0 引言
热泵系统具有以低品位热能为热源、节能高效等优势,适用于低温与严寒地区供暖[3]。以CO2为工质的跨临界循环热泵系统在同等温升的情况下,所需压缩比较小,具有温度滑移特性,在低温环境下制热能力强[4]。不少研究者探究了CO2跨临界循环热泵系统用于低温地区供暖的可行性。如WANG等[5]对严寒地区CO2热泵系统的运行进行实验测试,结果表明CO2跨临界循环热泵系统在室外温度为-20℃、产生30℃热风的条件下,系统性能系数（coefficient of performance, COP）最高达3.1。但CO2跨临界循环热泵系统具有节流损失大、排气温度过高、系统性能表现差等问题[6]。而涡流管技术被认为是解决节流损失大与系统性能低的方案之一,其结构简单,安装方便,无须外界额外做功,通过Ranque-Hilsch效应将气体分离为冷热两股气流[7]。涡流管技术对热泵系统具有以下提升作用：（1）涡流管装置所包含的喷嘴结构比传统节流阀具有更高的等熵效率,即节流过程焓增更小,在蒸发阶段可以吸收更多热量;（2）通过涡流管对高压CO2气体进行分离,提前分离出一部分气体,降低蒸发器负荷,确保蒸发充分;过热气体混合过程使得压缩机吸入气体具有一定过热度,在一定范围内提高系统性能,同时降低压缩机吸入气体带液率,有效防止压缩机发生液击。涡流管在CO2跨临界循环热泵系统中的应用已经开始建立一些模型：ZHAO等[8]提出一种带涡流管的CO2循环热泵,与传统CO2循环热泵相比,该循环的COP可提高16.8%,最高达3.9;LIU等[9]通过模拟,发现一定条件下,涡流管对系统性能提升作用明显,COP较常规系统提高33.7%。值得一提的是,上述研究者在进行模拟时,对涡流管部分仅考虑工质热力学循环过程中热能守恒,未考虑机械能与内能之间的转化,同时将压缩机等熵效率定义为定值的做法仍有待考量。二级压缩技术可有效降低压缩比,提高单级压缩机的等熵效率,降低排气温度。部分研究者采取了二级压缩技术解决CO2跨临界循环热泵系统排气温度高、性能不佳的问题,如于振国等[10]设计了一款CO2二级压缩热泵,可以实现在 -20℃的环境温度下获取热量,高效制取65 ~ 90℃的热水,且有效降低压缩机排气温度。谢英柏等[11]研究表明二级压缩跨临界CO2循环热泵比单级循环热泵的性能更好,且中间冷却采用完全冷却（冷却至饱和气体温度）的COP表现优于不完全冷却。
目前涡流管温度分离机理研究仍未达成共识,但对涡流管进行高低温气流分离时,存在动能与热能之间转化的现象逐步被更多的研究者认可[12,13,14,15,16,17],对于热泵系统而言,该现象意味着通过涡流管可以回收一部分节流后的能量,将其转化为压缩机进口气体过热度。本文在探究涡流管的作用时,从涡流管提供的“过热增益”出发,转换为探究过热度变化对热泵性能的提升;采用合理的CO2跨临界循环热泵压缩机等熵经验公式进行分析;基于严寒条件下（-15℃蒸发温度）提供常规热水（45℃）的设定,通过建立模型,改变气冷压力、蒸发温度、过热度、级间压力等参数,探究涡流管技术与二级压缩技术对CO2跨临界循环热泵系统COP、排气温度等参数的影响规律,归纳总结优化技术的最佳使用条件,为涡流管技术与二级压缩技术在CO2跨临界循环热泵系统严寒供暖情境下的使用提供理论依据。
1 方法与模型
1.1 经典CO2单级蒸气压缩式跨临界热泵模型
经典CO2单级蒸气压缩式热泵模型（单级循环）组件包括压缩机、节流阀、蒸发器与气冷器,循环流程为低压CO2气体（状态点4）经过压缩机压缩后变成超临界高温高压气体（状态点1）进入气冷器进行换热,向外界传递热量（状态点2）,后经过节流阀降低压力成为气液混合物（状态点3）,后进入蒸发器进行气化,重新转化为低压气体,以此循环。
模拟过程中将节流过程视为等焓过程,结合张永明[18]在二氧化碳跨临界循环热泵压缩机等熵效率方面的成果,压缩机等熵效率计算公式为：
$\eta =0.991-0.112{{\left( \frac{{{P}_{\text{dis}}}}{{{P}_{\text{suc}}}} \right)}^{0.714}}$ (1)
${{h}_{1}}={\left( {{h}_{1}}_{s}-{{h}_{4}} \right)}/{\eta }\;+h$ (2)
