1 前言

随着碳达峰、碳中和期限的临近，国家对节能、环保、高效的能源利用提出了更高的要求，不同行业针对此目标纷纷提出各自的实施路径。热泵作为一种节能、环保、高效的供热方式，在建筑供暖、生活热水供应和工业热回收领域获得广泛应用。蒸汽压缩系统是目前研究和应用最广泛的制冷技术之一。然而，由于节流阀和压缩机造成不可逆损失，对于冷热源温度跨度较大的循环系统，存在排气温度高，压缩比增加，综合循环性能大幅降低的问题^[1-3]。针对上述问题，目前已研究的性能改善措施有补气增焓技术^[4]、多级压缩技术^[5]、复叠式热泵技术^[6]和自复叠热泵技术^[7]等。与传统单级压缩热泵相比，自复叠热泵系统具有结构简单、成本低、性能价格比高的优点，在低温余热回收、工艺生产和生活供热方面具有广阔的应用前景。根据McLinde等^[8]的研究，很少有纯制冷剂能够同时满足安全、热力学性能和环境友好性能的要求。混合制冷剂的使用为寻找新的替代品提供更大的灵活性，前期的研究主要集中在对工质组分的探求上^[9]。另外，由于非共沸混合工质在气液相变过程中存在温度滑移，因此采用非共沸混合工质作为制冷剂是降低温度损失不可逆性的有效途径^[10]。长期以来，自复叠循环主要被用于低温领域^[11]，近年来，研究者们开始关注用于节能建筑供暖的自复叠热泵。在国内外研究方面，Xu等^[12]对带有气液分离器的自复叠制冷系统进行数值模拟。得到不同开度下制冷剂组成的变化规律。赖芬等^[13]采用R22/R600a非共沸混合制冷剂，设计一种新型部分自复叠热泵，将出蒸发器后分流进入冷凝蒸发器的制冷剂质量分数定义为复叠率m，通过调节阀门开度来改变复叠率。理论结果表明，当R22质量分数为0.28，冷凝器出口温度为55 ℃，复叠率为0.717，可有效降低压缩机排气温度。刘金平等^[14]对二元非共沸混合工质自复叠热泵系统相积存进行研究，结果分析，水温每升高10 ℃，积存量减少10%~21%，当充灌浓度一定时，相积存会随充灌量增加而增大。贾雪迎等^[15]提出一种闭式能源塔与自复叠热泵相结合的系统，计算分析表明，利用自复叠在低温环境的运行工况，通过能源塔提取空气能，该系统可实现冬季间的能量传递，具有较好的可行性。Lv等^[16]针对小型热水器，提出了用太阳能辅助非共沸混合工质R32/R290自复叠热泵循环系统，理论结果表明，在相同运行条件下，自复叠热泵比空气源热泵的性能系数(COP)提高4.23%~9.85%，单位容积制热能力提高4.37%~9.68%，可有利于开发双源热泵耦合。Cheng等^[17]结合传统闪蒸罐气液分离器系统和中间热交换系统，采用R32/R1234ze非共沸混合制冷剂，设计一种适用于非共沸混合制冷剂的双级中间换热器自复叠两级压缩热泵系统。结果表明，在气缸容积比相同情况下，自复叠系统的制热能力和COP分别比闪蒸系统高9.6%，6.1%。Yun等^[18]通过引入一种适用于汽车级联工艺的新的低压CO₂自复叠热泵系统来提高能效。使用CO₂/R32非共沸制冷剂的新型自复叠热泵采用两级膨胀和有效冷却换热系统配置。结果表明，新的两级自动复叠系统的COP比现有的自动复叠系统的COP高43.15%。Cui等^[19]提出一种新的自复叠准二级压缩系统应用于建筑物供热。通过与带内部换热器的准二级压缩系统和带闪蒸罐的准二级压缩系统进行比较，结果表明，自复叠系统COP提高6.2%~9.0%，同时保持相同的加热能力。

目前对于自复叠热泵的研究主要是理论分析以及系统设计，对于自复叠热泵系统中非共沸混合工质变组分浓度以及对系统变工况的研究不足。本研究提出一种新型自复叠热泵实验装置，采用非共沸混合制冷剂R32/R134a进行试验研究，与单工质的热泵循环系统相比，采用非共沸混合工质的自复叠热泵系统热力性能受工质浓度配比参数影响较大。在进行大量试验的基础上，对混合工质变组分浓度分离和自复叠热泵的系统调控进行了相关方面的实验研究分析，为进一步的系统设计和优化奠定了基础。

