1、doi: 10.3969/j.issn.2095-4468.2020.05.204 带喷射器的带喷射器的 CO2汽车空调系统性能汽车空调系统性能研究研究 张振宇1，王丹东1，陈江平1，张秋峰2，汪倩倩2，周洋2 （1-上海交通大学制冷与低温工程研究所，上海 200240；2-上海交通大学溧阳研究院，江苏常州 213300） 摘摘 要要 本文对 CO2汽车空调系统进行了研究，分析对比了 CO2喷射系统和 CO2常规系统的性能，研究喷射系统对于提高 CO2空调系统性能能效的影响，包括高压工况下的系统能效对比、喷射器喉部尺寸的影响以及充注量的影响。结果表明：在高压 11.3 MPa 工况下，带喷射器
2、的 CO2系统能够提高 6.6%的制冷量，性能系数（Coefficient of Performance，COP）可提升 6.1%，在满足相同制冷量的情况下，COP 甚至可以提高 13.9%；实验中喷射器喉部直径分别为 1.00、1.08 和 1.20 mm，随着喉部直径的减小，COP 先增大再减小，当喉部尺寸为 1.08 mm 时，COP 最高，达到 1.6；在蒸发器部分带液时，随着充注量的增加，喷射器单体效率先下降后上升。 关关键键词词 CO2；喷射器；汽车空调 中图分类号：中图分类号：TB61+1; U270.38+3 文献标识码：文献标识码：A Experimental Investi
3、gation on CO2 Automotive Air-conditioning System with Ejector ZHANG Zhenyu1, WANG Dandong1, CHEN Jiangping*1, ZHANG Qiufeng2, WANG Qianqian2, ZHOU Yang2 (1-Institute of Refrigeration and Cryogenics, Shanghai Jiao Tong University, Shanghai 200240, China; 2-Liyang Research Institute, Shanghai Jiao Ton
4、g University, Changzhou 213300, Jiangsu, China) Abstract The CO2 automotive air-conditioning system is studied in this paper. The performance of the CO2 ejector system and the conventional CO2 system is analyzed and compared, and the influence of the ejector system on the improvement of the performa
5、nce and energy efficiency of the CO2 air-conditioning system is investigated, including the comparison of the energy efficiency of the system under high-pressure conditions, the influence of the ejector throat size and the influence of the ejector volume. It is found that at 11.3 MPa, the CO2 system
6、 with ejectors can increase the cooling capacity by 6.6% and the coefficient of performance (COP) can be increased by 6.1%. In the case of the same cooling capacity, the COP can even be improved by 13.9%. The injector throat diameters of 1.00 mm, 1.08 mm and 1.20 mm are used in the experiment and it
7、 is found that the COP initially increased and then decreased as the throat diameter decreased. At the throat size of 1.08 mm, the COP is highest, reaching 1.6. In the evaporator section with liquid, the efficiency of the injector unit decreased and then increased with the increase of the ejection v
