吸收式制冷(熱泵)循環流程研究進展

(浙江省制冷與低溫技術重點實驗室 浙江大學制冷與低溫研究所 杭州 310027)

吸收式制冷(熱泵)循環流程研究進展

陳光明 石玉琦

(浙江省制冷與低溫技術重點實驗室浙江大學制冷與低溫研究所杭州310027)

吸收式制冷作為最早的人工制冷方法，誕生至今已有200多年。在民用和工業中的實際應用有60多年。近20余年來，吸收式制冷在理論與應用等方面都取得了迅速發展，并在制冷機市場上占有相當的份額，得到國內外廠商和學者的廣泛關注與研究。隨著人類能源消耗量的不斷增加，需要進一步深入研究新能源、分布式能源及能源的高效利用。余熱、廢熱、可再生的太陽能、地熱能等的利用使得熱能驅動的吸收式制冷(熱泵)技術得到越來越多的關注。

與采用電驅動蒸氣機械壓縮式制冷(熱泵)系統不同，吸收式制冷(熱泵)技術可利用采用低品位熱源的熱能直接驅動，運行成本遠低于電驅動系統。吸收式系統多采用H2O-LiBr溶液、NH3-H2O溶液等自然工質作為制冷劑，具有環境友好特性，同時具有安全、可無噪音運行、可靠性高等顯著優點。但也具有占地面積大、初投資高，冷卻負荷高，一次能源效率低(直燃形式)等不足。針對這些特性，現階段的主要研究方向包括：循環設計優化、工質對選擇、系統部件熱質傳遞強化、系統控制策略優化等。

狹義的吸收式循環是指閉式、溶液吸收制冷劑蒸氣的吸收式制冷(熱泵)循環。該類循環按照循環形式分類包括單吸收循環、多吸收循環和復合循環。單吸收循環主要包括基本單效吸收循環、擴散吸收循環、膜吸收循環、熱變換器循環、重力驅動的閥切換循環以及自復疊循環；多吸收循環主要包括再吸收循環、多效循環、中間效循環、多級循環、中間級循環以及GAX循環；復合循環主要包括噴射-吸收復合、壓縮-吸收復合和膨脹-吸收復合等復合形式。

現有吸收式制冷技術研究熱點主要包括且不局限于太陽能、中低溫余熱利用、冷熱電聯產、儲能(蓄冷、蓄熱)，膜交換材料、高溫下耐腐蝕材料，塑料熱交換器等方面。吸收式循環現有循環結構的提出針對的是一定溫度和濃度下循環，面對新的應用場景、新材料以及新吸收工質對，吸收式循環可以提出多種更高效、更寬熱源驅動溫度范圍和溶液濃度范圍的新循環。

制冷循環；吸收式制冷；溴化鋰；氨水；進展；綜述

資源與環境是人類發展面臨的兩個關鍵問題，對應的重要解決辦法是節能和減排。提高能量利用效率，減少污染物排放的重要方法之一是高效利用能源。以熱能驅動的吸收式制冷(熱泵)是當前應用最廣泛的熱驅動制冷(熱泵)技術。同時，吸收式制冷(熱泵)技術還可以結合儲能、發電等技術，帶來全新的應用前景。本文將吸收式制冷(熱泵)均以吸收式制冷進行簡化敘述，所得結論均適用于吸收式熱泵。

吸收式制冷循環廣義上包括液體吸收和固體吸附兩種類型，每種按照與外界環境是否有傳質，又可以劃分為開式和閉式兩種[1]。狹義的吸收式制冷是指閉式液體吸收循環。文中介紹的循環為閉式液體吸收循環。

吸收式制冷具有熱驅動、極少電能消耗或無電能消耗的特點，可以結合太陽能等可再生能源、廢熱余熱等的利用，以得到良好的經濟性能；與其他熱驅動制冷方式(如蒸氣噴射制冷、Vuilleumier制冷、熱電制冷、熱聲制冷、斯特林制冷)相比，效率更高；吸收式循環通常采用自然工質，應用廣泛的兩種工質對為H2O-LiBr溶液和NH3-H2O溶液，具有環境友好的優點；吸收式機組負荷可調節范圍大，制冷量可調范圍通常在10%～100%，且在調節范圍內性能穩定；除溶液泵外，機組幾乎無運動部件，噪聲小，滿足舒適性要求；此外，這些機組結構簡單、制造方便，操作和維護容易[2]。但吸收式制冷也具有以下一些明顯缺點：以H2O-LiBr溶液為工質時，蒸發壓力低，氣密性要求高，由于溴化鋰的金屬腐蝕性，難以實現過高的發生溫度；以NH3-H2O溶液為工質時，蒸發壓力高，循環性能略低；其他工質對都具有或多或少的缺陷，另外，吸收式制冷系統相對于電驅動系統，冷卻負荷大，通常大一倍以上，因此小型化較困難。

吸收式制冷歷史可以追溯到240多年前。最早采用吸收進行制冷的記錄是1777年英國配鏡師、科學儀器制造商Edward Nairne，他改進了William Cullen爵士的實驗中采用機械抽氣泵抽吸水蒸氣的方法[3]，利用濃硫酸吸收水蒸氣，使未蒸發的水得到冷卻。原理是液體水上方的空氣被抽掉后，上方水蒸氣被另一個容器的濃硫酸吸收，蒸氣壓降低，液態水不斷蒸發吸熱使得剩余水進一步冷卻降溫，直到開始結冰。K. Gavroglu[4]指出 Ferdinand Carré于1850年制造了制冷裝置用于制冰，采用氨水吸收氨的方法，實物裝置至今在葡萄牙里斯本大學仍在展出。1859年，獲得了NH3-H2O溶液為工質的吸收式制冷機的專利[5]，并建立一個大型連續吸收制冰裝置；1866年，Edmond Carré將濃硫酸與抽氣泵聯合使用，并不斷攪拌濃硫酸，改變表面濃度，實現連續制冰。為應對濃硫酸的強腐蝕性，重金屬鉛被用來作為制造制冷機的材料。隨著機械壓縮制冷方式的進步，吸收式制冷機逐漸淡出市場。第一次世界大戰后，能源價格飆升，吸收式制冷機重新得到人們重視。吸收式制冷從理論和實驗得到全面系統的研究。1945年第二次世界大戰結束后，美國Carrier公司生產出首臺溴化鋰吸收式制冷機[6]，它在效率、安全性等方面都較之前的制冷機有極大提高。現在商用吸收式制冷機產品仍然采用這種方式，僅在能效方面有改進。

吸收式制冷機多采用H2O-LiBr溶液為工質，20世紀70年代，美國傳統吸收式制冷機制造商由于美國能源結構變化，大多減少甚至放棄吸收式制冷機的加工和制造[7]。日本于1959年和1962年分別成功研制單效和雙效型溴化鋰制冷機[8]。我國也于1966年和1982年分別制造出單效[9]和雙效[2]機組。如今主要的制造商集中在東亞的中日韓等國。如中國的遠大、雙良，韓國的LG，日本的荏原和三菱等。此外，還有美國的開利、特靈，以及印度的Thermax等公司。由于采用機器人焊接技術，溴化鋰制冷機的氣密性幾乎已經不再成為限制因素。

吸收式制冷機除了應用于特殊需求的民用空調、小型吸收式冰箱外，還廣泛應用于熱電、化工、冶金、水泥等大量產生廢熱的工業領域。根據Persistence Market Research 調查報告顯示，2015年全球溴化鋰吸收式冷(熱)水機組市場銷售量為11 875套，2016年達到12 203套，2016年至2024年的年平均增長率預計為6.4%。據中國制冷空調工業協會統計，2015年兩種溴化鋰吸收式冷(熱)水機組(直燃型和蒸氣-熱水型)中國市場銷售量超過3 000套，銷售額約32億元，其中蒸氣-熱水型溴化鋰吸收式冷水機組占總銷售額的三分之二以上[10]。

為了介紹方便，一些定義需要加以統一。一般教科書或其他文獻中通常所說的“濃溶液”、“稀溶液”是以溶質相對于溶劑作為參考，具有一定的確定性；吸收式制冷工質對以溶液形式存在，工質對中易揮發的組分通常作為制冷劑，難揮發或不揮發的組分作為吸收劑，具有相對性。“制冷劑-吸收劑”與“溶質-溶劑”并不一一對應，如水在NH3-H2O溶液和H2O-LiBr水溶液循環中分別作為吸收劑和制冷劑。本文將制冷劑含量較多的溶液稱為“強溶液(strong solution)”，將制冷劑含量較少的溶液稱為“弱溶液(weak solution)”，以避免用“濃溶液”和“稀溶液”導致的混淆。文中有關的術語定義如表1所示[11]。

表1 吸收循環中基本術語Tab.1 Terminology in absorption cycle

最基本的連續吸收式制冷循環原理如圖1所示。

基本的吸收式制冷系統主要包括四個換熱單元(發生器、吸收器、冷凝器和蒸發器)、溶液泵和節流元件等部件。強溶液經過溶液泵加壓后在發生器中加熱升溫、等壓發生成為弱溶液后，經過節流降壓進入吸收器，發生出的制冷劑蒸氣被排入冷凝器中冷凝，冷凝熱被外部熱沉帶走。制冷劑經過節流降壓后，進入蒸發器中制冷，蒸發后的制冷劑蒸氣被吸收器中弱溶液吸收，吸收熱排出系統，保證吸收過程可持續進行。

表2 循環圖中圖形或符號的含義Tab.2 Meaning of a graph or symbol in absorptioncycle′s p-T diagram

圖1 基本的連續吸收式制冷循環原理Fig.1 Schematic diagram of basic continuous absorption refrigeration cycle

吸收式制冷循環主要由溶液環路和制冷劑環路組成，對于不同的吸收式制冷循環，不同環路之間存在性質不同的傳熱和傳質關系。筆者按照溶液循環的環路個數將吸收式循環分為兩類：單吸收式循環，即只有一對發生器-吸收器組合，只發生一次吸收過程的循環；多吸收式循環，即具有兩對或多對發生器-吸收器組合，發生兩次或多次以上吸收過程的循環。帶有噴射器、壓縮機或膨脹機等非吸收式換熱設備的循環劃分為復合循環，如圖2所示。

圖2 吸收式制冷循環分類Fig.2 Categories of absorption refrigeration cycle

1 單吸收式循環

單吸收式循環中蒸氣只被吸收劑吸收一次，如果采用的吸收劑具有揮發性，發生器發生出制冷劑蒸氣需要精餾器精餾提純后再進一步冷凝蒸發，與非揮發性吸收劑的原理相同，一部分熱量用于蒸餾提純，另一部分制冷劑在精餾裝置中冷卻回流。系統性能系數下降。