单级循环系统COP的计算公式为：
${{\varepsilon }_{\text{COP,SC}}}={\left( {{h}_{3}}-{{h}_{2}} \right)}/{\left( {{h}_{1}}-{{h}_{2}} \right)}\;$ (3)
式中：$\eta $为压缩机等熵效率;Pdis为压缩机排气压力;Psuc为压缩机吸气压力;hi为状态点i（i = 1,2,3,4…）焓值;h1s为状态点1等熵状态理想焓值。
1.2 涡流管CO2单级蒸气压缩式跨临界热泵模型
涡流管CO2单级蒸气压缩式跨临界热泵模型（单级涡流管循环）流程以及压焓图如图1所示。
Fig. 1 Flow chart (a) and pressure-enthalpy diagram (b) of vortex tube CO2 single-stage cycle图1 涡流管CO2单级循环流程图（a）和压焓图（b） |
与简单循环相比,构成组件上将节流阀转换为涡流管,CO2流体经过喷嘴进入涡流管进行降压（状态点3′）,经过涡流管,将气体转化为过热气体（状态点H）与低温饱和气体（状态点C）以及盘管分离的饱和冷却液体（状态点4）,饱和液体与低温饱和气体混合后（状态点5）进入蒸发器进行蒸发（状态点6）,最后与过热气体进行混合,成为具有一定过热度的CO2气体,进入压缩级进行压缩,以此循环。
设定涡流管等熵效率为0.8,压缩机等熵效率由公式（1）计算。
h3可以根据气冷温度与压力确定,并根据等熵过程确定h3s,结合等熵效率定义：
${{h}_{3}}={{h}_{2}}-\left( {{h}_{2}}-{{h}_{3s}} \right)\times 0.8$ (4)
式中：h3s为状态点3等熵状态理想焓值。
结合涡流管对气体的节流与过热作用,可以通过调节冷热气体比例y对排出气体过热度Δt进行调节,使其在一定范围内变化,通过过热温度与蒸发压力确定过热点1焓值${{h}_{1}}$：
${{t}_{1}}={{t}_{\text{vap}}}+\Delta t$ (5)
${{h}_{1}}=h\left( {{P}_{\text{vap}}},{{t}_{1}} \right)$ (6)
式中：t1为状态点1温度;tvap为蒸发温度;Pvap为蒸发压力。
再根据等熵过程确定h2s,并根据压缩机等熵效率求取状态点2焓值：
${{h}_{2}}={\left( {{h}_{2s}}-{{h}_{1}} \right)}/{\eta }\;+{{h}_{1}}$ (7)
单级涡流管循环系统COP通过下式计算：
${{\varepsilon }_{\text{COP,SVC}}}={\left( {{h}_{3}}-{{h}_{2}} \right)}/{\left( {{h}_{1}}-{{h}_{2}} \right)}\;$ (8)
1.3 CO2二级蒸气压缩式跨临界热泵模型
Fig. 2 Flow chart (a) and pressure-enthalpy diagram (b) of CO2 secondary cycle图2 CO2二级循环流程图（a）以及压焓图（b） |
在确定气冷压力与蒸发温度的情况下,结合压焓图可以计算出各状态点的焓值等参数,同时计算COP等性能参数。
二级循环系统COP计算公式如下：
${{\varepsilon }_{\text{COP,TC}}}=\frac{\left( {{h}_{2}}-{{h}_{1}} \right)+\left( {{h}_{6}}-{{h}_{5}} \right)}{\left( {{h}_{1}}-{{h}_{6}} \right)+\left( {{h}_{5}}-{{h}_{4}} \right)}$ (9)
1.4 涡流管CO2二级蒸气压缩式跨临界热泵模型
为与CO2二级蒸气压缩式跨临界热泵模型对比,引入涡流管CO2二级蒸气压缩式跨临界热泵模型（二级涡流管循环）,其流程以及压焓图如图3。经过气冷器冷却的气体（状态点3）经过涡流管作用,最终形成具有一定过热度的过热气体（状态点1）,再依次经过压缩机一级压缩（状态点1′）,气冷器1完全冷却至饱和状态（状态点1″）,压缩机二级压缩（状态点2）,再经过气冷器2向外界释放热量,以此循环。
