噴射式大溫差換熱系統(tǒng)實驗研究

張承虎， 林己又， 李亞平， 譚羽非

(1.哈爾濱工業(yè)大學(xué) 建筑學(xué)院，黑龍江哈爾濱150090；2.寒地城鄉(xiāng)人居環(huán)境科學(xué)與技術(shù)工業(yè)和信息化部重點實驗室，黑龍江哈爾濱150090)

1 概述

目前，集中供熱領(lǐng)域存在的主要問題包括兩方面：供熱管網(wǎng)擴(kuò)容改造與超遠(yuǎn)距離供熱[1-3]。采用重新敷設(shè)一級供熱管網(wǎng)(以下簡稱一級網(wǎng))的傳統(tǒng)方法，雖然能夠解決上述問題，但投資巨大且費時費力?？蒲腥藛T已從多個方面對上述問題進(jìn)行了深入研究[4-5]。其中，大溫差供熱技術(shù)可以在不改變一級網(wǎng)的條件下，通過擴(kuò)大一級網(wǎng)供回水溫差，進(jìn)而從熱源中攫取更多的熱量，再由二級供熱管網(wǎng)(以下簡稱二級網(wǎng))傳遞至用戶。有研究者以溴化鋰吸收式熱泵為基礎(chǔ)，提出了吸收式大溫差換熱技術(shù)[6-7]，并在用戶熱力站中得到推廣。常見的吸收式大溫差換熱系統(tǒng)，可在一級網(wǎng)供水溫度為110 ℃、二級網(wǎng)回水溫度為45 ℃的條件下，將一級網(wǎng)回水溫度降低至35 ℃，將二級網(wǎng)供水溫度提升至60 ℃。即在一級網(wǎng)水和二級網(wǎng)水之間存在溫度交叉現(xiàn)象，這是常規(guī)換熱設(shè)備與系統(tǒng)無法實現(xiàn)的熱力過程，也是判定大溫差換熱過程是否實現(xiàn)的重要依據(jù)。

吸收式熱泵是熱力驅(qū)動熱泵的一種形式，它是以高溫?zé)嵩礊轵?qū)動力，從低溫?zé)嵩粗芯鹑崃?，并向用戶提供中溫?zé)崃康臒崃υO(shè)備。然而，吸收式熱泵存在著易發(fā)生結(jié)晶故障、冷劑水污染、負(fù)壓運行對機(jī)組密封性能要求高、設(shè)備占地面積大、投資高等問題。與溴化鋰吸收式熱泵相比，噴射式熱泵通常采用R245fa、R141b等單一有機(jī)工質(zhì)，機(jī)組正壓運行且無結(jié)晶問題，同時具有系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單、投資少、占地面積小等優(yōu)點。若能利用噴射式熱泵取代吸收式大溫差換熱系統(tǒng)中的吸收式熱泵，將推動大溫差換熱技術(shù)進(jìn)一步發(fā)展，具有較高研究價值。噴射式大溫差換熱系統(tǒng)的構(gòu)建與實驗研究在國內(nèi)外現(xiàn)有研究中鮮有報道。

本文以噴射式熱泵為基礎(chǔ)，提出噴射式大溫差換熱系統(tǒng)，并對一級網(wǎng)水總換熱量為170 kW級并聯(lián)型噴射式大溫差換熱系統(tǒng)樣機(jī)的啟停特性以及額定工況、變工況條件下的熱力性能進(jìn)行實驗研究。

2 系統(tǒng)描述

2.1 噴射式大溫差換熱系統(tǒng)

噴射式大溫差換熱系統(tǒng)(Ejector heat exchange system with large temperature difference，簡稱EHE)可應(yīng)用于現(xiàn)有用戶熱力站，它是在傳統(tǒng)噴射式熱泵系統(tǒng)的基礎(chǔ)上，通過增設(shè)調(diào)溫?fù)Q熱器，實現(xiàn)一級網(wǎng)與二級網(wǎng)之間的大溫差換熱過程。噴射式大溫差換熱系統(tǒng)內(nèi)的主要設(shè)備包括噴射器、節(jié)流閥、工質(zhì)循環(huán)泵、儲液器、沸騰器、蒸發(fā)器、冷凝器和調(diào)溫?fù)Q熱器等。本文將系統(tǒng)中的沸騰器、蒸發(fā)器、冷凝器和調(diào)溫?fù)Q熱器統(tǒng)稱為換熱器。當(dāng)二級網(wǎng)水并聯(lián)流經(jīng)冷凝器和調(diào)溫?fù)Q熱器時，定義為并聯(lián)型噴射式大溫差換熱系統(tǒng)；當(dāng)二級網(wǎng)水依次串聯(lián)流經(jīng)冷凝器和調(diào)溫?fù)Q熱器時，定義為串聯(lián)型噴射式大溫差換熱系統(tǒng)。

