吸收式制冷(热泵)循环流程研究进展

(浙江省制冷与低温技术重点实验室 浙江大学制冷与低温研究所 杭州 310027)

吸收式制冷(热泵)循环流程研究进展

陈光明 石玉琦

(浙江省制冷与低温技术重点实验室浙江大学制冷与低温研究所杭州310027)

吸收式制冷作为最早的人工制冷方法，诞生至今已有200多年。在民用和工业中的实际应用有60多年。近20余年来，吸收式制冷在理论与应用等方面都取得了迅速发展，并在制冷机市场上占有相当的份额，得到国内外厂商和学者的广泛关注与研究。随着人类能源消耗量的不断增加，需要进一步深入研究新能源、分布式能源及能源的高效利用。余热、废热、可再生的太阳能、地热能等的利用使得热能驱动的吸收式制冷(热泵)技术得到越来越多的关注。

与采用电驱动蒸气机械压缩式制冷(热泵)系统不同，吸收式制冷(热泵)技术可利用采用低品位热源的热能直接驱动，运行成本远低于电驱动系统。吸收式系统多采用H2O-LiBr溶液、NH3-H2O溶液等自然工质作为制冷剂，具有环境友好特性，同时具有安全、可无噪音运行、可靠性高等显著优点。但也具有占地面积大、初投资高，冷却负荷高，一次能源效率低(直燃形式)等不足。针对这些特性，现阶段的主要研究方向包括：循环设计优化、工质对选择、系统部件热质传递强化、系统控制策略优化等。

狭义的吸收式循环是指闭式、溶液吸收制冷剂蒸气的吸收式制冷(热泵)循环。该类循环按照循环形式分类包括单吸收循环、多吸收循环和复合循环。单吸收循环主要包括基本单效吸收循环、扩散吸收循环、膜吸收循环、热变换器循环、重力驱动的阀切换循环以及自复叠循环；多吸收循环主要包括再吸收循环、多效循环、中间效循环、多级循环、中间级循环以及GAX循环；复合循环主要包括喷射-吸收复合、压缩-吸收复合和膨胀-吸收复合等复合形式。

现有吸收式制冷技术研究热点主要包括且不局限于太阳能、中低温余热利用、冷热电联产、储能(蓄冷、蓄热)，膜交换材料、高温下耐腐蚀材料，塑料热交换器等方面。吸收式循环现有循环结构的提出针对的是一定温度和浓度下循环，面对新的应用场景、新材料以及新吸收工质对，吸收式循环可以提出多种更高效、更宽热源驱动温度范围和溶液浓度范围的新循环。

制冷循环；吸收式制冷；溴化锂；氨水；进展；综述

资源与环境是人类发展面临的两个关键问题，对应的重要解决办法是节能和减排。提高能量利用效率，减少污染物排放的重要方法之一是高效利用能源。以热能驱动的吸收式制冷(热泵)是当前应用最广泛的热驱动制冷(热泵)技术。同时，吸收式制冷(热泵)技术还可以结合储能、发电等技术，带来全新的应用前景。本文将吸收式制冷(热泵)均以吸收式制冷进行简化叙述，所得结论均适用于吸收式热泵。

吸收式制冷循环广义上包括液体吸收和固体吸附两种类型，每种按照与外界环境是否有传质，又可以划分为开式和闭式两种[1]。狭义的吸收式制冷是指闭式液体吸收循环。文中介绍的循环为闭式液体吸收循环。

吸收式制冷具有热驱动、极少电能消耗或无电能消耗的特点，可以结合太阳能等可再生能源、废热余热等的利用，以得到良好的经济性能；与其他热驱动制冷方式(如蒸气喷射制冷、Vuilleumier制冷、热电制冷、热声制冷、斯特林制冷)相比，效率更高；吸收式循环通常采用自然工质，应用广泛的两种工质对为H2O-LiBr溶液和NH3-H2O溶液，具有环境友好的优点；吸收式机组负荷可调节范围大，制冷量可调范围通常在10%～100%，且在调节范围内性能稳定；除溶液泵外，机组几乎无运动部件，噪声小，满足舒适性要求；此外，这些机组结构简单、制造方便，操作和维护容易[2]。但吸收式制冷也具有以下一些明显缺点：以H2O-LiBr溶液为工质时，蒸发压力低，气密性要求高，由于溴化锂的金属腐蚀性，难以实现过高的发生温度；以NH3-H2O溶液为工质时，蒸发压力高，循环性能略低；其他工质对都具有或多或少的缺陷，另外，吸收式制冷系统相对于电驱动系统，冷却负荷大，通常大一倍以上，因此小型化较困难。

吸收式制冷历史可以追溯到240多年前。最早采用吸收进行制冷的记录是1777年英国配镜师、科学仪器制造商Edward Nairne，他改进了William Cullen爵士的实验中采用机械抽气泵抽吸水蒸气的方法[3]，利用浓硫酸吸收水蒸气，使未蒸发的水得到冷却。原理是液体水上方的空气被抽掉后，上方水蒸气被另一个容器的浓硫酸吸收，蒸气压降低，液态水不断蒸发吸热使得剩余水进一步冷却降温，直到开始结冰。K. Gavroglu[4]指出 Ferdinand Carré于1850年制造了制冷装置用于制冰，采用氨水吸收氨的方法，实物装置至今在葡萄牙里斯本大学仍在展出。1859年，获得了NH3-H2O溶液为工质的吸收式制冷机的专利[5]，并建立一个大型连续吸收制冰装置；1866年，Edmond Carré将浓硫酸与抽气泵联合使用，并不断搅拌浓硫酸，改变表面浓度，实现连续制冰。为应对浓硫酸的强腐蚀性，重金属铅被用来作为制造制冷机的材料。随着机械压缩制冷方式的进步，吸收式制冷机逐渐淡出市场。第一次世界大战后，能源价格飙升，吸收式制冷机重新得到人们重视。吸收式制冷从理论和实验得到全面系统的研究。1945年第二次世界大战结束后，美国Carrier公司生产出首台溴化锂吸收式制冷机[6]，它在效率、安全性等方面都较之前的制冷机有极大提高。现在商用吸收式制冷机产品仍然采用这种方式，仅在能效方面有改进。

吸收式制冷机多采用H2O-LiBr溶液为工质，20世纪70年代，美国传统吸收式制冷机制造商由于美国能源结构变化，大多减少甚至放弃吸收式制冷机的加工和制造[7]。日本于1959年和1962年分别成功研制单效和双效型溴化锂制冷机[8]。我国也于1966年和1982年分别制造出单效[9]和双效[2]机组。如今主要的制造商集中在东亚的中日韩等国。如中国的远大、双良，韩国的LG，日本的荏原和三菱等。此外，还有美国的开利、特灵，以及印度的Thermax等公司。由于采用机器人焊接技术，溴化锂制冷机的气密性几乎已经不再成为限制因素。