Fig. 3 Flow chart (a) and pressure-enthalpy diagram (b) of CO2 two-stage steam compression transcritical cycle in vortex tube图3 涡流管CO2二级蒸气压缩式跨临界循环流程图（a）以及压焓图（b） |
根据质量守恒与能量守恒方程,改良后的多级压缩段,在确定第一级压缩达到的压力后,可以确定饱和态（状态点1″）的焓值h1″,同时根据等熵效率求取状态点1′ 的焓值以及状态点2的焓值。
结合公式（1）得：
${{h}_{1'}}={\left( {{h}_{1's}}-{{h}_{1}} \right)}/{{{\eta }_{1}}}\;+{{h}_{1}}$ (10)
${{h}_{1'}}={\left( {{h}_{2s}}-{{h}_{1}}_{''} \right)}/{{{\eta }_{2}}}\;+{{h}_{1}}_{''}$ (11)
式中：h1″为状态点1″中冷饱和态焓值;h2s为状态点2等熵状态理想焓值。
二级涡流管循环系统COP计算公式如下：
${{\varepsilon }_{\text{COP,TVC}}}=\frac{\left( {{h}_{3}}-{{h}_{2}} \right)\text{+}\left( {{h}_{1}}-{{h}_{1''}} \right)}{\left( {{h}_{1'}}-{{h}_{1}} \right)\text{+}\left( {{h}_{2}}-{{h}_{1''}} \right)}$ (12)
严寒条件下,为了从低温热源获取热量,并提供一定温度的热介质,要求热泵系统的蒸发温度低,同时压缩机以大压缩比压缩达到跨临界循环所需要的气冷压力。对于二级压缩循环,一次压缩所达到的级间压力是影响系统性能与压缩机排气温度的重要因素,上述四个模型涉及变量以及其范围如表1所示。通过改变变量,比较系统的性能表现,以探究涡流管技术与二级压缩技术对严寒条件热泵系统运行的影响,寻求后续优化可能性。
Table 1 Variables and variation range for the four models表1 四个模型变量及变化范围 |
| 变量 | 变量范围 |
|---|---|
| 气冷压力 | 7.5 MPa ~ 12 MPa |
| 蒸发温度 | -20 ~ 0℃ |
| 过热度 | 3 ~ 10℃ |
| 级间压力 | 3 MPa ~ 7 MPa |
2 结果与讨论
2.1 气冷压力对系统性能的影响
气冷压力是影响CO2跨临界循环热泵的重要因素,气冷压力决定压缩机所需提升的压力,同时影响压缩机的等熵效率,继而影响整个循环热泵的性能表现。基于严寒条件提供常规热水（出水温度45℃）的条件设定,将气冷器出口温度设定为40℃,蒸发温度设定为 -15℃,二级压缩级间压力设定为气冷压力与蒸发压力算术平均值,涡流管提供过热度为7℃,变量气冷压力变化范围为7.5 MPa ~ 12 MPa,通过模型计算气冷压力变化对系统COP、压缩机做功量、排气温度的影响进行分析,具体结果如图4所示。
Fig. 4 COP (a), work amount (b), and discharge temperature (c) change with gas cooling pressure图4 COP（a）、制热量与做功量（b）、排气温度（c）随气冷压力变化图 |
