChairperson：￡￡Q￡圣h曼坠gQ坌墼迪g，旦堕￡至ExaminingCommitteeMembers：￡墅Q￡￡h堡垒X纽12堑，圣旦堕里煦￡Q垫圣地坐垒圣巡￡!Q￡圣h垫gX坠自!!坠，圣旦堕№￡￡hl塑Q坠i坠g匹遮g，圣』堕Dateoforaldefense：墨曼p!曼地曼!窆尘，2Q!垒竺■-_■_． 万方数据浙江大学研究生学位论文独创性声明本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得堑姿盘堂或其他教育机构的学位或证书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示谢意。学位敝作者签名：裁征舒签字日期：加峄年7月／占日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解逝姿盘鲎有权保留并向国家有关部门或机构送交本论文的复印件和磁盘，允许论文被查阅和借阅。本人授权浙江大学可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索和传播，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编学位论文。(保密的学位论文在解密后适用本授权书)学位论文作者签名：裁{王侈’导师签名：签字日期：加，垆年7月，易日签字日期：年月日 万方数据浙江大学博士学位论文摘要随着低品位能源利用的兴起，喷射式制冷方式作为热驱动制冷方式的一种，具有可以提高能源利用效率、节省电能、减少污染气体排放等优点，其系统体积小、结构简单、初投资低、运行可靠、几乎不需要维护，使用前景广阔。喷射式制冷系统可以使制冷温度达到0℃以下，同时喷射式制冷系统的驱动温度可以低至60℃，从而能够利用温度位更为宽广的低品位热。喷射器是喷射式制冷系统中的核心部件，其性能直接关系到整个系统的运行效率。目前，大多数喷射器性能预测模型都是基于理想气体的假设建立的，导致这类模型计算误差较大，对工作压力较高且具有两相状态存在时误差更大。基于此，本文建立了采用实际气体性质且考虑喷射器内部可能存在的两相状态的喷射器性能预测模型，用于研究喷射器内部损失对喷射器性能的影响规律。喷射器内部损失包括工作流体喷嘴不可逆损失、引射流体吸入室不可逆损失、混合段不可逆损失和扩散段不可逆损失。本文以一维模型为基础，从理论上深入研究了这些不可逆损失对喷射系数、喷射器出口压力以及喷射器效率等喷射器性能的影响规律，为提高喷射器性能的改进设计提供了理论基础。用于描述上述不可逆性的常用方法是采用效率系数。常规的效率系数确定方法是将以上四个效率系数同时设为优化变量，求得最优值。这样的问题是，虽然得到了数学上的最优解，却往往不能正确反应实际物理机理。本文提出了一种能更好反映实际物理机理的优化方法。为了验证上述方法的正确性，本文自行设计加工制作了以R134a为制冷工质的喷射器，并搭建喷射器性能实验装置，开展了喷射器在不同工况下的性能实验研究，并首次详细研究了引射流体质量流量为零的极限工况的喷射器特性。采用本文提出的喷射器内部效率系数优化方法得到的效率系数，对喷射器性能进行计算。与实验结果比较表明，采用实际气体性质且考虑两相状态存在的喷射器性能预测模型，结合本文得到的效率系数所计算得到的理论结果，优于使用理想气体性质喷射器性能模型的计算结果，证明了采用实际气体性质且考虑两相状态存在的喷射器性能预测模型以及内部效率系数优化方法的合理性。 万方数据浙江大学博士学位论文摘要关键词：喷射器，效率系数，实验研究，实际气体，喷射器性能Ⅱ 万方数据浙江大学博士学位论文ABSTRACTWiththevogueoflow．gradeenergyutilization，ejectorrefrigeration，asoneoftheheat．drivenrefrigerationsystemsfeaturedbyup-raisedenergyefficiency,lowhigh—gradeenergyconsumptionandgreen-housegasemission，systemcompactnessandsimplicity,lowinitialinvestment，reliableoperationandlowmaintenancecost,isenvisionedwithwideapplicationinfuture．Besides，ejectorrefrigerationcouldachievealowtemperaturebeneath0oCwiththetemperatureofdrivingheatsourcedownto60oC．whichrendersthesystem丽t11accesstolowergradeheatsource．Ejector,asthekeycomponentoftheejectorrefrigerationsystem,itsperformanceisdirectlyofrelevancetothesystemefficiency．Asofnow,mostmodelsforpredictingtheejectorperformanceareonthebasisofidealgasassumption,whichisbelievedtoyieldconsiderablediscrepancycomparedtothoseexperimentallyacquired．Thistypeoferrorisevenmoresevereforcases、析Ⅱ1higherpressureandclosertothetwo·phaseregion，regardingwhichrealgasmodelisused，andtheexistenceoftwophasesisalsoconsideredinthepresentstudyforthepredictionofejectorperformance．Theproposedmodelwillbeusedtostudytheimpactoftheinternalirreversibility，includingthosefromprimaryflowthroughtheconverging·divergingnozzle，secondaryflowexpansioninsuctionchamberandthoseinmixingchamberanddiffuseraswell，ontheejectorperformance．Basedonthe1-Dmodel，theeffectoftheseirreversibilitiesonentrainmentratio，ejectoroutletpressure，ejectorefficiency,etc．，willbedeeplyinvestigatedtheoretically，whichfacilitatesthedesignofejectorwinlimprovedperformance．Efficiencycoefficientsareconstantlyusedfordepictingtheaforementionedirreversibilities．Regularly,thesecoefficientsaresetasdesignvariablessimultaneouslyforoptimization．However,althoughmathematicallytheoptimalsolutionsetsCanbeobtained，thephysicalmechanismcannotbeillustratedthereafter．AmorerealisticoptimizationprocesswithbetterphysicalinterpretationisproposedinⅢ 万方数据浙江大学博士学位论文ABSTRACTForthevalidationoftheprocessmentionedabove，allejectorusingR134aasrefrigerantisdesignedandfabricated，testsetupisbuiltforperformancedataacquisitionunderdifferentworkingconditions．Theejectorcharacteristicisforthefirsttimebeinginvestigated、析血zerosecondarymassflowrate．Thedeterminationmethodforefficiencycoefficientsisproposedandappliedinthepresentwork，whichyieldedbetterresults、析tllrealgasmodelandtwo-phaseexistenceconsiderationthanthosefromidealgasmodelandisthereforeproved、加廿1morereasonability．Keywords：ejector,efficiencycoefficient,experimentalinvestigation，realgas，ejectorⅣ 万方数据浙江大学博士学位论文主要符号表拉丁字母a当地音速，m／sd自由流束直径，meffe喷射器效率f面积，m2G质量流量，kg／sh比焓，kJ／kgk绝热指数K速度系数乘积，自由流束长度，rn希腊字母￡相对密度刀相对压力瑁速度系数A折算等熵速度下角标木临界C混合流体cal计算值exp实验值主要符号表P压力，Pag折算质量速度尺气体常数，J／(mol—K)S比熵，kJ／(kg—K)丁温度，℃v比体积，m3／kgW流速，m／sx干度∥喷射系数P密度，kg／m3西效率系数H引射流体P工作流体S等熵过程V 万方数据浙江大学博士学位论文目录摘要⋯．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．⋯．⋯⋯．⋯．．IABSTRACT．．．．．．．⋯⋯⋯．．．．⋯．⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．⋯⋯．．．⋯⋯⋯⋯III主要符号表⋯⋯⋯．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．．⋯⋯．．．．⋯．．．⋯．．⋯．．Vl绪论．．．．．．．．．．．．⋯⋯⋯⋯．．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．⋯⋯．⋯⋯．．11．1研究背景和意义．⋯⋯⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．⋯．．⋯⋯⋯．．．11．2喷射器的应用⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯．⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯．21．2．1喷射式制冷系统⋯．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．⋯21．2．2喷射器的其他应用⋯⋯．⋯⋯⋯．⋯．⋯⋯⋯⋯．⋯．．⋯⋯．．．31．3喷射器理论研究进展⋯．⋯⋯．．⋯．⋯⋯．．⋯⋯．．．．⋯．．⋯⋯⋯．．．41．4喷射器实验研究进展⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．．⋯．．⋯⋯．⋯⋯．⋯．．91．4．1喷射器不同工况系统性能和喷射器性能实验研究⋯⋯．．⋯．．．．⋯⋯．91．4．2喷射器关键尺寸对喷射器性能影响⋯．⋯⋯⋯．．．．⋯．⋯⋯⋯．．．101．5本文主要研究内容．．⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯122喷射器的设计和理论分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．⋯．．142．1喷射器工作原理⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯142．2喷射器分类⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯162．3喷射器设计⋯⋯．．．．．⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．．⋯⋯．．．．⋯．⋯⋯⋯．．．172．3．1喷射器设计方法⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．⋯．．⋯⋯．．172．3．1．1经验系数法．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．．⋯⋯．．．⋯．．⋯⋯⋯．．172．3．1．2经典热力学法⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯．．⋯⋯．．⋯．．⋯⋯⋯182．3．1．3气体动力学函数法⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．⋯．．．182．3．2喷射器设计计算．⋯⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．．．182．3．2．1最大喷射系数计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯．⋯．．．⋯．182．3．2．2喷射器几何结构的计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．．⋯．．．252．4喷射器理论计算分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯．⋯⋯．⋯．302．4．1基于理想气体的喷射器一维计算模型．⋯．⋯⋯⋯．．⋯⋯．．．⋯⋯302．4．2不同工作参数对喷射器性能影响理论分析．．．⋯⋯．．．⋯．⋯⋯⋯．．332．5本章小结⋯．．．．．．．．．⋯⋯⋯⋯．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯．35 万方数据浙江大学博士学位论文目录3喷射器内部损失对喷射器性能影响理论研究．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯．．⋯．．363．1喷射器实际气体计算模型建立．．．．．．．．．．．．．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯363．1．1已知参数截面计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．373．1．2工作流体参数沿喷射器轴向计算⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．383．1．3引射流体参数沿喷射器轴向计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯．403．1．4混合流体参数沿喷射器轴向计算⋯⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．423．2喷射器内部损失对喷射器性能影响理论分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．⋯．453．2．1内部损失对喷射器喷射系数的影响⋯．．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯453．2．2内部损失对喷射器效率的影响⋯⋯⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．473．2．3内部损失对喷射器出口压力的影响．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．493．3喷射器内部效率系数优化方法⋯⋯⋯⋯．．．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．523．3．1工作流体喷嘴效率系数优化⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．．⋯⋯⋯⋯⋯．．523．3．2引射流体吸入室效率系数优化⋯⋯．．．．．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯523．3．3混合流体效率系数优化⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．533．3．4本文所使用优化算法及其目标函数、参变量等⋯⋯⋯．⋯．⋯．．⋯．533．4本章小结．．．⋯⋯⋯．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．：．．554实验装置的研制⋯．．⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯．．．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯564．1实验原理和实验装置⋯⋯⋯⋯．．．．．．⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．．⋯⋯．．564．1．1工作原理⋯⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯．．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．564．1．2实验装置．⋯⋯．．．．⋯⋯⋯⋯⋯．．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯564．1．2．1喷射式制冷系统⋯．．．．．．．．．．⋯⋯⋯．．．．．．．．⋯⋯⋯⋯．．574．1．2．2冷却水系统⋯．．⋯⋯⋯⋯．．．．．．．．⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．⋯634．1．2．3冷冻水系统⋯⋯⋯．．．．．⋯．⋯⋯．⋯．．．．⋯⋯⋯⋯⋯．634．1．2．4恒温热水系统⋯⋯⋯⋯⋯．⋯．．⋯⋯．⋯．⋯⋯．．．⋯．．644．2测量系统和数据采集⋯⋯．．．．．．．．⋯⋯．．⋯．．．⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．．．654．2．1测量系统⋯⋯．．．．．⋯⋯⋯⋯．．⋯．⋯⋯．．．．．．⋯．．．．．⋯⋯654．2．2数据采集⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．684．3本章小结．．．．⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯．．．⋯．⋯．．．．⋯．．⋯．⋯⋯⋯．705实验研究结果与分析．．．⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯．．．．．⋯⋯．．．．．⋯．．．．．⋯⋯725．1实验准备、调试和实验步骤⋯⋯⋯．⋯．⋯．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯．．72 万方数据浙江大学博士学位论文目录5．1．1实验准备⋯⋯⋯．⋯⋯．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．⋯⋯⋯⋯725．1．2实验调试⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯．．．735．1．3实验步骤⋯⋯．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．．．．．．⋯．．．．．．．⋯．735．2喷射器不同工况特性实验研究⋯⋯．⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．．．745．2．1喷射器性能受工作流体压力的影响⋯⋯⋯．．．．⋯．⋯⋯．．．．⋯⋯755．2．2喷射器性能受引射流体压力的影响⋯⋯．⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯．．．．775．2．3喷射器性能受喷射器出I：／背压的影响⋯⋯．．．⋯．．．⋯⋯⋯．⋯⋯775．3喷射器引射流体质量流量为零的极限工况⋯⋯⋯⋯．⋯．⋯⋯．．．．．⋯．805．4喷射器内部效率系数优化结果⋯⋯．⋯．．⋯．⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．⋯835．5不确定度分析．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯．．．．855．6本章小结⋯⋯．．⋯．⋯⋯．⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．．．866结论与展望⋯．⋯⋯⋯⋯．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．．．．