1.1基本單效吸收式循環

基本單效吸收式循環表示在p-T圖中，如圖3所示。發生器中富含制冷劑的“強溶液”在外部熱源的加熱下，發生出制冷劑蒸氣，溶液濃縮為貧乏制冷劑的“弱溶液”，經過節流降壓后進入吸收器。制冷劑蒸氣進入冷凝器，熱量被外部環境帶走，冷凝成為飽和或過冷液體制冷劑。經過節流降壓元件，壓力降至蒸發壓力進入蒸發器。在蒸發器中制冷劑蒸發吸熱，產生制冷效果。飽和或過熱的制冷劑蒸氣被貧乏制冷劑的“弱溶液”吸收，吸收過程產生大量的吸收熱被外部環境帶走，使吸收過程可以持續進行，吸收劑溶液吸收制冷劑蒸氣后濃度上升，由溶液泵加壓后返回發生器，由于液體比體積隨壓力的變化很小，因此泵的功耗也很小。循環過程往復不止，為了提高熱量利用效率，系統添加溶液換熱器進行回熱，可有效減少發生器熱量需求。

圖3 單效吸收式制冷循環Fig.3 Single effect absorption refrigeration cycle

單效吸收式制冷循環是結構最簡單的吸收式制冷循環，多數學者采用控制方程、利用計算機編程語言，模擬計算的研究方法；也有學者采用人工神經網絡、多主體仿真、差分進化、夾點分析等方法，主要研究循環的穩態特性。除了模擬穩態特性，近期文獻中，有學者進行動態特性研究[12-14]。

采用不同制冷劑時，單效吸收式制冷循環性能有很大不同。采用H2O-LiBr溶液工質對時，理論上COP可大于0.7，實驗結果與理論結果通常符合較好；采用NH3-H2O工質對時，理論性能稍低于溴化鋰工質對，最大COP小于0.6，實驗結果較理論結果通常偏低。采用其他工質對的制冷循環性能，一般較前面兩種傳統吸收式工質對低。一些近期理論和實驗結果如表3所示。

1.2擴散吸收式循環

擴散吸收式制冷循環因其在循環各處壓力基本保持一致，通常被認為是單壓力吸收式制冷循環，循環中有三種流體工質，除吸收劑外，還有制冷劑和用于壓力平衡的擴散劑。根據被吸收的工質是制冷劑還是擴散劑，擴散吸收式循環可分為Platen-Munters擴散吸收循環和Einstein-Szilard擴散吸收循環，兩種循環分別于1928年[21]和1930年[22]被提出。兩種擴散吸收制冷循環都依賴于一種熱虹吸循環裝置——氣泡泵[23]取代機械功驅動的溶液循環泵。

表3 近期文獻中單效吸收式制冷系統性能Tab.3 Performance of single effect absorption refrigeration systems in recent literatures

1.2.1Platen-Munters擴散吸收循環

Platen-Munters擴散吸收循環三種工質分別是吸收劑、被吸收劑吸收的制冷劑和壓力平衡氣體。主要由發生器、氣泡泵、吸收器、冷凝器和蒸發器組成，無節流元件。Platen-Munters擴散吸收式循環的原理如圖4所示。發生器發生出的制冷劑蒸氣經過分離器(氣泡泵頂部的氣液分離裝置)進入冷凝器，冷凝成為液態制冷劑，進入蒸發器蒸發成為氣態并與來自吸收器的平衡氣體混合，制冷劑蒸氣在進入吸收器前經過氣體回熱器與平衡氣體進行熱交換，在吸收器中被吸收。經過發生器發生后，氣泡泵頂部經過分離器分離后的“弱溶液”進入吸收器吸收制冷劑，循環往復。制冷劑與擴散劑在蒸發器和吸收器中組成氣態均相的混合物，制冷劑在吸收器中被不斷吸收，混合物中分壓力降低，制冷劑不斷從組分濃度高的蒸發器向組分濃度低的吸收劑擴散，因此該種吸收循環被稱為擴散吸收式循環。

圖4 Platen-Munters擴散吸收循環Fig.4 Platen-Munters diffusion absorption cycle

受限于氣泡泵的輸送能力，擴散吸收循環的制冷量通常較小，一般在200～400 W，COP為0.2～0.25[24]。NH3-H2O-H2是擴散式吸收循環最常見的工質。其中吸收工質對也可以采用與單效吸收循環相同的其他工質對，惰性氣體用于平衡系統間壓力，惰性擴散氣體主要采用密度小、流動阻力小，換熱系數低和動力黏度低的低沸點氣體。擴散吸收式循環的一個關鍵部件是可以實現液體無機械泵輸送的裝置氣泡泵。氣泡泵的流型對制冷劑的傳輸至關重要，S. J. White等[25]發現塞狀流型具有最高的效率。氣泡泵的性能直接影響整個系統的循環性能，針對氣泡泵性能的影響因素，國內外學者進行了大量的理論和實驗研究，主要針對其浸沒比、流體的流型、加熱功率、溶液濃度、長徑比等進行分析[26]，也有學者采用不同的氣泡泵和發生器的構造結構形式進行研究。此外，針對系統循環，N. B. Ezzine 等[27]采用低碳原子數被高碳原子數烷烴吸收的工質對進行研究，A. Acua等[28]采用NH3-LiNO3-H2進行擴散吸收循環實驗。B. Gurevich等[29]采用并聯氣泡泵提高循環的制冷量，X. H. Han等[30]采用有機吸收工質對對擴散吸收系統進行實驗研究。

1.2.2Einstein-Szilard擴散吸收循環

Einstein-Szilard擴散吸收循環簡稱愛因斯坦循環，也是由三種工質組成的單壓吸收循環。與Platen-Munters擴散吸收循環不同之處在于，被吸收的氣體作為壓力平衡氣體，第三種工質作為制冷劑。愛因斯坦循環的三種工質為丁烷-水-氨，組成主要有發生器、氣泡泵、冷凝/吸收器和蒸發器，作為單壓吸收循環，也沒有節流裝置。愛因斯坦循環工作原理如圖5所示。發生器發生出的平衡氣體經過氣體回熱器直接進入蒸發器與制冷劑混合，經過氣液分離后的貧乏平衡氣體的溶液進入冷凝/吸收器，蒸發器蒸發出的制冷劑蒸氣與平衡氣體經過氣體換熱器進入冷凝/吸收器，在冷凝/吸收器中平衡氣體被吸收，吸收劑溶液和制冷劑被外部冷卻成為液態，制冷劑與富含平衡氣體的吸收劑溶液不互溶，產生分層。制冷劑液體經過預冷后流回蒸發器產生制冷效果。

圖5 Einstein-Szilard擴散吸收循環Fig.5 Einstein-Szilard diffusion absorption cycle

K. Mejbri等[31]通過對Einstein-Szilard擴散吸收循環理論模擬，得出當冷凝溫度30 ℃和40 ℃時，COP分別為0.183和0.134，當冷凝溫度高于50 ℃時，系統將無法制冷，采用替代的三元工質可能會避免該問題。由于三元工質相平衡尚無被廣泛認可的相互之間作用參數，文獻中采用兩元作用參數近似擬合[32]，該模擬精度需要進一步進行驗證。另外同樣采用氨-水-丁烷三元工質的Rojey循環與傳統氨水吸收制冷循環結構相同，丁烷為平衡氣體，可以進一步降低蒸發器中氨的蒸發壓力，制得更低溫度的冷量[33]。

1.3膜吸收式循環

膜吸收式循環原理如圖6所示，吸收器和發生器處于同一腔體，吸收器中制冷劑濃度高于發生器中制冷劑濃度，用滲透膜隔離吸收器中強溶液和發生器中弱溶液，滲透膜選擇性通過溶液中的制冷劑組分，無需溶液泵維持循環。由于滲透膜需要同時具有高度的選擇透過性、絕熱性等特點，該吸收式循環最早由G. Zerweck[34]于1980年提出，之后研究人員主要進行理論可行性分析。由于膜兩側壓力可能不平衡，發生器和吸收之間需連接減壓閥。改進的膜吸收循環首先用溶液泵提高壓力和加熱單元進行加熱升溫，再利用膜分離發生-冷凝器進行分離。理論COP可達0.5，但根據該循環建造的原型機COP僅約為0.06[35]。膜分離技術可以應用于部件優化，如強化吸收器、發生器和溶液換熱器等的傳熱傳質，可在不改變循環結構的情況下提升部件性能；此外，可采用微通道換熱等緊湊型換熱方式，有效減小吸收式制冷機部件的體積[36]。另外，對常規溴化鋰吸收式制冷的發生器進行膜分離改造，可將傳熱和傳質兩個過程分開，適用于汽車空調等惡劣環境[37]。

圖6 膜接觸吸收循環Fig.6 Membrane-based absorption refrigeration cycle

1.4吸收式熱變換器

吸收式熱變換器也稱第二類吸收式熱泵，是一種提高熱量品質的循環形式。與第一類吸收式熱泵相似，也具有高溫、中溫和低溫三個溫度位。第一類吸收式熱泵(制冷)循環高溫位熱源作為驅動，當環境作為中溫熱源時，低溫位產生制冷效果；當環境作為低溫位熱源時，中溫位熱源產生制熱效果。以制冷循環為例，可以看作兩個循環的耦合：一個是高溫位熱源和中溫位環境熱源的正卡諾循環，另一個是中溫位環境熱源和低溫位熱源組成的逆卡諾循環。兩者產生的功和消耗的功剛好抵消。如果采用中溫位熱源作為驅動，低溫位為環境溫度，兩者之間構成正卡諾循環，可以使中溫位熱源與更高溫度熱源之間構造逆卡諾循環，進一步提升溫度，即吸收式熱變換器。原理如圖7所示，與基本單效吸收式制冷循環相比，需要在制冷劑回路中引入增壓泵，四個主要換熱單元的溫度和壓力關系有很大不同，其中吸收器和蒸發器處于高壓，發生器和冷凝器處于低壓。蒸發器和發生器在中溫位，冷凝器在低溫位向環境放熱，吸收器在高溫端產生更高品位熱量。

吸收式熱變換器的小型實驗裝置用于水的凈化時，產熱量為0.7～5 kW，熱效率為0.15～0.43；用于產生蒸氣時，產熱量為1～10 kW，熱效率0.1～0.2，當輸入熱源量大時，熱效率可以達到0.4；工業應用的大型裝置熱效率為0.45～0.47，投資回報周期為2～3.1年，受到市場原油價格影響較大[38]。除了熱效率，溫度提升能力，即Ta-Tg，也是熱變換器的一個重要性能指標，以水的凈化為目的的循環，溫度提升為18～28 ℃；以“Carrol-水“流體為工質對的循環，溫度提升可以達到40 ℃以上[39]，以TFE-E181為工質對的循環可以高達65 ℃[40]。