并聯(lián)型噴射式大溫差換熱系統(tǒng)原理見圖1。一級網(wǎng)供水來源于集中供熱熱源，根據(jù)“能量對口，梯級利用”的原則，依次在沸騰器、調(diào)溫?fù)Q熱器和蒸發(fā)器內(nèi)梯級釋放熱量后，作為一級網(wǎng)回水返回集中供熱熱源。儲液器中的一部分工質(zhì)經(jīng)工質(zhì)循環(huán)泵升壓后，進(jìn)入沸騰器內(nèi)吸熱氣化，并作為噴射器中的主流流體。儲液器中的另一部分液態(tài)工質(zhì)經(jīng)節(jié)流閥降壓后，在蒸發(fā)器內(nèi)吸收熱量氣化，作為噴射器中的二次流體。在主流流體的引射作用下，二次流體進(jìn)入噴射器，兩股流體在噴射器內(nèi)混合、擴(kuò)壓后，進(jìn)入冷凝器中冷凝至低溫液態(tài)，最終返回儲液器。二級網(wǎng)回水來源于用戶，其中一股二級網(wǎng)回水直接進(jìn)入冷凝器吸收熱量，另一股二級網(wǎng)回水在調(diào)溫?fù)Q熱器中吸收熱量，兩股二級網(wǎng)水最終合為一股，作為二級網(wǎng)供水向用戶供熱。

圖1 并聯(lián)型噴射式大溫差換熱系統(tǒng)原理

串聯(lián)型噴射式大溫差換熱系統(tǒng)原理見圖2。有機(jī)工質(zhì)和一級網(wǎng)水在各部件內(nèi)的工作原理與并聯(lián)型噴射式大溫差換熱系統(tǒng)相同。不同點在于二級網(wǎng)回水以串聯(lián)形式布置，先流經(jīng)冷凝器，再流經(jīng)調(diào)溫?fù)Q熱器，最終作為二級網(wǎng)供水向用戶供熱。

圖2 串聯(lián)型噴射式大溫差換熱系統(tǒng)原理

對于以上兩種噴射式大溫差換熱系統(tǒng)而言，由于蒸發(fā)器內(nèi)的一級網(wǎng)回水溫度有可能比調(diào)溫?fù)Q熱器內(nèi)的二級網(wǎng)供水溫度低，因此有可能實現(xiàn)大溫差換熱。當(dāng)二級網(wǎng)水采用串聯(lián)連接形式時，其優(yōu)點是管路結(jié)構(gòu)簡單，但無法通過流量調(diào)節(jié)的方法對調(diào)溫?fù)Q熱器和冷凝器之間的換熱量進(jìn)行匹配，變工況適應(yīng)能力較差。當(dāng)二級網(wǎng)水采用并聯(lián)連接形式時，則可以有效解決換熱量匹配問題，具有較強的變工況適應(yīng)能力。因此，本文只詳細(xì)研究并聯(lián)型噴射式大溫差換熱系統(tǒng)。

2.2 數(shù)學(xué)建模

以能量守恒、質(zhì)量守恒公式為基礎(chǔ)，建立噴射式大溫差換熱系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，并有以下合理假設(shè)：

① 忽略系統(tǒng)中的熱量損失、壓力損失。

② 系統(tǒng)的熱力狀態(tài)為穩(wěn)態(tài)。

③ 換熱器內(nèi)的窄點溫差大于3 ℃。

④ 忽略噴射器流體進(jìn)出口處的動能。

⑤ 噴射器采用修正的等動量混合模型設(shè)計[8]。

系統(tǒng)噴射器內(nèi)的能量守恒過程可按式(1)計算。

hg,outqm,ej,p+he,outqm,ej,s=(qm,ej,p+qm,ej,s)hc,in

(1)