2 实验系统介绍 2.1 自复叠热泵系统原理介绍

自复叠热泵系统(ACHPS)包括非共沸混合制冷剂循环系统、水循环系统和风冷散热系统。图 1为自复叠热泵系统原理图，图 2为自复叠热泵循环p-h图，其工作循环：1为经压缩机排出的高温高压混合制冷剂蒸气进入冷凝器，2为在冷凝器内富含高沸点组分制冷剂和少量低沸点组分制冷剂被冷凝为液态，将热量释放到冷却水循环回路，3-4-5为气液两相状态混合制冷剂经过节流阀(EEV1)绝热节流后进入气液分离器，5-5'为富含低沸点组分制冷剂饱和气体混合物的主路，5'-6为从气液分离器上部进入蒸发冷凝器冷凝换热后为饱和液体，6-7为富含低沸点组分制冷剂经节流阀(EEV3)节流降压后进入蒸发器，7为混合制冷剂在蒸发器的蒸发吸热过程。5-5"为富含高沸点组分制冷剂液体和少量低沸点组分制冷剂液体的辅路，5"-6从气液分离器下部经过节流阀(EEV2)节流降温降压进入蒸发冷凝器，5"-6-6'冷凝来自气液分离器顶部流出的富含R32的饱和气态工质，此时，通过辅路电磁阀(EV2)与从蒸发器出口的制冷剂主路混合(9-1-7)进入压缩机，完成一个自复叠热泵工作循环。水循环由流量计(EMF)、电动调节阀(ECV)和球阀(MBV)等组成。

2.2 实验装置介绍

自复叠热泵实验台(如图 3所示)包括制冷剂管路和水源管路、中控系统以及各参数计量监测装置。其中制冷剂管路包括谷轮涡旋压缩机、板式换热器、蒸发冷凝器、气液分离器、电子膨胀阀、高压储液罐、闪蒸器等设备，而水路系统包括水泵、电动三通阀、电动调节阀、风冷散热器等热平衡控制设备。系统部分设备参数如表 1所示。

2.3 实验测量方法

实验过程中运行组分浓度与制热性能的实验测试均采用同一实验装置。自复叠热泵系统组分浓度测量装置主要包括FID气相色谱仪、气相色谱工作站、氢气发生器以及采样微调阀等设备。在压缩机排气口、蒸发器前主路、蒸发冷凝器辅路、压缩机入口前4个位置进行测量，获得组分浓度分布特性，用以分析系统运行组分浓度与热源流体温度变化的匹配特性，进而确定最佳组分浓度比。系统压力与功率采用压力传感器及功率表直接测量，制热性能通过测量水侧换热量间接获得实验过程中的系统制热量、蒸发器吸热量以及COP等参数，换热器中相变温度滑移采用热电偶直接测量。表 2为系统部分测量装置具体参数。

2.4 测试工况

在上述实验设备和测量装置的基础上，进行一个实验过程。打开球阀BV1、BV3，关闭球阀BV2，通过调节电动三通阀和电动调节阀来改变水流量，当供水稳定在设定值时，使冷凝器出水温度为30~65 ℃，蒸发器进水温度为10~20 ℃。节流阀(EEV1)开度调节组分浓度，节流阀(EEV3)控制压缩机吸入口过热度进而优化系统性能，并采集一个条件下的非共沸混合工质，通过气相色谱仪检查非共沸混合工质浓度偏移情况，并收集该状态下系统各参数的实验值。打开球阀BV2，关闭球阀BV1、BV3，切换成单级蒸气压缩系统(SVC)模式。实验测试工况见表 3。

2.5 数据处理与误差分析

自复叠热泵制热量与性能系数分别为

$ \varPhi_{\mathrm{h}}=q_{m, \mathrm{wc}} \cdot c_{\mathrm{wc}} \cdot\left(t_{\mathrm{wc}, \mathrm{out}}-t_{\mathrm{wc}, \mathrm{in}}\right) $

(1)

$ \mathrm{COP}=\frac{\varPhi_{\mathrm{h}}}{P} $

(2)