圖7 吸收式熱變換器循環Fig.7 Absorption heat transformer cycle

1.5閥切換式吸收循環

閥切換式吸收式循環是一種利用熱能驅動、無泵、間歇發生的吸收式循環，原理如圖8所示，由I. Eames等[41]提出。發生器通過加熱升溫升壓，將部分弱溶液輸送到相對位置更高的吸收器中，開啟閥門后，吸收器中吸收制冷劑后的強溶液利用自身重力回流到發生器中，在溶液回流的過程中發生器發生出制冷劑蒸氣，依次冷凝、節流和蒸發。發生過程隨閥門開合間歇性的進行，吸收過程保持持續進行，因此制冷也是連續的。理論COP可大于0.6，與連續的吸收式制冷循環接近。A. Paurine等[42]對此進行了實驗設計和論證，但并未給出實驗結果。

圖8 閥切換吸收式制冷循環Fig.8 Valve operated absorption refrigeration cycle

1.6自復疊吸收式循環

自復疊是一種有效的采用單一壓縮過程制取低溫位冷量的循環方式，制冷劑工質采用兩元或多元非共沸混合物。壓縮式制冷中采用自復疊可以有效減小壓縮機數量，提高系統循環耦合能力，降低蒸發溫度。通過多級分凝，低沸點組分不斷被分離出來，蒸發獲得低溫。吸收式循環同樣可以采用自復疊的方式，溶液循環取代壓縮式自復疊中的壓縮機，循環如圖9所示。Y. J. He等[43]采用R23+R32+R134a/DMF工質對進行理論研究；采用這種循環形式在163 ℃的發生溫度下，制取-47.2 ℃冷量；利用122.5 ℃ 驅動熱源制取-52.9 ℃ 冷量為液化天然氣進行預冷。

圖9 自復疊吸收式制冷循環Fig.9 Auto-cascade absorption refrigeration cycle

2 多吸收式循環

多吸收循環中制冷劑蒸氣會被發生或吸收兩次或兩次以上，每次發生或吸收，蒸氣都需要被加熱發生，從溶液中脫離出一次，或被冷卻吸收進入溶液中一次。為了提高熱能利用效率，或降低驅動熱源溫度，從而拓展可利用的熱源范圍，多吸收式循環通常采用循環間能量或質量耦合的方法，對熱量多效或多級利用。Z. Y. Xu等[44]按照吸收式循環熱量或質量耦合方式不同，將循環分為“冷凝-發生熱耦合”、“吸收-發生熱耦合”、“吸收-蒸發熱耦合”、“冷凝-蒸發熱耦合”和“發生-吸收質量耦合”，以及混合能量、質量耦合等類別，該分類方法有助于深入了解不同循環之間熱、質傳遞關系。本節按照驅動熱源的熱利用效率，將多吸收循環分為再吸收循環、多效循環、中間效循環、多級循環、中間級循環和GAX循環。

2.1再吸收循環

再吸收循環是采用溶液環路(包括吸收器、發生器、溶液換熱器、溶液泵和節流閥)替換單效吸收制冷循環中制冷劑回路(包括冷凝器、節流閥和蒸發器)，由兩個溶液環路通過制冷劑質量傳遞形成的循環。其中“再發生器”替代單效循環中蒸發器，“再吸收器”替代單效循環中冷凝器，為了能夠使“再發生器”在較低溫位下發生出蒸氣，“再吸收器”在較高溫位下吸收蒸氣，需要溶液泵進行加壓，將“再發生器”中溶液泵送到“再吸收器”中。原理如圖10所示。與單效吸收式循環相比，再吸收循環由于采用溶液替代純制冷劑工質，溶液濃度可調，但裝置結構復雜性增加，內部不可逆性增加，性能下降；但如果冷端采用變溫熱源，熱源匹配性提高，系統性能會得到彌補[45]。通過模擬計算，采用H2O-LiBr溶液工質對，假定放氣范圍均為0.05，制冷溫度為5 ℃時，再吸收循環較單效吸收循環性能高[46]。此外，再吸收環路與機械功驅動壓縮機構成增溫熱泵可以達到124 ℃的溫度提升[47]。

圖10 再吸收循環Fig.10 Resorption cycle

2.2多效吸收式循環

多效吸收式循環是指一次外部熱量輸入，通過循環內部熱量耦合，兩次或多次發生出的制冷劑蒸氣用于制冷的循環。多效吸收式循環由兩個或多個溶液循環與制冷劑回路(或再吸收環路)組成。高溫級循環放熱部件(如冷凝器、吸收器、再吸收器)排出的熱量對低溫級吸熱部件(如發生器、蒸發器、再發生器)進行加熱。常見的兩種熱量耦合方式為冷凝-發生熱耦合和吸收-發生熱耦合。熱量在循環中通過內部熱耦合得到高效利用。多效吸收式循環的外部熱源驅動溫度相對單效吸收循環高。采用冷凝-發生熱耦合，高溫級的發生器需要更高的發生壓力，稱為增壓增效型；如果采用吸收-發生熱耦合，高溫級發生器中需要更高濃度吸收劑的溶液，稱為增濃度增效型。因此前者主要適用于發生壓力低，鹽溶液作為吸收劑的循環，如H2O-LiBr吸收式循環，而不適用于發生壓力過高的NH3-H2O吸收式循環；后者主要適用于濃度跨度大的循環，如NH3-H2O吸收式循環，而不適用于容易產生結晶問題的H2O-LiBr溶液吸收式循環。

2.2.1兩效吸收式循環

吸收制冷機產品中，目前最為廣泛被應用的循環形式是兩效吸收式循環，該循環形式可以有效地利用工業廢熱和溫度較高的太陽能熱。商用吸收式制冷機的熱源，主要有帶壓的高溫熱水、常壓蒸氣和動力余熱煙氣或熱空氣。根據K. E. Herold等[7]的簡化的“零序模型”，傳熱過程不可逆損失是影響效率的最關鍵因素，因此，外部熱源的不同形式對能量效率和效率有很大影響，比熱容大的帶壓熱水損最低，比熱容小的熱空氣損最高[48]。

兩效吸收式循環包括“冷凝-發生”(增壓)增效型、“吸收-發生”(增濃度)增效型和再吸收型增效型。原理如圖11所示。采用“冷凝-發生”熱耦合形式的兩效吸收式循環，根據吸收器出口強溶液進入兩個發生器的方式不同，可以構成兩種主要循環形式，并聯兩效吸收式循環和串聯兩效吸收式循環，其中串聯兩效吸收式循環根據吸收器出口強溶液進入高、低溫發生器的先后順序不同構成兩種循環形式(順流串聯兩效吸收式循環和逆流串聯兩效吸收式循環)，原理如圖12所示。M. B. Arun等[49]比較了3種兩效循環發現，并聯循環效率略高于串聯循環，但并聯循環性能受到低溫溶液換熱器影響較大，同時并聯循環存在溶液分配比例控制的問題，控制難度比串聯循環大。

圖11 兩效吸收式循環Fig.11 Double effect absorption cycle

圖12 “冷凝-發生”(增壓)兩效吸收式循環Fig.12 Condensation-generation double effect absorption cycle

S. Kaushik等[50]對串聯兩效循環進行理論研究，得到在蒸發溫度為7.2 ℃，冷凝溫度和吸收溫度為37.8 ℃時，COP和效率隨發生溫度變化，COP變化范圍為1～1.28，效率在發生溫度為150 ℃時達到最大值為12%。A. Hamed 等[51]以四個溫度作為變量，針對結構尺寸固定的兩效吸收式循環能量效率和熱力學效率的影響因素，進行了多參數擬合，得到COP和效率的擬合關系式。該關系式是針對H2O-LiBr溶液工質，采用的是內部參數進行計算，假設一定的換熱器效率和泵效率，對外部參數不予考慮，對探究參數間相互關系有理論指導意義，但對實驗以及產品設計指導意義不大。

圖13 “冷凝-發生”熱耦合三效吸收式循環Fig.13 Condensation-generation triple effect absorption cycle

采取“吸收-發生”熱耦合形式的兩效吸收循環，需要吸收器和發生器在相同溫度位工作。高溫級循環和低溫級循環需要較大的濃度差，可以采用NH3-H2O溶液作為工質，S. Adewusi等[52]對采用該種方式的兩效循環進行研究，在蒸發溫度為-10 ℃時，COP達到0.734，高于單效的0.598，但熵產也遠高于單效，分析其原因為增加發生器數量導致更多的傳熱溫差損失。該循環具有顯著提高氨水吸收循環熱效率的特點，同時循環僅工作在兩個壓力位下，可以有效防止NH3-H2O循環因增效而帶來壓力過高的問題。盡管如此，與H2O-LiBr溶液為工質雙效循環相比，壓力仍然過高，且效率過低，因此沒有進一步商業應用。為進一步提高該循環效率，R. Ventas等[53]采用NH3-LiNO3為工質對，“吸收-發生”熱耦合兩效形式進行理論研究，100 ℃熱水熱源驅動下，最大COP可達1.25。

2.2.2三效吸收式循環

三效吸收式循環是在兩效吸收循環的基礎上進一步增效得到的新循環。增效的方法是提高溶液發生器的溫度，采用“冷凝-發生”熱耦合的方式，將發生器發生出的蒸氣加熱中溫發生器；或采用“吸收-發生”熱耦合的方式，利用高溫級吸收器放出熱量加熱中溫發生器。中溫發生器和低溫發生器構成兩效吸收循環。因此，有多種方式構成三效循環，如圖13和圖14所示。鄭飛等[54]對多種三效循環的循環形式進行了文獻綜述。

圖14 三效吸收式循環Fig.14 Triple effect absorption cycle

Y. Kaita[55]比較了“冷凝-發生”熱耦合形式的三種三效循環(串聯、并聯、逆流)，綜合比較了不同形式循環的COP、最高溫度、最高壓力、溶液泵數量、調控流量難度等幾個因素。其中并聯形式的COP最高，但控制難度最大，串聯形式的最高溫度和最高壓力較低，逆流循環溶液泵需要過多溶液泵。R. Gomr[56]對串聯“冷凝-發生”熱耦合三效形式循環進行了模擬，采用H2O-LiBr溶液為工質對，冷卻水25 ℃/30 ℃，冷媒水12 ℃/7 ℃，該三效循環三個發生器的溫度分別為190 ℃、134.8 ℃和81 ℃時，COP可達1.766，效率可達35.1%。M. E.lvarez等[57]對“冷凝-發生”熱耦合三效吸收式循環性能進行了研究，由于實際應用中溴化鋰溶液高于180 ℃時存在熱穩定性和腐蝕性問題，因此采用硝酸鋰、硝酸鉀、硝酸鈉水溶液作為吸收劑，取代溴化鋰溶液，循環COP可達1.73。B. H. Gebreslassie等[58]在對從半效到三效多種循環進行比較分析時，仍然采用H2O-LiBr溶液工質對，模擬計算結果顯示，并聯和串聯三效循環COP可以高達2.321和2.312，效率分別為47.0%和44.7%。

2.2.3四效及以上效吸收式循環

四效及以上效吸收式循環可以認為在更低效吸收循環的基礎上進一步增效得到的新循環。增效方式同樣采用“冷凝-發生”熱耦合，“吸收-發生”熱耦合。查閱到的三效循環相關文獻是理論模擬結構，四效及以上效吸收式循環則是概念層面提出[11, 59]，尚未查閱到有學者對其進行模擬和實驗研究，原理如圖15～圖18所示。