吸收式制冷机除了应用于特殊需求的民用空调、小型吸收式冰箱外，还广泛应用于热电、化工、冶金、水泥等大量产生废热的工业领域。根据Persistence Market Research 调查报告显示，2015年全球溴化锂吸收式冷(热)水机组市场销售量为11 875套，2016年达到12 203套，2016年至2024年的年平均增长率预计为6.4%。据中国制冷空调工业协会统计，2015年两种溴化锂吸收式冷(热)水机组(直燃型和蒸气-热水型)中国市场销售量超过3 000套，销售额约32亿元，其中蒸气-热水型溴化锂吸收式冷水机组占总销售额的三分之二以上[10]。

为了介绍方便，一些定义需要加以统一。一般教科书或其他文献中通常所说的“浓溶液”、“稀溶液”是以溶质相对于溶剂作为参考，具有一定的确定性；吸收式制冷工质对以溶液形式存在，工质对中易挥发的组分通常作为制冷剂，难挥发或不挥发的组分作为吸收剂，具有相对性。“制冷剂-吸收剂”与“溶质-溶剂”并不一一对应，如水在NH3-H2O溶液和H2O-LiBr水溶液循环中分别作为吸收剂和制冷剂。本文将制冷剂含量较多的溶液称为“强溶液(strong solution)”，将制冷剂含量较少的溶液称为“弱溶液(weak solution)”，以避免用“浓溶液”和“稀溶液”导致的混淆。文中有关的术语定义如表1所示[11]。

表1 吸收循环中基本术语Tab.1 Terminology in absorption cycle

最基本的连续吸收式制冷循环原理如图1所示。

基本的吸收式制冷系统主要包括四个换热单元(发生器、吸收器、冷凝器和蒸发器)、溶液泵和节流元件等部件。强溶液经过溶液泵加压后在发生器中加热升温、等压发生成为弱溶液后，经过节流降压进入吸收器，发生出的制冷剂蒸气被排入冷凝器中冷凝，冷凝热被外部热沉带走。制冷剂经过节流降压后，进入蒸发器中制冷，蒸发后的制冷剂蒸气被吸收器中弱溶液吸收，吸收热排出系统，保证吸收过程可持续进行。

表2 循环图中图形或符号的含义Tab.2 Meaning of a graph or symbol in absorptioncycle′s p-T diagram

图1 基本的连续吸收式制冷循环原理Fig.1 Schematic diagram of basic continuous absorption refrigeration cycle

吸收式制冷循环主要由溶液环路和制冷剂环路组成，对于不同的吸收式制冷循环，不同环路之间存在性质不同的传热和传质关系。笔者按照溶液循环的环路个数将吸收式循环分为两类：单吸收式循环，即只有一对发生器-吸收器组合，只发生一次吸收过程的循环；多吸收式循环，即具有两对或多对发生器-吸收器组合，发生两次或多次以上吸收过程的循环。带有喷射器、压缩机或膨胀机等非吸收式换热设备的循环划分为复合循环，如图2所示。

图2 吸收式制冷循环分类Fig.2 Categories of absorption refrigeration cycle

1 单吸收式循环

单吸收式循环中蒸气只被吸收剂吸收一次，如果采用的吸收剂具有挥发性，发生器发生出制冷剂蒸气需要精馏器精馏提纯后再进一步冷凝蒸发，与非挥发性吸收剂的原理相同，一部分热量用于蒸馏提纯，另一部分制冷剂在精馏装置中冷却回流。系统性能系数下降。

1.1基本单效吸收式循环

基本单效吸收式循环表示在p-T图中，如图3所示。发生器中富含制冷剂的“强溶液”在外部热源的加热下，发生出制冷剂蒸气，溶液浓缩为贫乏制冷剂的“弱溶液”，经过节流降压后进入吸收器。制冷剂蒸气进入冷凝器，热量被外部环境带走，冷凝成为饱和或过冷液体制冷剂。经过节流降压元件，压力降至蒸发压力进入蒸发器。在蒸发器中制冷剂蒸发吸热，产生制冷效果。饱和或过热的制冷剂蒸气被贫乏制冷剂的“弱溶液”吸收，吸收过程产生大量的吸收热被外部环境带走，使吸收过程可以持续进行，吸收剂溶液吸收制冷剂蒸气后浓度上升，由溶液泵加压后返回发生器，由于液体比体积随压力的变化很小，因此泵的功耗也很小。循环过程往复不止，为了提高热量利用效率，系统添加溶液换热器进行回热，可有效减少发生器热量需求。

图3 单效吸收式制冷循环Fig.3 Single effect absorption refrigeration cycle

单效吸收式制冷循环是结构最简单的吸收式制冷循环，多数学者采用控制方程、利用计算机编程语言，模拟计算的研究方法；也有学者采用人工神经网络、多主体仿真、差分进化、夹点分析等方法，主要研究循环的稳态特性。除了模拟稳态特性，近期文献中，有学者进行动态特性研究[12-14]。

采用不同制冷剂时，单效吸收式制冷循环性能有很大不同。采用H2O-LiBr溶液工质对时，理论上COP可大于0.7，实验结果与理论结果通常符合较好；采用NH3-H2O工质对时，理论性能稍低于溴化锂工质对，最大COP小于0.6，实验结果较理论结果通常偏低。采用其他工质对的制冷循环性能，一般较前面两种传统吸收式工质对低。一些近期理论和实验结果如表3所示。

1.2扩散吸收式循环

扩散吸收式制冷循环因其在循环各处压力基本保持一致，通常被认为是单压力吸收式制冷循环，循环中有三种流体工质，除吸收剂外，还有制冷剂和用于压力平衡的扩散剂。根据被吸收的工质是制冷剂还是扩散剂，扩散吸收式循环可分为Platen-Munters扩散吸收循环和Einstein-Szilard扩散吸收循环，两种循环分别于1928年[21]和1930年[22]被提出。两种扩散吸收制冷循环都依赖于一种热虹吸循环装置——气泡泵[23]取代机械功驱动的溶液循环泵。

表3 近期文献中单效吸收式制冷系统性能Tab.3 Performance of single effect absorption refrigeration systems in recent literatures