⋯⋯．．．⋯．．．876．1主要工作与结论⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．⋯．876．1．1主要工作⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯876．1．2主要结论⋯⋯．⋯⋯．⋯⋯．⋯⋯⋯．．⋯⋯．⋯．⋯⋯⋯⋯876．2主要创新点⋯⋯⋯．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯．．⋯⋯．886．3研究展望⋯⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．．89参考文献⋯⋯⋯．．．．．⋯⋯⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯．．⋯．⋯．．．．．．．⋯⋯90攻读博士期间科研成果⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．97作者简历⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．．．．⋯．．．．⋯．⋯．．98致谢．．．．．．⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．．．．⋯99 万方数据浙江大学博士学位论文插图目录图1．1传统喷射式制冷系统原理图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．3Fig．1．1Principleofconventionalejectorrefrigerationsystem⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3图1．2等压混合与等面积混合示意图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯一5Fig．1．2Schematicrepresentationofconstant—pressuremixingandconstant-areamixing⋯⋯5图1．3喷射器中工作流体和引射流体混合过程⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．6Fig．1．3Mixingprocessofprimaryandsecondaryflow⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯一6图2．1喷射器结构示意图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯15Fig．2．1Schematicrepresentationofejectorstructure⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯15图2．2沿喷射器轴向静压和速度变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯15Fig．2．2Variationofstaticpressureandvelocityalongejectoraxis⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯11；图2．3喷射器设计程序界面⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯19Fig．2．3Userinterfaceoftheejectordesignprogram⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．19图2．4最大喷射系数计算流程图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．26Fig．2．4Flowchartformaximumentrainmentratiocalculation⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯．⋯⋯．26图2．5索科洛夫喷射器特性曲线计算流程图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯32Fig．2．5FlowchartforthecalculationofSokolov’SejectorcharacteristicCUl'Ve⋯⋯⋯⋯⋯⋯．32图2．6喷射器喷射系数随引射流体压力变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．34Fig．2．6Variationofentrainmentratiowithsecondaryflowinletpressure⋯．．．⋯．⋯．⋯⋯⋯．．．．．34图2．7喷射器喷射系数随工作流体压力变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．34Fig．2．7Variationofentrainmentratiowithprimaryflowinletpressure⋯⋯⋯⋯．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯34图2．8喷射器喷射系数随喷射器出口背压变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．35Fig．2．8Variationofentrainmentratiowithambientpressureatejectorexit⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯35图3．1工作流体到达喷嘴喉部的参数计算流程图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯39Fig．3．1Flowchartforthecalculationofprimaryflowparametersatnozzlethroat⋯⋯⋯⋯。39图3．2已知引射流体在2截面压力前提下工作流体在2截面面积求解流程图⋯⋯⋯40Fig．3．2Flowchartforthecalculationofprimaryflowoccupiedcross—sectionalareagiventhesecondaryflowpressureatlocation2⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．40图3．3引射流体到达2截面的热力学参数计算流程图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯41Fig．3．3Flowchartforthecalculationofsecondaryflowparametersatlocation2⋯⋯⋯⋯⋯41图3．4工作流体和引射流体在2截面耦合求解流程图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯43Fig．3．4Flowchartforthecoupledcalculationofprimaryandsecondaryflowparametersatlocation2．．．⋯⋯⋯⋯⋯．．．⋯⋯．⋯．⋯．．．．⋯⋯⋯⋯．．．⋯．．⋯．⋯⋯⋯．．．．．⋯⋯．⋯⋯．⋯．．⋯⋯⋯．⋯⋯．．．⋯⋯43图3．5混合室出口3截面参数求解流程图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯43Fig．3．5Flowchartforthecalculationofmixing-chamber-outletparameter(10cation31⋯⋯43图3．6喷射器出12截面压力求解流程图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯44Fig．3．6Flowchartforthecalculationofejectoroutletpressure⋯⋯．．．⋯⋯⋯⋯．．．⋯．．．⋯⋯⋯⋯．．44图3．7喷射器性能计算流程图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯44Fig．3．7Flowchartforthecalculationofejectorperformance⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．44图3．8喷射系数随工作喷嘴效率系数的变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．46Fig．3．8VariationofentrainmentratioVS．nozzlecoefficient(inregardofenthalpyloss)⋯．．46图3．9喷射系数随吸入室效率系数的变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯46 万方数据浙江大学博士学位论文插图目录Fig．3．9VariationofentrainmentratioVS．suctionchambercoefficient(inregardofenthalpyloss)⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯46图3．10喷射系数随扩散段效率系数的变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯47Fig．3．10VariationofentrainmentratioVS．diffusercoefficient(inregardofenthalpyloss、．47图3．11喷射系数随混合段效率系数的变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯47Fig．3．11VariationofentrainmentratioVS．mixingchambercoefficient(inregardofmomentumloss)⋯⋯．⋯．．．⋯⋯⋯⋯⋯．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．．⋯⋯⋯⋯⋯47图3．12喷射器效率随工作喷嘴效率系数的变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯48Fig．3．12VariationofejectorefficiencyVS．nozzlecoefficient(inregardofenthalpyloss)⋯48图3．13喷射器效率随混合段效率系数的变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．48Fig．3．13VariationofejectorefficiencyVS．mixingchambercoefficient(inregardofmomentumloss)⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯．．．48图3．14喷射器效率随扩散段效率系数的变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯49Fig．3．14VariationofejectorefficiencyVS．diffusercoefficient(inregardofenthalpyloss)．49图3．15喷射器效率随吸入室效率系数的变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯～49Fig．3．15VariationofejectorefficiencyVS．suctionchambercoefficient(inregardofenthalpyloss)⋯⋯⋯⋯⋯．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．．．．．．．．．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．49图3．16喷射器出12背压随吸入室效率系数变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．50Fig．3．16VariationofejectorbackpressureVS．suctionchambercoefficient(inregardofenthalpyloss)⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯．⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯．⋯．⋯．⋯．．．．50图3．17喷射器出12背压随扩散段效率系数变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯50Fig．3．17VariationofejectorbackpressureVS．diffusercoefficient(inregardofenthalpyloss)⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．5()图3．18喷射器出12背压随混合段效率系数变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯51Fig．3．18VariationofejectorbackpressureVS．mixingchambercoefficient(inregardofmomentumloss)⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．⋯．．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．51图3．19喷射器出12背压随工作喷嘴效率系数变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯5lFig．3．19VariationofejectorbackpressureVS．nozzlecoefficient(inregardofenthalpylossl⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．!；1图4．1实验装置示意图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯57Fig．4．1Schematicrepresentationofthetestrig⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯57图4．2喷射式制冷系统实验装置⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯58Fig．4．2Snapshotoftheejectorrefrigerationtestsetup⋯．⋯⋯⋯．⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯．⋯．58图4．3喷射器结构尺寸示意图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯58Fig．4．：；Geometricrepresentationoftheejector⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯58图4．4喷射器装配示意图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯59Fig．4．4Assemblingrepresentationoftheejector⋯⋯⋯⋯．⋯．⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯．⋯⋯⋯．⋯⋯．59图4．5连入喷射器制冷系统的喷射器实物图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯59Fig．4．5Pictureoftheejectorinconnectionwithothercomponentsofthesystem⋯⋯⋯⋯⋯．59图4．6发生器结构示意图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯60Fig．4．6Structureofthegenerator／boiler⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯．．⋯．．．．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯．⋯．⋯．．．60图4．7蒸发器实物图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯60Fig．4．7Pictureoftheevaporator⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯．⋯．．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．．．．．．．．．60图4．8冷凝器实物图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯61 万方数据浙江大学博士学位论文插图目录Fig．4．{；Pictureofthecondenser⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．61图4．9节流阀实物图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．61Fig．4．9Pictureofthethrottlingvalve⋯．⋯⋯⋯⋯．⋯⋯．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯．．．．．．．．．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯61图4．10储液罐结构示意图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯一62Fig．4．10Structureofthereservoir⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯．⋯⋯⋯⋯．62图4．11ProMinentHydro／3—025170液压隔膜计量泵(左)及膜片脉动阻尼器(右)实物图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯62Fig．4．11PictureoftheProMinentHydro／3-025170hydraulicdiaphragmmeteringpump(1eft)anddiaphragmpulsationdamper(right)⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．．．62图4．12实验中压力传感器实物图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．66Fig．4．12Pictureofthepressuretransducer⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．66图4．13质量流量计实物图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯～67Fig．4．13Pictureofthemassflowmeter⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯67图4．14金属管浮子流量计实物图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．67Fig．4．14Pictureofthemetaltuberotameter．⋯．．．．．．．．．．．．．．．．．⋯．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．⋯．．67图4．15玻璃转子流量计实物图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．68Fig．4．15Pictureoftheglassrotameter⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯．68图4．