2.3中間效吸收式循環

為提高吸收循環效率，有效利用溫度不斷變化的熱源(如日間逐時太陽能集熱器熱源)的熱量，Z. Y. Xu等[60]提出了一種變效循環，該循環可以有效利用單效至兩效之間的變溫度位熱源。該循環采用的是吸收-發生熱耦合的方式，其中低壓吸收器出口溶液分流后，分別進入高壓吸收器和高壓發生器。利用高壓吸收器的吸收熱，對第二低壓發生器進行加熱，該循環根據高壓發生器的發生溫度變化調節分流溶液的質量比：當高發溫度足夠高時，溶液更多流入高壓發生器，系統逐漸進化為兩效循環；當熱源溫度足夠低時，退化為單效循環，實現變效的目的。原理如圖19所示。當熱源溫度在85～150 ℃變化時，其理論COP變化范圍為0.75～1.25。Z. Y. Xu等[61]進一步進行了實驗驗證，發現當發生溫度在95～120 ℃變化時，COP為0.69～1.08。

圖15 四效吸收式循環Fig.15 Quadruple effect absorption cycle

圖16 五效吸收式循環Fig.16 Quintuple effect absorption cycle

圖17 六效吸收式循環Fig.17 Six-effect absorption cycle

圖18 七效吸收式循環Fig.18 Seven-effect absorption cycle

圖19 “吸收-發生”熱耦合變效循環(單效到雙效之間)Fig.19 Absorption-generation variable effect absorption cycle (from single effect to double effect)

圖20 “蒸發-吸收”熱耦合變效循環(單效到雙效之間)Fig.20 Evaporation-absorption variable effect absorption cycle (from single effect to double effect)

此外，采用“吸收-蒸發”熱耦合的方式，中間蒸發溫度的冷量可以對吸收器進行冷卻，達到“減效”的目的。D. L. Hong等[62]利用該種熱耦合方式，構建了1.x效吸收式制冷循環，可以利用單雙效中間溫位熱源。部分制冷劑在高溫蒸發器中蒸發吸熱，用于冷卻高溫吸收器，相比單效循環效率，效率可以提升20%～40%，原理如圖20所示。

為了充分利用單效到雙效之間的溫度位熱源，特別是具有大溫度滑移的熱源，Y. Q. Shi等[63]采用擴大發生器中濃度差變化的方法，使發生器溶液有較大的溫度滑移，同時增加一個低溫、低壓吸收器，與高溫蒸發器進行“吸收-蒸發”熱耦合，降低了發生溫度。該大溫度滑移“蒸發-吸收”熱耦合的中間效循環較單效性能有較大提高，可以充分利用具有大溫度滑移的熱源，使得發生器內外具有更好的傳熱匹配性從而降低傳熱不可逆損失，同時有效降低熱源蒸氣(或煙氣)使用量，提高經濟性能。原理如圖21所示。

2.4多級吸收式循環

多級吸收式循環是指一次輸出外部冷量，通過循環內部熱量或質量耦合，需兩次或多次外部熱量輸入的制冷循環。多級吸收式循環由兩個或多個溶液循環和制冷劑回路組成，主要有“發生-吸收”質量耦合、“蒸發-吸收”熱量耦合和帶再吸收循環三種類型。兩級和多級吸收式循環原理如圖22和圖23所示。其中圖22(a)和圖23(a)“發生-吸收”質量耦合是指低壓級循環發生出的制冷劑蒸氣與高壓級吸收器進行傳質，是典型的多級循環。此外，如圖22(b)一份外部熱量輸入用于產生中溫位冷量，冷卻低壓循環的吸收器，另一份外部熱量輸入用于產生低溫位冷量的“蒸發-吸收熱耦合”循環；圖22(c)、圖23(b)、圖23(c)中，利用再吸收循環的再吸收器與吸收器(或冷凝器)熱耦合，得到同樣多次外部熱源輸入，產生一份冷量的結果，也屬于多級循環。與單效循環相比，多級循環降低單位外部熱源熱量的利用效率，也降低了對外部熱源的品位要求，比單效循環的驅動熱溫度低，因此n級循環，也被稱為1/n效循環。

圖21 大溫度滑移“蒸發-吸收”熱耦合中間效循環(單效到雙效之間)Fig.21 Evaporation-absorption variable effect absorption cycle with large temperature glide (from single effect to double effect)

圖22 兩級吸收式循環Fig.22 Two-stage absorption cycle

圖23 三級吸收式循環Fig.23 Three-stage absorption cycle

F. Ziegler 等[64]通過定性分析，提出了可能存在的多種吸收式循環，其中就包括兩級和多級吸收循環，并在綜述中提及[65-66]。D. Kim等[67]通過比較幾種不同形式的吸收式制冷循環用于太陽能集熱器，發現半效循環(即兩級循環)在采用平板太陽能集熱形式時，具有更好的經濟性能，且使用NH3-LiNO3工質對無論在性能還是造價上均優于NH3-H2O溶液工質對，而NH3-NaSCN工質對，由于需要額外泵功輸送，不適用于該循環。D. Erickson等[68]對兩級循環進行了性能計算和評價。S. Arivazhagan等[69]對兩級吸收循環進行了實驗研究，其工質對采用R134a/DMAC，蒸發溫度為-7 ℃，發生溫度55～75 ℃，性能較NH3-H2O溶液工質對略低，但安全性更好。M. Izquierdo等[70]對兩級水/溴化鋰工質對吸收循環進行了分析，其結果顯示兩級循環效率，比單效循環低22%、比兩效循環低32%。B. H. Gebreslassie等[58]對兩級、單效、雙效、三效多個循環進行了分析，其中兩級循環最大COP可達0.458，效率可達0.359。在M. Madveshi等[71]的模擬計算中，考慮到太陽能集熱器的損失，兩級循環效率可以達到0.44，效率可以達到21%。

多級循環所需熱量(如太陽能和煙氣余熱)品位低，且通常可以免費獲得，因此“電COP”也是重要指標。S. Du等[72]對兩級循環進行了實驗研究，采用的是空冷冷卻、NH3-H2O溶液為工質對，熱性能COP最高可達到0.25，電COP最高可達5.1。M. Aprile等[73]也采用空冷氨水兩級循環制冷，最大COP達到0.3，電COP達到10。兩級吸收循環不僅可以采用單一溶液，高低壓級也可以分別采用兩種不同溶液，如水/氯化鋰和水/溴化鋰[74]。

2.5中間級吸收式循環

圖24 單效/兩級循環(兩級到單效之間)Fig.24 Single effect and double lift absorption cycle (from two stage to single effect)

為提高兩級吸收式循環效率，充分利用低于單效循環所需品位熱源的熱量，Y. Chen等[75]將兩級吸收循環與單效吸收循環耦合，提出單效/兩級循環，其原理如圖24所示。該循環中單效循環和兩級循環共用一個低壓吸收器，低壓發生器發生出的蒸氣被高壓吸收器吸收構成兩級循環，高壓發生器和低壓吸收器組成單效循環。Y. Chen等[76]對此進行了改進，提出1.x級循環，將前者的兩級循環的高壓級溶液循環整合到單效循環內部，效率得到提升約5%～10%。X. N. Yan等[77]采用“蒸發-吸收”預冷的方式，對制冷溫度位的范圍進行了拓展，總體上仍然是一種單效/兩級循環，效率介于單效和兩級之間。

2.6GAX循環

圖25 SGAX(基本GAX)循環Fig.25 Standard GAX cycle

圖26 BGAX(分支GAX)循環Fig.26 Branched GAX cycle

GAX循環(即“發生器-吸收器熱交換”循環)是一種無級連續變效吸收式制冷循環，它利用吸收劑與制冷劑工質沸點相近，吸收器與發生器存在較大溫度重疊的特性，通過循環內部連續回熱，可以有效減少外部熱源熱量的輸入。以氨水GAX循環為例，由于發生器進行等壓發生和吸收器進行等壓吸收過程，隨著溶液濃度變化，溶液有較大的溫度滑移，吸收器和發生器之間存在一定的溫度重疊，因此部分用于發生器發生的熱量可以由吸收器的吸收熱提供，從而大大減少發生器對外部熱源熱量的需求，同時減少吸收器冷卻負荷。吸收-發生熱耦合是GAX循環的主要特征，效率可以顯著高于單效循環[7]，原理如圖25所示。GAX是一種循環包涵內部換熱的思想，A. Rojey等[78]最早在20世紀80年代就提出了該想法。G. Grossman等[79]對基本的GAX循環進行了理論研究，最大COP可達1.07。為了進一步提高GAX循環效率，D. C. Erickson[80]提出了分支GAX循環。原理如圖26所示。分支GAX循環僅在吸收器的熱端和發生器的冷端增加了一個溶液泵，用于提高溶液流速強化吸收-發生熱交換[81]。

對GAX循環進一步改進方法包括構建與多級(或多效)相結合的復雜的GAX 循環，或構建壓縮復合GAX循環。Y. Shi等[82]引出部分水冷吸收器的溶液進入低溫吸收器，吸收部分蒸發器中制冷劑，構建了性能更高的GAX循環。Y. T. Kang等[83]提出了多種壓縮復合吸收循環結構：如將壓縮機置于蒸發器和水冷吸收器之間，可以降低蒸發器壓力，提高系統性能，A. R. Kumar等[84]對其進行了理論模擬；或將壓縮機置于發生器和冷凝器之間，當冷凝器壓力保持一定時，發生溫度可以得到降低，從而降低熱源溫度，當發生溫度保持不變時，冷凝器可以在較高的溫度位產生冷凝熱用于生產熱水。對于前面一種改進系統的方案，M. Dixit等[85]做出了系統模擬，得到HGAX(混合GAX)循環的理論最大效率可以達到1～1.88，遠高于基礎GAX的0.7～1.1，HGAX的熱力學第二定律效率理論最大值可達22%～43%，遠高于SGAX(基礎GAX)的21%～35%。M. Yari等[86]模擬計算得到在400～440 K發生溫度范圍，HGAX循環較SGAX循環第二定律效率可以提高75%。對GAX循環另一種改進方法是采用引射器構建“引射-GAX循環”[87]。A. S. Mehr等[88-90]對其熱經濟性能也進行了研究，對比了標準、引射、壓縮混合的幾種不同GAX循環，此外，GAX循環也可以構造多級GAX循環，從而降低發生溫度。T. Toppi等[91]對兩級GAX循環進行了模擬計算，驅動溫度可以低至90 ℃，COP最高可達0.56。更多改進的GAX循環可以參考相關文獻[92-94]。

3 復合循環

復合循環是指吸收式循環與其他非傳統吸收式循環部件構成的循環，如與噴射器構成“噴射-吸收復合循環”，與壓縮機構成“壓縮-吸收復合循環”，與膨脹機構成“膨脹-吸收復合循環”等。其他循環與吸收式循環，通過循環與循環之間熱交換的形式可以耦合為多種復疊循環也屬于復合循環，本節不作介紹。