8、olume. Keywords CO2; Ejector; Automotive air-conditioning 陈江平（1971），男，教授，博士。研究方向：汽车空调。联系地址：上海市闵行区东川路 800 号，邮编 200240。联系电话：021-59864523。E-mail: 。 0 引言引言 随着全球气候变暖，汽车空调使用的制冷剂排放对于气候的影响越来越受到人们的重视。2017年，中国乘用车保有量达到 2.17 亿量，其中绝大部分汽车空调制冷剂采用 R134a，其全球变暖潜能值（Global Warming Potential，GWP）为 1,300，而CO2的 GWP 仅为 1，因
9、此 CO2制冷剂成为近年来的研究重点。CO2系统压力高，高压侧压力可以达到 10 MPa，低压侧压力达 3 MPa，压差达到 7 MPa左右。采用常规制冷系统，在膨胀阀处节流损失较大，造成系统性能偏低。目前，提高 CO2系统能效第40卷 第5期 2020年10月 制 冷 技 术 Chinese Journal of Refrigeration TechnologyVol. 40, No. 5 Oct. 202033的主流方式是在系统中增加喷射器装置。通过喷射器装置可以将工作流体和引射流体混合，提高进入压缩机的压力，降低压缩机的压比，减少压缩机的输入功。同时，膨胀阀入口压力降低、压差减小、节流损
10、失减小以及 CO2系统能效提升。 近年来，国内外许多学者对带喷射器的 CO2空调系统的性能进行了研究。 BANASIAK 等1通过计算流体力学（Computational Fluid Dynamics，CFD）仿真研究了CO2喷射器混合段长度和面积对系统性能的影响。 SMOLKA 等2建立了喷射器跨声速单相和两相流流动模型，并预测了沿喷射器中心线的压力分布。ZHU 等3利用数值模拟研究了喷嘴出口位置和混合段角度对于喷射器性能的影响，通过改变喷嘴出口位置和混合段角度使喷射器达到最佳性能。LUCAS 等4基于均匀平衡方法建立了 CO2喷射器模型，通过数值模拟有引流和无引流的喷射器，并将数值结果和先
11、前的实验结果进行比较，模型误差在 10%之内。 吴迎文等5利用 CFD 软件分析了主流体压力、引射流体压力以及出口压力对喷射器性能的影响，预测了单项喷射器的性能。沈胜强等6建立了喷射器的一维稳态模型，得到轴向的压力分布和速度分布，精度相比前任有了很大的改善。张博等7从二维流动模型的角度对喷射器性能进行了分析，结果表明持续降低出口压力会在混合室内形成激波，从而在喷嘴处形成壅塞，影响喷射器的性能。同时，张博等8和郭建等9还对喷射器关键结构尺寸方面进行分析，直观得出混合室截面大小对喷射器性能的影响过程。丁学俊等10运用CFD 对喷射器内部的流场进行了模拟， 分析了工作压力和引射流压力等对喷射器引射比
12、的影响。李海军等11对蒸汽喷射制冷系统中的喷射器内的流动现象进行分析，得到了扩压室内入口斜激波理论。LAWRENCE 等12研究比较了 CO2喷射器和 R134a喷射器，由于 CO2循环存在着较大的节流损失，因而相较于 R134a，采用喷射器可以回收更多的功，对系统性能系数 （Coefficient of Performance， COP）提升较为明显。LIU 等13研究了在不同工况下，喷射器和压缩机转速对 CO2跨临界系统性能的影响，分析了 COP 和喷射器内部几何形状，压缩机效率及不同工况之间的经验关联。NAKAGAWA 等14研究了 5、15 和 25 mm 的 CO2喷射器混合段长度对
13、于引射比的影响，分析研究了不适当的混合段长度使得系统 COP 降低了 10%。ZHU 等15设计了一种喉部直径可调的喷射器，通过调节喷射器喉部直径研究了其对系统 COP 的影响，并且提供了一种可视化的研究结果。熊杰等16建立了一个针对单相R744 的喷射器系统的混合模型， 计算结果和实验结果相比，有较高的精度。郭兴龙等17分析对比了膨胀机和喷射器模型，得出不同气体冷却器出口温度对膨胀机和喷射器的效率影响较大。施明恒等18对热管喷射空调系统进行了研究，得出喷射器的结构和运行特性对热管喷射制冷系统性能有明显的影响。 徐肖肖等19对带喷射器的 CO2热泵热水器系统进行了实验研究，发现在测试工况下，喷