16数据采集系统流程连线图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．68Fig．4．16Dataacquisitionsystem⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．68图4．17实验中数据采集／开关单元⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯69Fig．4．17Dataacquisition／on—offunit⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．69图4．18测量数据实时采集界面(a)温度、压力采集(b)质量流量采集⋯⋯⋯⋯一70Fig．4．18Real-timeuserinterfaceofdataacquisitionsystem(a)temperature，pressure；(b)massflowrate⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯．：⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯．．．7()图5．1喷射系数随工作流体压力的变化⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯75Fig．5．1Variationofentrainmentratiowithprimaryflowinletpressure⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．75图5．2工作流体质量流量随工作流体压力的变化⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．76Fig．5．2Variationofprimarymassflowratewithprimaryflowinletpressure．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．76图5．3引射流体质量流量随工作流体压力的变化⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．76Fig．5．3Variationofsecondarymassflowratewithprimaryflowinletpressure⋯⋯⋯⋯⋯⋯．76图5．4喷射系数随引射流体压力的变化⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯78Fig．5．4Variationofentrainmentratiowithsecondaryflowinletpressure．．．．．．．．．⋯．．．．．．．．．．．．．．．．78图5．5引射流体质量流量随引射流体压力的变化⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．78Fig．5．5Variationofsecondarymassflowratewithsecondaryflowinletpressure⋯⋯⋯⋯⋯78图5．6喷射器的三种工作模式⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯79Fig．5．6Threeworkingmodesofejector⋯⋯⋯⋯．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．⋯．79图5．7喷射系数随喷射器出口背压的变化⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯80Fig．5．7Variationofentrainmentratiowiththeambientpressureattheejectorexit⋯⋯⋯⋯一80图5．8引射流体质量流量随喷射器出12背压的变化⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯～80Fig．5．8Variationofsecondarymassflowratewiththeambientpressureattheejectorexit．80图5．9极限工况下喷嘴出口背压与工作流体压力变化规律⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯81Fig．5．9Variationofexit—nozzlepressurewithprimaryflowinletpressureunderextremeworkingcondition．．⋯．⋯⋯⋯⋯．．．．．．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．⋯⋯⋯⋯⋯．⋯．．⋯．．．．．．．．⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯．⋯．．81图5．10喷射器出口背压对混合段压力升高的影响⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯一82 万方数据浙江大学博士学位论文插图目录Fig．5．10Effectofejectorbackpressureonpressureriseofthemixmgsection’⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．82图5．11喷射系数随工作流体压力变化规律计算值与实验值比较⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯一84Fig．5．11Variationofentrainmentratiowithprimaryflowinletpressure(experimentalVS．calculated)．．．．⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．．．．．．⋯．⋯．．．．⋯．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．⋯．．⋯．．．．⋯．．．．．．．84图5．12喷射系数随喷射器出口背压变化规律计算值与实验值比较⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯一84Fig．5．12Variationofentrainmentratiowithejectorbackpressure(experimentalVS．calculatedl⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．84图5．13喷射系数随喷射器引射流体压力变化规律计算值与实验值比较⋯⋯⋯⋯⋯．．85Fig．5．13Variationofentrainmentratiowithsecondaryflowinletpressure(experimentalVS．calculated)．．．．．．．⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．⋯．．．．．．．⋯⋯⋯．．⋯⋯⋯⋯⋯．⋯⋯⋯⋯85 万方数据浙江大学博士学位论文表格目录表2．1喷射器的分类(按工作及引射流体的物理状态分类)⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯16Tab．2．1Ejectorcategories(basedonthephaseofprimaryandsecondaryflow)⋯⋯⋯⋯一16表2．2喷射器的分类(按照喷射器内混合过程的实质分类)⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯17Tab．2．2Ejectorcategories(basedonmixingprocess)⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．17表2．3实验装置喷射器设计工况⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯19Tab．2．3Designconditionofthetestsetup⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．19表4．1实验装置压力测点及测量仪表⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯66Tab．4．1Locationsanddetailsofthepressuretransducerprobeandpressuregauge⋯⋯⋯⋯．66 万方数据浙江大学博士学位论文l绪论1绪论1．1研究背景和意义能源是现代经济的重要支撑和社会发展的驱动力。能源方式是能源战略的核心，而能源战略又是国家发展战略的核心n1。据IIR报道，每年用于制冷空调系统的电能消耗占电能总消耗量的百分比高达15％乜1，目前高品位电能的产生是通过燃烧化石燃料转化得到的，燃烧过程会释放出有害气体从而导致环境污染和温室效应。为了在制冷空调领域减少高品位能源的使用，大体来说可以有三种途径：1)开发能够利用可再生能源的制冷空调系统，如开发使用风能、太阳能、潮汐能等可再生能源的制冷系统。2)开发能够利用低品位热能驱动的制冷系统。低品位能源利用在能源日益紧缺和环境污染日益严重的今天，再次成为各国学者们关注的焦点。低品位能源包括地热能、低品位太阳能热能以及工业废热、废气、废水、余热等。低品位能源的利用包括低品位太阳能热的开发利用以及各种废热余热的回收利用。3)提高制冷系统的运行效率，提高高品位电能的利用率，而提高系统的运行效率也可以从提高系统中的关键部件着手。以制冷系统中最为常见的换热器为例，研究人员不仅在换热器的传热传质以及流动性能方面进行研究，更有学者提出金属泡沫换热器等新型材料换热器，并对其流动和传热性能进行研究b1，以期得到更好的部件性能，从而提高系统运行效率。在制冷空调领域中，热驱动制冷方式以其可以提高能源利用效率、节省电能、减少污染气体排放等诸多优点越来越受到人们的欢迎和重视。目前，最主要的热驱动制冷方式有吸收式制冷、吸附式制冷和喷射式制冷。吸收式制冷系统结构复杂、初投资高、需要专业的维护；吸附式制冷系统体积庞大、运行不连续、系统能效低；相比于前两种热驱动制冷方式，喷射式制冷系统具有体积小、结构简单、初投资低、运行可靠、几乎不需要维护n儿51等诸多优点，使用前景广阔，近年来受到广泛关注。喷射器作为喷射式制冷系统中的核心部件，其性能好坏直接关系到整个系统的运行效率，而减小喷射器内部损失是提高喷射器效率的唯一途径。但是在公开发表的文献中，尚未见到有喷射器内部损失对喷射器性能影响规律的研究。而且，目前大多数喷射器性能预测模型都是基于理想气体的假设建立的，但是许多目前 万方数据浙江大学博士学位论文1绪论在使用的制冷剂中，有一些制冷剂在喷射器内部流动过程中甚至会出现两相，把这些制冷剂作为理想气体处理显然是不合理的，这势必对喷射器性能的预测造成失真，故有必要建立采用实际气体模型且考虑喷射器内实际存在的两相状态的喷射器性能预测模型。建立能准确预测喷射器性能的理论计算模型，开展对喷射器内部损失对喷射器性能影响规律的研究可以为喷射器的改进设计提供理论基础，提高喷射器效率，从而提高喷射式制冷系统运行效率，提高能源利用率。1．2喷射器的应用l-2．1喷射式制冷系统1901年LeBlanc和Parsons设计出了第一个蒸汽喷射式制冷系统哺1，随后许多学者对以水为工质的喷射式制冷系统展开了大量研究。19世纪30年代，掀起了第一个高潮，蒸汽喷射式制冷系统一般用于大型建筑的空调系统。随着压缩机的发展，蒸气压缩式制冷系统以其更高的系统效率渐渐将蒸汽喷射式制冷系统取而代之。但是，在工业应用和废热余热的利用方面，蒸汽喷射式制冷仍具备明显优势。1957年，Mizrahi等学者n1首先报道了不以水为制冷工质的喷射式制冷系统。以氟利昂为制冷工质的喷射式制冷系统可以使制冷温度达到O℃以下，同时喷射式制冷系统的驱动温度可以低至60℃，从而能够利用温度位更为宽广的低品位热，诸如太阳热能、废蒸气、烟气、汽车尾气等。图1．1为传统喷射式制冷系统原理图。来自发生器的高温高压蒸气进入喷射器，经过缩放喷嘴后形成高速低压流体，卷吸来自蒸发器出口的低压气体，两股流体混合，进行速度和压力的均匀后进入扩散段，经过扩散段的混合流体随后进入冷凝器冷凝，冷凝后制冷剂液体分为两部分，一部分通过节流作用进入蒸发器，为用户提供冷量，经过蒸发器的气体随后被卷吸入喷射器；另一部分制冷剂液体经过制冷剂泵被泵送回发生器，由低品位热驱动形成高温高压的蒸气进入喷射器。在喷射式制冷系统中，喷射器就是一个热压缩机，替代了由高品位电能驱动的压缩机。目前，除了传统的蒸汽喷射式制冷系统，许多学者还对不同制冷工质的喷射 万方数据浙江大学博士学位论文l绪论式制冷系统进行了研究，同时也根据需要衍生出了无泵喷射式制冷系统H儿酊阳¨103、喷射一压缩制冷系统⋯m2m3m4m别、喷射一吸收制冷系统n6m7m8m9m叭2川、喷射一吸附制冷系统∞1等复合系统。但是，无论何种形式的喷射式制冷系统，也无论何种制冷工质的喷射式制冷系统，喷射器在系统中依旧是最为关键的部件，喷射器性能的提高可以提高系统整体运行效率，提高能源利用率。ejectorcondenser—j1／／1～卜√一I．—7expa3slon×valveT—-——-evaporator。一‘刁、一叫／，’{，一，、111凸+；nrtgeneratorptmlp图1．1传统喷射式制冷系统原理图旧1Fig．1．1Principleofconventionalejectorrefrigerationsystem1．2．2喷射器的其他应用喷射器具备许多优点匕副：1)结构简单，加工方便，使用寿命长2)无运动部件，几乎不需要维护3)初投资以及运行费用低、操作简单4)所用的材质可为铜、铝、不锈钢等金属甚至非金属，成本低廉5)对被引射介质无严格要求，既适用于气体或液体也适用于两相流6)工作过程噪音低7)适用范围广，能产生工业领域所需的任何合理的真空度喷射器凭借上述优点，除了在制冷空调领域的应用，还被广泛应用于脱盐、石油加工、化工和航空航天等多个领域，具体应用如下： 万方数据浙江大学博士学位论文1绪论1)在废气余热供暖装置方面乜劓：提高生产设备的废气压力(蒸气喷射器)；作为采暖用户入口的混合器(水喷射混水器)；回收凝结水和排走地下热管线的地沟及检查井中积水(蒸汽喷射器和水喷射器)；修复地下热管线时，向地沟输送保温材料(气力输送喷射器)等。2)在发电厂乜劓：燃料燃烧设备(气体喷燃器)；蒸汽锅炉的给水系统(抗汽蚀水引射泵)；汽轮机的调节系统(油喷射器)；冷凝器中抽气装置(蒸汽喷射器或水喷射器)；交流加热系统(喷射加热器)；输送灰渣(水力除灰器)；发电机的空气冷却系统(喷射器冷却装置)。3)在通风装置方面乜利：用来形成通过风道和房间的一股不间断的空气流。4)用于输送固体的散粒状物料和液体乜刭。5)在自来水装置方面乜到：用来把水从深水井和钻井中提上来。6)用于家用厨房，稀释有毒或者不健康的气体乜副。7)在储油罐中回收天然气乜副。8)用于提供和保持一定的真空环境乜副。9)在军事和航空领域心副：垂直短距起飞着陆飞机的起飞增推，排气系统的尾焰红外辐射抑制及噪声降低等；火箭超音速环型喷射器发动机高空试车台真空系统、高超音速吸气推进研究所需的地面实验系统、气动激光器和化学激光器压力恢复系统等。1．3喷射器理论研究进展喷射器凭借自身优点有着广泛的应用，但是由于喷射器内部流动比较复杂，涉及热力学、气体动力学、流体力学等多个基础学科的理论，所以在相当长一段时期内，对喷射器的研究是基于分析一定用途的喷射器的计算方法而展开的。喷射器的设计基于能量守恒、质量守恒和动量守恒方程，喷射器的一维设计理论可以分成等压混合理论和等面积混合理论。图1．2是等压混合理论和等面积混合理论的区别示意图，两者的不同之处主要在于喷嘴出口的位置不同。等压混合理论认为，喷嘴出口位于等截面积混合室之前，工作流体和引射流体的混合是在压力相等的情况下进行的。等面积混合理论认为，喷嘴出口的位置位于等截面积混合室中，工作流体和混合流体的混合过程是在截面积不变的情况下进行的。4 万方数据浙江大学博士学位论文1绪论最早的喷射器设计方法是由Flugel提出的，之后Keenan和Neumann等心7。运用一维能量方程、动量方程和质量方程对没有扩散段的等面积混合的喷射器进行了设计分析，尽管在计算过程中做了简化假设，但是计算结果和实验结果仍能够较好吻合。1950年，Keenan和Neumarm等乜耵提出了在当时较为权威的基于等压混合理论的喷射器设计模型，模型中做如下假设：1)工作流体和引射流体具有相同的摩尔质量；2)流体在喷射器内的流动为等熵流动；3)基于理想气体动力学。该模型成为后续许多模型改进的基础，但是该模型仍存在非常多的缺陷，诸如1)该模型没有考虑喷嘴出口的位置对喷射器性能的影响；2)忽略了需要从实验中获得的喷嘴、扩散段等的效率系数；3)忽略了超音速流体在等截面积混合室内的流动的摩擦的影响；4)不能预测由于壅塞流导致的一些物理现象等。，Constant。}Pressure—P————一。。DiffuserSO越011．虼／／，／／／／／／／／／。。|-_l-∥‘阮；划，鱼缮监一·Mp,》l_—H叫一P氆(a)《(b)图1．2等压混合与等面积混合示意斟矧Fig．1．2Schematicrepresentationofconstant-pressuremixingandconstant—areamixing针对上述模型中的不足，后人陆陆续续对该模型进行了修正和改进。DeFrate∽3的模型运用了理想气体摩尔质量的关系式，并考虑了沿喷射器轴向不 万方数据浙江大学博士学位论文1绪论同位置的工作流体和引射流体的绝热指数是不同的影响因素，但是由于沿喷射器轴向的温度不能通过实验得知，所以该模型也存在较大欠缺。Hoggarth和Francis等b叭3妇将阻力系数引入模型中，以此表示流体流动过程中摩擦阻力的影响。Munday和Bagsterb2瑚3提出了新的混合理论推动了喷射器设计理论的发展。文章解释了喷射器中壅塞流现象，图1．3为工作流体和引射流体在喷射器内混合的示意图。工作流体从喷嘴膨胀出来后，先不与引射流体混合，而是给引射流体形成了一个渐缩的流道，在这个收缩流道的某一个截面上y-y，引射流体达到音速，两股流体由此截面开始混合。Huangb耵在Munday和Bagster理论的基础上，指出引射流体达到音速的截面积是与工况有关的。secondaryflow(entrainedflow)图1．3喷射器中工作流体和引射流体混合过程b61Fig．1．3MixingprocessofprimaryandsecondaryflowEames等学者b朝采用等压混合理论，在Keenan早期假设理想气体且不考虑摩擦损失的基础上向模型中引入了在工作喷嘴、混合段和扩散段的表示不可逆损失的等熵效率，该模型对以水为工质的喷射制冷系统进行了理论分析和实验研究。Huang等学者b63基于气体动力学一维计算基础，建立了在工作流体和引射流体都产生壅塞流情况下的喷射系数的计算模型，模型主要用来设计计算喷射器在一定工况下能够达到的最大极限喷射系数，模型中的表示不可逆损失的系数由实验决定，文中制冷工质采用R141b。Aly等学者n71对以水为工质的喷射器进行了建模。分别对喷射器中喷嘴、混合段和扩散段建立质量、能量和动量守恒方程，并假设水蒸气在过热区的定压比热容为常数的理想气体模型，工作流体和引射流体两股流体在压力恒定为引射流体压力情况下进行混合。Yu等学者啪3也用了类似Aly的方法对气气喷射器和气6 万方数据浙江大学博士学位论文l绪论液喷射器进行了建模。Rogdakis和Alexisb町基于Munday和Bagster的混合理论，假设在引射流体临界压力下等压混合，引入实际气体模型，建立了喷射器性能计算模型，该模型中激波前后的参数通过Rayleigh线和Fanno线的交点来求得，且该模型中不包含喷射器尺寸参数。文章对采用R717为工质的喷射式制冷系统的性能进行了计算，并研究了分别改变发生温度、蒸发温度和冷凝温度时喷射器性能的变化规律。Ouzzane和AidounH们基于等压混合理论，假设工作流体和引射流体在引射流体达到音速时的压力下等压混合，考虑了喷射器内部轴向制冷剂热力参数的变化，引入了表示不可逆损失的效率系数，通过对微元建立质量方程、能量方程、动量方程以及用于第一步迭代的等熵关系式，用数值方法建立了一维可压缩实际气体的喷射器计算模型，分为在某特定工况下的最优喷射器尺寸设计模型和喷射器性能模拟计算模型。通过该模型可以求得喷射系数等宏观变量还能求得喷射器内部轴向沿程的温度、压力和马赫数分布，文章研究了在设计运行工况和偏离设计工况时喷射器工作特性的变化规律，同时也研究了喷射器尺寸对喷射器工作特性的影响。该模型与HuangH¨R141b的实验数据进行比对，吻合度好。Selvaraju和ManiH21基于Munday和Bagster的混合理论，假设工作流体与引射流体在引射流体达到音速时的压力开始等压混合，从而建立了喷射器在工作流体和引射流体均达到音速状态的等压混合实际气体模型。作者认为在工作喷嘴中的工作流体损失、引射流体损失和在扩散段的损失对喷射器性能的影响并不大，但在等截面积的圆柱形混合段的损失对性能的影响却十分显著，故该模型对混合段的损失进行了修正。