由图4a可以看出,CO2跨临界循环热泵系统COP值随气冷压力的增大而显著增大,后逐渐趋于平缓。其原因在于CO2跨临界循环的物性特点,在限定出口温度为40℃的条件下,气冷压力在靠近临界压力的位置时,压焓图中等温线斜率较小,随气冷压力增大,焓增量（制热量）明显增大;当气冷压力逐渐增大,远离临界压力时,等温线斜率增大,随气冷压力增大,焓增值（制热量）增加幅度逐渐减小,而此时压缩机做功量逐渐增加,两者变化趋势如图4b所示,因此COP的变化趋势为显著增加,后趋于稳定,甚至最终有所下降。添加涡流管的循环系统性能有一定程度的提高,在较低气冷压力范围内,提高作用明显。当气冷压力为7.5 MPa时,单级涡流管循环较单级循环COP提高11.2%,二级涡流管循环较二级循环COP提高8.9%;但随着气冷压力升高,对COP的提高作用逐渐减弱。其原因在于低气冷压力条件下压缩比更小,低压缩比条件下压缩过程短暂,且等熵效率较高,在压缩过程中制热量增量小,因此涡流管增加过热度对COP的提升效果更加显著。另外,随着气冷压力的增大,采用二级压缩技术的二级循环与二级涡流管循环优势逐渐明显,以最优排气压力为准（图4a虚线对应的压力）,二级循环与二级涡流管循环较单级循环COP分别提高18.2%、20.9%。其原因在于：压缩比随气冷压力增大而增大,高压缩比条件下的压缩机等熵效率降低,而通过二次压缩可有效降低单级压缩的压缩比,提高压缩机等熵效率;另外,二级压缩技术降低排气温度的作用明显,当气冷压力为10 MPa时,单级涡流管循环排气温度可达到158.6℃,单级循环可达到146.1℃,相同条件下,二级循环与二级涡流管循环的压缩机排气温度分别为81.56℃、91.51℃。因此在高压缩比条件下,二级压缩技术更有优势,涡流管提升作用并不明显,结合实际设备改装费用等限制因素,涡流管技术更加适用于低压缩比条件下的CO2跨临界热泵单级循环。
2.2 蒸发温度对系统性能的影响
蒸发温度是严寒条件下决定热泵系统适用环境温度的决定性因素,也是低品位热能运用能力最主要的衡量标准之一,且蒸发温度影响压缩机的压缩比等运行条件,在气冷器出口温度和气冷器压力保持不变的情况下,蒸发温度的降低意味着压缩机等熵效率减小、做功量增大,系统性能下降。基于严寒条件提供常规热水的条件设定,将气冷器出口温度设定为40℃,气冷压力设定为10 MPa,二级压缩级间压力设定为气冷压力与蒸发压力算术平均值,涡流管提供过热度为7℃,蒸发温度变化范围为 -20 ~ 0℃,通过模型计算气冷压力变化对于系统COP、制热量、排气温度的影响进行分析,具体结果如图5所示。
Fig. 5 COP (a), heating capacity (b), and discharge temperature (c) change with evaporation temperature图5 COP（a）、制热量（b）以及排气温度（c）随蒸发温度变化图 |
由分析结果看出,所有模型的COP随蒸发温度的降低均有不同程度的衰减,采用二级压缩技术的循环（包括二级循环与二级涡流管循环）的COP表现突出,对比单级循环,在蒸发温度变化范围内,COP提高平均值分别为20.02%、22.46%。装有涡流管装置的二级涡流管循环系统在 -5 ~ 0℃蒸发温度范围内,相比于未安装涡流管的二级循环系统在系统COP方面具有一定优势,以蒸发温度0℃为例,二级涡流管循环较二级循环COP提高2.8%,但随着蒸发温度的降低,涡流管系统的优势逐渐降低,最终接近于0。其原因在于蒸发温度的降低导致蒸发压力的降低,压缩机承担压缩比增大,等熵效率下降,致使涡流管带来的“过热增益”影响减小,由图5中制热量的变化可以看出蒸发温度的下降,单级涡流管循环与二级涡流管循环的制热量变化幅度更小。同时,随着蒸发温度的降低,较大的压缩比导致压缩机的排气温度迅速上升,二级压缩技术在降低排气温度方面具有巨大优势,通过二级压缩过程降低单级压缩比,以及中冷器换热作用降低压缩机排气温度,并使压缩机保持较高的等熵效率;以蒸发温度为 -10℃为例,二级循环和二级涡流管循环的排气温度分别比单级循环下降了48.59℃、39.37℃。
2.3 过热度对系统性能的影响
过热度是涡流管作用最直接的表现,通过控制涡流管高温与低温两相的分离比例,可以控制最终混合气体的过热度,过热度在一定范围内变化时,对系统性能有显著影响,同时压缩机排气温度也受到过热度的影响,因此确定热泵系统在指定条件下合适的过热度十分重要。基于严寒条件提供常规热水的条件设定,将气冷器出口温度设定为40℃,气冷压力分别设定为8 MPa、10 MPa、12 MPa,二级压缩级间压力设定为气冷压力与蒸发压力算术平均值,蒸发温度为 -15℃,过热度变化范围为3 ~ 10℃,通过模型计算过热度变化对系统COP、排气温度（二级涡流管排气温度为第一级压缩排气温度）的影响进行分析,结果如图6所示。