14、射器效率最高提升 34%。 沈胜强等20对可调喷射器的性能进行了实验探究，结果表明，喷射器喉部截面积减小，喷射系数有较大的提升。池本彻等21采用了新型喷射器循环用于车用冷冻机的研究，结果显示效率能够提升 50%。目前，对 CO2喷射器的研究多集中于商用、 家用空调领域， 多数研究采用建模仿真。 本文对汽车空调的 CO2喷射器进行研究，分析比较了 CO2喷射系统和常规系统的性能，研究了喷射器单体、喉部直径、蒸发器压降和换热特性。 1 理论分析理论分析 1.1 喷射器单体性能描述喷射器单体性能描述 图 1 所示为喷射器的结构，主要分为 4 个部分，主流部分、引射部分、混合段和扩散段。工作原理：从气
15、冷器出来的高温高压 CO2通过喷嘴喉部绝热膨胀， 压力降低， 速度升高， 将液体的压能转化为动能。由于引流腔压力降低， 从蒸发器出来的 CO2流体被吸入喷射器中。此时，两股流体在混合腔中混合，能量交换，最终节流后的CO2流体压力上升，速度减小。最后流体经过扩散段后速度减小，动能转化为压能，压力上升。此过程中，由于 CO2压力较高，喷嘴前后压差较大，节流损失大，但是采用喷射器可以将部分能量通过引流回收，从而提高系统的 COP。 喷射器的喉部直径对喷射器的单体性能影响较大，由于喉部直径不同，节流能力不同，导致工作流体的质量流量随着喷嘴喉部直径的增大而增大，同时，引射流流体的质量流量也和喷射器喉部直
16、径存在着一定的联系，即存在一个最优的喉部直第40卷 第5期 2020年10月 制 冷 技 术 Chinese Journal of Refrigeration TechnologyVol. 40, No. 5 Oct. 202034径，使得喷射器的引射比达到最大，喷射器的单体性能最好。 图 1 喷射器的结构 引射比是喷射器性能的一个非常重要的指标。引射比升高意味着引射流质量流量增加，即吸入喷射器的流量增加，引流压力升高，导致压差变大。同时由于流量增加，系统可以回收更多的能量，喷射器单体性能会有所提升。 引射比 计算公式： smmm= (1) 式中，mm为工作流体的质量流量，kg/s；ms为引射
17、流流体质量流量，kg/s。 压缩比是喷射器的另一性能指标，其数值为喷射器出口压力与引射流流体压力的比值。压缩比越大，说明引射流压力高，吸入的引射流流量多，单体性能高。 系统回收的能量大小可以通过升压 p 来衡量。升压 p 越大，说明喷射器回收的能量越多，越多的转化为压能，定义为： osppp= (2) 式中，po为喷射器出口压力，Pa；ps为引流入口压力，Pa。 喷射器的单体效率 也可以描述喷射器的性能，其计算公式为： s,isenssmm,isenmhhmmhh= (3) 式中，hs,isen和喷射器引射入口等熵，由喷射器出口压力和引射入口熵决定； hm,isen和喷射器主流入口等熵，由喷射
18、器出口压力和主流入口熵决定。 实验采用的喷射器的结构参数如表 1 所示。 表 1 喷射器的结构参数 参数 数值 喉部直径/mm 1.00、1.08、1.12 扩散段长度/mm 57 混合段长度/mm 30 扩散段角度/( ) 5 1.2 系统性能描述系统性能描述 衡量制冷系统的热力经济性，常采用 COP 作为性能指标，其定义为系统制冷量和系统功耗的比值： evappumpCOPQP= (4) 式中，Qevap为系统的制冷量，kW；Ppump为压缩机功耗，kW。 2 实验实验系统构建系统构建 2.1 CO2喷射器系统建立喷射器系统建立 实验系统如图 2 所示。该系统以压缩机驱动系统运行， 制冷剂
19、经过压缩机加压之后， 流经气冷器，和外界空气换热，之后通过喷射器节流，由于 CO2工质前后压差大，节流损失大，从引射口回收部分的 CO2制冷剂，之后两股制冷剂混合升压，进入气液分离器，气体进入压缩机，液体进入蒸发器蒸发吸热，再通过引射口和主流的制冷剂混合，完成整个喷射循环。压缩机转速可控，可以研究不同转速下 CO2喷射制冷系统的性能。同时，在系统中设计了两个电子膨胀阀，1 号电子膨胀阀和 2 号电子膨胀阀，分别安装在气冷器出口和蒸发器前。气冷器出口的 1 号电子膨胀阀可以控制系统的高压，蒸发器前的 2 号电子膨胀阀可以控制系统的低压、进入蒸发器中制冷剂的流量，以调节蒸发压力及蒸发器出口过热度。
20、在气液分离器气路出口和蒸发器出口两条路径上安装有截止阀 1 号、2 号和 3 号。当系统为 CO2喷射系统时，截止阀 2 关闭，截止阀 1、3打开；当系统切换为常规循环时，截止阀 1、3 关闭，喷射器引流路被切断，从蒸发器出来的制冷剂通过截止阀 2 回路回到压缩机，同时气液分离器气路出口被截止阀 1 截止。此时，通过调节节流阀 1、2 可以调节阀的开度。系统中在气液分离器的两个出口处都装有视液镜，以此可以观察到进入压缩机和进入蒸发器中制冷剂的状态。系统中设置了 10个压力温度采集点。在压缩机的进出口、气冷器进出口、 喷射器主流进口、 引射流进口及喷射器出口、节流阀 2 前， 蒸发器进出口设置温