式中hg,out——沸騰器有機(jī)工質(zhì)出口比焓，kJ/kg

qm,ej,p——噴射器主流流體質(zhì)量流量，kg/s

he,out——蒸發(fā)器有機(jī)工質(zhì)出口比焓，kJ/kg

qm,ej,s——噴射器二次流體質(zhì)量流量，kg/s

hc,in——冷凝器有機(jī)工質(zhì)入口比焓，kJ/kg

噴射器的噴射系數(shù)ω可由式(2)表示。

(2)

式中ω——噴射器的噴射系數(shù)

沸騰器內(nèi)包括預(yù)熱段、沸騰段和過熱段，冷凝器內(nèi)包括預(yù)冷段、冷卻段和過冷段，蒸發(fā)器內(nèi)包括蒸發(fā)段和過熱段，調(diào)溫?fù)Q熱器內(nèi)為一級網(wǎng)水與二級網(wǎng)水之間的水-水換熱過程。同一換熱器內(nèi)的放熱介質(zhì)與吸熱介質(zhì)之間存在能量守恒關(guān)系，可由式(3)～(5)統(tǒng)一表示。

Φ=qm,hs(hhs,in-hhs,out)

(3)

Φ=qm,cs(hcs,out-hcs,in)

(4)

Φ=KAΔt

(5)

式中Φ——換熱器換熱量，kW

qm,hs——換熱器放熱介質(zhì)質(zhì)量流量，kg/s

hhs,in——換熱器放熱介質(zhì)進(jìn)口比焓，kJ/kg

hhs,out——換熱器放熱介質(zhì)出口比焓，kJ/kg

qm,cs——換熱器吸熱介質(zhì)質(zhì)量流量，kg/s

hcs,out——換熱器吸熱介質(zhì)出口比焓，kJ/kg

hcs,in——換熱器吸熱介質(zhì)進(jìn)口比焓，kJ/kg

K——換熱器傳熱系數(shù)，kW/(m2·K)

A——換熱器換熱面積，m2

Δt——換熱器對數(shù)傳熱溫差，℃

不論是噴射式大溫差換熱系統(tǒng)，還是吸收式大溫差換熱系統(tǒng)，均屬于熱力驅(qū)動熱泵，其熱力系數(shù)定義為熱泵制熱量與熱泵消耗熱量之比，由式(6)表示。

(6)

式中ξ——熱泵熱力系數(shù)

Φsup——熱泵制熱量，kJ

Φcos——熱泵消耗熱量，kJ

噴射式大溫差換熱系統(tǒng)中的噴射器是系統(tǒng)能否實現(xiàn)大溫差過程的關(guān)鍵設(shè)備，本文采用文獻(xiàn)[8]中修正后的等動量混合模型進(jìn)行設(shè)計計算。噴射器各段包括：噴嘴、擴(kuò)散段和混合段。噴射器各段的能量損失、工質(zhì)泵能量損失、節(jié)流閥損失均以等熵效率的形式給出[8]。在不考慮經(jīng)濟(jì)約束的條件下，給定換熱器進(jìn)出口冷熱流體能夠?qū)崿F(xiàn)的技術(shù)可行性端差。上述設(shè)計參數(shù)的取值見表1。