1.2.1Platen-Munters扩散吸收循环

Platen-Munters扩散吸收循环三种工质分别是吸收剂、被吸收剂吸收的制冷剂和压力平衡气体。主要由发生器、气泡泵、吸收器、冷凝器和蒸发器组成，无节流元件。Platen-Munters扩散吸收式循环的原理如图4所示。发生器发生出的制冷剂蒸气经过分离器(气泡泵顶部的气液分离装置)进入冷凝器，冷凝成为液态制冷剂，进入蒸发器蒸发成为气态并与来自吸收器的平衡气体混合，制冷剂蒸气在进入吸收器前经过气体回热器与平衡气体进行热交换，在吸收器中被吸收。经过发生器发生后，气泡泵顶部经过分离器分离后的“弱溶液”进入吸收器吸收制冷剂，循环往复。制冷剂与扩散剂在蒸发器和吸收器中组成气态均相的混合物，制冷剂在吸收器中被不断吸收，混合物中分压力降低，制冷剂不断从组分浓度高的蒸发器向组分浓度低的吸收剂扩散，因此该种吸收循环被称为扩散吸收式循环。

图4 Platen-Munters扩散吸收循环Fig.4 Platen-Munters diffusion absorption cycle

受限于气泡泵的输送能力，扩散吸收循环的制冷量通常较小，一般在200～400 W，COP为0.2～0.25[24]。NH3-H2O-H2是扩散式吸收循环最常见的工质。其中吸收工质对也可以采用与单效吸收循环相同的其他工质对，惰性气体用于平衡系统间压力，惰性扩散气体主要采用密度小、流动阻力小，换热系数低和动力黏度低的低沸点气体。扩散吸收式循环的一个关键部件是可以实现液体无机械泵输送的装置气泡泵。气泡泵的流型对制冷剂的传输至关重要，S. J. White等[25]发现塞状流型具有最高的效率。气泡泵的性能直接影响整个系统的循环性能，针对气泡泵性能的影响因素，国内外学者进行了大量的理论和实验研究，主要针对其浸没比、流体的流型、加热功率、溶液浓度、长径比等进行分析[26]，也有学者采用不同的气泡泵和发生器的构造结构形式进行研究。此外，针对系统循环，N. B. Ezzine 等[27]采用低碳原子数被高碳原子数烷烃吸收的工质对进行研究，A. Acua等[28]采用NH3-LiNO3-H2进行扩散吸收循环实验。B. Gurevich等[29]采用并联气泡泵提高循环的制冷量，X. H. Han等[30]采用有机吸收工质对对扩散吸收系统进行实验研究。

1.2.2Einstein-Szilard扩散吸收循环

Einstein-Szilard扩散吸收循环简称爱因斯坦循环，也是由三种工质组成的单压吸收循环。与Platen-Munters扩散吸收循环不同之处在于，被吸收的气体作为压力平衡气体，第三种工质作为制冷剂。爱因斯坦循环的三种工质为丁烷-水-氨，组成主要有发生器、气泡泵、冷凝/吸收器和蒸发器，作为单压吸收循环，也没有节流装置。爱因斯坦循环工作原理如图5所示。发生器发生出的平衡气体经过气体回热器直接进入蒸发器与制冷剂混合，经过气液分离后的贫乏平衡气体的溶液进入冷凝/吸收器，蒸发器蒸发出的制冷剂蒸气与平衡气体经过气体换热器进入冷凝/吸收器，在冷凝/吸收器中平衡气体被吸收，吸收剂溶液和制冷剂被外部冷却成为液态，制冷剂与富含平衡气体的吸收剂溶液不互溶，产生分层。制冷剂液体经过预冷后流回蒸发器产生制冷效果。

图5 Einstein-Szilard扩散吸收循环Fig.5 Einstein-Szilard diffusion absorption cycle

K. Mejbri等[31]通过对Einstein-Szilard扩散吸收循环理论模拟，得出当冷凝温度30 ℃和40 ℃时，COP分别为0.183和0.134，当冷凝温度高于50 ℃时，系统将无法制冷，采用替代的三元工质可能会避免该问题。由于三元工质相平衡尚无被广泛认可的相互之间作用参数，文献中采用两元作用参数近似拟合[32]，该模拟精度需要进一步进行验证。另外同样采用氨-水-丁烷三元工质的Rojey循环与传统氨水吸收制冷循环结构相同，丁烷为平衡气体，可以进一步降低蒸发器中氨的蒸发压力，制得更低温度的冷量[33]。

1.3膜吸收式循环

膜吸收式循环原理如图6所示，吸收器和发生器处于同一腔体，吸收器中制冷剂浓度高于发生器中制冷剂浓度，用渗透膜隔离吸收器中强溶液和发生器中弱溶液，渗透膜选择性通过溶液中的制冷剂组分，无需溶液泵维持循环。由于渗透膜需要同时具有高度的选择透过性、绝热性等特点，该吸收式循环最早由G. Zerweck[34]于1980年提出，之后研究人员主要进行理论可行性分析。由于膜两侧压力可能不平衡，发生器和吸收之间需连接减压阀。改进的膜吸收循环首先用溶液泵提高压力和加热单元进行加热升温，再利用膜分离发生-冷凝器进行分离。理论COP可达0.5，但根据该循环建造的原型机COP仅约为0.06[35]。膜分离技术可以应用于部件优化，如强化吸收器、发生器和溶液换热器等的传热传质，可在不改变循环结构的情况下提升部件性能；此外，可采用微通道换热等紧凑型换热方式，有效减小吸收式制冷机部件的体积[36]。另外，对常规溴化锂吸收式制冷的发生器进行膜分离改造，可将传热和传质两个过程分开，适用于汽车空调等恶劣环境[37]。

图6 膜接触吸收循环Fig.6 Membrane-based absorption refrigeration cycle

1.4吸收式热变换器

吸收式热变换器也称第二类吸收式热泵，是一种提高热量品质的循环形式。与第一类吸收式热泵相似，也具有高温、中温和低温三个温度位。第一类吸收式热泵(制冷)循环高温位热源作为驱动，当环境作为中温热源时，低温位产生制冷效果；当环境作为低温位热源时，中温位热源产生制热效果。以制冷循环为例，可以看作两个循环的耦合：一个是高温位热源和中温位环境热源的正卡诺循环，另一个是中温位环境热源和低温位热源组成的逆卡诺循环。两者产生的功和消耗的功刚好抵消。如果采用中温位热源作为驱动，低温位为环境温度，两者之间构成正卡诺循环，可以使中温位热源与更高温度热源之间构造逆卡诺循环，进一步提升温度，即吸收式热变换器。原理如图7所示，与基本单效吸收式制冷循环相比，需要在制冷剂回路中引入增压泵，四个主要换热单元的温度和压力关系有很大不同，其中吸收器和蒸发器处于高压，发生器和冷凝器处于低压。蒸发器和发生器在中温位，冷凝器在低温位向环境放热，吸收器在高温端产生更高品位热量。