21、度和压力传感器，通过温度和压力来检测系统各个部件的状态，保证系统的正常运行及系统性能的研究。在喷射器主流进口安装有流量计，可监测主流进口流量。 混合流混合流 扩散段扩散段 主流主流入口入口 混合混合段段 喷嘴喷嘴 引引射入口射入口 第40卷 第5期 2020年10月 制 冷 技 术 Chinese Journal of Refrigeration TechnologyVol. 40, No. 5 Oct. 202035P TP TP TPTPTPTPTP TP TPT气冷器气冷器节流阀节流阀1流量计流量计喷射器喷射器截止阀截止阀3截止阀截止阀2蒸发器蒸发器节流阀节流阀2视液镜视液镜常规循环常规
22、循环气液分离器气液分离器视液镜视液镜压缩机压缩机 图 2 CO2实验系统 实际系统建立如图 3 所示。实验时，将气冷器和实验系统放在冷凝器室，控制冷凝器室室内的温度和湿度，同时控制气冷器的风量。将空调箱置于蒸发器室，通过调节鼓风机端电压来控制蒸发器的风量。由于系统压力较高，管道采用 3/8 英制，壁厚 1.5 mm，耐压性较高。 图 3 实验系统 2.2 CO2喷射器系统实验部件及实验工况喷射器系统实验部件及实验工况 CO2喷射制冷系统压力较高，因而所有实验部件都采用的是耐压性较高的部件。高压侧的压力传感器采用的是 020 MPa 的铠装热电偶，精度0.2%FS，低压侧压力传感器采用的是 01
23、0 MPa 的铠装热电偶，精度同样为 0.2%FS。气液分离器的体积为 2 L，下端走液，进入蒸发器蒸发和外界换热，气态 CO2从上端走，直接进入压缩机。压缩机转速可控，转速范围 06,000 r/min，通过控制盒调节压缩机的转速，从而控制系统的不同工作状态，模拟实车运行工程中的怠速、低速和高速运行。视液镜采用高压视液镜，耐压 8 MPa，通过系统中安装的视液镜，可以观察气液分离器两端出口的制冷剂状态，为了保证系统的高效运转，使得进入蒸发器的制冷剂为液态，同时使进入压缩机的制冷剂尽量为气态，避免压缩机吸气带液，影响压缩机的效率及寿命， 提高系统的 COP， 由于气体为高速气流，具有一定的携带
24、液体的能力，由此造成了压缩机吸气仍旧部分带液，后续将在压缩机进气口增加一个中间换热器，保证压缩机进气状态过热。数据采集使用的是 agilent34970，能够准确采集到系统中的温度和压力信号。系统实验部件如图 4图 6 所示。实验在焓差台上进行，蒸发器室和气冷器室温度可控，通过控制两侧的温度来模拟实车的工况。具体实验工况如表 2 所示。 表 2 实验工况 参数 数值 蒸发器侧干球温度/ 27 蒸发器侧湿球温度/ 19.5 气冷器侧干球温度/ 37 蒸发器侧风量/(m3/h) 450 气冷器侧风量/(m3/h) 2,500 第40卷 第5期 2020年10月 制 冷 技 术 Chinese Jo
25、urnal of Refrigeration TechnologyVol. 40, No. 5 Oct. 202036 2.3 CO2喷射器喷射器系统实系统实验误差分析验误差分析 实验过程中，由于各种因素会造成一定的误差，压力和温度传感器受限于本身的测量精度，存在一定的误差。实验过程中，当系统处于稳态时，安捷伦记录了 10 min 的数据，后续进行数据处理时，将所有数据取算术平均，以此来减少由于传感器本身的测量精度造成的偏差。实验所采用的管道为铜管，导热性能较好，且管路较长，在实验过程中会存在一定的热量损失，因而在管道周围包裹一层保温棉，以减少实验过程中热量损失，使得测量更加准确。实验中，流量
26、计也会造成一定的测量误差，同样采用多次测量取平均的方法来减小误差。实验系统中，由于管道长度较长，系统部件较多，会造成系统压降增加。在焓差台两侧进行风量控制时，也会出现一定的偏差（0.2%0.5%） ，误差在可接受的范围之内。焓差台温度采用负反馈控制，能够准确将温度控制在设定值，误差较小。 3 实验结果及性能分析实验结果及性能分析 3.1 喷射器系统与常规系统性能对比喷射器系统与常规系统性能对比 对于 CO2制冷剂而言，由于压力较高，通过阀节流后，压降大且损失大，使用喷射器可以回收部分的能量，提高系统 COP。实验过程中，两个循环气冷器侧温度 37 ，风量 2,500 m3/h。蒸发器室风量 4