式中：$ q_{m, \mathrm{wc}} $为流经冷凝器的水质量流量，kg⋅m⁻³；$c_{\mathrm{wc}}$为冷凝器中传热流体比热容，J⋅(kg⋅k)⁻¹；$t_{\mathrm{wc}, \mathrm{out}}$为冷凝器出水温度，℃；$t_{\mathrm{wc}, \mathrm{in}}$为冷凝器进水温度，℃；COP为制热性能系数；$ \varPhi_{\mathrm{h}} $为制热量，kW；P为压缩机功率，kW。

不确定度分析是实验研究的重要组成部分，数据的准确性将严重影响实验结论的分析，因此基于直接测量参数的精度，根据误差传播的计算方法推算出间接变量的不确定度。表 2列出了直接测量仪器的精确度，其中制冷剂温度由K型热电偶测量(精度为±1 ℃)。制冷剂压力由压力变送器监测，在0~6×10⁶ Pa的满量程下，不确定度为±0.2%。气相色谱仪测量非共沸混合工质浓度，温控范围为5~400 ℃，不确定度为±1 ℃。分别使用电磁流量计和热电偶测量实验系统载热流体的温度与流量，精度是满量程(F.S)的1%。使用功率表测量压缩机功率，全量程为0~9.9 kW，不确定度为3%。此外，$ \varPhi_{\mathrm{h}} $和COP是关键的间接测量参数，其不确定度使用二次方程^[20-21]计算。若$y = f({x_1},{x_2},{x_3}, \cdot \cdot \cdot {x_n})$，间接测量y的不确定度传递公式如式(3)所示，其中$x,y$为直接误差；$ \left( {\frac{{\partial f}}{{\partial x}}} \right) $为传递函数；$u(y)$为不确定度传递公式。

$ {u^2}(y) = {\sum\limits_{i = 1}^N {\left( {\frac{{\partial f}}{{\partial {x_i}}}} \right)} ^2}{u^2}({x_i}) $

(3)

计算结果显示，$ \varPhi_{\mathrm{h}} $的不确定度为1.27%，COP不确定度为2.6%。

3 实验结果分析 3.1 非共沸混合工质浓度变化的影响因素

为分析冷媒充注量、节流阀EEV1开度对系统组分浓度分布的影响规律，实验方案将R32和R134a充注质量分数比选定为1:1(0.5:0.5)。通过调节冷热源温差、控制过热度等，进一步探究自复叠热泵系统的性能变化规律。

3.1.1 出水温度对混合工质浓度的影响

非共沸混合工质与单一工质相比，非共沸混合工质在冷凝器冷凝过程中，由于各组分沸点存在差异，在相变过程中气相和液相组分浓度不同，存在浓度偏移的特性，且系统中高温热源温度的变化对混合工质浓度影响显著。图 4为高温热源出水温度下主路混合工质浓度的变化趋势，结果表明，与初始充注浓度相比，混合工质低沸点组分R32质量分数随出水温度自40 ℃升高至65 ℃时，减小8.1%，高沸点组分R134a质量分数增加15.8 %。随着冷凝温度的升高，系统中冷凝压力升高，相平衡状态变迁，混合工质沸点升高，冷凝出口过冷度增加及压缩机吸气密度降低，导致系统中富含低沸点组分液相积存增加，降低了循环制冷剂工质中低沸点组分的质量分数。

3.1.2 充注量对混合工质浓度的影响

图 5为制冷剂充注量对混合工质浓度的影响，在保持相同的充注浓度及运行工况条件下，实验数据表明：当充注量逐渐增加到2.8 kg，系统主路低沸点组分浓度增加10.5%，高沸点组分浓度降低26.4%，且系统循环浓度大于充注浓度。根据气液相平衡理论，两相区中低沸点组分在气相中的浓度高于液相，且气相速度一般高于液相，导致两相区低沸点组分占比较低的液相出现积存，并且积存量随充注量增加而增加。

3.1.3 EEV1节流阀开度对组分浓度变化的影响

节流阀EEV1作为初级节流装置，其开度的变化将直接决定气液分离器的工作压力及相平衡状态，从而进一步影响主路、辅路组分浓度分布。因此在不同t_{wc, out}下，且EEV2和EEV3节流阀保持一定开度，当节流阀EEV1开度分别控制在100%、90%、80%、70%、60% 时，主路低沸点组分浓度随节流阀开度的变化如图 6所示。从图 6(a)中可以看出，随着气液分离器前节流阀EEV1开度减小，分离器工作压力降低，有效增加气态中低沸点组分浓度。基于混合冷媒质量守恒定律及组分质量守恒，主路气体混合制冷剂中富含低沸点组分浓度增加、分离器内液相积存量降低。实验测试数据显示，从图 6(b)中可以看出，当节流阀开度为60%，当出水温度为40 ℃时，热泵系统中主路混合制冷工质中低沸点组分质量分数为0.657，相对于出水温度50 ℃时的0.629，增加约4.5%。