表1 噴射式大溫差換熱系統(tǒng)設(shè)計參數(shù)取值

2.3 有機(jī)工質(zhì)優(yōu)選

噴射式大溫差換熱系統(tǒng)的有機(jī)工質(zhì)選擇是影響系統(tǒng)熱力性能的重要因素之一，其優(yōu)選原則包括以下幾個方面：

① 為了避免有機(jī)工質(zhì)在噴射器中進(jìn)入兩相區(qū)，優(yōu)先選擇干工質(zhì)和等熵工質(zhì)；

② 有機(jī)工質(zhì)在運行過程中的溫度范圍應(yīng)盡量接近標(biāo)準(zhǔn)大氣壓下的沸點，以減小系統(tǒng)與外界的壓力差；

③ 有機(jī)工質(zhì)在運行過程中應(yīng)低于臨界壓力與臨界溫度；

④ 從環(huán)保角度出發(fā)，工質(zhì)的全球變暖潛能(GWP)與臭氧消耗潛能(ODP)應(yīng)盡可能?。?/p>

⑤ 綜合考慮工質(zhì)毒性、可燃性、價格等因素。

對噴射式大溫差換熱系統(tǒng)的有機(jī)工質(zhì)進(jìn)行優(yōu)選，編寫系統(tǒng)的設(shè)計計算程序，并通過工質(zhì)軟件調(diào)用有機(jī)工質(zhì)的實測物性參數(shù)，對系統(tǒng)熱力性能進(jìn)行數(shù)值模擬。初選出的兩種有機(jī)工質(zhì)分別為R141b和R236fa。在二級網(wǎng)設(shè)計供水溫度為55 ℃、二級網(wǎng)設(shè)計回水溫度為45 ℃、二級網(wǎng)水設(shè)計質(zhì)量流量為3.82 kg/s、一級網(wǎng)供水溫度為130 ℃、一級網(wǎng)水質(zhì)量流量為0.4 kg/s的條件下，以R141b作為有機(jī)工質(zhì)時，可將一級網(wǎng)回水溫度降低至33.7 ℃；以R236fa作為有機(jī)工質(zhì)時，可將一級網(wǎng)回水溫度降低至33.6 ℃。R141b是一種常見的發(fā)泡劑、清洗劑，屬于具有較高氣化潛熱的等熵工質(zhì)，且環(huán)保性能良好，價格相對低廉。因此，本文以R141b作為并聯(lián)型噴射式大溫差換熱系統(tǒng)的有機(jī)工質(zhì)，其物性參數(shù)見表2。

3 實驗樣機(jī)與結(jié)果分析

3.1 噴射式大溫差換熱系統(tǒng)樣機(jī)

以圖1所示的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)為研究對象，在設(shè)計參數(shù)數(shù)值模擬、關(guān)鍵部件優(yōu)化設(shè)計、有機(jī)工質(zhì)優(yōu)選的基礎(chǔ)上，搭建了一級網(wǎng)水總換熱量為170 kW級的并聯(lián)型噴射式大溫差換熱系統(tǒng)實驗樣機(jī)(以下簡稱實驗樣機(jī))。實驗樣機(jī)主要設(shè)備包括圖1中的全部主要設(shè)備，還包括數(shù)據(jù)測量設(shè)備、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、各類管道與閥門、一級網(wǎng)水循環(huán)系統(tǒng)、二級網(wǎng)水循環(huán)系統(tǒng)等。其中，一級網(wǎng)水循環(huán)系統(tǒng)和二級網(wǎng)水循環(huán)系統(tǒng)不作為本文主要研究內(nèi)容。在表1設(shè)計參數(shù)條件下，換熱器型號與主要參數(shù)見表3，換熱器總換熱面積為83.48 m2，系統(tǒng)內(nèi)各換熱介質(zhì)的質(zhì)量流量與壓力參數(shù)見表4。采用修正的等動量混合模型設(shè)計制造了實驗樣機(jī)中的噴射器，其實物外形見圖3，型號為GAJ1.12-0.6/97-0.1/36-0.2/44。工質(zhì)循環(huán)泵選用型號為LH1MH02型的離心泵，額定流量為6 L/min，額定壓頭為1.5 MPa，配套電動機(jī)額定功率為750 W，并設(shè)有流量調(diào)節(jié)閥。工質(zhì)循環(huán)泵采用遠(yuǎn)程控制方式。采用手動節(jié)流膨脹閥作為實驗樣機(jī)中的節(jié)流閥。數(shù)據(jù)測量設(shè)備包括：溫度測量裝置采用PT鉑電阻溫度傳感器，壓力測量裝置采用高溫壓力變送器，流量測量裝置采用電磁流量計。數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)方面：采用博途V13軟件對實驗樣機(jī)數(shù)據(jù)采集模塊(SM-1231-AI)進(jìn)行編程，數(shù)據(jù)采集最小時間間隔為1 min。實驗樣機(jī)實物見圖4，其中節(jié)流閥被遮擋，未在圖中標(biāo)注。

表3 換熱器型號與主要參數(shù)

表4 各換熱介質(zhì)設(shè)計質(zhì)量流量與壓力

圖3 噴射器實物外形

圖4 噴射式大溫差換熱系統(tǒng)實驗樣機(jī)實物

3.2 啟停特性研究

實驗樣機(jī)能否快速啟機(jī)與停機(jī)是衡量整機(jī)性能的重要參數(shù)，對實驗樣機(jī)在設(shè)計工況下的啟停特性進(jìn)行實驗測試研究。實驗樣機(jī)啟機(jī)流程如下：

① 檢查實驗樣機(jī)各處閥門開關(guān)情況，檢查數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)是否正常工作；