吸收式热变换器的小型实验装置用于水的净化时，产热量为0.7～5 kW，热效率为0.15～0.43；用于产生蒸气时，产热量为1～10 kW，热效率0.1～0.2，当输入热源量大时，热效率可以达到0.4；工业应用的大型装置热效率为0.45～0.47，投资回报周期为2～3.1年，受到市场原油价格影响较大[38]。除了热效率，温度提升能力，即Ta-Tg，也是热变换器的一个重要性能指标，以水的净化为目的的循环，温度提升为18～28 ℃；以“Carrol-水“流体为工质对的循环，温度提升可以达到40 ℃以上[39]，以TFE-E181为工质对的循环可以高达65 ℃[40]。

图7 吸收式热变换器循环Fig.7 Absorption heat transformer cycle

1.5阀切换式吸收循环

阀切换式吸收式循环是一种利用热能驱动、无泵、间歇发生的吸收式循环，原理如图8所示，由I. Eames等[41]提出。发生器通过加热升温升压，将部分弱溶液输送到相对位置更高的吸收器中，开启阀门后，吸收器中吸收制冷剂后的强溶液利用自身重力回流到发生器中，在溶液回流的过程中发生器发生出制冷剂蒸气，依次冷凝、节流和蒸发。发生过程随阀门开合间歇性的进行，吸收过程保持持续进行，因此制冷也是连续的。理论COP可大于0.6，与连续的吸收式制冷循环接近。A. Paurine等[42]对此进行了实验设计和论证，但并未给出实验结果。

图8 阀切换吸收式制冷循环Fig.8 Valve operated absorption refrigeration cycle

1.6自复叠吸收式循环

自复叠是一种有效的采用单一压缩过程制取低温位冷量的循环方式，制冷剂工质采用两元或多元非共沸混合物。压缩式制冷中采用自复叠可以有效减小压缩机数量，提高系统循环耦合能力，降低蒸发温度。通过多级分凝，低沸点组分不断被分离出来，蒸发获得低温。吸收式循环同样可以采用自复叠的方式，溶液循环取代压缩式自复叠中的压缩机，循环如图9所示。Y. J. He等[43]采用R23+R32+R134a/DMF工质对进行理论研究；采用这种循环形式在163 ℃的发生温度下，制取-47.2 ℃冷量；利用122.5 ℃ 驱动热源制取-52.9 ℃ 冷量为液化天然气进行预冷。

图9 自复叠吸收式制冷循环Fig.9 Auto-cascade absorption refrigeration cycle

2 多吸收式循环

多吸收循环中制冷剂蒸气会被发生或吸收两次或两次以上，每次发生或吸收，蒸气都需要被加热发生，从溶液中脱离出一次，或被冷却吸收进入溶液中一次。为了提高热能利用效率，或降低驱动热源温度，从而拓展可利用的热源范围，多吸收式循环通常采用循环间能量或质量耦合的方法，对热量多效或多级利用。Z. Y. Xu等[44]按照吸收式循环热量或质量耦合方式不同，将循环分为“冷凝-发生热耦合”、“吸收-发生热耦合”、“吸收-蒸发热耦合”、“冷凝-蒸发热耦合”和“发生-吸收质量耦合”，以及混合能量、质量耦合等类别，该分类方法有助于深入了解不同循环之间热、质传递关系。本节按照驱动热源的热利用效率，将多吸收循环分为再吸收循环、多效循环、中间效循环、多级循环、中间级循环和GAX循环。

2.1再吸收循环

再吸收循环是采用溶液环路(包括吸收器、发生器、溶液换热器、溶液泵和节流阀)替换单效吸收制冷循环中制冷剂回路(包括冷凝器、节流阀和蒸发器)，由两个溶液环路通过制冷剂质量传递形成的循环。其中“再发生器”替代单效循环中蒸发器，“再吸收器”替代单效循环中冷凝器，为了能够使“再发生器”在较低温位下发生出蒸气，“再吸收器”在较高温位下吸收蒸气，需要溶液泵进行加压，将“再发生器”中溶液泵送到“再吸收器”中。原理如图10所示。与单效吸收式循环相比，再吸收循环由于采用溶液替代纯制冷剂工质，溶液浓度可调，但装置结构复杂性增加，内部不可逆性增加，性能下降；但如果冷端采用变温热源，热源匹配性提高，系统性能会得到弥补[45]。通过模拟计算，采用H2O-LiBr溶液工质对，假定放气范围均为0.05，制冷温度为5 ℃时，再吸收循环较单效吸收循环性能高[46]。此外，再吸收环路与机械功驱动压缩机构成增温热泵可以达到124 ℃的温度提升[47]。

图10 再吸收循环Fig.10 Resorption cycle

2.2多效吸收式循环

多效吸收式循环是指一次外部热量输入，通过循环内部热量耦合，两次或多次发生出的制冷剂蒸气用于制冷的循环。多效吸收式循环由两个或多个溶液循环与制冷剂回路(或再吸收环路)组成。高温级循环放热部件(如冷凝器、吸收器、再吸收器)排出的热量对低温级吸热部件(如发生器、蒸发器、再发生器)进行加热。常见的两种热量耦合方式为冷凝-发生热耦合和吸收-发生热耦合。热量在循环中通过内部热耦合得到高效利用。多效吸收式循环的外部热源驱动温度相对单效吸收循环高。采用冷凝-发生热耦合，高温级的发生器需要更高的发生压力，称为增压增效型；如果采用吸收-发生热耦合，高温级发生器中需要更高浓度吸收剂的溶液，称为增浓度增效型。因此前者主要适用于发生压力低，盐溶液作为吸收剂的循环，如H2O-LiBr吸收式循环，而不适用于发生压力过高的NH3-H2O吸收式循环；后者主要适用于浓度跨度大的循环，如NH3-H2O吸收式循环，而不适用于容易产生结晶问题的H2O-LiBr溶液吸收式循环。

2.2.1两效吸收式循环

吸收制冷机产品中，目前最为广泛被应用的循环形式是两效吸收式循环，该循环形式可以有效地利用工业废热和温度较高的太阳能热。商用吸收式制冷机的热源，主要有带压的高温热水、常压蒸气和动力余热烟气或热空气。根据K. E. Herold等[7]的简化的“零序模型”，传热过程不可逆损失是影响效率的最关键因素，因此，外部热源的不同形式对能量效率和效率有很大影响，比热容大的带压热水损最低，比热容小的热空气损最高[48]。

两效吸收式循环包括“冷凝-发生”(增压)增效型、“吸收-发生”(增浓度)增效型和再吸收型增效型。原理如图11所示。采用“冷凝-发生”热耦合形式的两效吸收式循环，根据吸收器出口强溶液进入两个发生器的方式不同，可以构成两种主要循环形式，并联两效吸收式循环和串联两效吸收式循环，其中串联两效吸收式循环根据吸收器出口强溶液进入高、低温发生器的先后顺序不同构成两种循环形式(顺流串联两效吸收式循环和逆流串联两效吸收式循环)，原理如图12所示。M. B. Arun等[49]比较了3种两效循环发现，并联循环效率略高于串联循环，但并联循环性能受到低温溶液换热器影响较大，同时并联循环存在溶液分配比例控制的问题，控制难度比串联循环大。