3.1噴射-吸收復合循環

噴射器(或稱引射器)是一種有效利用流體壓力能的部件，當系統中存在明顯高低壓壓差時，噴射器通?？梢匀〈澚餮b置提高系統性能，比同樣能夠回收壓力能的部件膨脹機結構簡單、性能可靠，并可以用于干度較低的工況。噴射與吸收復合是改進吸收式循環的有效方法，復合的噴射-吸收循環種類多樣，其中噴射器性能對復合循環效率有很大影響，幾種主要的噴射-吸收復合循環原理如圖27所示。

圖27 噴射-吸收復合循環Fig.27 Combined ejector-absorption cycle

L. T. Chen[95]將噴射器用于吸收式制冷當中，噴射器工作流體為發生器出口富含制冷劑R22的吸收劑DME-TEG溶液，噴射器出口為吸收器，用于引射來自蒸發器的制冷劑蒸氣。J. Wang等[96]改進L. T. Chen[95]的循環，在其基礎上增加溶液泵，提高噴射器入口壓力從而提高噴射器性能。D. W. Sun等[97]將噴射器置于發生器蒸氣出口和冷凝器蒸氣入口，用于引射蒸發器出口的制冷劑蒸氣，采用的工質對為H2O-LiBr。L. B. Jiang等[98]對比了D. W. Sun等[97]提出的噴射-吸收循環與商用兩效循環，噴射-吸收循環COP低于商用兩效循環，但由于使用廢熱驅動，長期使用的經濟性能較燃氣的商用兩效系統具有優勢。文獻[99-102]對四壓型吸收式制冷循環做了詳細研究，同樣采用通過將一部分蒸發器出口的制冷劑引射到冷凝器，該循環的性能系數比傳統單效循環的性能系數高30%～60%。為了提高單效吸收式制冷循環性能，降低兩效循環發生溫度，D. L. Hong等[103]在兩效循環中引入引射器。較傳統單效循環性能提升20%以上，同時發生溫度可以運行在單效循環和雙效循環之間，具有變效的能力；L. G. Farshi等[104]對D. L. Hong等[103]提出的兩效噴射循環與傳統兩效循環進行了經濟性比較分析，得出帶噴射器的循環具有較好的經濟性能。該循環形式充分利用發生器出口蒸氣的，有效利用溶液高低壓的壓差。

A. Sozen等[105]在壓差較小的擴散吸收式制冷循環中引入引射器，引射器工作流體為部分氣泡泵回流后的貧氨溶液，引射器出口為吸收器，引射來自蒸發器中的氨蒸氣，經過實驗研究發現，性能較改造前的擴散吸收制冷循環效率有了顯著提升。R. Sirwan等[106]對D. K. Sun等[97]提出的噴射-吸收循環進行改進，在冷凝器到蒸發器之間增加閃蒸罐，提高噴射器的引射性能以提高COP。噴射-吸收在兩效循環中的應用具有很高的實用價值，針對噴射-兩效吸收進行的熱力學分析和熱經濟性分析得到較多研究[107-110]。此外，噴射器內部通常認為是絕熱過程，因此可以與絕熱吸收相結合[111]；兩級循環也可以引入噴射器提高循環效率[112]。

3.2壓縮-吸收復合循環

壓縮機是電驅動機械式蒸氣壓縮制冷循環中的關鍵部件，為了降低蒸發器中制冷劑的蒸發壓力、提高冷量品位，彌補太陽能等分布式能源穩定性差等不足，學者們提出了壓縮-吸收復合循環。壓縮機入口需要干度較高的氣態工質，因此壓縮-吸收復合循環與噴射-吸收復合循環相比，構造形式相對單一。一種為壓縮機入口與發生器氣體制冷劑出口相連，如圖28(a)所示；另一種為壓縮機入口與蒸發器氣態制冷劑出口相連如圖28(b)和28(c)所示，其中圖28(c)中，壓縮機與溶液循環并聯。

M. Stokar[113]提出的壓縮-吸收循環，將壓縮機與一個溶液循環直接相連，可以產生15 ℃冷水和70 ℃熱水。L. Ahlby等[114]針對溶液吸收過程具有溫度滑移的特點，以系統內、外部溫度匹配的角度對Stokar系統進行了參數優化，并與R12的系統進行了比較研究。M. Hulten等[115]針對具體制冷量下，各個換熱部件的換熱面積和溫度滑移量做了具體優化，對該種循環形式，A. K. Pratihar等[116]對不同的溶液換熱器面積進行比較，得到溶液換熱器面積的最優值，并與R22壓縮循環性能作比較。R. Ayala等[117-118]采用壓縮機與溶液循環并聯的形式構建壓縮-吸收復合循環，并針對該循環進行了實驗研究。J.B.Li等[119-120]采用不同工質對該種并聯壓縮機形式的復合循環進行模擬計算，電COP最高可達14.85。M. Fukuta等[121]在常規單效循環的蒸發器和吸收器之間增加壓縮機，降低了蒸發器壓力。A. Rameshkumar等[122]同樣采用蒸發器和吸收器之間加入壓縮機的方式，其采用的基本循環為GAX循環，較基本GAX循環的COP可以提高30%以上，在2.6節中有介紹。壓縮機還可以置于發生器和冷凝器之間，較無壓縮機的循環一次能源效率有大幅提升[123]。其實質是取代串聯多效循環中的一個溶液循環，J. S. Kim等[124]對幾種壓縮機替換的三效循環進行了比較研究，該種循環結構可以有效降低發生溫度，部分解決了溴化鋰高溫下腐蝕性問題。此外，還有兩級吸收循環與壓縮機復合，壓縮機置于低壓級發生器與高壓級吸收器之間[125]。

復疊循環是深度制冷的常用方法，采用循環之間熱耦合，如高溫級采用吸收式循環，低溫級采用壓縮式循環，這種壓縮吸收復合形式也十分普遍，具體可以參考相關文獻[126-140]。

3.3膨脹-吸收復合循環

采用與膨脹機共同構建的膨脹-吸收復合循環(即功冷并供循環)，可以同時生產機械功和冷量。采用低品位能源如太陽能、地熱能和工業廢熱等熱源，進行多樣化的產品輸出，比單獨的制冷系統和單獨的發電系統更好地覆蓋典型的建筑中可變制冷和做功工況，幾種主要的膨脹-吸收復合循環原理如圖29所示。

圖29 膨脹-吸收復合循環Fig.29 Combined turbine-absoprion cycle

溶液吸收式動力循環最早可以追溯到20世紀50年代，M.J. D. Jr等[141]提出的溶液動力循環取代純工質的朗肯循環。80年代A. I. Kalina[142-144]提出了一系列此類溶液循環，用于熱驅動的動力做功發電，上述循環需要高品位的熱量，驅動溫度通常在400 ℃以上。同一套溶液循環實現功冷并供的系統由D. Y. Goswami[145]在1995年提出，結合了Rankine循環和吸收式制冷循環，提供了機械功和冷量(副產品)的輸出。D. C. Erickson等[146]在2004年提出了氨水吸收式循環可以交替地產生功和冷。F. Ziegler[147]于2007年提出了一個采用兩效循環中引入膨脹機的吸收式功冷并供系統，效率更高。N. Zhang等[148]于2007年提出了三種不同的動力循環和制冷循環的配置形式(并聯、串聯、混聯)：并聯時，濃度為97.9%氨蒸氣用于制冷，濃度為9.8%氨水溶液用于朗肯循環產生功；串聯時，濃度為94.5%氨蒸氣用于制冷，吸收后濃度為32.4%氨水溶液用于朗肯循環產生功；混聯時，濃度為97.9%氨蒸氣用于制冷，濃度為9.8%氨水溶液用于朗肯循環產生功。D. S. Ayou等[149]詳細綜述了多種吸收式功、冷單獨產生或聯合產生的循環，并提出了基于吸收式功冷并供循環和A. I. Kalina[142-144]循環相結合的新循環。這些循環的主要優點在于能夠利用低品位的能源如太陽能或廢熱等中低溫度位。

4 結論

本文以制冷循環為例對閉式溶液吸收式循環進行了綜述研究。簡要介紹了吸收式制冷的研究目標、特點、早期發展歷史和吸收式制冷當前的產業現狀，重點介紹各種吸收式制冷循環的工作原理、運行工況、熱力學性能等最新研究進展。首先，詳細綜述了基本吸收循環中，多種不同形式的單吸收循環。然后，進一步綜述了單吸收循環通過增效或減效構建出的多種的多吸收循環。最后，綜述了由其他非傳統吸收式循環部件與吸收式循環部件構成的復合循環。

單效循環是構建復雜循環的基礎，單效循環也是低品位熱能應用的重要循環形式。根據應用場景不同，可以采用基本單效吸收式循環(溴化鋰冷水機組、更低溫度的氨水機組)、完全熱驅動的擴散吸收式循環、結構緊湊易于小型化的膜吸收式循環、用于產生更高品位熱量的熱變換器循環、無電驅動間斷發生的閥切換循環和深冷應用的自復疊循環。

多效循環和多級循環是在單吸收循環基礎上構建得到，各種單吸收循環可以構建為更復雜的多吸收循環，多吸收循環根據熱源溫度范圍可以進行增效或減效，以及多熱源驅動。因此，可以構建多種多吸收循環。復合循環由多種部件構成，循環結構更加復雜，每種多吸收循環都可以構建更復雜的復合循環。

循環形式是吸收式制冷的核心，采用不同結構的吸收式循環，具有截然不同的應用場景和應用目標。作為吸收式循環的血液(溶液工質對)，是限制吸收式循環合理構建的重要約束條件，因此工質對的研究與循環研究密不可分，但本文限于篇幅并未詳細介紹。部件的傳熱和傳質性能也是影響循環性能的重要因素，特別是如吸收器、氣泡泵、噴射器等損失占比大的部件。此外，循環控制策略、動態啟動特性等是吸收式機組、實驗過程需要重點考慮的因素，并未在本文中涉及。

[1] Ziegler F. Sorption heat pumping technologies:Comparisons and challenges[J]. International Journal of Refrigeration, 2009, 32(4):566-576.

[2] 戴永慶. 溴化鋰吸收式制冷技術及應用[M]. 北京： 機械工業出版社, 1996.(DAI Yongqing. LiBr absorption refrigeration technology and application[M]. Beijing:Mechanical Industry Press, 1996.)

[3] Nairne E. An Account of some experiments made with an air-pump on Mr. Smeaton's Principle; together with some experiments with a common air-pump. By Mr. Edward Nairne, FRS[J]. Philosophical Transactions of the Royal Society of London, 1777, 67:614-648.

[4] Gavroglu K. History of artificial cold, scientific, technological and cultural issues[M]. Berlin:Springer Netherlands, 2014.