模型中假设在等截面积圆柱形混合段的流动是湍流且壁面光滑，使用了表示摩擦损失的阻力关联式，求得了该混合段的平均摩擦因子，并用R141b的实验数据对模型进行了修正，并使用模型对多种制冷工质进行喷射器的性能预测。该模型预测的性能是喷射器在此工况下能够达到的最优的喷射系数，但是对于引射流体没有达到音速的状态无法进行计算。用等压混合理论设计的喷射器相比于用等面积混合理论设计的喷射器具有更优的性能。但是等压混合理论也存在着很多问题，因为混合过程流动非常复杂，如何确定混合室的形状进而确保等压混合的充分性和有效性尚未解决H副。但是，总的来说，等压混合理论比等面积混合理论用得更为广泛，致使等面积混合理论 万方数据浙江大学博士学位论文l绪论在一段时期内发展缓慢。Fabri和Seistrunckm3对等面积混合理论进行了早期研究，提出了混合区域、超音速区域和饱和超音速区域的概念。混合区域中引射流体与工作流体的质量比与喷射器出口背压有关，包含了所有引射流体在混合过程中没有产生超音速的情况；而超音速和饱和超音速区域中引射流体与工作流体的质量比与喷射器出口压力无关，饱和超音速区域是超音速区域的一种特殊情况，两种情况都表示引射流体会在混合过程中达到超音速并产生壅塞流。基于Fabri和Seistrunck的理论，Addy、Carrol和Dutton等学者分别对基于等面积混合理论的超音速喷射器展开了研究‰m6m7儿4踟幽3。Grazzini和Mariani嘞1建立了以水为制冷工质的喷射器设计模型，该模型基于一维等面积混合理论，在模型中作如下主要假设：1)过热水蒸气采用理想气体关系式；2)工作喷嘴出口截面上，工作流体和引射流体具有相同的静压力；3)喷嘴和扩散段摩擦损失引入等熵效率。文章指出，该模型应用于单级喷射器时可以很好与实验值吻合，可是用于二级或者三级喷射制冷却不行。Yapici和Ersoy砖¨采用R123为制冷工质，基于等面积混合理论对喷射器进行了理论分析，分析中采用AddyH53的一维模型，并对喷嘴和扩散段的损失采用效率系数表示。文章理论分析对比了等面积混合和等压混合设计对于系统性能的影响，结果表明，在运行工况相同的前提下，采用等面积混合设计的系统性能和喷射器面积比要高于采用等压混合的设计；在喷射器面积比相同的前提下，采用等面积混合设计的喷射器与采用等压混合得到的喷射器相比，系统性能更低。Elakhdar等学者嵋21基于等面积混合理论对用于制冷系统的喷射器建立了一维分析模型，模型中该考虑了混合段的摩擦损失，工质采用理想气体关系式。文章分别分析了不同系统热力学参数、不同制冷工质以及不同喷射器尺寸对喷射器性能的影响。喷射器的一维等压混合和等面积混合的设计方法可以用于工程设计，方法相对简单，同时也能保证相对合理的准确性，但是却不能提供径向的流体流动的信息。喷射器二维模型的分析相比于一维模型，可以提供更加准确的计算结果和喷射器内部流动机理，但是数学求解过程复杂，更多的时候需要借助计算机的应用。 万方数据浙江大学博士学位论文1绪论1．4喷射器实验研究进展喷射器的用途广泛，在喷射式制冷系统中，研究人员对喷射器的实验研究可以分为不同工况系统性能和喷射器性能研究，不同工质对喷射器性能影响，以及喷射器关键尺寸对喷射器性能影响等方面。1．4．1喷射器不同工况系统性能和喷射器性能实验研究喷射器不同工况系统性能和喷射器性能实验研究方面，研究人员主要研究了蒸发压力、冷凝压力和发生压力对系统性能以及喷射器性能的影响。A1．Khalidyb33实验研究了以R113为工质的喷射制冷系统，主要研究了冷凝温度、蒸发温度和发生温度对系统性能的影响。Selvaraju和Mani泓3对以R134a为制冷工质的水冷喷射式制冷系统进行了实验研究。文中对6个不同面积比的喷射器在分别改变发生温度(65℃．90℃)、冷凝温度(26℃．37．5℃)和蒸发温度(2℃．12．5℃)条件时喷射器性能的变化规律，以及系统的制冷量变化和系统效率变化规律。Dai等学者砖卯对以R134a为制冷工质的风冷无泵喷射式制冷系统中的喷射器进行了不同工况实验研究。实验研究了发生温度(75．1℃．80．8℃)、冷凝温度(30．9℃．35．7℃)和蒸发温度(10．5℃．17．6。C)的变化对喷射器性能的影响。2013年，戴征舒等嘶1将空冷喷射式制冷系统实验装置改成水冷，并针对第一期空冷系统实验结果重新设计喷射器，对喷射器在不同工况条件下的性能进行研究，研究指出有必要建立针对R134a工质的喷射器的设计模型。Yaplcl和Yetisen暗73对以R11作为工质的喷射制冷系统进行了系统性能研究，并得出如果要使得系统的制冷量越大，蒸发温度越低，那么所需的发生温度需要有大幅增长才能满足要求。实验参数范围为发生温度90．102℃，蒸发温度0．16℃，冷凝压力114．143kPa，COP最高可达0．25。Yaplc,旧3基于等面积混合理论设计了喷射器，并对该喷射式制冷系统进行了实验研究。主要研究了不同运行工况对制冷系统制冷量和系统性能的影响。喷射器喷嘴可调，使用的制冷工质为R123。在发生温度98℃，蒸发温度10℃，临界冷凝压力129kPa下，喷嘴的位置在面积比为9．97时制冷系统达到最佳性能，COP为0．39。9 万方数据浙江大学博士学位论文1绪论Pollerberg等学者嘞3实验研究制冷量为lkW的太阳能驱动蒸汽喷射制冷系统，发生温度最高可由太阳能集热器达到140。C，比较了不同蒸发温度(7．17。C)和冷凝温度(24．36。C)下的系统性能，COP变化范围约为O．4．1．2。文章得出结论，冷凝压力对系统性能的影响要大于蒸发压力对于系统性能的影响，合理优化冷凝器的设计以提高系统的整体性能。Wang等学者如们实验研究了无泵喷射式制冷系统的系统性能，该系统无运动部件，通过实验可以证明该新型无泵喷射式制冷系统可以连续运行。在发生温度90℃，冷凝温度37℃，蒸发温度8．5℃时，使用R141b可以达到制冷量O．75kW，系统COP0．225，文章指出使用R365mfc可完全替代R141b。王海等随玎设计并搭建了以水为制冷工质的喷射制冷系统性能实验台。研究发现发生温度、蒸发温度、冷凝压力对系统性能影响较大，并且存在着一个临界冷凝压力，当冷凝压力大于临界冷凝压力会导致系统性能急剧下降直至为零。研究还发现喷射器等截面积段长度对系统性能没有影响，但是会改变系统的临界冷凝压力。增大喷嘴出口与喉部面积比可使喷射式制冷系统运行在较高的临界冷凝压力下，但以牺牲系统性能为代价。1．4．2喷射器关键尺寸对喷射器性能影响理论上说，每一个运行工况都会对应一个最优喷射器尺寸，但是因为设计方法存在简化假设，设计出来的喷射器尺寸往往和实际的喷射器最优尺寸有偏差，这时就需要进行实验研究，找出问题所在，进而优化喷射器尺寸，提高喷射器性能。刘志强等№23对蒸汽喷射式热泵的性能进行了实验研究。文章研究了压缩压力、引射压力分别与喷射系数的变化关系；喷嘴出口至混合室入口距离与引射压力、压缩压力、喷射系数之间的关系，并指出喷嘴出口至混合室入口存在一个最佳的距离；喷射器效率与喷射系数之间的关系。Sankarlal和Mani旧1实验研究了以NH3为工质的喷射式制冷系统，发生温度62．72℃，蒸发温度5．15℃，冷凝温度30．36℃，使用3种不同尺寸的喷射器其混合段与喷嘴喉部面积比分别为4、5．76和8．16，喷射系数和系统性能随喷射器混合段与喷嘴喉部面积比和膨胀比的增加而增加，随压缩比的减小而增加。Yaplcl等学者旧1以R123为工质，对6种不同结构尺寸的喷射器进行实验研10 万方数据浙江大学博士学位论文1绪论究。文章研究了吸入室压力与喷嘴位置的变化规律，蒸发温度、冷凝压力和发生温度分别对系统性能的影响等，在压缩比为2．47条件下，喷射器的面积比的变化范围6．5．11．5，系统COP变化范围为0．29．0．41，最佳发生温度在83-103℃，并指出最优面积比随着发生温度的增大线性增大。汤小亮等畸51对小型太阳能喷射式制冷用喷射器进行了实验研究，实验中以饱和水蒸气为工作流体，空气为引射流体。重点研究了喷嘴出口到等截面混合室的距离对喷射器性能的影响，以及对喷射器临界出口压力的影响；等截面混合室长度对喷射器性能的影响。文章以理想气体模型为简化假设，在索科洛夫经典模型的基础上演化出更加简便的计算方法。沈胜强等旧3设计了一台喷嘴内轴加入调节锥的可调式喷射器，并进行了实验研究，发现其在工作压力和引射压力保持不变时，通过减小喷嘴喉部截面积，出口压力降低，流量的增大幅度达16．7％，喷射系数可由O．1提高到O．6。Zhang等学者旧73通过CFD数值模拟和实验研究了R236fa为工质的废热驱动型喷射空调系统中喷射器的结构对喷射器的影响，具体对喷嘴出口角度，喷嘴出口和混合室间距离，扩散段长度等参数对喷射器性能的影响进行研究，得到了相应工况下的最佳喷射器结构尺寸。Yan等学者旧1借助于数值模拟手段，在现有的喷射器尺寸基础上，CFD模拟了喷射器的六个关键尺寸，分别为混合段与喷嘴喉部面积比、喷嘴相对位置(以混合室入口为基准)，喷嘴渐扩段倾角，等压混合段倾角，混合段长度和扩散段长度对系统性能的影响，并根据模拟结果制造了经过尺寸优化的喷射器进行了实验研究。实验研究表明，经过优化的喷射器的性能得到了改进，并指出混合段与喷嘴喉部面积比和喷嘴位置对于喷射器性能有较大影响。Yan和Cai嫡鲫在文章中详细研究了混合段与喷嘴喉部面积比对喷射器性能的影响。得出结论，最佳面积比随工作流体压力线性增长。有效面积比的范围随引射流体压力的减小而减小，而最佳工作流体压力(对应于最大喷射系数)随面积比的增大而增大，喷射器临界背压(冷凝段入口压力减小至不再对引射比产生影响时，认为其达到临界背压)则随面积比的减小而减小。对于给定的工作流体压力，最佳面积比同时意味着除喷射系数以外，COP和制冷量亦达到最大值，其中制冷量除与面积比相关外，还与喷嘴喉部直径有关，而系统性能则仅与面积比有关。 万方数据浙江大学博士学位论文1绪论Pounds等学者n们实验研究了喷射制冷系统中喷射器喷嘴尺寸、喷嘴轴向位置在不同工况下的性能，发生温度120．135℃，蒸发温度5．15℃，冷凝温度7．30℃，实验表明，存在着一个最佳的喷嘴位置使系统COP最大可达1．7，但是需要以临界背压为代价。Zhu和Jiang㈨设计了一种喷嘴壁面处带孔洞的喷射器结构来提高喷射器性能，并进行了CFD模拟和实验研究，发现其所需的工作流体流量比常规喷射器减少20％，适合用于较高的工作压力和引射压力，并可提高喷射器性能达31．5％，在工作流体和引射流体都发生壅塞的临界模式下，效果更好。delValle等学者n23实验研究了以R134a作为制冷工质的喷射式制冷系统。文章中喷射器采用三种不同的混合室形状，发现混合室形状对喷射器性能影响较小，同时研究了喷嘴位置和蒸气过热度对流量的影响，发现喷嘴的最佳位置受混合室的形状所决定，而工作流体和引射流体的过热度如果高于10。C则对流量影响不大。由以上文献可知，喷射器混合段与喷嘴喉部面积比、喷嘴出口到等面积混合段距离、混合室形状、喷射器喷嘴出口角度、扩散段长度等尺寸因素都会对喷射器性能产生影响，但是从目前的研究来看，喷射器混合段与喷嘴喉部面积比、喷嘴出口到等面积混合段距离对喷射器性能影响较大，所以，喷射器性能的提高可以从这些方面入手。1．5本文主要研究内容在公开发表的文献当中，研究人员对喷射器在不同工况下的性能做了大量研究，同时也对喷射器关键尺寸对喷射器性能的影响做了大量研究，其目的就是为了提高喷射器性能。而提高喷射器性能可以从减小喷射器内部的不可逆损失着手，但是从公开发表的文献来看，关于喷射器内部损失对喷射器性能影响的文献几乎没有，为了研究喷射器内部损失对喷射器性能的影响，本文自行设计并搭建了喷射式制冷系统实验装置，论文的主要研究内容包括以下几个方面：1)建立采用实际气体性质，且考虑喷射器内部可能会出现的两相状态的喷射器性能预测模型。理想气体模型不能用于较低的温度或较高的压力，因为在这些情况下，分子间12 万方数据浙江大学博士学位论文1绪论作用力和分子大小不能忽略。对于许多分子量较大的制冷剂，应用理想气体模型也是不恰当的。当流体为饱和气体，用理想气体的假设牵强，而且有些流体在喷射器内部流动时甚至存在两相，故使用基于理想气体假设的喷射器性能预测模型存在较大缺陷。本文提出了采用实际气体模型且考虑喷射器内两相状态的喷射器性能预测模型。2)研究喷射器内部损失对喷射器性能的影响规律。喷射器内部损失有工作流体喷嘴不可逆损失、引射流体吸入室不可逆损失、混合段不可逆损失和扩散段不可逆损失。本文基于一维喷射器性能预测模型，分析喷射器内部各部分损失对于喷射系数、喷射器效率和喷射器出口压力的影响。3)研究喷射器内部效率系数优化方法。喷射器内部各部分的不可逆损失可以用效率系数来表示。常规的优化方法是将以上四个效率系数同时设为优化变量，求得最优值。这样的问题是，往往得到了数学上的最优解，却不能正确反映实际物理机理。本文将对喷射器内部效率系数的优化求解进行研究，并用实验验证。4)设计并搭建以R134a为制冷工质的喷射式制冷实验装置。自行设计喷射器、发生器、储液罐等部件，搭建以R134a为制冷工质的喷射器性能测试实验装置和测控系统，为后续实验研究奠定基础。5)开展实验研究。为验证本文提出的喷射器性能预测模型以及优化方法的合理性，开展以下两方面的实验研究。a．首次对喷射器引射流体质量流量为零的极限工况进行实验研究。b．对喷射器不同工况性能进行实验研究。实验研究喷射器在分别改变引射流体压力、工作流体压力和喷射器出口背压条件下喷射系数的变化规律。 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析目前，喷射器的设计计算大致可以分为经验系数法、经典热力学法和气体动力学函数法，混合理论有等压混合与等面积混合两种。对于每一个设计工况，喷射器会有一个最优尺寸和最大喷射系数，当工况偏离设计工况时，喷射器的工作性能会随偏离程度受到不同程度的影响。本章对喷射器的工作原理、分类和设计方法进行了介绍，并根据本文的应用背景，基于等压混合理论，运用气体动力学函数法，采用圆柱形混合室对以R134a为制冷工质的喷射器进行了设计。并采用基于理想气体假设的一维喷射器性能预测模型对喷射器在设计工况下和偏离设计工况时的工作性能进行了理论预测，为下一步的实验研究提供指导。2．1喷射器工作原理喷射器是一种结构较为简单的能量利用部件，两股压力不同的流体在喷射器中相互混合、进行能量交换，并形成一股压力居中的混合流体，且不直接消耗机械能乜引。喷射器由工作喷嘴、吸入室、混合室和扩散段组成，其结构示意图如图2．1所示。在进入喷射器前，压力较高的流体称为工作流体，压力较低的流体称为引射流体。喷射器的工作过程可以分为三个部分：高温高压的工作流体在喷嘴内部的绝热膨胀过程；混合室中工作流体和引射流体的混合过程；扩散段混合流体的压缩过程n副。图2．2为喷射器工作过程中沿喷射器轴向的静压和速度的变化规律。本文中如无特别说明，喷射器沿轴向的截面下标对应图2．2中的标示。1)高温高压的工作流体在喷嘴内部的绝热膨胀过程：工作流体进入工作喷嘴，该过程中流体的静压能和热能转化为动能，在喷嘴出口形成高速低压流体，低压对引射流体产生卷吸作用，把引射流体卷吸入吸入室中。在这个过程中，工作流体通过喷嘴进行绝热膨胀，压力降低，速度升高到超音速。2)混合室中工作流体和引射流体的混合过程：工作流体从喷嘴流出后，在等截面积混合室的入口截面上与引射流体达到相同压力。在等截面积混合室的入14 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析口截面处，速度场很不均匀。工作流体拥有较大的平均速度％，成为中心流体，引射流体有较小速度‰成为周边流体。在圆柱形混合室中，因为流体为超音速流体，故会发生产生极大不可逆的激波现象，从而使得压力阶跃性升高，经过激波后，混合流体的速度降低为亚音速。3)扩散段中混合流体的压缩过程：工作流体和引射流体在混合室混合后进入扩散段。在扩散段中，混合流体速度逐渐减小，动能转化为压力能，压力逐渐上升。Nn7，leSecondaryFlow图2．1喷射器结构示意图Fig．2．1SchematicrepresentationofejectorstructureNozzleCompressedFlow==≥／LYFlowlD／1、--一￡j—__--一乏l’—?，。1◆1_——--L|，、l氏厂lSuctio，；Mixit够IkChambef＼c|1am始r＼DabserSecond撕owlP卧弋＼!_——，一一L：＼＼F-：IlI：I●—、lI1IIIlIwI卜r图2．2沿喷射器轴向静压和速度变化规律Fig．2．2VariationofstaticpressureandvelocityalongejectoraxisCompressedFlow==j 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析2．2喷射器分类喷射器的分类方法有很多种，根据分类依据不同可以有如下分类方法。(1)按工作及引射流体的物理状态分类根据这种分类标准，工作流体为液态(不可压缩流体)的称为射流泵，工作流体为气态(可压缩流体)的称为喷射器。在工作流体相态确定的前提下，再根据引射流体的物理状态分类，如表2．1所示。表2．1喷射器的分类(按工作及引射流体的物理状态分类)n们Tab．2．1Ejectorcategories(basedonthephaseofprimaryandsecondaryflow)介质状态类别名称工作流体引射流体液体液体射流泵液体散状固体或泥浆固体输送射流泵或泥浆射流泵射流泵气体液气射流泵气液混合流体液体射流混合器气体气体喷射器喷射器专筋散状固体气力输送喷射器液体蒸气热水喷射器(2)按照喷射器内混合过程的实质分类瞳钔根据该分类方法，可将喷射器分成以下三类：1)工作流体和引射流体相态相同的喷射器，即同相喷射器。2)工作流体和引射流体处于不同相态，在混合过程中各自的相态也不发生改变的喷射器，即异相喷射器。3)流体相态发生改变的喷射器，即变相喷射器。这类喷射器中，工作流体和引射流体在混合之前处于不同相态，混合后相态一致。根据喷射器相互作用流体的弹性特征，异相喷射器又可以分为三类：1)弹性(可压缩性)工作介质和非弹性引射介质的喷射器，如气力输送喷射器(气体引射散粒状固体或液体；蒸气引射散状固体等)。2)非弹性工作介质和弹性引射介质的喷射器，如液一气体喷射器。3)两种介质都是非弹性的喷射器，如水力输送散粒状固体喷射器。16 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析同样，还可以根据压缩比的大小进行细分，具体见表2．2。表2．2喷射器的分类(按照喷射器内混合过程的实质分类)‘241Tab．2．2Ejectorcategories(basedonmixingprocess)喷射器相互作用流相互作用流体的特喷射器名称压缩比类别名称体的状态征弹性流体1．2．2．5气体喷射器工作流体和大于2．5气体喷射器同相引射流体相小于1．2气体喷射器态相同非弹性流体任意喷射泵工作流体为弹性引气力输送喷射器任意射流体为非弹性工作流体和工作流体为非弹性水一空气喷射器异相引射流体相任意引射流体为弹性态不同工作流体和引射流水力输送喷射器任意体均为非弹性工作流体为弹性引汽一水喷射器其中一种流任意射流体为非弹性变相体相态发生工作流体为非弹性汽一水混合式加热器改变任意引射流体为弹性2．3喷射器设计喷射器内部流场极其复杂，目前尚未统一设计方法。一维的设计模型相对简单，适合工程应用；二维的设计模型相对一维的设计模型要精确，但是模型也更为复杂，需要更多的专业知识和数学知识，且设计过程中需要大量经验系数。考虑到实际可操作性，目前在喷射器的设计方面，主要有三种方法：经验系数法、经典热力学法和气体动力学函数法耵51。2．3．1喷射器设计方法2．3．1．1经验系数法 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析经验系数法是以实验图表和经验公式为基础来计算喷射器各部分的尺寸的方法。该方法简单，但依赖于设计者的经验，且实验图表和经验公式一般都有适用范围的限制。2．3．1．2经典热力学法经典热力学法以热力学基本定律为基础，通过假设条件简化设计模型，模型相对直观且计算较为简便，但其采用的假设简化会使得设计出来的喷射器与实际有差距，是这个方法的主要缺点。2．3．1．3气体动力学函数法气体动力学函数法引入了气体动力学函数，把气体的折算等熵速度与热力学参数联系起来，便于喷射器的设计和性能计算。索科洛夫乜钔结合了前苏联热工研究所的大量实验结果考虑了喷射器各部分的速度系数。本文中喷射器的各部分尺寸采用该方法设计得到。2．3．2喷射器设计计算本文根据索科洛夫的气体动力学函数设计方法，对实验装置中喷射器进行了设计，并用VISUALBASIC语言编写了计算程序，程序界面如图2．3。设计中，混合室的形状为圆柱形，文献表明，圆柱形混合室与其他形状的混合室相比能较大程度上恢复压力。本文喷射器的设计工况如表2．3。有研究n印n刀口羽指出，在驱动温度为75。C．80。C的条件下，使用R134a的喷射器性能高于使用其他工质时的性能，故本文工质选择为R134a。2．3．2．1最大喷射系数计算在对喷射器的研究中，喷射系数是评价喷射器性能的重要参数之一。喷射系数是指在一定工况下，单位质量工作流体通过喷射器所能卷吸的引射流体的流量，它在数值上等于引射流体的质量流量与工作流体的质量流量之比，即：“：鱼(2．1)。G。 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析表2．3实验装置喷射器设计工况Tab．2．3Designconditionofthetestsetup工作流体压力引射流体压力喷射器出12背压引射流体流量(MPa)fMPa)(蚝／s)2．6330．4880．8870．