图11 两效吸收式循环Fig.11 Double effect absorption cycle

图12 “冷凝-发生”(增压)两效吸收式循环Fig.12 Condensation-generation double effect absorption cycle

S. Kaushik等[50]对串联两效循环进行理论研究，得到在蒸发温度为7.2 ℃，冷凝温度和吸收温度为37.8 ℃时，COP和效率随发生温度变化，COP变化范围为1～1.28，效率在发生温度为150 ℃时达到最大值为12%。A. Hamed 等[51]以四个温度作为变量，针对结构尺寸固定的两效吸收式循环能量效率和热力学效率的影响因素，进行了多参数拟合，得到COP和效率的拟合关系式。该关系式是针对H2O-LiBr溶液工质，采用的是内部参数进行计算，假设一定的换热器效率和泵效率，对外部参数不予考虑，对探究参数间相互关系有理论指导意义，但对实验以及产品设计指导意义不大。

图13 “冷凝-发生”热耦合三效吸收式循环Fig.13 Condensation-generation triple effect absorption cycle

采取“吸收-发生”热耦合形式的两效吸收循环，需要吸收器和发生器在相同温度位工作。高温级循环和低温级循环需要较大的浓度差，可以采用NH3-H2O溶液作为工质，S. Adewusi等[52]对采用该种方式的两效循环进行研究，在蒸发温度为-10 ℃时，COP达到0.734，高于单效的0.598，但熵产也远高于单效，分析其原因为增加发生器数量导致更多的传热温差损失。该循环具有显著提高氨水吸收循环热效率的特点，同时循环仅工作在两个压力位下，可以有效防止NH3-H2O循环因增效而带来压力过高的问题。尽管如此，与H2O-LiBr溶液为工质双效循环相比，压力仍然过高，且效率过低，因此没有进一步商业应用。为进一步提高该循环效率，R. Ventas等[53]采用NH3-LiNO3为工质对，“吸收-发生”热耦合两效形式进行理论研究，100 ℃热水热源驱动下，最大COP可达1.25。

2.2.2三效吸收式循环

三效吸收式循环是在两效吸收循环的基础上进一步增效得到的新循环。增效的方法是提高溶液发生器的温度，采用“冷凝-发生”热耦合的方式，将发生器发生出的蒸气加热中温发生器；或采用“吸收-发生”热耦合的方式，利用高温级吸收器放出热量加热中温发生器。中温发生器和低温发生器构成两效吸收循环。因此，有多种方式构成三效循环，如图13和图14所示。郑飞等[54]对多种三效循环的循环形式进行了文献综述。

图14 三效吸收式循环Fig.14 Triple effect absorption cycle

Y. Kaita[55]比较了“冷凝-发生”热耦合形式的三种三效循环(串联、并联、逆流)，综合比较了不同形式循环的COP、最高温度、最高压力、溶液泵数量、调控流量难度等几个因素。其中并联形式的COP最高，但控制难度最大，串联形式的最高温度和最高压力较低，逆流循环溶液泵需要过多溶液泵。R. Gomr[56]对串联“冷凝-发生”热耦合三效形式循环进行了模拟，采用H2O-LiBr溶液为工质对，冷却水25 ℃/30 ℃，冷媒水12 ℃/7 ℃，该三效循环三个发生器的温度分别为190 ℃、134.8 ℃和81 ℃时，COP可达1.766，效率可达35.1%。M. E.lvarez等[57]对“冷凝-发生”热耦合三效吸收式循环性能进行了研究，由于实际应用中溴化锂溶液高于180 ℃时存在热稳定性和腐蚀性问题，因此采用硝酸锂、硝酸钾、硝酸钠水溶液作为吸收剂，取代溴化锂溶液，循环COP可达1.73。B. H. Gebreslassie等[58]在对从半效到三效多种循环进行比较分析时，仍然采用H2O-LiBr溶液工质对，模拟计算结果显示，并联和串联三效循环COP可以高达2.321和2.312，效率分别为47.0%和44.7%。

2.2.3四效及以上效吸收式循环

四效及以上效吸收式循环可以认为在更低效吸收循环的基础上进一步增效得到的新循环。增效方式同样采用“冷凝-发生”热耦合，“吸收-发生”热耦合。查阅到的三效循环相关文献是理论模拟结构，四效及以上效吸收式循环则是概念层面提出[11, 59]，尚未查阅到有学者对其进行模拟和实验研究，原理如图15～图18所示。

2.3中间效吸收式循环

为提高吸收循环效率，有效利用温度不断变化的热源(如日间逐时太阳能集热器热源)的热量，Z. Y. Xu等[60]提出了一种变效循环，该循环可以有效利用单效至两效之间的变温度位热源。该循环采用的是吸收-发生热耦合的方式，其中低压吸收器出口溶液分流后，分别进入高压吸收器和高压发生器。利用高压吸收器的吸收热，对第二低压发生器进行加热，该循环根据高压发生器的发生温度变化调节分流溶液的质量比：当高发温度足够高时，溶液更多流入高压发生器，系统逐渐进化为两效循环；当热源温度足够低时，退化为单效循环，实现变效的目的。原理如图19所示。当热源温度在85～150 ℃变化时，其理论COP变化范围为0.75～1.25。Z. Y. Xu等[61]进一步进行了实验验证，发现当发生温度在95～120 ℃变化时，COP为0.69～1.08。

图15 四效吸收式循环Fig.15 Quadruple effect absorption cycle

图16 五效吸收式循环Fig.16 Quintuple effect absorption cycle

图17 六效吸收式循环Fig.17 Six-effect absorption cycle

图18 七效吸收式循环Fig.18 Seven-effect absorption cycle

图19 “吸收-发生”热耦合变效循环(单效到双效之间)Fig.19 Absorption-generation variable effect absorption cycle (from single effect to double effect)

图20 “蒸发-吸收”热耦合变效循环(单效到双效之间)Fig.20 Evaporation-absorption variable effect absorption cycle (from single effect to double effect)

此外，采用“吸收-蒸发”热耦合的方式，中间蒸发温度的冷量可以对吸收器进行冷却，达到“减效”的目的。D. L. Hong等[62]利用该种热耦合方式，构建了1.x效吸收式制冷循环，可以利用单双效中间温位热源。部分制冷剂在高温蒸发器中蒸发吸热，用于冷却高温吸收器，相比单效循环效率，效率可以提升20%～40%，原理如图20所示。