27、50 m3/h，温度 27 。图 7 所示为制冷量、COP和压缩机功耗随排气压力的变化。由图 7 可知，当转速为 4,800 r/min（80 Hz）时，喷射器循环的制冷量高于常规循环。实验通过调节系统中的制冷剂的充注量来调节系统高压，电子膨胀阀的开度均相同。在高压 11.3 MPa 下，4,800 r/min 转速时，喷射循环制冷量 4.01 kW， 常规循环制冷量 3.76 kW， 喷射循环的制冷量提升了 6.6%，并且 COP 也提高了6.1%。同时比较 4,800 r/min 下喷射循环和 5,100 r/min 下常规循环， 可以发现喷射循环制冷量虽然没有提升，但是系统的 COP 提
28、高了 8.3%，系统性能得到显著的提升。分析可以发现此时喷射循环和常规循环排气压力相同，系统质量流量接近，喷射循环质量流量为 150.9 kg/h，常规循环质量流量为150.4 kg/h，但此时喷射循环的压缩机吸气压力为3.98 MPa，而常规循环压缩机的吸气压力为 3.74 MPa。此时，常规循环压缩机进口蒸发温度较低，吸气部分带液，同时由于转速提高，导致压缩机功耗增加， 系统 COP 低。 在 11.5 MPa 的压力下， 4,800 r/min 转速喷射循环制冷量为 4.03 kW，比常规循环高 9.8%。和 5,100 r/min 下的常规循环相比，COP甚至提高了 13.9%。 分析
29、表3排气压力11.3 MPa下喷射循环和常规循环蒸发器进出口焓差，可以发现 3 种状态下，蒸发器的进口焓值接近，约为 211 kJ/kg，但是出口焓值相差较多，4,800 r/min 常规循环和 5,100 r/min 常规循环的焓差为 4,800 r/min 喷射循环的 1/2。喷射器的引射比为 0.5，即喷射器循环流经蒸发器的质量流量为常规循环的一半。 表 3 11.3 MPa 下蒸发器进出口焓差 循环类型 hin,evap /(kJ/kg) hout,evap /(kJ/kg) 焓差 /(kJ/kg) 4,800 r/min 喷射 211 403 192 4,800 r/min 常规 2
30、15 305 90 5,100 r/min 常规 212 308 96 图 6 气液分离器 图 4 喷射器 图 5 示液镜 第40卷 第5期 2020年10月 制 冷 技 术 Chinese Journal of Refrigeration TechnologyVol. 40, No. 5 Oct. 20203710.4 10.6 10.8 11.0 11.2 11.4 11.6 11.83.63.84.04.24.44.6制冷量制冷量/kW排气压力排气压力/MPa 喷射喷射80 Hz 常规常规80 Hz 常规常规85 Hz (a) 制冷量 10.4 10.6 10.8 11.0 11.2 1
31、1.4 11.6 11.81.31.41.51.61.71.81.9COP排气压力排气压力/MPa 喷射喷射80 Hz 常规常规80 Hz 常规常规85 Hz (b) COP 10.610.811.011.211.411.611.81.52.02.53.03.5压缩机功耗压缩机功耗/kW排气压力排气压力/MPa 喷射喷射80 Hz 常规常规80 Hz 常规常规85 Hz (c) 压缩机功耗 图 7 制冷量、COP 和压缩机功耗随排气压力的变化 3.2 喷射器单体分析喷射器单体分析 图 8 所示为喷射器单体效率随引射流及喷射器出口压比的变化。由图 8 可知，不同喉部直径的喷射器单体效率在蒸发器出
32、口过热时随着压比的增加而降低；在蒸发器出口不过热时，喷射器单体效率随着压比的增加而增加。分析可知，开始时喷射器单体效率在随着压比的增加而降低，蒸发器出口过热，即引射流以气态为主，随着压比增加，即充注量的增加，通过喷射器回收的功增长有限，但是却消耗了更多主流的功，导致喷射器效率降低。随着蒸发器出口两相， 此时增加充注量， 引射比增大，回收更多的能量，喷射器效率提升。 1.071.081.091.101.111.121.13101112131415喷射器单体效率喷射器单体效率/%压比压比 喉部直径喉部直径1.20 mm 喉部直径喉部直径1.08 mm 喉部直径喉部直径1.00 mm 图 8 喷射器
33、单体效率随压比的变化 3.3 蒸发器压降和换热特性蒸发器压降和换热特性 图 9 所示为换热量与蒸发器压降关系。由图 9可知，蒸发器换热量对着压降的减小先增大后减小。 系统初期缺少制冷剂， 制冷量较小且压降较大，之后制冷剂增加，蒸发器出口过热度减小，进出口压降减少，制冷量逐渐升高，换热能力提升。但当制冷剂充注过多时，蒸发器出口带液，影响蒸发器的换热性能，制冷量又出现下降的情况。 常规常规80 Hz 常规常规85 Hz 1.00 mm喷射喷射80 Hz 1.20 mm喷射喷射80 Hz 1.08 mm喷射喷射80 Hz0.200.240.280.320.363.23.43.63.84.04.2换热