00569色重鱼啊■啕瞄目岫-融婚刚蝴枞懒蝴瞬翎晰硎㈣燃懒，-——----—-·-—·⋯⋯⋯⋯t-u···—、·····r一一一⋯⋯⋯～蝴神嘲黜-2图2．3喷射器设计程序界面Fig．2．3Userinterfaceoftheejectordesignprogram下面详细介绍在已知喷射器工作流体参数(昂、乃)、引射流体参数(名、乃)和混合流体压力尼前提下，如何确定可以达到的喷射系数∥的求解过程。对图2．2中喷射器2截面和3截面之间混合室的圆柱形部分建立动量方程。为了简化起见，作如下假设：1)假设工作流体和引射流体进入圆柱形混合室之前，在和工作喷嘴出12截面相重合的1截面与圆柱形混合室入口2截面之间那一段上不进行混合。2)忽略工作流体和引射流体在喷射器入12的初速度w尸和wH，忽略扩散段出12混合流体速度wc。3)假设工作流体和引射流体进行等压混合，即耳：=昂。=乓，且假设2截面上工作流体所占面积和速度与工作流体在1截面上的所占面积和速度相等，即厶2=力1，Wp2=Wpl。19 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析4)假设喷射器内部流体为理想气体，并忽略径向流体状态参数的变化，认为喷射器内的流动是一维稳态流动。基于以上假设条件，则2截面与3截面间的动量方程可以写成：r12(G尸wJp2+GⅣ％：)一(G|p+GM)w3=(￡一昂2)力2+(B一乓2)厶2(2-2)式中，仍为混合室速度系数，其值<1。借助速度系数对不等熵的膨胀和压缩过程进行修正，则喷射器代表性截面上的速度可以表达成如下各式。其中，r／l为工作喷嘴的速度系数，r／。为扩散段的速度系数，r／4为混合室入口段的速度系数。圆柱形混合室入口2截面上2-_作流体的速度为：雌2=77i郎。乃2=；71aj,。锄(2-3)当两股流体进行等压混合，即昂：=名时，相对压力Ⅱ尸：=每=每2n朋，由此得折算等熵速度4：=‰。圆柱形混合室入口2截面上引射流体的速度：％2=仇％。乃2(2-4)混合室出口3截面上混合流体的速度为：w3=!堡砧，(2．5)jfh以上各式中，工作流体、引射流体和混合流体的临界速度分别为：％=√2南瓜p6)％。．＼v]2％kH十．’(2-7)铲√2南厩p8，在圆柱形混合室中，各截面之间的面积关系如下式：力：+厶：=石(2·9)20 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析任何流体的临界截面面积如式(2．10)，其中Po为滞止压力。工=盎流体任何截面的面积f可以通过临界截面积表示f：量q(2—10)(2·11)根据式(2．10)和式(2．11)，推导出在2截面上工作流体的截面积为：厶，：I墼：I兰警一(2．12)JP2kPl7P。PPqP2k3AP。PPqen在式(2．12)中，取靠2=‰，因为有假设昂2=易，所以17尸2=n朋。同理可得，在2截面上引射流体的面积和在3截面上混合流体的面积分别为：fH2"-瓦GHaH,(2·13)‘：—坠(2．14)门kⅡc．Pcqc3、根据质量守恒定律得：Gc=GP+％=GJD(1+∥)(2-15)将以上速度公式(2．3)．(2．5)、截面积公式(2．9)、(2—12)-(2—14)和流量公式(2．15)代入动量方程(2．2)中，推导出气体喷射器的喷射系数表达式：gap,彳'PH一墨疋3口：—』选———一(2．16a)10ix)口=———2———————一～二’。K砧，一心盟如：式中K为工作流体速度系数；K为引射流体速度系数。在K与K的表达式中，砀=O．95，772=O．975，，73=0．9，r／4=0．925。在K表达式中，I-ic2=乓／尼FI胃2。Kl=r／it／2r／3(2-17)K2=仍仉仉(2-18)21 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析驯+唾芸蒜(2-19a)K4=l+r／3百PciaM．丽YIc丽3-I磊-Ic2(2-2。a)当T作流体与引射流体两股流体的绝热指数和气体常数分别相同，即纬=k，哗=％时，喷射系数计算公式(2-16a)可以简化为：∥拓2糍(2-16b)其中红≥=鲁。同时，墨和K分另lJ简化为以下表达形式：K3=l+仍譬孽(2-19b)疃踮3；4=l+r／3百Pc面I-Ic丽3-I'Ic2(2-20b)在式(2．19b)和式(2-20b)中，-I．=FIR．=nⅣ·=(南)扣1(2-21)为了求得喷射器的可达到喷射系数，必须求得圆柱形混合室入口2截面上工作流体和引射流体的气体动力学函数，以及在混合室出口3截面上混合流体的气体动力学函数。工作流体在混合室入口2截面上的折算等熵速度‰和折算质量速度qen可以分别根据式(2—22)和式(2—23)求得。n：iP：(1-盟名)西k(2-22)只、k+17g-(孚)‰一嚣名)击(2．23)2截面与3截面上的气体动力学函数是相互关联的，当混合室为圆柱形的前提下，2截面与3截面的折算质量速度由式(2．24a)关联。当k。=k。R。=R。时， 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析式(2-24a)可简化为式(2-24b)。鲔22i孺五恧忑±j五冱豇(2-24a)、一aⅣ。kFIc．足qc3a月。kpHJp。昂qpn知22ii丽u4可oPcqC3PPqPH(2—24b)以上式(2．16)．(2．20)和式(2．22)．(2．24)联立是计算喷射器参数的基本方程式。在方程式中出现的气体动力学函数(如砧2、nH2、qn2)是根据式(2—22)和式(2．23)联系在一起的，且这种关系可能不是单值的。因为圆柱形混合室的入口段，在这一段上引射流体的速度不可能超过临界速度(wn2≤％。)，所以五≤1是合理的。疋，值不是任意可选的，而是与2截面上的气体动力学函数相关联的，除此之外，其可能的范围是受到下面一系列条件限制的。1)在圆柱形混合室的情况下，砧，≤1。因为在圆柱形混合室的出口截面上混合流体的速度不可能大于临界速度，即w3≤％。。2)砧2的值不可能超过丑=1，因此只有当砧2≤1下的那些砧，≤1的值才有意义。3)在圆柱形混合室的任何截面(把这个截面假设为s．S截面)，引射流体的速度不可能超过临界速度。％≤％。或‰≤1。当s-S截面上工作和引射流体具有相同的静压力(％=％=易H邯)时，在s—S截面上引射流体的折算质量速度为‰2—(1+————上————工,it)acH’．kK．cFinc．．P圪．13aeH,．kKnPrlH阻．P咋．1(2-25a)aFIqcaFIqes当砧=％，辟=如时，式(2—24a)的简化公式表示如下：‰。百i磊可uoe圪qc3昂qes(2·25b) 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析第二极限状态指的是在s．S截面上引射流体达到临界速度(WHS=％。)，此时g船=％。=1。第二极限状态下喷射系数根据式(2-25a)求得：堡垒坠生上一垒丘坠生土cm2啦鼍墨妾譬盟p26曲a片．k1-Ic。尼qc3当纬=k，B=如时，第二极限状态下喷射器的喷射系数简化为：PH1PH1(m肛蛩芝qc3(2—26b)第二极限状态下，工作流体在s．S截面上的折算质量速度q胚值是根据在s—s截面上工作流体的相对压力H黔来求得，相对压力的计算如式(2-27)。吣每李=争。p27，从式(2．26b)可以看出，在队昂、名、足给定的情况下，也就是n肘q船一定的情况下，(∥印)2取2A：ff'-qc3。当增加gc。时，式(2-26b)的分子减小分母增加，故(∥印)：减小。当qc，为某一值时，式(2—26b)分子变为零，当qc3继续增加时，(∥印)：变为负值。所以，混合室为圆柱形的喷射器只有当每石1一每}㈨‰<龛纭才能魄在大多数情抓qc3<-1时，缸儿pP当qc3=罟时，式(2—26b)分母变成零，则(‰)2=o。；当qc3<詈，则(‰)2(‰)2，则取∥=(‰)2，因为喷射器的实际喷射系数不可能超过(∥印)：，即∥≤(‰)：；如果得到的值∥<(‰)：，那么在∥<(‰)2的范围内给定一个新的∥值，根据式(2-24)求得一个新的g胃2，根据式(2．16)重新确定一个∥值。若根据式(2-24)计算时预先采用的∥值与根据式(2．16)算得的u值相吻合了，计算就不再进行。2．3．2．2喷射器几何结构的计算1)喷射器主要截面积在工作流体为大膨胀比的气体喷射器中，若争瓦1，工作喷嘴为缩放喷嘴。因为在上述这种情况下，如果把喷嘴做成渐缩型的，那么在喷嘴的出口截面上会形成一个临界压力0。>昂，于是在喷嘴后面工作流体将继续从压力昂。膨胀到压力名，增加了损失。喷射器喷嘴喉部面积用流量公式来求得：厶。：旦(2．28)铲等=(击)吉(2．29)联立方程(2．6)，(2．21)，(2．28)，(2-29)得：乃·2面Gea忑e．(2-3。)，尸·一ji而。‘。JV7工作喷嘴出口截面的大小根据连续性方程来确定：办1H1佛】=厶。ae。Pe。(2-31)从式(2．31)推导得到： 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析Fig．2．4Flowchartformaximumentrainmentratiocalculation 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析孕：堕丛丛：导：一1(2-32)，P．wnpPpn^nsnqn结合等压混合条件昂1=易=弓，喷嘴出1：3截面上工作流体的折算质量速度g尸l的值根据这个截面上工作流体的相对压力值n尸。=昂l／昂，再通过式(2．22)和式(2．23)来求得。喷嘴的入口截面积厶一般根据输入管道中的速度来确定：厶：盟(2-33)tzJP一——wp根据决定喷射器的最佳工况条件，即根据所求得的最佳磊：和≈，来计算混合室横截面积。混合室出1：3截面面积和工作喷嘴临界截面积之比六／办．用下列方法确定。混合室的出12截面面积：六：立(2．34)qc3式中五。为压缩流体的临界截面面积；qc，为3截面上压缩流体的最佳折算质量速度。与式(2．30)相似，混合流体的临界截面面积为：fcF—Gcac石"=等警p35，在圆柱形混合室的情况下，混合室入口截面面积和出口截面面积相等，即石=石。混合室入口的截面大小也可根据2截ii昴Zz作流体和引射流体的截面面积之和求得左=办2+厶2(2—36)联立方程(2—35)，(2-30)和(2—36)，当≈=k=七，辟=％时，得到：乒：型#塑(2-37)力。尼gc，由等压混合的假设条件02=Pel=易，在2截面上引射流体的最佳折算质量27 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析速度为：引射流体的临界截面面积为：fn。--丽]．1GpaH．在混合室入口2截面上工作流体所占的面积为：二：：厶：量qpn联立方程(2．36)，(2．38)，(2．39)，(2．40)和(2．30)得：在圆柱形混合室情况下，有：五：五{P．1P。当砟--k,,=七，饰=如时，面积比为：五：上+生业fP．qPHPHqH2(2—38)(2—39)(2—40)(2-41小f2—41b)f2—41c)2)喷射器主要轴向尺寸喷嘴出12离等截面积混合室的距离对喷射器的性能有重要影响，该距离的不准确会直接导致喷射器性能的下降甚至是工作性能严重恶化。前人实验研究表明，流入无限空间的亚音速自由流速的基本规律是可以保证计算工作流体为超临界速度的喷射器的轴向尺寸的精度的。喷嘴出12到混合室的最适宜距离0由下列条件确定：在计算得喷射系数的情况下，自由流速的终截面要与混合室的入口截面相等。1)当喷射系数／2≤0．5，即当自由流速超不出始段(喷嘴出口截面到流速不变的中心区截面变为零时的流束截面叫做始段)时，自由流束的长度为：CI-'一·dze口l[√0．083+0．76／2。0．29](2-42a)盘厶+如石=旦％堕％B一名坠％砟一k+上‰II五石 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析在离喷嘴出口截面为lc，距离处，自由流束直径为：吐=3．4dpl√o·083+o·7舡(2．43a)2)当喷射系数∥≥o．5，即当自由流束不只是包含始段，而且还包含基本段(速度不变的中心区截面变为零以后的一段流束)时，自由流束的长度为：／(71--等砟，(2-42b)自由流束直径为以=1·55砟1(1+∥)(2．43b)其中，砟l为工作喷嘴出口直径。a为实验常数，弹性介质0．07-0．09之I'日-J，当／2<0．2时取较小的实验常数值，当∥较大时取较大的实验常数值。如果混合室的直径吃>吐时，喷嘴到混合室的距离为：七=I。(2-44a)如果以<以时，喷嘴到混合室的距离为：lC=lcI+lc2(2-44b)其中乞：是混合室入口段长度，在这一段上直径从吐变到以，由以下公式计算：小等f2-45)其中，口为混合室入口段的形成线和喷射器轴线的夹角，通常取450。根据Mellanby口们所述，喷嘴渐缩段锥角必须要大于20。才不会产生斜激波和涡旋损失，而Watson陋∞通过实验证明了，喷嘴渐缩段的锥角须大于250为宜。喷射器其余主要轴向长度参考ASHRAE砧3手册推荐值求得：1)喷射器缩放喷嘴的渐放段锥角为8。．150，其中以10-12。为佳。2)圆柱形混合室的轴向长度约为混合室直径的6_10倍，一般取平均值7为佳。3)扩散段的锥角一般为5—120，其中8—100较为通用。该段轴向长度为等截面积混合段直径的4-12倍，其中以5倍较为佳。 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析2．4喷射器理论计算分析上节中介绍了在已知喷射器流体的外部参数条件下，来设计相应的喷射器的尺寸的过程，在本小节中将介绍给定喷射器几何尺寸和流体外部参数条件下计算喷射器性能的过程。描述给定几何尺寸的喷射器的喷射系数与相互作用的流体的外部参数的关系的方程式称为喷射器的特性曲线方程式。对于一个几何尺寸确定了的喷射器来说，最大喷射系数只对应于喷射器的设计工况，在偏离设计工况条件下，喷射器的性能会有损失，有时甚至损失会很大。2．4．1基于理想气体的喷射器一维计算模型在索科洛夫乜41的基于理想气体假设的喷射器性能预测模型中，动量方程是推导圆柱形混合室气体喷射器特性曲线的原始方程。特性曲线方程式本身包含有喷射器的主要几何参数，描绘的是给定几何尺寸喷射器的工作性能的。推导中假设工作流体和引射流体进入圆柱形混合室之前，在和工作喷嘴出口截面相重合的1截面与圆柱形混合室入122截面之间那一段上不相混合。借助气体动力学函数，用喷射器前后流体的压力来表示喷射器代表截面上的静压力。02=lip2昂(2—46)乓2=ⅡH2名(2-47)B=I-Ic3尼(2·48)联立方程(2．2)-(2．5)、(2．15)、(2．-46)．(2．48)和(2．30)，推导出气体喷射器的特性曲线方程(2—49)。每=去{nP：每鲁+nH：等+警鲁每卜4：+脚a唧11．,厶：卅训％ac,3])f2—49a)当颤=％=屯邱=％时，每=南{n尸：每鲁+nⅣ：鲁+百kl-I．鲁每[K乃：+K2,u妇如：邓+∥乃，砧。])f2-49b)30 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析当弓变化而尼和0不变时，特性曲线采用下式(2-50)较为方便。每=击{兀c，每去一nP：石L2一警去卜4：蝎∥芸2n2-(1+,u)a郎。。砧，]}(2-50a)当砟=％=尼，琊=如时，每=击{兀c，每去一nP：五L2一等去[K。4：竭∥帆2-(1+／．t-q百№])(2一SOb)当昂变化而名和乓不变时，且当砟=％=七，邱=％时，特性曲线采用下式阳盯每=c每nc，一鲁n一，{鲁n一百kFi．鲁[K以：+K：∥帆：卅+∥拓比])(2-51)式(2-49)．(2．51)是通用方程式，可以用来绘制任一带圆柱形混合室的同相喷射器的特性曲线。当把一些附加条件引入到这些方程式中，可以推导出适用于某一确定类型的喷射器的特性曲线方程。绘制喷射器的特性曲线时，要知道：1)喷射器两个主要几何参数：喷嘴出口截面积与喷嘴喉部截面积之比力l／厶，以及圆柱形混合室截面积与喷嘴喉部截面积之比厶／一．。2)流体部分外部参数。特性曲线的计算是求得适于喷射器的一系列喷射系数的未知的外部参数。现以求取只的计算流程为例加以说明，计算流程如图2．5，计算流程如下：在喷射器主要几何尺寸和流体部分外部参数已知、喷射系数∥给定的情况下，假设一个压力值只。算出在圆柱形混合室入口和出口截面上工作流体、引射流体和混合流体的折算质量速度(qe2,qⅣ：、qc3)，根据所求得的气体动力学函数qe2．q何：、qc，值，再在气体动力学函数图表上查得或经相关公式求得4：、如：、砧，、H陀I-IⅣ：、17c。的值。再将上述求得的函数值代入特性曲线方程式中，于是可以求得在给定喷射系数∥情况下的犀’值。如果计算得犀’值与先前假设的值的误差不在允许范围内，则重新给定一个新的压力值尼再次计算。如果假设的初值与计算求得的足’值在一定 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析误差范围内，则尼值求得。囡图2．5索科洛夫喷射器特性曲线计算流程图Fig．2．5FlowchartforthecalculationofSokolov’Sejectorcharacteristiccurve计算圆柱形混合室入口截面上工作和引射流体的折算质量速度(qp2,q日：)以及圆柱形混合室出口截面上混合流体的折算质量速度gc，的公式，当工作流体与引射流体绝热指数相同及气体常数相同，即砟=％=屯琊=％时，式子可以简化为：舻去=鲁p52，舻瓦Pp五fp．∥万(2—53)rU1u、 万方数据浙江大学博士学位论文2喷射器的设计和理论分析配=鲁每(1+fl而(2-54)对应于每一个函数q值有两个旯值，一个是在亚临界区(允<1)，另一个在超临界区(A≥1)。因此，在根据q求旯时，需要知道在给定截面上流体的实际状态。在喷射器中，通常喷嘴中工作流体的膨胀比为伟／翰≥1／rk，于是42≥1。而在圆柱形混合室入口截面上引射流体的折算速度饬2<1，混合室出1：2截面上压缩流体的折算速度4，)0123，l，l■，l，J-．-3／L／L，●、，L 万方数据浙江大学博士学位论文3喷射器内部损失对喷射器性能影响理论研究Sp2．s2Sp昂：．，=昂：体2，。=h(Pe2∥Sp2，，)纬一纬z=磊(纬一纬：．。)纬=纬2+嵋2／2Pe2=p(02，纬2)Gp=所2力2we2．{t={Pl七{HI已知喷射器工作流体入口截面热力学参数；-r作流体质量流量：缩放喷嘴效率系数；引射流体在2截面上的压力；2截囱翻积l|由式(3-16)得到工作流体在2截面的焓值h毒l由式(3-17)可褥工作流体在2截面豹焓值hP2ll式(3-18)和(3-19)分别可得工作流体在2截面的流速和密度III由式(3-20)求得工作流体在2截面的面积lI由式(3-21)求得引射流体在2藏匿的面积l(3．14)(3．15)(3．16)(3．17)(3．18)(3．19)(3．20)(3．21)图3．2已知引射流体在2截面压力前提下工作流体在2截面面积求解流程图Fig．3．2Flowchartforthecalculationofprimaryflowoccupiedcross-sectionalareagiventhesecondaryflowpressureatlocation23．1．3引射流体参数沿喷射器轴向计算喷射器引射流体到达2截面 万方数据浙江大学博士学位论文3喷射器内部损失对喷射器性能影响理论研究引射流体在2截面的参数需要和工作流体在2截面的参数耦合求解，下面介绍在已知工作流体在2截面的面积前提条件下，引射流体2截面参数求解流程，如图3．3所示。工作流体和引射流体在2截面耦合求解流程图见图3．4。冈已知喷射器引射流体入口截面熟力学参数；引射流体在2截面的面积；弓}射流体吸入室效率系数给弓|射流体在2截面压力赋初值由式(3-24)可得引射流体在2截面的焓僮hnzs由式(3-25)和(3—26)9得弓l射流体在2截面豹焓值h’脱j1hn2J-hk}<￡是否求得引射流体在2截面的压力、流速和质量流量结束图3．3引射流体到达2截面的热力学参数计算流程图Fig．3．3Flowchartforthecalculationofsecondaryflowparametersatlocation2SH2．s2SH昂：．。=名：hn2，。=办(名2∥S脏。)a％，=口(易2∥S耽，)％=Ji2’此。+《2，。／2％一k：=么(％一k：．。),oa2=p(名2，％2)hH=hH2+嵋2／241(3．22)(3．23)(3．24)(3．25)(3．26)(3．27)(3．28)(3．29) 万方数据浙江大学博士学位论文3喷射器内部损失对喷射器性能影响理论研究，1，'bH2pH2jH2WH23．1．4混合流体参数沿喷射器轴向计算喷射器混合流体到达3截面(3．30)工作流体和引射流体从2截面开始混合，到3截面结束混合。此过程中会发生正激波或者斜激波现象，混合过程前后保持质量守恒、动量守恒和能量守恒。混合室出口3截面上参数求解如图3．5所示。痧2[(Gewe2+GⅣWH2)一(GJp+Gn)w3】=(E一昂2)力2+(￡一乓2)厶2(3-31)Gc=Ge+GH(3-32)Gc=岛六w3(3-33)h’，=办(弓，岛)q(％：+孚)+q(％：+孚)=Gc(呜+孚)喷射器混合流体到达喷射器出口截面(3．34)(3．35)混合流体从混合室出来后进入扩散段，在扩散段中流体的动能减小，压力升高，扩散段出口截面上流体的参数求解流程见图3．6。Sc．s=S3(3—36)尼．，=Pc(3—37)％，。=MPc∥Sc，。)缟一％．，=织(缟一h’c)(3．38)(3．