为了充分利用单效到双效之间的温度位热源，特别是具有大温度滑移的热源，Y. Q. Shi等[63]采用扩大发生器中浓度差变化的方法，使发生器溶液有较大的温度滑移，同时增加一个低温、低压吸收器，与高温蒸发器进行“吸收-蒸发”热耦合，降低了发生温度。该大温度滑移“蒸发-吸收”热耦合的中间效循环较单效性能有较大提高，可以充分利用具有大温度滑移的热源，使得发生器内外具有更好的传热匹配性从而降低传热不可逆损失，同时有效降低热源蒸气(或烟气)使用量，提高经济性能。原理如图21所示。

2.4多级吸收式循环

多级吸收式循环是指一次输出外部冷量，通过循环内部热量或质量耦合，需两次或多次外部热量输入的制冷循环。多级吸收式循环由两个或多个溶液循环和制冷剂回路组成，主要有“发生-吸收”质量耦合、“蒸发-吸收”热量耦合和带再吸收循环三种类型。两级和多级吸收式循环原理如图22和图23所示。其中图22(a)和图23(a)“发生-吸收”质量耦合是指低压级循环发生出的制冷剂蒸气与高压级吸收器进行传质，是典型的多级循环。此外，如图22(b)一份外部热量输入用于产生中温位冷量，冷却低压循环的吸收器，另一份外部热量输入用于产生低温位冷量的“蒸发-吸收热耦合”循环；图22(c)、图23(b)、图23(c)中，利用再吸收循环的再吸收器与吸收器(或冷凝器)热耦合，得到同样多次外部热源输入，产生一份冷量的结果，也属于多级循环。与单效循环相比，多级循环降低单位外部热源热量的利用效率，也降低了对外部热源的品位要求，比单效循环的驱动热温度低，因此n级循环，也被称为1/n效循环。

图21 大温度滑移“蒸发-吸收”热耦合中间效循环(单效到双效之间)Fig.21 Evaporation-absorption variable effect absorption cycle with large temperature glide (from single effect to double effect)

图22 两级吸收式循环Fig.22 Two-stage absorption cycle

图23 三级吸收式循环Fig.23 Three-stage absorption cycle

F. Ziegler 等[64]通过定性分析，提出了可能存在的多种吸收式循环，其中就包括两级和多级吸收循环，并在综述中提及[65-66]。D. Kim等[67]通过比较几种不同形式的吸收式制冷循环用于太阳能集热器，发现半效循环(即两级循环)在采用平板太阳能集热形式时，具有更好的经济性能，且使用NH3-LiNO3工质对无论在性能还是造价上均优于NH3-H2O溶液工质对，而NH3-NaSCN工质对，由于需要额外泵功输送，不适用于该循环。D. Erickson等[68]对两级循环进行了性能计算和评价。S. Arivazhagan等[69]对两级吸收循环进行了实验研究，其工质对采用R134a/DMAC，蒸发温度为-7 ℃，发生温度55～75 ℃，性能较NH3-H2O溶液工质对略低，但安全性更好。M. Izquierdo等[70]对两级水/溴化锂工质对吸收循环进行了分析，其结果显示两级循环效率，比单效循环低22%、比两效循环低32%。B. H. Gebreslassie等[58]对两级、单效、双效、三效多个循环进行了分析，其中两级循环最大COP可达0.458，效率可达0.359。在M. Madveshi等[71]的模拟计算中，考虑到太阳能集热器的损失，两级循环效率可以达到0.44，效率可以达到21%。

多级循环所需热量(如太阳能和烟气余热)品位低，且通常可以免费获得，因此“电COP”也是重要指标。S. Du等[72]对两级循环进行了实验研究，采用的是空冷冷却、NH3-H2O溶液为工质对，热性能COP最高可达到0.25，电COP最高可达5.1。M. Aprile等[73]也采用空冷氨水两级循环制冷，最大COP达到0.3，电COP达到10。两级吸收循环不仅可以采用单一溶液，高低压级也可以分别采用两种不同溶液，如水/氯化锂和水/溴化锂[74]。

2.5中间级吸收式循环

图24 单效/两级循环(两级到单效之间)Fig.24 Single effect and double lift absorption cycle (from two stage to single effect)

为提高两级吸收式循环效率，充分利用低于单效循环所需品位热源的热量，Y. Chen等[75]将两级吸收循环与单效吸收循环耦合，提出单效/两级循环，其原理如图24所示。该循环中单效循环和两级循环共用一个低压吸收器，低压发生器发生出的蒸气被高压吸收器吸收构成两级循环，高压发生器和低压吸收器组成单效循环。Y. Chen等[76]对此进行了改进，提出1.x级循环，将前者的两级循环的高压级溶液循环整合到单效循环内部，效率得到提升约5%～10%。X. N. Yan等[77]采用“蒸发-吸收”预冷的方式，对制冷温度位的范围进行了拓展，总体上仍然是一种单效/两级循环，效率介于单效和两级之间。

2.6GAX循环

图25 SGAX(基本GAX)循环Fig.25 Standard GAX cycle

图26 BGAX(分支GAX)循环Fig.26 Branched GAX cycle

GAX循环(即“发生器-吸收器热交换”循环)是一种无级连续变效吸收式制冷循环，它利用吸收剂与制冷剂工质沸点相近，吸收器与发生器存在较大温度重叠的特性，通过循环内部连续回热，可以有效减少外部热源热量的输入。以氨水GAX循环为例，由于发生器进行等压发生和吸收器进行等压吸收过程，随着溶液浓度变化，溶液有较大的温度滑移，吸收器和发生器之间存在一定的温度重叠，因此部分用于发生器发生的热量可以由吸收器的吸收热提供，从而大大减少发生器对外部热源热量的需求，同时减少吸收器冷却负荷。吸收-发生热耦合是GAX循环的主要特征，效率可以显著高于单效循环[7]，原理如图25所示。GAX是一种循环包涵内部换热的思想，A. Rojey等[78]最早在20世纪80年代就提出了该想法。G. Grossman等[79]对基本的GAX循环进行了理论研究，最大COP可达1.07。为了进一步提高GAX循环效率，D. C. Erickson[80]提出了分支GAX循环。原理如图26所示。分支GAX循环仅在吸收器的热端和发生器的冷端增加了一个溶液泵，用于提高溶液流速强化吸收-发生热交换[81]。