② 檢查一級網(wǎng)水、二級網(wǎng)水的主要參數(shù)是否滿足啟機(jī)要求；

③ 開啟工質(zhì)循環(huán)泵，監(jiān)測沸騰器內(nèi)的有機(jī)工質(zhì)壓力和過熱度；

④ 開啟節(jié)流閥，噴射器內(nèi)的引射過程逐漸形成并接近設(shè)計工況參數(shù)。

圖5給出了啟機(jī)過程中一級網(wǎng)回水溫度的變化規(guī)律。以開啟工質(zhì)循環(huán)泵時刻為啟機(jī)0時間，在一級網(wǎng)供水溫度為110 ℃的條件下，實測一級網(wǎng)回水溫度由初始條件的45.09 ℃逐漸降低，15 min后降低至39.81 ℃并維持穩(wěn)定。

圖5 啟機(jī)過程一級網(wǎng)回水溫度變化規(guī)律

圖6給出了噴射器內(nèi)介質(zhì)壓力的變化規(guī)律。隨著節(jié)流閥的開啟，儲液器開始向蒸發(fā)器內(nèi)供液，噴射器內(nèi)逐漸形成噴射過程。工質(zhì)循環(huán)泵開啟13 min左右，噴射器內(nèi)主流流體、二次流體和混合流體均達(dá)到設(shè)計工況壓力并維持穩(wěn)定。實驗樣機(jī)啟動15 min后，一級網(wǎng)供水溫度和噴射器內(nèi)介質(zhì)壓力均保持穩(wěn)定，啟機(jī)過程結(jié)束。

圖6 啟機(jī)過程噴射器內(nèi)介質(zhì)壓力變化規(guī)律

實驗樣機(jī)的停機(jī)流程如下：

① 關(guān)閉節(jié)流閥，停止向蒸發(fā)器和噴射器內(nèi)供工質(zhì)，噴射器內(nèi)的引射過程將消失；

② 持續(xù)10 min后，蒸發(fā)壓力與噴射器背壓不再增加，認(rèn)為蒸發(fā)器內(nèi)已無有機(jī)工質(zhì)；

③ 關(guān)閉工質(zhì)循環(huán)泵，停止向沸騰器內(nèi)供液，噴射器停止工作；

④ 依次關(guān)閉一級網(wǎng)水循環(huán)系統(tǒng)、二級網(wǎng)水循環(huán)系統(tǒng)、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)。

以關(guān)閉節(jié)流閥時刻作為停機(jī)0時間，實驗樣機(jī)實測停機(jī)時間為15 min。

綜上，實驗樣機(jī)的啟機(jī)與停機(jī)均具有較快響應(yīng)，啟停流程簡單可靠。

3.3 額定工況性能實驗

對實驗樣機(jī)在額定工況條件下的熱力性能進(jìn)行實驗研究。額定工況下，啟動實驗樣機(jī)至平穩(wěn)運行狀態(tài)并維持30 min后，記錄此時實測運行參數(shù)，見表5。實測一級網(wǎng)供水溫度為110.61 ℃、回水溫度為39.48 ℃，二級網(wǎng)供水溫度為55.38 ℃、回水溫度為44.33 ℃，在一級網(wǎng)水和二級網(wǎng)水之間形成了明顯的溫度交叉現(xiàn)象，能夠?qū)崿F(xiàn)大溫差換熱過程。實驗樣機(jī)實測一級網(wǎng)水總換熱量為179.25 kW，沸騰器換熱量38.49 kW，冷凝器換熱量66.21 kW，實驗樣機(jī)的熱泵熱力系數(shù)為1.72，單位面積換熱量為2.94 kW/m2。

表5 實驗樣機(jī)額定工況運行參數(shù)實測值

由于實驗樣機(jī)換熱器均采用釬焊板式換熱器，在相變過程中存在著介質(zhì)液位影響換熱面積的問題。而在實驗樣機(jī)設(shè)計中各換熱器均有較大的富余量，最終導(dǎo)致各換熱器實測參數(shù)與設(shè)計參數(shù)存在一定偏差。對于實驗樣機(jī)中的噴射器，運行工況下的噴射系數(shù)高于設(shè)計值，其原因包括兩個方面：① 設(shè)計工況下的噴射器噴嘴效率95%、擴(kuò)散段效率85%、混合段效率85%、壁面粗糙高度設(shè)定值0.01 mm，這些取值均較為保守；② 由于沸騰器、蒸發(fā)器和冷凝器內(nèi)的運行溫度偏離設(shè)計溫度，導(dǎo)致噴射器各段流體的壓力偏離設(shè)計值。