34、量换热量/kW蒸发器压降蒸发器压降/MPa 图 9 换热量与蒸发器压降关系 3.4 喷喷射器喉部直径对于射器喉部直径对于喷射喷射系统性能影响系统性能影响 图 10 所示为不同喷射器喉部直径下，制冷量、第40卷 第5期 2020年10月 制 冷 技 术 Chinese Journal of Refrigeration TechnologyVol. 40, No. 5 Oct. 202038COP 和制冷剂质量流量随压缩机吸气干度的变化。 0.800.820.840.860.880.902.42.83.23.64.04.4制冷量制冷量/kW压缩机吸气干度压缩机吸气干度 喉部直径喉部直径1.20 m
35、m 喉部直径喉部直径1.08 mm 喉部直径喉部直径1.00 mm (a) 制冷量 0.800.820.840.860.880.901.21.31.41.51.61.71.8COP压缩机吸气干度压缩机吸气干度 喉部直径喉部直径1.20 mm 喉部直径喉部直径1.08 mm 喉部直径喉部直径1.00 mm (b) COP 0.800.820.840.860.880.90120130140150160170180190200制冷剂质量流量制冷剂质量流量/(kg/h)压缩机吸气干度压缩机吸气干度 喉部直径喉部直径1.20 mm 喉部直径喉部直径1.08 mm 喉部直径喉部直径1.00 mm (c)
36、制冷剂质量流量 图 10 制冷量、COP 和制冷剂质量流量随压缩机 吸气干度的变化 由图 10 可知，降低喷射器喉部直径，喷嘴节流效果增强，制冷剂蒸发温度降低，制冷量增加，喷嘴压差增大，喷射器单体效率提高。随着喉部直径减小，系统 COP 先增加后减小，其原理和常规循环类似，喉部直径较大时，节流效果差，引射流流量小，流经蒸发器的制冷剂偏少，导致制冷量偏小，随着喉部直径减小，喷射器节流效果增强，引射流流量增加，制冷量增加。由于喷射器喉部直径减小，导致系统高压增加，压缩机功耗也增加。系统 COP 随着喉部直径的减小而呈现出先增大后减小的现象。在压缩机吸气干度 0.94 处，可以发现COP 随着喷射器
37、喉部直径的减小而增大， 并没有出现降低的现象，此时系统中制冷剂偏少，导致压缩机功耗增幅较小，故 COP 没有出现明显降低。 4 结论结论 本文对比了 CO2喷射系统和 CO2常规系统， 研究喷射系统对于 CO2冷媒系统性能的影响， 采用了控制变量的方法，得到如下结论： 1）在高压 11.3 MPa 下，采用喷射器的系统比常规 CO2系统制冷量提升了 6.6%，COP 提升了6.1%； 2） 随着喉部直径的减小， COP 先增大再减小。在喉部尺寸 1.08 mm 时，COP 最高，达到 1.6； 3）喷射器喉部直径对系统性能的影响和电子膨胀阀开度类似。 随着喉部直径减小， 制冷量提升，喉部直径
38、1.00 mm 时最高，可以达到 4 kW，同时COP 先升高后下降，1.08 mm 时的 COP 最大。 参考文献： 1 BANASIAK K, PALACZ M, HAFNER A, et al. A CFD-based investigation of the energy performance of two-phase R744 ejectors to recover the expansion work in refrigeration systems: an irreversibility analysisJ. International Journal of Refrigera
39、tion, 2014, 40(4): 328-337. 2 SMOLKA J, BULINSKI Z, FIC A, et al. A computational model of a transcritical R744 ejector based on a homogeneous real fluid approachJ. Applied Mathematical Modelling, 2013, 37(3): 1208-1224. 3 ZHU Y, CAI W, WEN C, et al. Numerical investigation of geometry parameters fo
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