对GAX循环进一步改进方法包括构建与多级(或多效)相结合的复杂的GAX 循环，或构建压缩复合GAX循环。Y. Shi等[82]引出部分水冷吸收器的溶液进入低温吸收器，吸收部分蒸发器中制冷剂，构建了性能更高的GAX循环。Y. T. Kang等[83]提出了多种压缩复合吸收循环结构：如将压缩机置于蒸发器和水冷吸收器之间，可以降低蒸发器压力，提高系统性能，A. R. Kumar等[84]对其进行了理论模拟；或将压缩机置于发生器和冷凝器之间，当冷凝器压力保持一定时，发生温度可以得到降低，从而降低热源温度，当发生温度保持不变时，冷凝器可以在较高的温度位产生冷凝热用于生产热水。对于前面一种改进系统的方案，M. Dixit等[85]做出了系统模拟，得到HGAX(混合GAX)循环的理论最大效率可以达到1～1.88，远高于基础GAX的0.7～1.1，HGAX的热力学第二定律效率理论最大值可达22%～43%，远高于SGAX(基础GAX)的21%～35%。M. Yari等[86]模拟计算得到在400～440 K发生温度范围，HGAX循环较SGAX循环第二定律效率可以提高75%。对GAX循环另一种改进方法是采用引射器构建“引射-GAX循环”[87]。A. S. Mehr等[88-90]对其热经济性能也进行了研究，对比了标准、引射、压缩混合的几种不同GAX循环，此外，GAX循环也可以构造多级GAX循环，从而降低发生温度。T. Toppi等[91]对两级GAX循环进行了模拟计算，驱动温度可以低至90 ℃，COP最高可达0.56。更多改进的GAX循环可以参考相关文献[92-94]。

3 复合循环

复合循环是指吸收式循环与其他非传统吸收式循环部件构成的循环，如与喷射器构成“喷射-吸收复合循环”，与压缩机构成“压缩-吸收复合循环”，与膨胀机构成“膨胀-吸收复合循环”等。其他循环与吸收式循环，通过循环与循环之间热交换的形式可以耦合为多种复叠循环也属于复合循环，本节不作介绍。

3.1喷射-吸收复合循环

喷射器(或称引射器)是一种有效利用流体压力能的部件，当系统中存在明显高低压压差时，喷射器通常可以取代节流装置提高系统性能，比同样能够回收压力能的部件膨胀机结构简单、性能可靠，并可以用于干度较低的工况。喷射与吸收复合是改进吸收式循环的有效方法，复合的喷射-吸收循环种类多样，其中喷射器性能对复合循环效率有很大影响，几种主要的喷射-吸收复合循环原理如图27所示。

图27 喷射-吸收复合循环Fig.27 Combined ejector-absorption cycle

L. T. Chen[95]将喷射器用于吸收式制冷当中，喷射器工作流体为发生器出口富含制冷剂R22的吸收剂DME-TEG溶液，喷射器出口为吸收器，用于引射来自蒸发器的制冷剂蒸气。J. Wang等[96]改进L. T. Chen[95]的循环，在其基础上增加溶液泵，提高喷射器入口压力从而提高喷射器性能。D. W. Sun等[97]将喷射器置于发生器蒸气出口和冷凝器蒸气入口，用于引射蒸发器出口的制冷剂蒸气，采用的工质对为H2O-LiBr。L. B. Jiang等[98]对比了D. W. Sun等[97]提出的喷射-吸收循环与商用两效循环，喷射-吸收循环COP低于商用两效循环，但由于使用废热驱动，长期使用的经济性能较燃气的商用两效系统具有优势。文献[99-102]对四压型吸收式制冷循环做了详细研究，同样采用通过将一部分蒸发器出口的制冷剂引射到冷凝器，该循环的性能系数比传统单效循环的性能系数高30%～60%。为了提高单效吸收式制冷循环性能，降低两效循环发生温度，D. L. Hong等[103]在两效循环中引入引射器。较传统单效循环性能提升20%以上，同时发生温度可以运行在单效循环和双效循环之间，具有变效的能力；L. G. Farshi等[104]对D. L. Hong等[103]提出的两效喷射循环与传统两效循环进行了经济性比较分析，得出带喷射器的循环具有较好的经济性能。该循环形式充分利用发生器出口蒸气的，有效利用溶液高低压的压差。

A. Sozen等[105]在压差较小的扩散吸收式制冷循环中引入引射器，引射器工作流体为部分气泡泵回流后的贫氨溶液，引射器出口为吸收器，引射来自蒸发器中的氨蒸气，经过实验研究发现，性能较改造前的扩散吸收制冷循环效率有了显著提升。R. Sirwan等[106]对D. K. Sun等[97]提出的喷射-吸收循环进行改进，在冷凝器到蒸发器之间增加闪蒸罐，提高喷射器的引射性能以提高COP。喷射-吸收在两效循环中的应用具有很高的实用价值，针对喷射-两效吸收进行的热力学分析和热经济性分析得到较多研究[107-110]。此外，喷射器内部通常认为是绝热过程，因此可以与绝热吸收相结合[111]；两级循环也可以引入喷射器提高循环效率[112]。

3.2压缩-吸收复合循环

压缩机是电驱动机械式蒸气压缩制冷循环中的关键部件，为了降低蒸发器中制冷剂的蒸发压力、提高冷量品位，弥补太阳能等分布式能源稳定性差等不足，学者们提出了压缩-吸收复合循环。压缩机入口需要干度较高的气态工质，因此压缩-吸收复合循环与喷射-吸收复合循环相比，构造形式相对单一。一种为压缩机入口与发生器气体制冷剂出口相连，如图28(a)所示；另一种为压缩机入口与蒸发器气态制冷剂出口相连如图28(b)和28(c)所示，其中图28(c)中，压缩机与溶液循环并联。

M. Stokar[113]提出的压缩-吸收循环，将压缩机与一个溶液循环直接相连，可以产生15 ℃冷水和70 ℃热水。L. Ahlby等[114]针对溶液吸收过程具有温度滑移的特点，以系统内、外部温度匹配的角度对Stokar系统进行了参数优化，并与R12的系统进行了比较研究。M. Hulten等[115]针对具体制冷量下，各个换热部件的换热面积和温度滑移量做了具体优化，对该种循环形式，A. K. Pratihar等[116]对不同的溶液换热器面积进行比较，得到溶液换热器面积的最优值，并与R22压缩循环性能作比较。R. Ayala等[117-118]采用压缩机与溶液循环并联的形式构建压缩-吸收复合循环，并针对该循环进行了实验研究。J.B.Li等[119-120]采用不同工质对该种并联压缩机形式的复合循环进行模拟计算，电COP最高可达14.85。M. Fukuta等[121]在常规单效循环的蒸发器和吸收器之间增加压缩机，降低了蒸发器压力。A. Rameshkumar等[122]同样采用蒸发器和吸收器之间加入压缩机的方式，其采用的基本循环为GAX循环，较基本GAX循环的COP可以提高30%以上，在2.6节中有介绍。压缩机还可以置于发生器和冷凝器之间，较无压缩机的循环一次能源效率有大幅提升[123]。其实质是取代串联多效循环中的一个溶液循环，J. S. Kim等[124]对几种压缩机替换的三效循环进行了比较研究，该种循环结构可以有效降低发生温度，部分解决了溴化锂高温下腐蚀性问题。此外，还有两级吸收循环与压缩机复合，压缩机置于低压级发生器与高压级吸收器之间[125]。