3.4 變工況性能試驗

在實際運行過程中，一級網(wǎng)供水溫度和流量會隨著熱源、供熱管網(wǎng)和其他因素的變化而產(chǎn)生波動。因此，本文研究了變一級網(wǎng)供水溫度和變一級網(wǎng)水質(zhì)量流量對實驗樣機(jī)熱力性能的影響規(guī)律。

在一級網(wǎng)水質(zhì)量流量為0.60 kg/s、二級網(wǎng)水質(zhì)量流量為3.75 kg/s、二級網(wǎng)回水溫度為44.33 ℃的條件下，換熱介質(zhì)溫度隨一級網(wǎng)供水溫度的變化規(guī)律見圖7。在一級網(wǎng)供水溫度由100 ℃升高至120 ℃的過程中，一級網(wǎng)回水溫度總體呈現(xiàn)下降趨勢，二級網(wǎng)供水溫度總體呈現(xiàn)升高趨勢，溫度交叉趨勢顯著。當(dāng)一級網(wǎng)供水溫度為120 ℃時，一級網(wǎng)回水溫度可降低至37.08 ℃，二級網(wǎng)供水溫度可以達(dá)到61.24 ℃。噴射式大溫差換熱系統(tǒng)的換熱能力隨一級網(wǎng)供水溫度的升高而顯著提升。

圖7 換熱介質(zhì)溫度隨一級網(wǎng)供水溫度的變化規(guī)律

在二級網(wǎng)水質(zhì)量流量為3.75 kg/s、二級網(wǎng)回水溫度為45 ℃、一級網(wǎng)供水溫度為110 ℃的條件下，換熱介質(zhì)溫度隨一級網(wǎng)水質(zhì)量流量的變化規(guī)律見圖8。隨著一級網(wǎng)水質(zhì)量流量的不斷增加，一級網(wǎng)回水溫度和二級網(wǎng)供水溫度均呈現(xiàn)上升趨勢。與改變一級網(wǎng)供水溫度的情況相比，該工況下一級網(wǎng)回水和二級網(wǎng)供水之間的溫差的變化趨勢并不明顯，但仍在逐漸擴(kuò)大。

圖8 換熱介質(zhì)溫度隨一級網(wǎng)水質(zhì)量流量的變化規(guī)律

4 結(jié)論

為了解決集中供熱領(lǐng)域廣泛存在的供熱管網(wǎng)擴(kuò)容改造與超遠(yuǎn)距離供熱問題，以噴射式熱泵為基礎(chǔ)，提出了并聯(lián)型和串聯(lián)型兩種噴射式大溫差換熱系統(tǒng)。在數(shù)學(xué)建模和有機(jī)工質(zhì)優(yōu)選的基礎(chǔ)上，搭建了一級網(wǎng)水總換熱量為170 kW級的并聯(lián)型噴射式大溫差換熱系統(tǒng)實驗樣機(jī)，對其啟停特性以及額定工況和變工況條件下的熱力性能進(jìn)行了實驗研究。主要結(jié)論如下：

① 并聯(lián)型系統(tǒng)的變工況適應(yīng)能力更強。

② 并聯(lián)型噴射式大溫差換熱系統(tǒng)啟機(jī)與停機(jī)時間均為15 min，啟停流程簡單，響應(yīng)迅速。

③ 在一級網(wǎng)水質(zhì)量流量為0.60 kg/s、二級網(wǎng)水質(zhì)量流量為3.75 kg/s、二級網(wǎng)回水溫度為44.33 ℃、一級網(wǎng)供水溫度為110.61 ℃的額定工況條件下，實驗樣機(jī)可將二級網(wǎng)供水溫度提升至55.38 ℃，并將一級網(wǎng)回水溫度大幅降低至39.48 ℃，能夠?qū)崿F(xiàn)大溫差換熱過程。

④ 在一級網(wǎng)水質(zhì)量流量為0.60 kg/s、二級網(wǎng)水質(zhì)量流量為3.75 kg/s、二級網(wǎng)回水溫度為44.33 ℃的工況條件下，噴射式大溫差換熱系統(tǒng)的換熱能力隨一級網(wǎng)供水溫度的升高而顯著提升。