Fig. 6 COP (a) and exhaust temperature (b) of single-stage vortex tube cycle and two-stage vortex tube cycle under different pressure conditions; COP (c) and exhaust temperature (d) of single-stage vortex tube cycle and two-stage vortex tube cycle under different evaporation temperature conditions图6 不同压力条件单级涡流管循环与二级涡流管循环COP（a）、排气温度（b）;不同蒸发温度条件单级涡流管循环与二级涡流管循环COP（c）、排气温度（d） |
由图6可知,对于单级涡流管循环和二级涡流管循环,在气冷压力较低的情况下,系统的COP随过热度变化更加明显。如图6a所示,当气冷压力为8 MPa时,随过热度的增加,单级涡流管循环COP最高可以增加5.5%;双级涡流管循环在相同条件下最高可增加7.2%。其原因在于气冷压力的增大导致压缩比增大,结合式（1）可推导出压缩机等熵效率的降低使得涡流管产生的“过热增益”降低,当压力达到10 MPa及以上时,过热度的增大对整个系统的COP基本不产生任何影响。另外,由图6c可以看出,蒸发温度升高,增加过热度对系统COP的提高有促进作用,但是并不明显。其原因在于蒸发温度变化引起的蒸发压力变化过小,在设定气冷压力为10 MPa的条件下,压缩比仍旧较大,因此过热度增加所提供的热量增加在压缩过程中影响很小。
过热度增加的同时,也导致压缩机出口排气温度出现对应的升高,气冷压力越高,过热度所带来
的影响越明显,定义温升比δ为：
$\delta ={\Delta {{T}_{\text{discharge}}}}/{\Delta {{T}_{\text{overheat}}}}\;$ (13)
式中：ΔToverheat为过热度增加量;ΔTdischarge为对应过热度的排气温度增加量。
由图6b可知,在气冷压力分别为7 MPa、12 MPa时,单级涡流管循环δ分别为1.45、1.75,二级涡流管循环δ分别为1.25、1.40。δ随气冷压力增加而增加,且二级涡流管循环增加幅度更小。其原因在于气冷压力提高所造成的压缩机等熵效率下降使得压缩过程中CO2流体焓增变大,从而使流体压缩后温升更加明显。此外,二级压缩在每一级的压缩比更小,因此压缩机的等熵效率更大,使得CO2流体在相同条件下温升更小。而由图6d分析可知,随着蒸发温度变化,单级涡流管装置与二级涡流管装置δ变化幅度很小,其原因在于蒸发温度所引起的蒸发压力变化幅度较小,因此压缩比变化范围小,在有限的等熵效率变化范围内,二级压缩技术表现的优势不明显。
综上可知,在中冷器完全冷却的条件下,涡流管参数与二级压缩技术如何进行有意义的匹配,应当结合实际需求情况,以COP、制热量、第一级压缩排气温度三个参数作为标准,确定蒸发温度后,对级间压力与过热度进行参数寻优,使得系统COP、制热量以及排气温度达到要求值。当总压缩比不大或者级间压力处于较低水平,或者需要获取更高的第一级压缩出口温度的条件下,可以考虑通过涡流管装置优化二级压缩系统。
2.4 级间压力对系统性能的影响
级间压力不仅影响热泵系统的性能表现,还影响压缩机排气温度。在理想条件下,压缩机的最优级间压力取值为进气压力与排气压力的对数平均值,但结合压缩机的经验等熵公式与循环系统中新增涡流管设备的情况,确定合适的级间压力是必要的。基于严寒条件提供常规热水的条件设定,将气冷器出口温度设定为40℃,气冷压力设定为10 MPa,蒸发温度为 -15℃,过热度为7℃,二级压缩级间压力设定范围为3 MPa ~ 7 MPa,通过模型计算过热度变化对系统COP、排气温度的影响进行分析,具体结果如图7所示。