[5] Srikhirin P, Aphornratana S, Chungpaibulpatana S. A review of absorption refrigeration technologies[J]. Renewable and Sustainable Energy Reviews, 2001, 5(4):343-372.

[6] 高田秋一. 吸收式制冷機[M]. 北京:機械工業出版. 1987.(AKIICHI Takada. Absorption chillers[M]. Beijing:Mechanical Industry Press, 1987.)

[7] Herold K E, Radermacher R, Klein S A. Absorption chillers and heat pumps[M]. Boca Raton：CRC Press, 2016.

[8] 王林. 小型吸收式制冷機原理與應用 [M]. 北京：中國建筑工業出版社, 2011. (WANG Lin. Principle and application of small absorption chiller [M]. Beijing:China Architecture & Building Press, 2011.)

[9] 戴永慶, 鄭玉清. 溴化鋰吸收式制冷機 [M]. 北京：國防工業出版社, 1980. (DAI Yongqing, ZHENG Yuqing. Lithium bromide absorption chiller [M]. Beijing:National Defense Industry Press, 1980.)

[10] 高珊, 張楓, 白俊文, 等. 2015年我國制冷空調行業市場分析[J]. 制冷與空調(北京), 2016, 16(6):1-7.(GAO Shan, ZHANG Feng, BAI Junwen, et al. Market analysis of refrigeration and air conditioning industry in China in 2015[J]. Refrigeration & Air-conditioning, 2016, 16(6):1-7.)

[11] Alefeld G, Radermacher R. Heat conversion systems[M]. Florida:CRC Press, 1993.

[12] Kim B, Park J. Dynamic simulation of a single-effect ammonia-water absorption chiller[J]. International Journal of Refrigeration, 2007, 30(3):535-545.

[13] Zinet M, Rulliere R, Haberschill P. A numerical model for the dynamic simulation of a recirculation single-effect absorption chiller[J]. Energy Conversion and Management, 2012, 62:51-63.

[14] Evola G, Pierrès Le N, Boudehenn F, et al. Proposal and validation of a model for the dynamic simulation of a solar-assisted single-stage LiBr/water absorption chiller[J]. International Journal of Refrigeration, 2013, 36(3):1015-1028.

[15] Touaibi R, Feidt M, Vasilescu E E, et al. Parametric study and exergy analysis of solar water-lithium bromide absorption cooling system[J]. International Journal of Exergy, 2013, 13(3):409-429.

[17] Aman J, Ting D S K, Henshaw P. Residential solar air conditioning:energy and exergy analyses of an ammonia-water absorption cooling system[J]. Applied Thermal Engineering, 2014, 62(2):424-432.

[18] Mansouri R, Boukholda I, Bourouis M, et al. Modelling and testing the performance of a commercial ammonia/water absorption chiller using Aspen-Plus platform[J]. Energy, 2015, 93:2374-2383.

[19] El May S, Boukholda I, Bellagi A. Energetic and exergetic analysis of a commercial ammonia water absorption chiller[J]. International Journal of Exergy, 2010, 8(1):33-50.

[20] Mariappan S, Annamalai M. Performance evaluation of R134a/DMF-based vapor absorption refrigeration system[J]. Heat Transfer Engineering, 2013, 34(11/12):976-984.

[21] Carl G M, Von P B C. Refrigerator, 1685764 [P]. 1928-09-25.

[22] Einstein A, Leo S. Refrigeration, 1781541[P].1930-11-11.

[23] Lenning A. Thermosiphon circulation for absorption refrigeration systems, 1645706[P]. 1927-10-18.

[24] Rodríguez-Muoz J L, Belman-Flores J M. Review of diffusion-absorption refrigeration technologies[J]. Renewable and Sustaintable Energy Reviews, 2014, 30:145-153.

[25] White S J. Bubble pump design and performance[D]. Atlanta:Georgia Institute of Technology, 2001.

[26] 郝楠. 混合制冷劑擴散吸收制冷系統氣泡泵的理論與實驗研究[D]. 杭州:浙江大學, 2012.(HAO Nan. Theoretical and experimental study of bubble pumps in mixed refrigerant diffusion absorption refrigeration system[D]. Hangzhou:Zhejiang University, 2012.)

[27] Ezzine N B, Garma R, Bourouis M, et al. Experimental studies on bubble pump operated diffusion absorption machine based on light hydrocarbons for solar cooling[J]. Renewable Energy, 2010, 35(2):464-470.

[29] Gurevich B, Jelinek M, Levy A, et al. Performance of a set of parallel bubble pumps operating with a binary solution of R134a-DMAC[J]. Applied Thermal Engineering, 2015, 75:724-730.

[30] Han X H, Wang S K, He W, et al. Experimental investigations on the pumping performance of bubble pumps with organic solutions[J]. Applied Thermal Engineering, 2015, 86:43-48.

[31] Mejbri K, Ezzine N B, Guizani Y, et al. Discussion of the feasibility of the Einstein refrigeration cycle[J]. International Journal of Refrigeration, 2006, 29(1):60-70.

[32] Wilding W V, Giles N F, Wilson L C. Phase equilibrium measurements on nine binary mixtures[J]. Journal of Chemical & Engineering Data, 1996, 41(6):1239-1251.

[33] Coronas A. Refrigeration absorption cycles using an auxiliary fluid[J]. Applied Energy, 1995, 51(1):69-85.

[34] Zerweck G. Single or multi-stage absorption heat pump, DE3009820A1[P]. 1980.

[35] Riffat S, Wu S, Bol B. Pervaporation membrane process for vapour absorption system[J]. International Journal of Refrigeration, 2004, 27(6):604-611.

[36] Isfahani R N, Sampath K, Moghaddam S. Nanofibrous membrane-based absorption refrigeration system[J]. International Journal of Refrigeration, 2013, 36(8):2297-2307.

[37] Hong S J, Hihara E, Dang C. Novel absorption refrigeration system with a hollow fiber membrane-based generator[J]. International Journal of Refrigeration, 2016, 67:418-432.

[38] Rivera W, Best R, Cardoso M, et al. A review of absorption heat transformers[J]. Applied Thermal Engineering, 2015, 91:654-670.

[39] Ibarra-Bahena J, Dehesa-Carrasco U, Montiel-González M, et al. Experimental evaluation of a membrane contactor unit used as a desorber/condenser with water/Carrol mixture for absorption heat transformer cycles[J]. Experimental Thermal and Fluid Science, 2016, 76:193-204.

[40] Genssle A, Stephan K. Analysis of the process characteristics of an absorption heat transformer with compact heat exchangers and the mixture TFE-E181[J]. International Journal of Thermal Sciences, 2000, 39(1):30-38.

[41] Eames I, Wu S. A valve operated absorption refrigerator[J]. Applied Thermal Engineering, 2003, 23(4):417-429.

[42] Paurine A, Maidment G, Eames I, et al. Development of a thermo-gravity pumping mechanism for circulating the working fluids in a novel LiBr-H2O vapour absorption refrigeration (VAR) system[J]. Applied Thermal Engineering, 2012, 47:25-33.

[43] He Y J, Li R, Chen G M, et al. A potential auto-cascade absorption refrigeration system for pre-cooling of LNG liquefaction[J]. Journal of Natural Gas Science and Engineering, 2015, 24:425-430.

[44] Xu Z Y, Wang R Z. Absorption refrigeration cycles:categorized based on the cycle construction[J]. International Journal of Refrigeration, 2015, 62:114-136.

[45] Pande M, Herold K E. 0001-2505[R]. American Society of Heating, Refrigerating and Air-conditioning Engineers, Inc., Atlanta, GA, 1996.

[46] Sabir H, Eames I. Theoretical comparison between lithium bromide/water vapour resorption and absorption cycles[J]. Applied Thermal Engineering, 1998, 18(8):683-692.

[47] van de Bor D M, FerreirA C I, Kiss A A. Optimal performance of compression-resorption heat pump systems[J]. Applied Thermal Engineering, 2014, 65(1):219-225.

[48] Kaynakli O, Saka K, Kaynakli F. Energy and exergy analysis of a double effect absorption refrigeration system based on different heat sources[J]. Energy Conversion and Management, 2015, 106:21-30.

[49] Arun M B, Maiya M P, Murthy S S. Performance comparison of double-effect parallel-flow and series flow water-lithium bromide absorption systems[J]. Applied Thermal Engineering, 2001, 21(12):1273-1279.

[50] Kaushik S, Arora A. Energy and exergy analysis of single effect and series flow double effect water-lithium bromide absorption refrigeration systems[J]. International Journal of Refrigeration, 2009, 32(6):1247-1258.

[51] Hamed A, Kaseb S A, Hanafi A S. Prediction of energetic and exergetic performance of double-effect absorption system[J]. International Journal of Hydrogen Energy, 2015, 40(44):15320-15327.

[52] Adewusi S, Zubair S M. Second law based thermodynamic analysis of ammonia-water absorption systems[J]. Energy Conversion and Management, 2004, 45(15):2355-2369.

[53] Ventas R, Lecuona A, Vereda C, et al. Two-stage double-effect ammonia/lithium nitrate absorption cycle[J]. Applied Thermal Engineering, 2016, 94:228-237.

[54] 鄭飛, 陳光明. 三效吸收制冷循環國外研究概況[J]. 流體機械, 1998, 26(12):54-60.(ZHENG Fei, CHEN Guangming. Studies on three-way absorption refrigeration cycle in foreign countries[J]. Fluid Machinery, 1998, 26 (12):54-60.)

[55] Kaita Y. Simulation results of triple-effect absorption cycles[J]. International Journal of Refrigeration, 2002, 25(7):999-1007.

[56] Gomri R. Thermodynamic evaluation of triple effect absorption chiller[C]// Proceedings of the Thermal Issues in Emerging Technologies. International Conference on Thermal Issues in Emerging Technologies, 2008:245-250.

[58] Gebreslassie B H, Medrano M, Boer D. Exergy analysis of multi-effect water-LiBr absorption systems:from half to triple effect[J]. Renewable Energy, 2010, 35(8):1773-1782.

[59] Devault R C, Biermann W J. Seven-effect absorption refrigeration, 4827728[P]. 1989-05-09.

[60] Xu Z Y, Wang R Z, Xia Z Z. A novel variable effect LiBr-water absorption refrigeration cycle[J]. Energy, 2013, 60(4):457-463.

[61] Xu Z Y, Wang R Z, Wang H B. Experimental evaluation of a variable effect LiBr-water absorption chiller designed for high-efficient solar cooling system[J]. International Journal of Refrigeration, 2015, 59:135-143.

[62] Hong D L, Chen G M, Tang L M, et al. Simulation research on an EAX (Evaporator-Absorber-Exchange) absorption refrigeration cycle[J]. Energy, 2011, 36(1):94-98.

[63] Shi Y Q, Chen G M, Hong D L. The performance analysis of a novel absorption refrigeration cycle used for waste heat with large temperature glide[J]. Applied Thermal Engineering, 2016, 93:692-696.