复叠循环是深度制冷的常用方法，采用循环之间热耦合，如高温级采用吸收式循环，低温级采用压缩式循环，这种压缩吸收复合形式也十分普遍，具体可以参考相关文献[126-140]。

3.3膨胀-吸收复合循环

采用与膨胀机共同构建的膨胀-吸收复合循环(即功冷并供循环)，可以同时生产机械功和冷量。采用低品位能源如太阳能、地热能和工业废热等热源，进行多样化的产品输出，比单独的制冷系统和单独的发电系统更好地覆盖典型的建筑中可变制冷和做功工况，几种主要的膨胀-吸收复合循环原理如图29所示。

图29 膨胀-吸收复合循环Fig.29 Combined turbine-absoprion cycle

溶液吸收式动力循环最早可以追溯到20世纪50年代，M.J. D. Jr等[141]提出的溶液动力循环取代纯工质的朗肯循环。80年代A. I. Kalina[142-144]提出了一系列此类溶液循环，用于热驱动的动力做功发电，上述循环需要高品位的热量，驱动温度通常在400 ℃以上。同一套溶液循环实现功冷并供的系统由D. Y. Goswami[145]在1995年提出，结合了Rankine循环和吸收式制冷循环，提供了机械功和冷量(副产品)的输出。D. C. Erickson等[146]在2004年提出了氨水吸收式循环可以交替地产生功和冷。F. Ziegler[147]于2007年提出了一个采用两效循环中引入膨胀机的吸收式功冷并供系统，效率更高。N. Zhang等[148]于2007年提出了三种不同的动力循环和制冷循环的配置形式(并联、串联、混联)：并联时，浓度为97.9%氨蒸气用于制冷，浓度为9.8%氨水溶液用于朗肯循环产生功；串联时，浓度为94.5%氨蒸气用于制冷，吸收后浓度为32.4%氨水溶液用于朗肯循环产生功；混联时，浓度为97.9%氨蒸气用于制冷，浓度为9.8%氨水溶液用于朗肯循环产生功。D. S. Ayou等[149]详细综述了多种吸收式功、冷单独产生或联合产生的循环，并提出了基于吸收式功冷并供循环和A. I. Kalina[142-144]循环相结合的新循环。这些循环的主要优点在于能够利用低品位的能源如太阳能或废热等中低温度位。

4 结论

本文以制冷循环为例对闭式溶液吸收式循环进行了综述研究。简要介绍了吸收式制冷的研究目标、特点、早期发展历史和吸收式制冷当前的产业现状，重点介绍各种吸收式制冷循环的工作原理、运行工况、热力学性能等最新研究进展。首先，详细综述了基本吸收循环中，多种不同形式的单吸收循环。然后，进一步综述了单吸收循环通过增效或减效构建出的多种的多吸收循环。最后，综述了由其他非传统吸收式循环部件与吸收式循环部件构成的复合循环。

单效循环是构建复杂循环的基础，单效循环也是低品位热能应用的重要循环形式。根据应用场景不同，可以采用基本单效吸收式循环(溴化锂冷水机组、更低温度的氨水机组)、完全热驱动的扩散吸收式循环、结构紧凑易于小型化的膜吸收式循环、用于产生更高品位热量的热变换器循环、无电驱动间断发生的阀切换循环和深冷应用的自复叠循环。

多效循环和多级循环是在单吸收循环基础上构建得到，各种单吸收循环可以构建为更复杂的多吸收循环，多吸收循环根据热源温度范围可以进行增效或减效，以及多热源驱动。因此，可以构建多种多吸收循环。复合循环由多种部件构成，循环结构更加复杂，每种多吸收循环都可以构建更复杂的复合循环。

循环形式是吸收式制冷的核心，采用不同结构的吸收式循环，具有截然不同的应用场景和应用目标。作为吸收式循环的血液(溶液工质对)，是限制吸收式循环合理构建的重要约束条件，因此工质对的研究与循环研究密不可分，但本文限于篇幅并未详细介绍。部件的传热和传质性能也是影响循环性能的重要因素，特别是如吸收器、气泡泵、喷射器等损失占比大的部件。此外，循环控制策略、动态启动特性等是吸收式机组、实验过程需要重点考虑的因素，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] 戴永庆. 溴化锂吸收式制冷技术及应用[M]. 北京： 机械工业出版社, 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. 吸收式制冷机[M]. 北京:机械工业出版. 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. 小型吸收式制冷机原理与应用 [M]. 北京：中国建筑工业出版社, 2011. (WANG Lin. Principle and application of small absorption chiller [M]. Beijing:China Architecture & Building Press, 2011.)

[9] 戴永庆, 郑玉清. 溴化锂吸收式制冷机 [M]. 北京：国防工业出版社, 1980. (DAI Yongqing, ZHENG Yuqing. Lithium bromide absorption chiller [M]. Beijing:National Defense Industry Press, 1980.)

[10] 高珊, 张枫, 白俊文, 等. 2015年我国制冷空调行业市场分析[J]. 制冷与空调(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. 混合制冷剂扩散吸收制冷系统气泡泵的理论与实验研究[D]. 杭州:浙江大学, 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] 郑飞, 陈光明. 三效吸收制冷循环国外研究概况[J]. 流体机械, 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] 顾兆林, 郁永章. 吸收-喷射复合制冷循环特性分析[C]//中国工程热物理学会工程热力学学术会议论文集. 宁波:中国工程热物理学会, 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] 顾兆林, 冯诗愚. LiBr-H2O吸收-喷射复合制冷循环流程的性能研究[J]. 西安交通大学学报, 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] 王彦峰, 顾兆林. LiBr-H2O 吸收-喷射复合制冷循环流程的热力参数研究[J]. 西安交通大学学报, 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] 蒋立本, 顾兆林. 吸收-喷射与吸收式制冷系统的热经济学比较[J]. 西安交通大学学报, 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

国家重点研发计划课题(2016YFB0901404)资助项目。(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

陈光明，男，博士，教授，博士生导师，浙江大学制冷与低温研究所，(0571)87951680，E-mail：gmchen@zju.edu.cn。研究方向：制冷基础热力学理论、节能与低品位能源利用、制冷空调热泵技术、吸收制冷、新型制冷剂、低温生物中的热物理技术。