Fig. 7 COP and discharge temperature change with interstage pressure of two-stage cycle and two-stage vortex tube cycle图7 二级循环与二级涡流管循环的COP、排气温度随级间压力变化图 |
由图7可以看出,随着级间压力在3 MPa ~ 7 MPa范围内变化,二级循环与二级涡流管循环COP均呈现先上升后下降的变化趋势,存在COP最优级间压力。在设定条件下,二级循环与二级涡流管循环的最优级间压力分别为5.10 MPa、4.90 MPa,COP分别为2.758、2.825,与理想状态COP最优排气压力（4.79 MPa）存在差异,同时证明涡流管设计对系统COP与排气温度提升均有促进作用。相比于二级循环,最优级间压力对应的COP提高仅2.4%,其原因在于由于中冷器的完全冷却作用,使得涡流管的过热作用仅在一级压缩过程中发挥作用,在极其有限的压缩比范围内（1.3 ~ 3）,涡流管提供的过热效果所带来的制热量对总制热量的影响程度很小。随着级间压力的提高,排气温度呈下降趋势的原因包括以下两方面：一是二级压缩技术的中冷器设计使得一级压缩过后的高温CO2气体得到及时冷却,使二级压缩进气温度降低,最终排气温度降低;二是级间压力的提高使得二级压缩所需提供的压缩比逐渐减小,压缩机等熵效率逐渐提升,使得出口气体温升减小。而两循环系统排气温度一致则是由于中冷器设定为完全冷却,使得级间冷却后CO2气体重新回归饱和状态,且后续经历相同压缩过程,达到相同的气冷压力,因此排气温度相同。综上所述,在严寒环境下采用二级压缩技术时,级间压力的选择应当在保证较高的COP水平的同时,还需要确保排气温度处于合适范围内,例如在图7中提供常规热水的条件下,二级循环与二级涡流管循环COP最优级间压力所对应的排气温度分别为67.51℃、69.75℃,可以满足需求。
3 结论
提出了两种严寒条件下的CO2跨临界循环热泵系统的优化技术,主要采用涡流管技术与二级压缩技术,在建立经典单级蒸气压缩式热泵模型、涡流管单级蒸气压缩式跨临界热泵模型、二级蒸气压缩式跨临界热泵模型与涡流管二级蒸气压缩式跨临界热泵模型的基础上,对其不同工况下的系统性能表现进行模拟与归纳,结果表明：
（1）气冷压力变化对严寒条件下优化系统的COP影响最大,在设定变化范围内,通过改变气冷压力（7 MPa ~ 12 MPa）,单级循环、单级涡流管循环、二级循环、二级涡流管循环的COP变化幅度分别为74.40%、60.46%、110.38%、90.94%;气冷压力对涡流管技术和二级压缩技术COP提升的影响最为显著,通过改变气冷压力（7 MPa ~ 12 MPa）,单级涡流管循环较单级循环COP最大可提升8.9%,二级循环较单级循环COP最大可提升26.2%。蒸发温度变化时（-20 ~ 0℃）,二级压缩技术优化效果明显,对比单级循环,二级循环的COP平均提高20.02%。
（2）涡流管技术适用于低压缩比工况（可通过降低气冷压力、提高蒸发温度实现）,当气冷压力为7.5 MPa、蒸发温度为 -10℃时,单级涡流管循环COP较单级循环提高11.2%。二级压缩技术更加适用于大压缩比工况,当蒸发温度为 -15℃,压力为最优气冷压力条件下,二级循环COP值单级循环可提高18.2%,且二级压缩技术通过二级压缩与中冷器降低压缩机排气温度,使压缩机保持较高的等熵效率;且二级压缩技术存在最优级间压力使得COP达到最大值。
（3）在中冷器完全冷却的条件下,涡流管技术与二级压缩技术的匹配可以COP、制热量、第一级压缩排气温度三个参数作为标准,确定蒸发温度后,对级间压力与过热度进行参数寻优,使得系统COP、制热量以及排气温度达到要求值。当总压缩比不大、级间压力处于较低水平,或者需要获取更高的第一级压缩出口温度时,通过改变涡流管参数调节过热度效果更好,与二级压缩技术匹配更有意义。
综上所述,在严寒条件下,采用涡流管技术和二级压缩技术可有效提升系统性能。气冷压力、蒸发温度、过热度、级间压力是重要影响参数。
本文仅在固定运行参数条件下进行定性分析,以最佳性能等参数为目的进行单目标最优解分析;对优化系统进行经济性分析、环境影响评估等可以更好评估优化技术的可行性。此外,探究严寒条件下精确的压缩机等熵效率,归纳涡流管冷热气体分数对系统性能表现的影响,是后续需要探究的方向。