39)％=红+嵋／2(3—40)本文喷射器性能预测模型中采用实际气体模型，R134a的物性通过调用NIST的refprop软件陷朝得到，采用VisualBasic语言编写了喷射器性能模拟程序，喷射器性能计算逻辑图如图3．7所示。42 万方数据浙江大学博士学位论文3喷射器内部损失对喷射器性能影响理论研究开始给引射流体在2截面上的压力赋初毽参考计算流翟图3．2已知引射流体在2截面上压力前提下工作流体在2截面面积求解流程图，求得引射流体在2截面的面积参考计算流程图3．3已知弓}射流体在2截面面积前提下求麓弓射流体在2截面压力流程图，求得引射流体在2截面豹压力初毽一计算值|—一＼。／I是喷射器出口截面压力求出结束图3．6喷射器出口截面压力求解流程图Fig．3．6Flowchartforthecalculationofejectoroutletpressurel已知喷射嚣工作流体入口热力学参数；弓{射流体入口热力学I参数；喷射器内部备效率系数；喷射器尺寸lI计舞喷射器工作流体流量GP，计算流稷参考瞬3．1lI计算工作流体和弓}射流体在2截面上的压力、流速。以及引I射流体流爨Gb，计舞流程参考图3．4毒I诗算喷射器混合段出i：]参数，计算流程参考豳3．5I诗辣喷射器出口参数。计算流程参考图3．6图3．7喷射器性能计算流程图Fig．3．7Flowchartforthecalculationofejectorperformance 万方数据浙江大学博士学位论文3喷射器内部损失对喷射器性能影响理论研究3．2喷射器内部损失对喷射器性能影响理论分析本节基于采用实际气体性质且考虑喷射器内两相存在的喷射器一维性能预测模型，研究喷射器内部损失对喷射器性能的影响，分别讨论了内部损失对喷射器喷射系数、喷射器效率和喷射器出口压力的影响。以喷射器工作流体压力为2390kPa，引射流体压力为31lkPa，引射流体入口温度为14．14℃为例，在研究某个效率系数与喷射器喷射系数、喷射器效率和喷射器出口背压的变化规律时，保持其余三个效率系数的值为1。3．2．1内部损失对喷射器喷射系数的影响图3．8为喷射系数随工作喷嘴效率系数的变化规律。可以看到，当工作喷嘴效率系数增大时，喷射器的喷射系数减小。这是因为当工作流体在喷嘴中不可逆损失减小时，喷嘴喉部工作流体的比焓减小，导致喉部流速增大，同时导致喷嘴喉部密度增大，根据连续性方程可以得出工作流体流经喷嘴喉部的质量流量增大，而此时引射流体质量流量随着工作流体喷嘴效率系数的增大而增大：但是其增大速度没有工作流体质量流量的增大来的快，故其结果表现为喷射器的喷射系数减小。图3．9为喷射系数随引射流体吸入室效率系数的变化规律。从图中可知，当引射流体吸入室效率系数增大时，喷射系数呈增大趋势。这是因为引射流体在吸入室的膨胀不可逆损失减小，会使得从引射流体入口到2截面的引射流体实际焓降增大，即引射流体在2截面实际比焓减小，从而导致引射流体在2截面密度增大、流速增大，进而使得引射流体流经2截面的质量流量增加，而此时喷射器工作流体质量流量不变，就使得喷射系数增大。所以，要使得喷射系数增大，就要使引射流体吸入室效率系数越大，或者工作流体喷嘴效率系数越小。但是通过前面的分析可知，在工作流体喷嘴效率系数减小时，工作流体流量和引射流体的流量均随之减小，通过喷射器的总的质量流量减少，同时会影响喷射式制冷系统的制冷量，从整个制冷系统的角度来看是不利的。从图3．10和图3．11可以看到扩散段不可逆损失和混合段不可逆损失对于喷射器喷射系数几乎没有影响。由此可得结论，喷射器喷射系数仅与工作流体喷嘴45 万方数据浙江大学博士学位论文3喷射器内部损失对喷射器性能影响理论研究效率系数和引射流体吸入室效率系数有关。图3．8喷射系数随工作喷嘴效率系数的变化规律Fig．3．8VariationofentrainmentratioVS．nozzlecoefficient(inregardofenthalpyloss)图3．9喷射系数随吸入室效率系数的变化规律Fig．3．9VariationofentrainmentratioVS．suctionchambercoefficiem(inregardofenthalpyloss) 万方数据浙江大学博士学位论文3喷射器内部损失对喷射器性能影响理论研究图3．10喷射系数随扩散段效率系数的变化规律Fig．3．10VariationofentrainmentratioVS．diffusercoefficient(inregardofenthalpyloss)图3．11喷射系数随混合段效率系数的变化规律Fig．3．11VariationofentrainmentratioVS．mixingchambercoefficient(inregardofmomenmm3．2．2内部损失对喷射器效率的影响除了喷射系数外，喷射器效率也是描述喷射器性能的一个重要参数。喷射器47 万方数据浙江大学博士学位论文3喷射器内部损失对喷射器性能影响理论研究效率的定义为引射流体通过喷射器可用能的增加与工作流体通过喷射器可用能的减少之比。图3．12一图3．15表明，随着喷射器内部各部分不可逆损失的减小，喷射器效率增大，意味着工作流体可能用损失部分转化成引射流体可用能的比例增大，喷射器效率增大。由1图3．12喷射器效率随工作喷嘴效率系数的变化规律Fig．3．12VariationofejectorefficiencyVS．nozzlecoefficient(inregardofenthalpyloss)由2图3．13喷射器效率随混合段效率系数的变化规律Fig．3．13VariationofejectorefficiencyVS．mixingchambercoefficientfinregardofmomentumloss) 万方数据浙江大学博士学位论文3喷射器内部损失对喷射器性能影响理论研究图3．14喷射器效率随扩散段效率系数的变化规律Fig．3．14VariationofejectorefficiencyVS．diffusercoefficient(inregardofenthalpyloss)由4图3．15喷射器效率随吸入室效率系数的变化规律Fig．3．15VariationofejectorefficiencyVS．suctionchambercoefficient(inregardofenthalpyloss)3．2．3内部损失对喷射器出12压力的影响图3．16-图3．19表明喷射器内部的四个效率系数对于喷射器出12背压都有影响。当喷射器内部各部分不可逆损失减小，即各部分效率系数增大时，可以使得喷射器出12背压提高。从前面的分析可知，喷射器的喷射系数只与工作流体喷嘴49 万方数据浙江大学博士学位论文3喷射器内部损失对喷射器性能影响理论研究不可逆损失和引射流体吸入室不可逆损失有关，那么，在喷射系数确定的情况下，工作流体喷嘴效率系数和引射流体吸入室效率系数就确定了，喷射器的出口背压就只与混合流体混合段不可逆损失和扩散段不可逆损失有关。图3．16喷射器出12背压随吸入室效率系数变化规律Fig．3．16VariationofejectorbackpressureVS．suctionchambercoefficient(inregardofenthalpyloss)由3图3．17喷射器出口背压随扩散段效率系数变化规律Fig．3．17VariationofejectorbackpressureVS．diffusercoefficient(inregardofenthalpyloss)一∞1)I一①L3∞们o_lcI)．o仍Q_lo_oo—D一∞1Y一①．13∞∞∞-IC1)lo∞Q_Io_o①一① 万方数据浙江大学博主兰篁笙奎i堕塾壁塑塑塑查翌堕型堡丝墼墅堕里笙塑壅-___-_--_●-______-_-_________-_●_____-__-__________●______-●_-_______-I_______--——————————————————————一。巾2图3．18喷射器出口背压随混合段效率系数变化规律Fig．3．18VariationofejectorbackpressureVS．mixingchambercoefficient(inregardofmomentumloss)图3．19喷射器出口背压随工作喷嘴效率系数变化规律Fig．3．19VariationofejectorbackpressureVs．nozzlecoefficient(inregardofenthalpyloss)5l一母正Y—o。3∞价①．1QYo仍D．Io_oo一①一西乱)I一①．13∞∞①．JCI)Io亿cI-Io芍①一① 万方数据浙江大学博士学位论文3喷射器内部损失对喷射器性能影响理论研究3．3喷射器内部效率系数优化方法喷射器性能预测模型的计算准确性依赖于流体物性模型，同时也依赖于喷射器内各部分的效率系数。传统的做法是将各部分的效率系数同时作为被优化变量，同时进行优化求解，但是这种方法仅仅是数学上对最优解的求解。区别于传统的优化方法，本文提出了更能真实反映实际物理现象的分步优化方法，即通过有针对性的实验数据来分别优化各部分的效率系数。相比于传统的同时优化四个变量的仅仅考虑数学意义的优化方法，该方法可以更好反映实际物理机理，正确反映喷射器内各部分不可逆损失大小，从而为喷射器的改进设计提供理论基础。本小节将对以R134a为制冷工质的喷射器通过实验数据得到符合实际情况的喷射器内部各部分效率系数的最优解。3．3．1工作流体喷嘴效率系数优化为了得到喷射器工作流体流经缩放喷嘴的效率系数，本文针对该效率系数的优化设计了喷射器喷射系数为零的极限工况实验，即控制引射流体质量流量为零，目的在于消除引射流体对喷嘴出口压力产生的影响。引射流体质量流量为零的极限工况实验可以提供喷射器工作流体喷嘴入口热力学参数、喷嘴出口压力，以及经过喷嘴的工作流体质量流量。在已知喷嘴尺寸、工作流体喷嘴入口热力学参数以及流经喷嘴的质量流量条件下，通过对计算所得喷嘴出12压力值与实验测得喷嘴出口压力值的校核，可以得到工作流体喷嘴效率系数的最优解。3．3．2引射流体吸入室效率系数优化通过上节对喷射器内部效率系数对喷射器喷射系数、喷射器效率，以及喷射器出12背压的影响分析，可以知道喷射器的喷射系数几乎不受混合流体在混合段效率系数的影响，也几乎不受混合流体在扩散段的效率系数的影响，所以当工作流体喷嘴效率系数的最优解确定后，就可以通过喷射系数对引射流体吸入室效率系数进行优化。由此，设计了喷射器不同工况性能实验。由喷射器不同工况性能实验，可以提供喷射器工作流体入口热力学参数、引射流体入12热力学参数，以及喷射器喷射系数。通过已知条件求得喷射器喷射系52 万方数据浙江大学博士学位论文3喷射器内部损失对喷射器性能影响理论研究数，并将其与喷射器不同工况性能实验所得喷射系数实验值进行校核，可以得到引射流体吸入室效率系数的优化结果。3．3．3混合流体效率系数优化工作流体和引射流体从2截面开始混合，在混合室经历激波等极大不可逆过程，在3截面混合结束，进入扩散段将动能转化成压力能。虽然喷射器内部四个效率系数都对于喷射器出口背压有影响，但是由前面分析得到工作流体喷嘴效率系数的最优解和引射流体吸入室效率系数的最优解，当这两个效率系数确定后，对喷射器出口背压有影响的效率系数就只剩下混合流体在混合段和扩散段的两个效率系数。同时优化这两个效率系数，并用喷射器出口压力进行校核，可以得到混合流体效率系数最优解。该优化过程中所需实验数据可以由喷射器不同工况性能实验提供。3．3．4本文所使用优化算法及其目标函数、参变量等对于巾1获得最优值的过程，其目标函数为：蛐(∑肾)2)伊4·，对应的输入参数为PP，G只。xp，Sl其间调用了工作流体从喷射器入口到缩放喷嘴出口的P．>P1过程作为子函数。对于巾4获得最优值的过程，其目标函数为：mtn(∑㈣挚)2)伊42，对应的输入参数为PP，^，f2，PH，巾l，TH，№xp，其间调用了引射流体从喷射器入口到2截面的H．>H2过程，工作流体从喷射器入口到缩放喷嘴喉部的P．>P木过程，工作流体从喷射器入口到达2截面的P．>P2等过程作为子函数。对于巾2，巾3获得最优值的过程，其目标函数为：幽(∑(鼍挚)2)伊43，对应的输入参数为PP，f．，龟，PH，巾1，巾4，TH，P。，。xp，其间调用了工作流体从喷射器入口到缩放喷嘴喉部的P．>P宰过程，引射流体从喷射器入口到2截面的H一>H2 万方数据浙江大学博士学位论文3喷射器内部损失对喷射器性能影响理论研究过程，工作流体从喷射器入1：2到达2截面的P．>P2过程，工作流体和引射流体分别从圆柱形混合室入口到混合室出1：2的2．>3过程，以及混合流体从扩散段入口到达喷射器出口的3->C等过程作为子函数。有鉴于被优化目标函数的复杂性，尤其是考虑到对于R134a物性的调用等潜在的高阶梯度不连续性因素，本文采用不依赖于梯度计算的遗传算法对巾l，巾2，由3，巾4进行优化。遗传算法阻63是一个反复修正一组优化解(种群)中每一个个体的算法过程。每一步的计算过程中，遗传算法从现有种群中依据某种标准(基于适应性函数或目标函数)选取“亲代”个体，这些“亲代”个体将会被用于产生下一代个体(子代个体)，进而形成子代种群。如此往复，后续产生的种群就会越来越接近于最优解。遗传算法的一般过程为：1)个体编码：个体编码是在遗传算法内表示一个个体的方法。通常来说，个体将被编码成一个固定长度的字符串，如二进制数1和0，此字符串又被称为“染色体”。2)种群初始化：遗传算法先生成一组随机的初始种群。其中，种群规模、编码字符串长度等都是会对算法性能产生影响的重要参数。3)自我复制／繁殖：新一代的种群，称为子代，是由上一代(亲代)种群经由自我复制(繁殖)产生的。而“适者生存”的规律在此被应用于遗传算法。以下三种主要的相关机制在遗传算法中被用来产生子代个体。而不同种类的遗传算法(其不同之处往往在于)采用这三种机制的不同组合。a)精英准则：在现有种群中，具有最佳适应性的个体可以确保其在下一代种群之中占有一席之地。b)交叉：亲代个体编码之中的一些字符串片段和另一亲代个体在其编码相应位置的字符串片段进行随机交换。c)变异：和交叉(需要两个亲代个体)不同，变异产生子代的过程仅需要一个亲代编码随机变换其中的字符串片段，如二进制编码1变为0。在大多数遗传算法的实践当中，需要给定变易发生的几率。54 万方数据浙江大学博士学位论文3喷射器内部损失对喷射器性能影响理论研究4)由此产生的新一代个体的适应性函数值由此获得。使用上述三种繁殖机制，算法持续进行直至满足某一预设的终止条件。这些终止条件包括总的种群世代数量，计算机时，目标函数容差等。以上介绍了分步优化方法以及遗传算法的基本原理，现以分步优化方法中对表示引射流体在吸入室内膨胀过程不可逆损失的效率系数由4的优化为例加以说明。给定一组引射流体压力PH=O．46MPa，喷射器出口背压Pc=0．74MPa，而仅改变工作流体压力的不同工况下的实验值。按照上述优化引射流体吸入室效率系数的目标函数、输入参数以及调用的子函数进行优化求解。设定巾4的范围为0．1，采用中间杂交交叉函数，交叉比率为80％。采用具有自适应性变异矢量的自适应可行域变异函数，并限制精英个体的数量在2到当前种群个体总数之间。总世代数量设置为(100x变量个数)，同时定义迟滞代数限制(StallGenerationLimit)为50，其相应的相对误差限为1e．6，即在至多为50代种群的适应性函数(目标函数)的计算量之内，如果适应性函数的代际相对误差在le．6之内即认为收敛目标达成，输出相应的最优解和适应性函数，得出该组不同工况下的由4的最优值为0．4536。3．4本章小结本章建立了采用实际气体模型且考虑喷射器内两相存在的喷射器性能预测模型，基于此，对喷射器内部损失对喷射器性能影响规律进行了理论分析。喷射器性能预测模型计算的准确性不仅依赖于喷射器内流体的物性模型，同时也依赖于喷射器内各部分的效率系数，区别于传统优化方法，本章提出了更加符合物理意义的分步优化的方法，有针对性地设计了相应实验，对模型中的四个效率系数进行分步优化。 万方数据浙江大学博士学位论文4实验装置的研制上一章建立了采用实际气体模型且考虑喷射器内两相状态存在的喷射器性能预测模型，并指出模型计算的准确性不仅依赖于喷射器内流体的物性模型，同时也依赖于喷射器内各部分的效率系数，并针对效率系数的优化提出了更能反映实际物理机理的分步优化方法，设计了相应实验。本章将根据效率系数优化的实验需要进行实验研究，搭建喷射式制冷系统实验装置。为此自行设计并加工了喷射器、发生器、储液罐等部件，搭建了以R134a为制冷工质的喷射器性能测试实验装置。下面将对实验装置的测量系统和各部件结构及性能参数进行详细介绍。‘4．1实验原理和实验装置4．1．1工作原理图4．1是以R134a为制冷工质的喷射式制冷系统喷射器性能测试实验装置示意图，图中所示系统主要部件以及温度、压力和流量测点布置。由恒温热水水箱11提供热量给发生器5，使得发生器中的液态制冷剂R134a气化，形成高温高压的蒸气作为工作流体进入喷射器l，卷吸来自蒸发器3的低温低压的饱和或者过热制冷剂R134a，两股流体在喷射器中相互混合均匀形成一股压力居中的流体进入冷凝器2，制冷剂R134a在冷凝器中被冷却成液态制冷剂，进入储液罐4中，液态制冷剂一部分经过节流阀7进入蒸发器提供冷量，另一部分经过制冷剂泵回到发生器，如此循环。在进行引射流体质量流量为零的极限工况实验时，将阀7关闭。工作流体从发生器出来进入喷射器，经过缩放喷嘴膨胀到超音速，再经过混合段产生激波，使得压力阶跃升高，速度降低，到达亚音速，最后经过扩散段将动能转换成压力能，然后进入冷凝器冷凝成液态，被泵送回发生器。如此循环。4．1．2实验装置实验系统包括喷射式制冷系统、冷却水系统、冷冻水系统及恒温热水系统， 万方数据浙江大学博士学位论文4实验装置的研制如图4．2。1．喷射器，2．套管式冷凝器，3．壳盘管蒸发器，4．储液罐，5．发生器。6．制冷剂泵，7．节流阀，8．调压器，9．冷冻水水箱，10．冷却水水箱，11．恒温控制热水水箱，12．冷却水泵，13．水泵，14、16、17、18．流量调节阀，15．冷冻水水泵，19．U型加热棒图4．1实验装置示意图Fig．4．1Schematicrepresentationofthetestrig4．1．2．1喷射式制冷系统喷射式制冷系统主要部件包括喷射器、发生器、蒸发器、冷凝器、节流装置、储液罐、制冷剂泵。以下分别介绍各部件的型号、结构和性能参数。(1)喷射器本文自行设计了带圆柱形混合室的喷射器，因喷射器整体加工复杂，不易保证个别尺寸的精度，故整个喷射器被分解成几个部分分别进行加工，然后进行装配。喷射器各截面和轴向尺寸图、装配示意图以及实物图分别如图4．3、图4．4和图4．5所示。喷射器采用62黄铜制作，各部件装配完成后可以保证内部流道的各个截面同轴度在士O．05mm之内，部件1和2、2和4之间为紧配合，部件2和3之间用卡箍连接。缩放喷嘴采用电火花成型技术保证加工精度。57 万方数据浙江大学博士学位论文4实验装置的研制图4．2喷射式制冷系统实验装置Fig．4．2Snapshotoftheejectorrefrigerationtestsetup图4．3喷射器结构尺寸示意图(尺寸单位：毫米)Fig．4．3Geometricrepresentationoftheejector 万方数据浙江大学博士学位论文4实验装置的研制1．等面积混合段和扩散段部件，2．接头，3．三通筒体，4．喷嘴螺纹固定部件，5．缩放喷嘴6．密封圈，7．密封垫片图4．4喷射器装配示意图Fig．4．4Assemblingrepresentationoftheejector图4．5连入喷射器制冷系统的喷射器实物图Fig．4．5Pictureoftheejectorinconnectionwithothercomponentsofthesystem(2)发生器根据TSGR0004．2009固定式压力容器安全技术监察规程随71和GBl50．1998钢制压力容器规范汹3设计了适用于本实验装置的发生器，结构示意图如图4．6所示。由杭州赛福特设备制造有限公司制造，发生器的主体材料采用lOmm厚的0Crl8Ni9锅炉容器钢板，最高允许工作压力4MPa，产品规格型号为10C1104F。59 万方数据浙江大学博士学位论文4实验装置的研制西厶2}6×10多320图4．6发生器结构示意图(尺寸单位：毫米)Fig．4．6S仃uctureofthegenerator／boiler(3)蒸发器蒸发器选用英特换热设备浙江有限公司制造的壳盘管式换热器ETP010SC．SAA，实物如图4．7所示。图4．7蒸发器实物图Fig．4．7Pictureoftheevaporator(4)冷凝器冷凝器选用英特换热设备浙江有限公司制造的同轴套管换热器ET072SC，60 万方数据浙江大学博士学位论文4实验装置的研制实物如图4．8所示。图4．8冷凝器实物图Fig．4．8Pictureofthecondenser(5)节流装置节流装置采用美国HOKE公司产生的1315G4B型手动计量阀和2311F4B型手动计量阀并联组成，实物图如图4．9。图4．9节流阀实物图Fig．4．9Pictureofthethrottlingvalve(6)储液罐根据TSGR0004．2009固定式压力容器安全技术监察规程和GBl50—1998钢制压力容器规范，由杭州赛富特设备制造有限公司生产，储液罐规格型号为10Cll06F，设计温度是60℃，最高允许压力是4．0MPa，主体材料为0Crl8Ni9。储液罐结构如图4．10所示。6l 万方数据浙江大学博士学位论文4实验装置的研制}I翁≤斗—习}羔嘲毋臻蘸麓囊季?一譬叠j，，，?价、o图4．10储液罐结构不意图(尺寸单位：毫米)Fig．4．10Structureofthereservoir(7)制冷剂泵制冷剂泵采用德国ProMinent公司生产的液压隔膜计量泵，型号为Hydro／3．025170，计量能力范围为3．170L／h，计量允许吸入端压力上限为0．