[64] Ziegler F, AlefelD G. Coefficient of performance of multistage absorption cycles[J]. International Journal of Refrigeration, 1987, 10(5):285-295.

[65] Ziegler F. Recent developments and future prospects of sorption heat pump systems[J]. International Journal of Thermal Sciences, 1999, 38(3):191-208.

[66] Ziegler F. State of the art in sorption heat pumping and cooling technologies[J]. International Journal of Refrigeration, 2002, 25(4):450-459.

[67] Kim D, Machielsen C. Evaluation of air-cooled solar absorption cooling systems[C]// Proceedings of the International Sorption Heat Pump Conference. Shanghai:Institute of Refrigeration and Cryogenics, Shanghai Jiao Tong University, 2002.

[68] Erickson D, Tang J. Evaluation of double-lift cycles for waste heat powered refrigeration[C]//Proceedings of the International Absorption Conference, Montreal, 1996.

[69] Arivazhagan S, Murugesan S, Saravanan R, et al. Simulation studies on R134a-DMAC based half effect absorption cold storage systems[J]. Energy Conversion and Management, 2005, 46(11):1703-1713.

[70] Izquierdo M, Venegas M, García N, et al. Exergetic analysis of a double stage LiBr-H2O thermal compressor cooled by air/water and driven by low grade heat[J]. Energy Conversion and Management, 2005, 46(7/8):1029-1042.

[71] Madveshi M, Gupta P, Nitin P. Use of solar energy for absorption cooling system to drive half-effect[J]. International Journal of Thermal Technologies, 2011(1):100-106.

[72] Du S, Wang R Z, Lin P, et al. Experimental studies on an air-cooled two-stage NH3-H2O solar absorption air-conditioning prototype[J]. Energy, 2012, 45(1):581-587.

[73] Aprile M, Toppi T, Guerra M, et al. Experimental and numerical analysis of an air-cooled double-lift NH3-H2O absorption refrigeration system[J]. International Journal of Refrigeration, 2015, 50:57-68.

[74] She X, Yin Y, Xu M, et al. A novel low-grade heat-driven absorption refrigeration system with LiCl-H2O and LiBr-H2O working pairs[J]. International Journal of Refrigeration, 2015, 58:219-234.

[75] Chen Y, Zhu Y, Geng W, et al. SE/DL absorption refrigeration cycle driven by low temperature heat resources[J]. Acta Energiae Solaris Sinica, 2002,23:102-107.

[76] Chen Y, Wang K, Shi M. Performance of 1.x-lift LiBr absorption refrigeration cycle driven by solar energy[J]. Journal of Southeast University(Natural Science Edition), 2005, 35(1):90-94.

[77] Yan X N, Chen G M, Hong D L, et al. A novel absorption refrigeration cycle for heat sources with large temperature change[J]. Applied Thermal Engineering, 2013, 52(1):179-186.

[78] Rojey A, Cohen G, Cariou J. Heat transformers:present state of a new technology[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part A:Journal of Power and Energy, 1983, 197(1):71-77.

[79] Grossman G, Devault R C, Creswick F A. Simulation and performance analysis of an ammonia-water absorption heat pump based on the generator-absorber heat exchange (GAX) cycle[J]. Journal of Education Policy, 1995, 26:513-527.

[80] Erickson D C. Branched GAX absorption vapor compressor, US 5024063[P]. 1991-06-18.

[81] GarimellA S, Christensen R N, Lacy D. Performance evaluation of a generator-absorber heat-exchange heat pump[J]. Applied Thermal Engineering, 1996, 16(7):591-604.

[82] Shi Y, Wang Q, Hong D, et al. Thermodynamic analysis of a novel GAX absorption refrigeration cycle[J]. International Journal of Hydrogen Energy, 2017, 42(7):4540-4547.

[83] Kang Y T, Hong H, Park K S. Performance analysis of advanced hybrid GAX cycles:HGAX[J]. International Journal of Refrigeration, 2004, 27(4):442-448.

[84] Kumar A R, Udayakumar M. Simulation studies on GAX absorption compression cooler[J]. Energy Conversion and Management, 2007, 48(9):2604-2610.

[85] Dixit M, Arora A, Kaushik S. Thermodynamic analysis of GAX and hybrid GAX aqua-ammonia vapor absorption refrigeration systems[J]. International Journal of Hydrogen Energy, 2015, 40(46):16256-16265.

[86] Yari M, Zarin A, Mahmoudi S M S. Energy and exergy analyses of GAX and GAX hybrid absorption refrigeration cycles[J]. Renewable Energy, 2011, 36(7):2011-2020.

[87] Mehr A S, Mahmoudi S M S, Yari M, et al. A novel hybrid GAX-ejector absorption refrigeration cycle with an air-cooled absorber[J]. International Journal of Exergy, 2013, 13(4):447-471.

[88] Mehr A S, Zare V, Mahmoudi S M S. Standard GAX versus hybrid GAX absorption refrigeration cycle:From the view point of thermoeconomics[J]. Energy Conversion and Management, 2013, 76:68-82.

[89] Mehr A S, Yari M, Mahmoudi S M S, et al. A comparative study on the GAX based absorption refrigeration systems:SGAX, GAXH and GAX-E[J]. Applied Thermal Engineering, 2012, 44:29-38.

[90] Erickson D C, Tang J. Semi-GAX cycles for waste heat powered refrigeration[J]. 1996, 2(2):1061-1066.

[91] Toppi T, Aprile M, Guerra M, et al. Numerical investigation on semi-GAX NH3-H2O absorption cycles[J]. International Journal of Refrigeration, 2016, 66:169-180.

[92] Chen G, Shi Y, Hong D. Performance analysis of a modified novel absorption-compression hybrid gax cycle[J]. Proceedings of the CSEE, 2016, 36(12):3250-3255.

[93] Du S, Wang R Z, Xia Z Z. Optimal ammonia water absorption refrigeration cycle with maximum internal heat recovery derived from pinch technology[J]. Energy, 2014, 68:862-869.

[94] Rameshkumar A, Udayakumar M, Saravanan R. Energy analysis of a 1-ton generator-absorber-exchange absorption-compression (GAXAC) cooler[J]. ASHRAE Transactions, 2009, 115(1):405-414.

[95] Chen L T. A new ejector-absorber cycle to improve the COP of an absorption refrigeration system[J]. Applied energy, 1988, 30(1):37-51.

[96] Wang J, Chen G, Jiang H. Study on a solar-driven ejection absorption refrigeration cycle[J]. International Journal of Energy Research, 1998, 22(8):733-739.

[97] Sun D W, Eames I W, Aphornratana S. Evaluation of a novel combined ejector-absorption refrigeration cycle.1. computer simulation[J]. International Journal of Refrigeration, 1996, 19(3):172-180.

[98] Jiang L B, Gu Z L, Feng X, et al. Thermo-economical analysis between new absorption-ejector hybrid refrigeration system and small double-effect absorption system[J]. Applied Thermal Engineering, 2002, 22(9):1027-1036.

[99] 顧兆林, 郁永章. 吸收-噴射復合制冷循環特性分析[C]//中國工程熱物理學會工程熱力學學術會議論文集. 寧波:中國工程熱物理學會, 1994.(GU Zhaolin, YU Yongzhang. Characteristics of absorption-ejector composite refrigeration cycle[C]// Proceedings of Engineering Thermodynamics Symposium of Engineering Thermophysics Society of China. Ningbo:Chinese Society of Engineering Thermophysics, 1994.)

[100] 顧兆林, 馮詩愚. LiBr-H2O吸收-噴射復合制冷循環流程的性能研究[J]. 西安交通大學學報, 1998, 32(1):61-64.(GU Zhaolin, FENG Shiyu. Study on the performance of LiBr-H2O absorption-jet compound refrigeration cycle[J]. Journal of Xi′an Jiaotong University, 1998, 32(1):61-64.)

[101] 王彥峰, 顧兆林. LiBr-H2O 吸收-噴射復合制冷循環流程的熱力參數研究[J]. 西安交通大學學報, 1999, 33(8):69-73.(WANG Yanfeng, GU Zhaolin. Study on thermodynamic parameters of LiBr-H2O absorption-jet compound refrigeration cycle[J]. Journal of Xi′an Jiaotong University, 1999, 33(8):69-73.)

[102] 蔣立本, 顧兆林. 吸收-噴射與吸收式制冷系統的熱經濟學比較[J]. 西安交通大學學報, 2000, 34(6):76-79.(JIANG Liben, GU Zhaolin. Comparison of thermal economics of absorption-injection and absorption refrigeration systems[J]. Journal of Xi′an Jiaotong University, 2000, 34(6):76-79.)

[103] Hong D L, Chen G M, Tang L M, et al. A novel ejector-absorption combined refrigeration cycle[J]. International Journal of Refrigeration, 2011, 34(7):1596-1603.

[104] Farshi L G, Mahmoudi S M S, Rosen M A. Exergoeconomic comparison of double effect and combined ejector-double effect absorption refrigeration systems[J]. Applied Energy, 2013, 103:700-711.

[105] Sozen A, Menlik T, Ozbas E. The effect of ejector on the performance of diffusion absorption refrigeration systems:An experimental study[J]. Applied Thermal Engineering, 2012, 33/34:44-53.

[106] Sirwan R, Alghoul M A, Sopian K, et al. Evaluation of adding flash tank to solar combined ejector-absorption refrigeration system[J]. Solar Energy, 2013, 91:283-296.

[107] Alexis G K. Thermodynamic analysis of ejector-absorption refrigeration cycle using the second thermodynamic law[J]. International Journal of Exergy, 2014, 14(2):179-190.

[108] Farshi L G, Mosaffa A H, Ferreira C A I, et al. Thermodynamic analysis and comparison of combined ejector-absorption and single effect absorption refrigeration systems[J]. Applied Energy, 2014, 133:335-346.

[109] Kumar A, Kumar R. Thermodynamic analysis of a novel compact power generation and waste heat operated absorption, ejector-jet pump refrigeration cycle[J]. Journal of Mechanical Science and Technology, 2014, 28(9):3895-3902.

[110] Pourjahan R, Behbahaninia A, Bahrampoury R. Exergy analysis and thermoeconomic optimisation of double-effect ejector-absorption refrigeration cycle using genetic algorithm[J]. International Journal of Exergy, 2015, 18(4):423-442.

[111] Vereda C, Ventas R, Lecuona A, et al. Single-effect absorption refrigeration cycle boosted with an ejector-adiabatic absorber using a single solution pump[J]. International Journal of Refrigeration, 2014, 38:22-29.

[112] Shi Y, Hong D, Chen G, et al. A two-stage absorption refrigertion cycle with an ejector[J]. Acta Energiae Solaris Sinica, 2015, 36(3):599-603.

[113] Stokar M. Compression heat pump with solution circuit Part 2:sensitivity analysis of construction and control parameters[J]. International Journal of Refrigeration, 1987, 10(3):134-142.

[114] Ahlby L, Hodgett D, Berntsson T. Optimization study of the compression/absorption cycle[J]. International Journal of Refrigeration, 1991, 14(1):16-23.