5MPa，最大背压为2．5MPa，内置安全泄压阀，安全泄压压力为3．6MPa，当该泵的出口压力大于2．5MPa低于3．6MPa时，该泵在一定时间内仍能有效工作。通过改变冲程长度对流量进行调节，其冲程长度可在0．100％范围内调节，最佳调节范围为20．100％之间。实物图如图4．11(左)。为了减小系统运行时制冷剂泵产生的震动对系统的不利影响，在制冷剂泵的出口使用了上海阔思电子有限公司的BA系列膜片式脉动阻尼器，阻尼器表头量程为0-6MPa，如图4．11(右)所示。图4．11ProMinentHydro／3—025170液压隔膜计量泵(左)及膜片脉动阻尼器(右)实物图Fig．4．11PictureoftheProMinentHydro／3-025170hydraulicdiaphragmmeteringpump(1eft)anddiaphragmpulsationdamper(right) 万方数据浙江大学博士学位论文4实验装置的研制4．1．2．2冷却水系统冷却水系统由冷却水箱、冷却水泵、若干截止阀和为冷却水降温的压缩式冷水机组组成。(1)冷却水箱冷却水箱采用聚丙烯板加工而成，尺寸为0．4mx0．4mx0．7m。(2)冷却水泵冷却水泵采用温州新西山实业有限公司生产的磁力驱动循环泵，型号为MP．70R，额定流量50L／min，最大流量为86L／min，额定扬程4m，最高扬程6．7m。(3)截止阀冷却水系统中，截止阀用来控制水流通断以及粗调水流量。(4)为冷却水降温的压缩式冷水机组由于夏天自来水水温较高，为了保证较低温度的冷却水水温方便实验，增加一套改造的压缩冷水机组。机组采用TCL．52W0705型2匹压缩机的室外机，蒸发器选用英特换热设备浙江有限公司制造的5kW同轴套管式换热器。4．1．2．3冷冻水系统冷冻水系统由加热装置、冷冻水水泵、冷冻水箱和若干截止阀组成。(1)加热装置冷冻水需要不间断为蒸发器提供热量，故需要有一套加热装置实现功能。加热装置由一根1．5kW的U型加热棒和由浙江天正电气股份有限公司生产的TDGC2．3型接触式调压器组成。通过调节接触式调压器来调节U型加热棒的输入电压，从而调节给蒸发器的加热量。(2)冷冻水泵冷冻水泵采用温州新西山实业有限公司生产的磁力驱动循环泵，型号为MP．20RN，额定流量20L／min，最大流量为28L／min，额定扬程3m，最高扬程4．5m。(3)冷冻水箱冷冻水箱采用聚丙烯板加工而成，尺寸为0．3mx0．3mx0．3m。(4)截止阀 万方数据浙江大学博士学位论文4实验装置的研制冷冻水系统中，截止阀用来控制水流通断以及粗调水流量。4．1．2．4恒温热水系统恒温热水系统由加热装置、循环水泵、热水水箱和保证热水恒温的控制系统组成。(1)加热装置加热装置由三根螺旋状加热棒组成，每根电加热棒功率达2200W。(2)循环水泵WILO水泵MHl202．1／10／E／1．220．50．2。(3)热水水箱热水水箱的尺寸为0．4m×0．4m×0．35m。(4)水箱热水恒温控制系统。恒温热水系统的恒温水箱水温控制采用温差控制法。因为给水箱的水加热的电加热棒是大功率器件，而电流太大不能直接过继电器，所以控制电路是由单片机机信号驱动继电器，再通过继电器控制接触器(型号CJX．12)。又因继电器不能切换太快，故控制变化的周期设定为400秒。控制逻辑如下：当前水箱出口采样水温用T表示，水温设定温度用TS表示。第一步，当T<(TS．2℃)，三个加热棒同时工作。第二步，(TS一2℃)(TS．1℃)，则进入单个加热棒的间歇工作，周期为400秒，初期为400秒连续工作，一个工作周期后采样得到的温度和一个工作周期前得到的温度进行比较，如果温度一样，那单个加热棒工作和休患的时间不变，如果得到的温度比上一个周期的温度高，那就单个加热棒工作的时间减少5秒，休息的时间增加5秒，如果得到的温度比上一个周期低，那就单个加热棒工作的时间增加5秒，休息的时间减少5秒。第四步，当T>TS，所有加热棒停止工作，当T<(TS．1℃)时再进行第三步控制。单个加热棒的间歇时间在原先的基础上进行进一步控制。 万方数据浙江大学博士学位论文4实验装置的研制4．2测量系统和数据采集实验过程中主要进行了压力测量、温度测量和流量测量，并通过相应设备对测量数据进行采集和记录。4．2．1测量系统(1)温度测量实验中采用铜一康铜热电偶和四线制PTl00铂电阻对温度测点进行测量，测温的不确定度为士O．1℃。在模拟太阳能集热系统的水箱中采用四线制PTl00对水箱出口水温进行测量，并将温度反馈给水温控制系统，实现水箱出水水温的恒温控制。喷射式制冷系统中的温度测点由铜一康铜热电偶测量，测点布置如下：喷射器工作流体进口、喷射器引射流体进口、喷射器出口、蒸发器制冷剂侧进出口、冷凝器制冷剂侧进出口、节流阀前、发生器制冷剂侧进出口、蒸发器冷冻水进出口、冷凝器冷却水侧进出12、发生器加热热水进出口。热电偶的测点均采用贴壁方式放置，外包保温材料以减少向环境的漏热，提高测量可靠性。为了保证测温精度，该实验装置所有温度测点使用的铜一康铜T型热电偶和四线制PTl00铂电阻均使用浙江省湖州金博电子科技有限公司的RTS．T系列工业恒温槽和一等标准铂电阻温度计进行标定，铂电阻温度计的总不确定度为士15mK。恒温槽温度场波动度为垫0．01"C／30min，温度场均匀度为垫0．01℃。(2)压力测量实验中压力测量采用高精度压力传感器，如图4．12。测点布置及测量仪表型号精度详见表4．1。(3)流量测量喷射式制冷系统中采用EMERSONMICROMOTION两线制科里奥利流量和密度计来测量喷射器工作流体流量和引射流体流量，型号分别为CMF025M319NWBAMZZZ和CMF010M323NWB舢ⅥZZZ，如图4．13。测量范围分别为0-0．04kg／s和0-0．01kg／s，测量精度为测量值的士O．35％。为了保证实验中所采集到的R134a的质量流量的精度，实验前将两台科里奥利流量计串联，通入氮气检验测量读数的一致性，结果表明，两台流量计的测量数据一致。65 万方数据浙江大学博士学位论文4实验装置的研制表4．1实验装置压力测点及测量仪表Tab．4．1Locationsanddetailsofthepressuretransducerprobeandpressuregauge压力测点测量仪器型号量程精度r荥蒸发器进口压力传感器PTX50720．1Ⅳ口a士O．2％FSDruck蒸发器出口压力传感器PTX75170．1MPa士0．2％FSDruck冷凝器进口压力传感器511．932007141O．2．5MPa士0．3％FSHuba喷射器出口Control冷凝器出口压力传感器PTX75170．2MPa士O．2％FSDruck喷射器工作压力传感器PTX75170—4M田a10．2％FSDruck流体进口喷射器引射压力传感器PTX75170．1Ⅳ巴a士0．2％FSDruck流体进口图4．12实验中压力传感器实物图Fig．4．12Pictureofthepressuretransducer发生器加热热水系统中热水流量测量采用由天津市天大泰和自控仪表技术有限公司生产的金属管浮子流量计，型号为TDF．25L1E，精度等级1．5，测量范 万方数据浙江大学博士学位论文4实验装置的研制围O．25～2．5m3／h，如图4．14所示。冷却水和冷冻水流量采用由余姚市奇泉流量仪表有限公司生产的玻璃转子流量计测量，如图4．15所示，型号分别为LZB．25和LZB．50，测量范围分别为100．1000L／h和400．4000L／h，测量精度为士1．5％。图4．13质量流量计实物图Fig．4．13Pictureofthemassflowmeter图4．14金属管浮子流量计实物图Fig．4．14Pictureofthemetaltuberotameter67 万方数据浙江大学博士学位论文4实验装置的研制4．2．2数据采集图4．15玻璃转子流量计实物图Fig．4．15Pictureoftheglassrotameter实验中，温度、压力和质量流量的实时数据采集系统流程图如图4．16所示。图4．16数据采集系统流程连线图Fig．4．16Dataacquisitionsystem实验中的实时测试数据采集采用Agilent34970A数据采集／开关单元，如图4．17。仪器带有内置GPIB和RS．232接口，6．1／2位数字万用表，单通道上每秒读取速度为600个读数，每秒可以扫描250个通道，间隔扫描存储多达50000+带有 万方数据浙江大学博士学位论文4实验装置的研制时间标记的读数，且具备独立的通道配置，可以在每个通道上使用一次多项式线性标定和报警限功能。仪器可以直接测量热电偶、电阻温度检测器、热敏电阻、直流电压、交流电压、电阻、直流电流、交流电流、频率和周期，并具备多路转换器、矩阵、通用C型开关、射频开关、数字I／O、合计以及16位模拟输出功能。仪器后部内置有三个模块的括槽，适用于任何数据采集或者开关模块的组合。本实验中使用的34901A模块为具有20通道的衔铁继电器多路转换器，每个通道都切换HI(高)和LO(低)输入，模块具有内置式热电偶参考节，开关速度高达每秒60个通道。图4．17实验中数据采集／开关单元Fig．4．17Dataacquisition／on-offunit实验装置@PTl00铂电阻测温以电阻信号形式，热电偶测温和压力传感器测压以电压信号形式输2＼Agilem34970A数据采集／开关单元的34901A模块，由RS一232串行通讯接口与计算机连接，利用BenchLinl【DataLogger程序软件对温度和压力测量数据进行实时采集和记录，图4．18(a)为软件的数据实时采集界面。EMERSONMICROMOTION两线制科里奥利流量和密度计测量的R134a制冷工质质量流量信号通过RS．485转RS．232接口与计算机相连，并通过调用MicrosoftVisualBasic专门管理串行通讯的MSCOMM控件和ModBus协议使自行开发的基于MicrosoftVisualBasic的数据采集通讯程序随引对测量数据进行实时采集和记录。图4．18(b)为自行开发的通过通用可视化程序设计语言VisualBasic实现的可视化人机交互界面和数据实时记录列表。 万方数据浙江大学博士学位论文4实验装置的研制(a)(b)图4．18测量数据实时采集界面(a)温度、压力采集(b)质量流量采集Fig．4．18Real—timeuserinterfaceofdataacquisitionsystem(a)temperature，pressure；(b)massflowrate4．3本章小结本章重点介绍了以R134a为制冷工质的喷射器性能测试实验装置，详细介绍了实验装置中各个部件的型号、结构和性能参数，介绍了实验装置中温度、压力70 万方数据浙江大学博士学位论文4实验装置的研制和流量测量的布置和相应仪表，以及实验数据的实时采集系统，为进行喷射器不同工况性能实验研究和引射流体质量流量为零的极限工况的实验研究建立了良好的基础。71 万方数据浙江大学博士学位论文5实验研究结果与分析喷射器工作机理和内部流场复杂，目前尚未研究透彻，喷射器性能的一维计算模型不考虑流体径向的状态参数变化，二维模型相对一维模型来说计算精度更好，但是在数学建模等方面更为复杂。无论是一维模型还是二维模型，所有的模拟计算都存在失真问题，在这种情况下，实验研究就是一个验证理论计算的最直接也是最有效的方法。为了验证本文建立的采用实际气体性质且考虑喷射器内两相的喷射器性能预测模型以及效率系数分步优化方法，本章将在自行设计和搭建的以R134a为制冷工质的喷射式制冷系统实验装置上进行喷射器不同工况性能实验研究和当引射流体压力降低至一定值从而引起喷射器喷射系数为零的喷射器极限工况的实验研究。5．1实验准备、调试和实验步骤5．1．1实验准备(1)密闭性检测实验装置搭建安装完毕后，在实验前需要对系统进行密闭性检测。首先，打开系统中根据实验需要而设置的所有阀门，根据该喷射式制冷系统的最高工作压力以及各设备能承受的最高压力限制对系统进行分段检测。检测分为两步，先向系统中充入适当压力值的氮气，将肥皂水或发泡剂抹在焊缝、法兰以及所有阀门连接处等进行检查，若无明显泄露，则进行第二步微小泄露检测。先向系统内充入高纯氦2MPa，静置均匀后，采用氦质谱检漏仪(INFICON，ULl000)对系统中所有阀门连接处、螺纹连接处、焊接点等泄露可能性较大的部位进行二次微小泄露检测。若有发现泄漏处则再对其进行处理，然后重新进行密闭性检测，以保证实验装置的密闭性。(2)保压在进行完密闭性检测后，要对系统进行保压，以确保系统的密闭性良好。在系统保压时，应综合考虑系统工作最高压力和各设备能够承受的最高压力，向系统中充入氮气至一定压力值，需要时可以采取分段保压的方法。在六小时后开始 万方数据浙江大学博士学位论文5实验研究结果与分析记录压力表读数，经过二十四个小时后再检查压力表读数，其压力降应该按照《制冷设备、空气分离设备安装工程施工及验收规范》咖3计算，并不应该大于保压压力的1％；当压力降超过1％时，应该重新检查系统密闭性，直至合格。(3)抽真空在充注制冷工质之前，要将系统中的空气、氦气等不凝性气体去除，消除不凝性气体在系统运行时的不良影响，所以需要对系统抽真空。本实验装置采用中科科仪RVP．4旋片式真空泵，抽气速率为4L／s，极限压力为4x10～Pa。抽真空过程中，保持真空泵运行6个小时，然后对系统中充注入一定量的R134a制冷工质并继续抽真空4小时，此操作一般进行两次即可，主要目的是通过多次充入R134a制冷工质，达到置换系统中残留的不凝性气体的目的，最大程度消除不凝性气体对实验过程的影响。(4)制冷工质充注制冷工质的充注采用余差法测量，对装有待充R134a制冷工质的容器进行称重，充注前后容器重量之差为实际的制冷工质充注量。充注时要注意先排空制冷工质容器与系统充注口之间皮管中的空气，称重采用KCC高精度计数天平，型号为MPl5KC，最大称重15蝇，最小读数O．59。5．1．2实验调试每次实验前要对实验装置的各个部分进行局部调试。a．检查喷射式制冷系统中根据实验需求设置的阀门的开关状态；b．检查加热水箱里的水量和恒温控制系统是否正常；c．检查冷却水系统水箱里的水量和水系统调节流量的各个阀门的开关状态；d．检查质量流量计的读数情况和温度、压力的读数情况。5．1．3实验步骤在进行完实验装置各部分的检查调试后，如果全部都正常，将开始正式实验。喷射器不同工况特性实验步骤：先开启为冷凝器提供冷量的冷却水系统的水泵和为蒸发器提供热量的冷冻水系统的水泵。与此同时，将恒温加热水箱里的水加热到设定温度值，然后开启加热水系统水泵，使热水流经发生器从而给在发生器里的R134a加热，使之气化 万方数据浙江大学博士学位论文5实验研究结果与分析成高压高温的R134a蒸气。随着加热的进行，发生器里的R134a的压力会逐步升高，直到与设定水温的饱和压力值相同，此时调节冷却水系统水箱的新水进水阀门和水箱排水阀门使得冷却水箱里的水达到热量平衡，从而维持制冷系统中恒定的冷凝压力，最后通过调压器调节给冷冻水的加热量，使得冷冻水供给蒸发器的热量和系统本身需要的热量相等，同时控制蒸发器出口大约3℃的过热度。此时系统内各处流体处于稳定流动状态，高温高压的R134a蒸气从发生器出来流经喷射器的缩放喷嘴，在喷嘴出口处压力降低速度升高到超音速，继而卷吸了来自蒸发器出口的低压R134a过热蒸气，两股流体在喷射器的混合段进行速度和压力的均匀，在一定的条件下流体产生激波，使其速度由超音速降至亚音速，同时压力阶跃提升，后经扩散段将动能转化为压力能，流向冷凝器进行冷却成过冷液态R134a，进入冷凝器后的储液罐。之后一部分液态R134a经过节流阀到蒸发器提供冷量，后被卷吸入喷射器；另一部分液态R134a经过制冷剂泵被泵送回发生器，如此循环。本文对在不同工作流体压力、引射流体压力和喷射器出口背压时的喷射器性能进行了不同工况的实验研究，每一次实验控制两个压力变量恒定，仅改变第三个压力变量。喷射器引射流体质量流量为零的极限工况实验研究的实验步骤：与喷射器不同工况性能实验步骤类似，本文分别对不同工作流体压力和喷射器出口背压的极限工况进行实验研究。在工作流体压力稳定后，通过改变冷凝器冷却水流量调整喷射器出口背压到实验设定值，关闭喷射器引射流体入口阀门，引射流体压力先保持不变，等蒸发器中的制冷工质蒸发完后，压力下降，并最终稳定保持在一个值。5．2喷射器不同工况特性实验研究对于每一个喷射器设计工况，只对应存在一个最优设计尺寸，换言之，固定尺寸的喷射器只有一个最优工况，在偏离设计工况时，喷射器的工作性能都会受到影响。喷射系数是引射流体质量流量与工作流体质量流量之比，是衡量喷射器性能的重要参数之一。本文对喷射器的喷射系数分别在随喷射器出口背压、工作流体压力和引射流体压力变化时的变化规律进行了不同工况实验研究。喷射器的不同74 万方数据浙江大学博士学位论文5实验研究结果与分析工况实验研究工况范围根据实际应用背景而定，本文中工作流体压力变化范围为2．2MPa．3．25MPa，引射流体压力变化范围为0．36MPa．0．51MPa，喷射器出口背压变化范围为0．45MPa．0．67MPa。5．2．1喷射器性能受工作流体压力的影响Pp(MPa)图5．1喷射系数随工作流体压力的变化Fig．5．1Variationofentrainmentratiowithprimaryflowinletpressure图5．1为喷射系数随工作流体压力变化的变化规律。从图中可以看出，在给定引射流体压力和喷射器出口背压情况下，喷射系数先随着工作流体压力的增大而增大，后随着工作流体压力的增大而减小，存在一个与最大喷射系数对应的工作流体压力最优值。图5．2和图5．3分别为给定引射流体压力和喷射器出口背压情况下，工作流体质量流量和引射流体质量流量随工作流体压力变化的变化情况。从图5．2中可以看出，工作流体质量流量随着工作流体压力的增大线性增大。对于同一种流体，喷射器工作流体质量流量与喷嘴喉部面积以及工作流体状态参数有关，在固定喷嘴喉部面积情况下，增大工作流体压力可以使得通过喷嘴的质量流量增大。图5．3所示，引射流体质量流量随工作流体压力的增大而增大。可以看到，随着工作流体压力的增大，引射流体质量流量先较快增大，随后其增大的速度逐渐减慢。从图5．1中还能看出，在相同引射流体压力条件下，随着工作流体压力的增 万方数据浙江大学博士学位论文5实验研究结果与分析大，喷射器出口背压越高，对应于最大喷射系数的最优工作流体压力值会越大。这是因为，较高的喷射器出12背压使得压缩比增大，所以需要更高的工作流体压力去驱动。C疗、、o’jC正o‘O’、o)jC工(9Pp(MPa)图5．2工作流体质量流量随工作流体压力的变化Fig．5．2VariationofprimarymassflowratewithprimaryflowinletpressurePp(MPa)图5．3引射流体质量流量随工作流体压力的变化Fig．5．3Variationofsecondarymassflowratewithprimaryflowinletpressure76 万方数据浙江大学博士学位论文5实验研究结果与分析5．2．2喷射器性能受引射流体压力的影响图5．4为喷射系数随引射流体压力变化的变化规律。从图中可以看出，在给定工作流体压力和喷射器出口背压条件下，喷射系数随着引射流体压力的增大线性增大。根据图5．5所示，在给定工作流体压力和喷射器出口背压条件下，引射流体质量流量随引射流体压力的增大线性增大，这说明当引射流体压力增大，具有相同工作流体压力的流体流经喷嘴在其出口产生的高速低压的流体更加容易将被引射流体卷吸入喷射器，从而提高了喷射系数。但是，在实际应用中，提高引射流体压力并不能作为提高喷射器喷射系数的解决方法，因为一般引射流体压力近似对应制冷系统中的蒸发压力，而蒸发温度是由用户侧决定的，所以要提高喷射器的喷射系数还得从其他方面着手。从图5．4中还可以看出，当引射流体压力小于O．5MPa时，工作流体压力为2．84MPa、喷射器出口背压为0．71MPa的喷射系数要大于工作流体压力为2．42MPa、喷射器出口背压为O．71MPa工况下的喷射系数。但是，当引射流体压力大于0．5MPa时，情况正好相反。即在相同的喷射器出口背压和引射流体压力条件下，并非是工作流体压力越大则喷射系数越大。这是因为，在给定的喷射器出口背压和引射流体压力条件下，喷射系数不是随着工作流体压力的增大而一直增大，而是存在一个工作流体压力最优值，与此对应的是喷射系数的最大值，在此最优值之前，喷射系数随着工作流体压力的增大而增大，在此最优值之后则随着工作流体压力的增大而减小。由此，再次证明图5．1给出的结论：在给定引射流体压力和喷射器出口背压情况下，喷射系数随着工作流体压力的变化规律是先增大后减小，即存在一个工作流体压力的最优值。5．2．3喷射器性能受喷射器出口背压的影响Huangb63指出，根据Munday和Bagster的理论∞3喷射器的工作模式可以分成三种：1．引射流体和工作流体都达到壅塞状态，此时喷射系数不随喷射器出口背压的变化而变化，喷射系数为常数；2．工作流体达到壅塞状态，引射流体未达到壅塞状态，此时喷射系数随着喷射器出口背压的增大而迅速减小；3．引射流体和工作流体均未达到壅塞状态，此时喷射器不能工作。图5．6为喷射器的三种工作模式，图中纵坐标为喷射系数，横坐标为喷射器出口背压，露为临界冷凝压 万方数据浙江大学博士学位论文5实验研究结果与分析力，它是喷射器工作性能从好转坏的转折点，足。为喷射器可以工作的极限值。仂’、a)jC工oPH(MPa)图5．4喷射系数随引射流体压力的变化Fig．5．4VariationofentrainmentratiowithsecondaryflowinletpressurePH(MPa)图5．5引射流体质量流量随引射流体压力的变化Fig．5．5Variationofsecondarymassflowratewithsecondaryflowinletpressure 万方数据浙江大学博士学位论文5实验研究结果与分析图5．6喷射器的三种工作模式‰3Fig．5．6Threeworkingmodesofejector图5．7为喷射系数随喷射器出口背压变化的变化规律。从图中清晰可见该喷射器在给定工作流体压力和引射流体压力时的三种工作模式的具体值域。为确保喷射器运行的可靠性，应尽量使得喷射器出12背压小于临界冷凝压力值，防止喷射器性能的迅速恶化，甚至出现不能工作的状况。从图5．7中还可以看出，在相同的引射流体压力条件下，工作流体压力越高则临界冷凝压力值越大，同时喷射器可以工作的极限值也越大，即相同引射流体压力条件下，工作流体压力越高，喷射器可以工作的范围越广。从图中还可以看出，当工作流体压力变化范围在2．39MPa．2．85MPa，引射流体压力为0．311MPa时，在工作流体和引射流体都发生壅塞的工作区域，在相同的喷射器出lZ／背压和相同引射流体压力条件下，工作流体压力较低时，喷射器的喷射系数比较高。这是因为工作流体质量流量随着工作流体压力的增大而增大，在图示工况范围内，引射流体质量流量随之减小，故当工作流体压力较低时，喷射系数较大。图5．8为给定工作流体压力和引射流体压力条件下，引射流体质量流量随喷射器出12背压变化的变化规律。引射流体质量流量在引射流体发生壅塞状态时保持恒定，在引射流体从壅塞状态过度到非壅塞状态时，随着喷射器出12背压的增大而减小。同一种流体，给定喷嘴入口工作流体参数和喷嘴喉部面积，当工作流体发生壅塞状态，喷射器工作流体质量流量保持定值。而喷射系数为引射流体质量流量与工作流体质量流量的比值，这就解释了图5．7中喷射系数随喷射器出口o_p醇-lp篮啦_邕盎_爵．I-a菌 万方数据浙江大学博士学位论文5实验研究结果与分析背压的变化规律。∞、、。，jC工oPc(MPa)图5．7喷射系数随喷射器出口背压的变化Fig．5．7VariationofentrainmentratiowiththeambientpressureattheejectorexitPc(MPa)图5．8引射流体质量流量随喷射器出口背压的变化Fig．5．8Variationofsecondarymassflowratewiththeambientpressureattheejectorexit5．3喷射器引射流体质量流量为零的极限工况在固定喷射器的工作流体压力和喷射器出口背压条件下，随着喷射器引射流 万方数据浙江大学博士学位论文5实验研究结果与分析体压力的增大，喷射系数随之增大；反之，喷射系数随着引射流体压力的减小而减小，当引射流体压力降低到一定值时，喷射系数为零，没有引射流体被卷吸入喷射器，此工况称为喷射器引射流体质量流量为零的极限工况。为了得到喷嘴出口不受引射流体干扰的压力测量值，从而优化得到工作流体喷嘴效率系数，本文设计了喷射器引射流体质量流量为零的极限工况实验。在现有己发表的文献中，众多学者的研究内容主要集中在喷射器不同工况性能和喷射式制冷系统的性能研究，喷射器引射流体质量流量为零的极限工况研究尚未见报道。但是在一定的工作流体压力和喷射器出口背压条件下，喷射器的引射流体到底低到什么程度会导致喷射器停止工作在实际工程应用中颇具意义。基于以上两点研究动机，本文对一定工作流体压力和喷射器出口背压工况下引射流体质量流量为零的极限工况进行了实验研究。，‘、CO正至。：也乱Pp(MPa)图5．9极限工况下喷嘴出口背压与工作流体压力变化规律Fig．5．9Variationofexit—nozzlepressurewithprimaryflowinletpressureunderextremeworkingcondition图5．9所示规律是在保持引射流体质量流量为零的前提下，喷射器出口背压变化范围为0．96MPa．0．66MPa，喷嘴出口背压随工作流体压力变化的变化规律。从图中可以看出，当喷射器出口背压不变，随着工作流体压力的增大，喷嘴出口背压减小。81 万方数据浙江大学博士学位论文5实验研究结果与分析从图5．9还可以看到，在同一工作流体压力条件下，喷射器出12背压越高，喷嘴出12背压也越高。这是因为，随着喷射器出12背压的升高，喷射器混合段的激波位置会随之前移，进而影响喷嘴出12背压，使得喷嘴出12背压随着喷射器出12背压的升高而升高。由图5．9可以得出，喷射器喷嘴出口背压不仅受喷射器工作流体压力的影响，同时也受喷射器出口背压的影响。，’、∞乱乏、-一一．：凸_12_Io乱P，、(MPa)图5．10喷射器出口背压对混合段压力升高的影响Fig．5．10Effectofejectorbackpressureonpressureriseofthemixingsection图5．10为喷射器出12背压对喷射器混合段压力升高的影n向规律。混合段压力升高可以近似看成喷射器出12背压与喷嘴出口背压的差值。由图5．9可知，当喷射器出12背压固定，喷射器工作流体压力越高，则喷嘴出12背压越低，从而导致混合段压差越大。从图5．10中还可以看到，当喷射器工作流体压力保持不变，降低喷射器出口背压可以使得喷射器混合段压力升高增大。随着喷射器出口背压的降低，激波位置后移，此时喷嘴出12背压受激波影响减小，其压力降低，但其降低比喷射器出口背压降低要快，故此时压差增大。 万方数据浙江大学博士学位论文5实验研究结果与分析5．4喷射器内部效率系数优化结果采用本文第三章提出的分步优化方法，结合喷射器不同工况性能实验数据和引射流体质量流量为零的极限工况实验数据，得到该以R134a为制冷工质的喷射器内部效率系数的优化结果，并分别将采用实际气体特性且考虑喷射器内部两相的喷射器性能预测模型的计算结果，以及索科洛夫的理想气体喷射器性能预测模型的计算结果与实验值进行对比，结果如图5．11．图5．13所示。图5．11为喷射系数随工作流体压力变化的变化规律，图中所示模型理论计算值与实验值的比较。利用引射流体压力PH=0．46MPa，喷射器出口背压Pc=0．74MPa时喷射器不同工况实验数据，以及引射流体质量流量为零的极限工况实验数据，采用分步优化的方法对喷射器内四个效率系数进行优化，优化结果为巾1=0．5776，巾2=0．9823，由3=0．9973，由4=0．459。分别使用本文采用实际气体性质且考虑喷射器内两相的喷射器性能预测模型和索科洛夫基于理想气体假设的喷射器性能预测模型，理论计算各个工况下的喷射系数，并与实验值进行比较。如图所示，本文模型的计算结果与实验值相比，平均相对误差为10．1％；而索科洛夫模型的计算结果与实验值相比，其平均相对误差达到48．23％。从比较结果看，本文采用实际气体模型且考虑喷射器内两相的喷射器性能计算模型明显优于索克洛夫经典计算模型。图5．12为喷射系数随喷射器出口背压变化的理论计算值与实验值比较结果。对工作流体压力PP=2．4MPa，引射流体压力PH=O．31MPa时喷射器不同工况实验数据进行计算和比较。此时，本文采用实际气体模型且考虑喷射器内两相的喷射器性能计算模型中使用的效率系数分别为巾1=0．5776，由2=0．9911，巾3=0．9959，巾4=0．44。从图中可以看出，在喷射器的理想工作区域，即工作流体和引射流体都发生壅塞状态的工作区域，本文模型计算结果明显更加接近于实验值。计算结果表明，本文模型的理论计算值与实验值的平均相对误差为23．2％，而索科洛夫采用理想气体模型的喷射系数计算值与实验值的平均相对误差高达56．9％。本文采用实际气体模型且考虑喷射器内两相状态的喷射器性能计算模型的计算结果比索科洛夫采用理想气体性质的性能预测模型的计算结果更加接近实验值，从而证明本文模型比索科洛夫模型更优。 万方数据浙江大学博士学位论文5实验研究结果与分析Pp(MPa)图5．11喷射系数随工作流体压力变化规律计算值与实验值比较Fig．5．11Variationofentrainmentratiowithprimaryflowinletpressure(experimentalVS．calculated)Pc(MPa)图5．12喷射系数随喷射器出口背压变化规律计算值与实验值比较Fig．5．12Variationofentrainmentratiowithejectorbackpressure(experimentalVS．calculated) 万方数据浙江大学博士学位论文5实验研究结果与分析PH(MPa)图5．13喷射系数随喷射器引射流体压力变化规律计算值与实验值比较Fig．5．13Variationofentrainmentratiowithsecondaryflowinletpressure(experimentalVS．calculated)图5．13为喷射系数随喷射器引射流体压力变化的变化规律，所示模型理论计算值与实验值的比较结果。图中将采用本文模型和索科洛夫模型的理论计算值与工作流体压力Pp=2．66MPa，喷射器出口背压Pc=0．71MPa时的喷射器不同工况实验数据进行比较。此时，本文采用实际气体模型且考虑两相状态的喷射器性能计算模型中使用的效率系数分别为巾1=0．5776，巾2=0．9985，咖3=0．9898，由4=0．2753。计算结果表明，本文模型计算值与实验值的平均相对误差为14．9％，而索科洛夫模型计算值与实验值的平均相对误差为9．3％。从理论计算值与实验值的平均相对误差来看，索科洛夫模型略微优于本文模型，但是误差都在可以接受的范围内，差别不大，故本文模型预测仍具有价值和意义。通过对以R134a为制冷工质的喷射器进行实验研究，从而对该喷射器内部效率系数进行分步优化，从各效率系数的优化结果来看，该喷射器的混合段以及扩散段设计较好，但是对于喷嘴的设计以及引射流体吸入室的设计仍然有待改进。5．5不确定度分析本文中的喷射系数∥由式(2—1)计算，即 万方数据浙江大学博士学位论文5实验研究结果与分析G。“=卫GP式中，GH为引射流体质量流量，GP为工作流体质量流量，分别由EMERSONMICROMOTION两线制科里奥利流量和密度计来测量，型号分别为CMF010M323NWB眦ZZ和CMF025M319NWBAMZZZ，测量范围分别为0-0．01kg／s和0-0．04kg／s，测量精度为-4-0．35％。喷射系数的不确定度为：“(∥)=由式(5．1)得到喷射系数的相对不确定度：“(∥)∥(5．1)(5．2)经计算得本文中的喷射系数∥的相对不确定度为0．495％，实验数据可信。5．6本章小结本章介绍了喷射器不同工况性能实验以及引射流体质量流量为零的极限工况实验步骤，分析了喷射器不同工况性能实验研究结果，以及喷射器引射流体质量流量为零的实验结果，并对索科洛夫的经典理想气体喷射器性能预测模型和本文采用实际气体模型且考虑喷射器内两相存在的喷射器性能预测模型的计算结果进行了对比，结果表明，本文的喷射器性能预测模型理论值与实验值吻合较好，明显优于索科洛夫经典计算模型的计算结果。 万方数据浙江大学博士学位论文6结论与展望6．1主要工作与结论6．1．1主要工作1)建立了喷射器性能预测模型，模型中制冷工质的物性采用实际气体模型，并考虑了喷射器中实际会出现的两相状态，解决了由于采用理想气体模型所带来的模型精度差的问题。2)深入研究了喷射器内部损失对喷射器性能影响的变化规律。3)提出了能更好反映物理机理的效率系数的分步优化方法。4)自行设计加工了喷射器，设计并搭建了国内第一个以R134a为制冷工质的喷射器性能实验装置，为开展喷射器性能实验研究提供了有效的工具。5)开展了喷射器不同工况特性实验研究，并首次开展了当引射流体压力降低到一定值而导致喷射器喷射系数为零的极限工况的实验研究。对喷射器性能理论计算结果以及喷射器内部损失对喷射器性能影响进行了实验验证。6．1．2主要结论1)采用实际气体模型且考虑喷射器内两相状态的喷射器性能预测模型，结合本文采用的分步优化方法得到的表示喷射器内部损失的效率系数，其计算结果更加接近于实验值。本文对以R134a为制冷工质的喷射器进行性能预测，结果表明，与索科洛夫采用理想气体性质的喷射器性能预测模型的计算结果相比，本文模型的理论计算值与实验值的相对误差大大减小。2)本文对喷射器内部损失对喷射器性能的影响进行了理论与实验研究，研究结果表明，喷射器喷射系数只受工作流体喷嘴不可逆损失和引射流体吸入室不可逆损失的影响。工作流体喷嘴不可逆损失越大，或是引射流体吸入室不可逆损失越小，都能使得喷射器喷射系数增大。但是当工作流体喷嘴不可逆损失越大，即工作流体喷嘴效率系数越小时，会影响通过喷射器制冷工质总的流量。混合段 万方数据浙江大学博士学位论文6结论与展望不可逆损失和扩散段不可逆损失主要影响喷射器出口背压，对喷射器喷射系数没有影响。喷射器内四部分的不可逆损失对喷射器效率都有影响，当各部分不可逆损失减小时，喷射器效率增大。3)从对本文以R134a为制冷工质的喷射器的内部效率系数的优化结果来看，混合段以及扩散段的不可逆损失较小，表明这两个过程与理想情况比较接近，但是喷嘴不可逆损失以及引射流体吸入室不可逆损失较大，说明这两部分有较大可以改进的空间。通过合理设计减小不可逆损失，可以提高喷射器效率。4)本文首次对引射流体质量流量为零的极限工况进行了实验研究，主要研究了喷嘴出口背压分别随工作流体压力和喷射器出口背压变化的规律。实验结果表明，喷嘴出口背压不仅受工作流体压力影响，也受喷射器出口背压影响。6．2主要创新点1)针对索科洛夫等学者采用理想气体模型的喷射器性能计算不准确的问题，本文采用实际气体性质，并考虑喷射器中实际会出现的两相状态，建立喷射器性能预测模型，模型计算结果与实验值吻合良好，为采用实际气体工质的喷射制冷系统的研究奠定了基础。2)深入研究了喷射器内各部分不可逆损失对喷射器性能的影响规律，加深了对喷射器内部工作机理以及不可逆损失的理解，为改进喷射器设计提供了理论基础。3)针对喷射器内部各部分效率系数的优化提出新的优化方法，利用喷射器引射流体质量流量为零的极限工况的实验结果，优化工作流体喷嘴效率系数；通过喷射器不同工况实验研究，优化引射流体吸入室效率系数，以及混合段效率系数和扩散段效率系数，该分步优化方法实现了效率系数优化与物理机理分析结果相一致的目标。采用实际气体模型的喷射器性能预测模型依赖于喷射器各部分效率系数的选取，对于不同的工质，这些系数不尽相同。4)首次对引射流体质量流量为零的极限工况展开实验研究，研究了极限工况下喷嘴出口背压与工作流体压力以及喷射器出口背压的变化规律，以及喷射器出口背压对混合段压力升高的影响。 万方数据浙江大学博士学位论文6结论与展望6．3研究展望理论研究方面，喷射器的一维计算模型相对于二维计算模型来说，计算较为便捷，适合工程计算场合，但是因为一维模型中的假设条件忽略了流体真实流动特性，故计算准确度不及二维计算模型。可以尝试对喷射器建立数值计算二维模型，对喷射器内部的流动进行更加准确的分析。实验研究方面，开展对喷射器内部流场与温度场的实验研究，为深入理解喷射器的工作机理、分析内部损失以及建立更为精准的理论模型提供基础数据。 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万方数据浙江大学博士学位论文攻读博士期间科研成果1．圣：坠曼i，K．Nawaz，YPark,Q．Chen，A．M．Jacobi．Acomparisonofmetal．foamheatexchangerstocompactmulti-louverdesignsforair-sideheattransferapplications．HeatTransferEngineering，2012，33(1)：21—30．(SCI&E1收录)2．丕：坠垒i，K．Nawaz,Y．G．Park，J．Bock，A．M．Jacobi．CorrectingandextendingtheBoomsma—Poulikakoseffectivethermalconductivitymodelforthree．dimensional，fluid-saturatedmetalfoams．InternationalCommunicationsinHeatandMassTransfer,2010，37(6)：575．580．(sa&E1收录)3．丕：坠曼i，K．Nawaz，YPark,Q．Chen，A．M．Jacobi．Acomparisonofmetal．foamheatexchangerstocompactmulti—louverdesignsforair-sideheattransferapplications．ProceedingsoftheSeventhInternationalConferenceonEnhanced，CompactandUltra-CompactHeatExchangers：FromMicroscalePhenomenatoIndustrialApplications，SanJose，CostaRica,2009：49—57．4．圣：坠曼i，Y．He，Y．Huang，L．Tang，G．Chen．Ejectorperformanceofapump-lessejectorrefrigerationsystemdrivenbysolarthermalenergy．ProceedingsoftheInternationalRefrigerationandAirConditioningConferenceatPurdue，July2012．5．K．Nawaz,J．Bock，丕：坠垒i，A．Jacobi．Experimentalstudiestoevaluatetheuseofmetalfoamsinhighlycompactair-coolingheatexchangers．ProceedingsoftheInternationalRefrigerationandAirConditioningConferenceatPurdue，July2010．6．戴征舒，方凌云，陈光明，陈作舟，唐黎明，何一坚，徐象国．以R134a为工质的喷射器性能实验研究．2013年中国工程热物理学会学术会议论文集，呼和浩特．7．陈光明，陈少杰，戴征舒．无泵喷射式制冷机．发明专利(No．201210101671．8) 万方数据浙江大学博士学位论文作者简历姓名：性别：出生年月：籍贯：邮箱：戴征舒女1984年8月浙江杭州zsdai—hvaer@163．tom作着筒历教育经历：工学博士制冷及低温工程浙江大学联合培养制冷及低温工程美国伊利诺伊大学香槟分校工学学士建筑环境与设备工程南京师范大学2007．9．2014．92009．2．2010．22003．9．2007．6 万方数据浙江大学博士学位论文致谢论文即将完成之际，许多人和事浮现眼前，感慨颇多。那些快乐的、悲伤的、艰苦的、绝望的⋯⋯与之相随的是一张张脸庞和一串串名字。我要感谢这些年中我所遇见的所有的人，那些在我痛苦绝望的时候帮助过我、拉过我一把的人，我此生难忘，滴水之恩必当涌泉相报。感谢我的恩师陈光明教授。陈老师有着深厚的学术功底和广阔的学术视野，在行业里的学术影响力自不必多说，能够成为陈老师的学生乃是幸事。这篇博士论文是在陈老师的悉心指导下完成的，大到论文的选题，小到一些细枝末节，陈老师总是耐心指导，并不时给出各种宝贵意见和建议。陈老师治学严谨、为人和善，他的有所为和有所不为，对专业新生事物的好奇心以及不断学习新知识的态度和能力都给我留下非常深刻的印象，无愧为一位令人尊敬的真正的学者!无论是学术还是为人，陈老师方方面面都是我学习的榜样!同时也要感谢恩师为我提供的宝贵的出国交流的机会，让我得以提升业务水平，拓宽学术视野。感谢美国UIUC空调制冷中心的合作导师A．M．Jacobi教授。一年的联合研究让我受益匪浅，许多对待科研的认识也是在那个时期建立起来的。更为重要的是在我博士论文的瓶颈阶段，Jacobi教授提醒我要记得自己最初的理想，并要为了自己的理想坚持努力!也不知教授哪里来的对我的满满的信心，在我沮丧绝望之时，他却一直坚信我是可以完成这篇博士论文的。正是Jacobi教授多次的鼓励和帮助才使我能够坚持做完课题，没有半途而废，教会我秉持信念和理想的重要性!感谢我的硕士导师张学军教授。张老师为人低调谦和，对待工作兢兢业业。感谢张老师一路上无私的帮助，一次次帮我度过难关。感谢唐黎明教授和王勤教授在搭建实验台过程当中给予的宝贵建议和帮助。唐老师思维敏捷，处理问题灵活得当；王老师工作勤勉，实验经验丰富。在老师们的指导和帮助下，大大提升了我的实验动手能力。同时要感谢张权老师和黄国胜老师在搭建实验台过程给予的技术支持。感谢张绍志副教授、张小斌副教授和徐象国副教授。几位老师理论功底扎实，知识面广，每每有困惑之处，几位老师必当有问必答，倾囊相授。感谢邱利民教授和甘智华教授，感谢两位老师真诚恳切的教诲，使我受益良 万方数据浙江大学博士学位论文致谢多。尤其感谢甘老师在我实验停滞的时候给予的帮助，点滴之恩，没齿难忘。感谢研究所各位老师的教育和培养，他们是：陈国邦教授、何一坚副教授、韩晓红副教授、陈琪副教授、孙大明副教授、汤柯副教授和金滔教授。感谢每一位在这里遇见过的师兄师姐师弟师妹们，尤其是213办公室的室友们!我还要感谢我天南地北的好朋友们，虽然你们不在身边，或许还存在着几个小时的时差，但是只要一个邮件一个电话，你们都是我继续走下去的精神动力和智力支持，感谢你们一直提供的满满的正能量!感谢我亲爱的父母。感谢他们在这些年当中给予我的关心、鼓励、帮助和支持!在多少个几近绝望动摇的时刻，他们都给予充分的理解，并尊重我的选择。我清楚地知道博士毕业仅仅是一个开始，真正的学术生命才刚刚开始。但是，有了这些年的历练，今后无论遇到怎样的困难，我都不会放弃，我会记得自己最初的理想并为之努力，因为我相信：Thereislightattheendofthistunnel／最后，感谢国家重点基础研究发展计划973计划：动力余热驱动的循环耦合和功冷并供(NO．2010CB227304)，以及国家自然科学基金重大资助项目：热驱动制冷系统的热转换理论及先进循环研究(NO．50890184)提供的资助，使得科研工作得以顺利开展。100戴征舒2014年6月于浙大玉泉