[115] Hulten M, Berntsson T. The compression/absorption cycle-influence of some major parameters on COP and a comparison with the compression cycle[J]. International Journal of Refrigeration, 1999, 22(2):91-106.

[116] Pratihar A K, Kaushik S C, Agarwal R S. Simulation of an ammonia-water compression-absorption refrigeration system for water chilling application[J]. International Journal of Refrigeration, 2010, 33(7):1386-1394.

[117] Ayala R, Heard C L, Holland F A. Ammonia/lithium nitrate absorption/compression refrigeration cycle. Part Ⅰ. Simulation[J]. Applied Thermal Engineering, 1997, 17(3):223-233.

[118] Ayala R, Heard C L, Holland F A. Ammonia lithium nitrate absorption/compression refrigeration cycle. Part II. Experimental[J]. Applied Thermal Engineering, 1998, 18(8):661-670.

[119] Li J B, Xu S M. The performance of absorption-compression hybrid refrigeration driven by waste heat and power from coach engine[J]. Applied Thermal Engineering, 2013, 61(2):747-755.

[120] Xu S M, Li J B, Liu F S. An investigation on the absorption-compression hybrid refrigeration cycle driven by gases and power from vehicle engines[J]. International Journal of Energy Research, 2013, 37(12):1428-1439.

[121] Fukuta M, Yanagisawa T, Iwata H, et al. Performance of compression/absorption hybrid refrigeration cycle with propane/mineral oil combination[J]. International Journal of Refrigeration, 2002, 25(7):907-915.

[122] Rameshkumar A, Udayakumar M, Saravanan R. Heat transfer studies on a GAXAC (generator-absorber-exchange absorption compression) cooler[J]. Applied Energy, 2009, 86(10):2056-2064.

[123] Wang J, Wang B L, Wu W, et al. Performance analysis of an absorption-compression hybrid refrigeration system recovering condensation heat for generation[J]. Applied Thermal Engineering, 2016, 108:54-65.

[124] Kim J S, Ziegler F, Lee H. Simulation of the compressor-assisted triple-effect H2O/LiBr absorption cooling cycles[J]. Applied Thermal Engineering, 2002, 22(3):295-308.

[125] Dixit M, Arora A, Kaushik S. Thermodynamic and thermoeconomic analyses of two stage hybrid absorption compression refrigeration system[J]. Applied Thermal Engineering, 2017, 113:120-131.

[126] Fernandez-Seara J, Sieres J, Vazquez M. Compression-absorption cascade refrigeration system[J]. Applied Thermal Engineering, 2006, 26(5/6):502-512.

[127] Kairouani L, Nehdi E. Cooling performance and energy saving of a compression-absorption refrigeration system assisted by geothermal energy[J]. Applied Thermal Engineering, 2006, 26(2/3):288-294.

[128] Sun Z G, Guo K H. Cooling performance and energy saving of a compression-absorption refrigeration system driven by a gas engine[J]. International Journal of Energy Research, 2006, 30(13):1109-1116.

[129] Sun Z G. Experimental investigation of integrated refrigeration system (IRS) with gas engine, compression chiller and absorption chiller[J]. Energy, 2008, 33(3):431-436.[130] Garimella S, Brown A M, Nagavarapu A K. Waste heat driven absorption/vapor-compression cascade refrigeration system for megawatt scale, high-flux, low-temperature cooling[J]. International Journal of Refrigeration, 2011, 34(8):1776-1785.

[131] Cimsit C, Ozturk I T. Analysis of compression-absorption cascade refrigeration cycles[J]. Applied Thermal Engineering, 2012, 40:311-317.

[132] Colorado D, Velazquez V M. Exergy analysis of a compression-absorption cascade system for refrigeration[J]. International Journal of Energy Research, 2013, 37(14):1851-1865.

[133] Han W, Sun L L, Zheng D X, et al. New hybrid absorption-compression refrigeration system based on cascade use of mid-temperature waste heat[J]. Applied Energy, 2013, 106:383-390.

[134] Jain V, Kachhwaha S S, Sachdeva G. Thermodynamic performance analysis of a vapor compression-absorption cascaded refrigeration system[J]. Energy Conversion and Management, 2013, 75:685-700.

[135] Cimsit C, Ozturk I T, Hosoz M. Second law based thermodynamic analysis of compression-absorption cascade refrigeration cycles[J]. Journal of Thermal Sciences and Technology, 2014, 34(2):9-18.

[136] Jain V, Kachhwaha S S, Sachdeva G. Exergy analysis of a vapour compression-absorption cascaded refrigeration system using modified Gouy-Stodola equation[J]. International Journal of Exergy, 2014, 15(1):1-23.

[137] Cimsit C, Ozturk I T, Kincay O. Thermoeconomic optimization of LiBr/H2O-R134a compression-absorption cascade refrigeration cycle[J]. Applied Thermal Engineering, 2015, 76:105-115.

[138] Jain V, Sachdeva G, Kachhwaha S S. NLP model based thermoeconomic optimization of vapor compression-absorption cascaded refrigeration system[J]. Energy Conversion and Management, 2015, 93:49-62.

[139] Salajeghe M, Ameri M. Energy and exergy analysis of subcooling the condenser outlet refrigerant in a compression-absorption cascade refrigeration system[J]. International Journal of Exergy, 2015, 18(2):234-250.

[140] Xu Y J, Chen F S, Wang Q, et al. A novel low-temperature absorption compression cascade refrigeration system[J]. Applied Thermal Engineering, 2015, 75:504-512.

[141] Jr M J D, Robertson R C. Thermodynamic study of ammonia-water heat power cycles[J]. Oak ridge National Lab TN, 1953.

[142] Kalina A I. Generation of energy by means of a working fluid, and regeneration of a working fluid, US4346561A[P]. 1982.

[143] Kalina A I. Combined cycle and waste heat recovery power systems based on a novel thermodynamic energy cycle utilizing low-temperature heat for power generation[J]. Mechanical Engineering, 1983, 105(11):104.

[144] Kalina A I. Combined-cycle system with novel bottoming cycle[J]. Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, 1984, 106(4):737-742.

[145] Goswami D Y. Solar thermal power-status and future directions[C]//Proceedings of the 2nd ASME-ISHMT heat and mass transfer conference, Mangalore, India, 1995.

[146] Erickson D C, Anand G, Kyung I. Heat-activated dual-function absorption cycle[J]. ASHRAE Transactions, 2004, 110(1):515-524.

[147] Ziegler F. Novel cycles for power and refrigeration[C]//Proceedings of the the 1st European Conference on Polygeneration. Tarragona, Spain, 2007.

[148] Zhang N, Lior N. Development of a novel combined absorption cycle for power generation and refrigeration[J]. J Energ Resour-Asme, 2007, 129(3):254-265.

[149] Ayou D S, Bruno J C, Coronas A. Combined absorption power and refrigeration cycles using low and mid-grade heat sources[J]. Science & Technology for the Built Environment, 2015, 21(7):934-943.

Aboutthecorrespondingauthor

Chen Guangming, male, Ph.D., professor, doctoral tutor, Institute of Refrigeration and Cryogenics, Zhejiang University, +86 571-87951680, E-mail:gmchen@zju.edu.cn. Research fields:fundamental thermodynamics of refrigeration, low grade energy utilization and energy conversion, refrigeration air-conditioning and heat pump technology, absorption refrigeration, new refrigerants, thermophysical technology in cryobiology.

State-of-the-artAbsorptionRefrigerationandHeatPumpCycles

Chen Guangming Shi Yuqi

(Key Laboratory of Refrigeration and Cryogenic Technology in Zhejiang Province, Institute of Refrigeration and Cryogenics, Zhejiang University, Hangzhou, 310027, China)

As the first artificial refrigeration method developed, absorption refrigeration has been around for more than 200 years. In truth, it has been used in civil and industrial applications for more than 60 years. Absorption refrigeration has developed rapidly in terms of theory and application over the past 20 years, and in the refrigerator market occupies a considerable share, has drawn significant attention from both domestic and foreign manufacturers. With an increase in human energy consumption, in-depth research on new and distributed energy sources and their efficient utilization needs to be carried out. The use of waste heat, renewable solar energy, and geothermal energy make heat-driven refrigeration (heat pumps) an increasingly attractive option.

Unlike electric-driven vapor compression refrigeration (heat pump) systems, absorption refrigeration (heat pump) technology can be driven directly using thermal energy from low-grade heat sources, operating at a much lower cost than the electric-driven system. Owing to their environmentally friendly features, including safety, noise-free operation, high reliability, and other significant advantages, absorption systems have adopted a water-lithium bromide solution, an ammonia-ammonia solution, or other natural refrigerant as the working fluid. However, absorption systems have a large footprint, a large initial investment, high cooling load, low energy efficiency (direct combustion form), and other deficiencies. In view of these characteristics, the main research directions at this stage include an optimization of the cycle design, the selection of a working fluid, enhancement of the heat and mass transfer of the system components, and optimization of the system control strategy.

The absorption cycle, in a narrow sense, refers to a closed, vapor refrigerant absorbed by the solution refrigeration (heat pumps) cycle. This family of cycle, in accordance with its classification of cycle configuration, includes single absorption cycles, multi-absorption cycles, and combined cycles. Single absorption cycles consist of a basic single-effect absorption cycle, diffusion absorption cycles, membrane absorption cycles, heat booster cycles, gravity-driven valve-operation cycles, and self-cascade cycles. A multiple absorption cycle mainly includes a reabsorption cycle, multi-effect cycles, intermediate-effect cycles, multi-stage cycles, intermediate-stage cycles, and GAX cycles. Combined cycles mainly consist of ejection-absorption cycles, compression-absorption cycles, and expansion-absorption cycles.

Existing research into absorption refrigeration technologies includes, but is not limited to, solar energy, medium and low temperature level waste heat utilization, combined heat and power, energy storage (cooling and heat storage), membrane exchange materials, high-temperature corrosion-resistant materials, plastic heat exchangers and so on. The existing absorption cycle was designed to satisfy a certain temperature and concentration range. In the face of new applications, new materials and a new absorption of working fluids, novel absorption cycles can be proposed with greater efficiency, wider ranges of heat-source driven temperature and solution concentration.

refrigeration cycle; absorption refrigeration; lithium bromide; ammonia water; progress; review

0253- 4339(2017) 04- 0001- 22

10.3969/j.issn.0253- 4339.2017.04.001

國家重點研發計劃課題(2016YFB0901404)資助項目。(The project was supported by the National Key Research and Development Program (No. 2016YFB0901404).)

2016年9月28日

TB61+6； TQ051.5

： A

陳光明，男，博士，教授，博士生導師，浙江大學制冷與低溫研究所，(0571)87951680，E-mail：gmchen@zju.edu.cn。研究方向：制冷基礎熱力學理論、節能與低品位能源利用、制冷空調熱泵技術、吸收制冷、新型制冷劑、低溫生物中的熱物理技術。