3.2 自复叠热泵系统性能的影响因素 3.2.1 出水温度对系统性能的影响

出水温度t_{wc, out}对热泵系统的性能起着重要作用，在自复叠热泵试验系统中，把t_{wc, out}作为系统运行过程中的控制参数。实验过程中保持蒸发器进水温度20 ℃不变，探究冷凝器t_{wc, out}对系统性能的影响(如图 7所示)。从图中可以看出, 热泵系统COP随t_{wc, out}的增加而呈线性降低，而压缩机功率显示出相反的趋势。由3.1节组分浓度变化规律分析可知，由于出水温度升高，非共沸混合工质气相高沸点组分浓度增加，导致冷凝温度及冷凝压力升高，压缩比增加，冷凝器换热效率下降，从而致使压缩功耗增加、能效比COP逐步下降。从图中可以看出，当出水温度为从40 ℃增加到65 ℃，自复叠热泵系统COP从3.36减小为2.22，压缩机功率从2.22 kW增加到4.29 kW，热力学完善度从0.303逐渐增加到0.345。

3.2.2 节流阀开度对系统的影响

通过调节节流阀开度使工质组分发生变化对系统性能产生影响如图 8所示。由于气液分离器的组分分离作用，EEV1节流度对低沸点组分的气化有显著作用。由图 8可知，随着节流阀EEV1开度增加，冷凝压力升高，压缩机功率降低。主要原因为主路混合制冷剂中低沸点组分浓度降低，排气温度升高。系统压缩比增加的同时，吸气密度的减小导致总冷媒流量的快速衰减，从而导致压缩功率的降低。实验结果表明，当节流阀开度从60% 逐渐增加到100% 时，冷凝压力增加14.6%，压缩机功率降低10.2%，系统制热量$ \varPhi_{\mathrm{h}} $从7.66 kW降低到6.64 kW。

3.3 非共沸混合工质变组分浓度对系统性能的影响 3.3.1 混合工质充注量对系统的影响

通过改变混合工质充注量，探究其对系统性能的影响。实验中混合工质的初始质量分数(0.5:0.5)保持不变，在不同出水温度下，探究混合工质对系统制热量、COP等参数的变化规律。图 9(a)显示不同充注量时制热量及COP的变化趋势，随制冷剂充注量增加，制热量$ \varPhi_{\mathrm{h}} $逐渐升高，COP增大，在充注量为2.8 kg时，系统性能最佳。图 9(b)显示制冷剂充注量对压缩机功率及排气温度的影响，增加制冷剂充注量，压缩机功率逐渐增大，排气温度逐渐降低。制冷剂充注量从1.6 kg增加到2.8 kg，压缩机功率从2.57 kW到2.91 kW，在出水温度为50 ℃时，压缩机排气温度仅为80 ℃左右。由3.1.2节组分质量分数变化规律可知，这是由于热泵系统中循环流量增大，流入压缩机的质量流量增加，低沸点质量分数增加，而低沸点质量分数的增加会降低压缩机排气温度。图 9(c)显示运行过程中排气压力及压缩比变化，随制冷剂充注量增加，排气压力逐渐升高，压缩比总体呈现先升高，而后略有降低趋势，测试范围内系统压缩比在2~4，有利于热泵系统的长期稳定高效运行。

3.3.2 不同组分的混合工质对系统性能影响

在既有实验设备的基础上，保持相同的控制策略，通过调控系统充注浓度，探究其对系统排气温度、单位容积制热量、压缩功及COP的影响(如图 10所示)。图 10(a)显示不同的组分质量分数下压缩机排气温度的变化，适当增加低沸点组分质量分数对降低压缩机排气温度起到一定的作用，当R32质量分数从0.3增加到0.5时，压缩机排气温度降低12.7%~25.4%。图 10(b)显示不同质量分数下单位容积制热量的变化，当R32的质量分数增加时，系统单位容积制热量下降2.2%~5.8%。在该非共沸混合制冷剂状况中，增加低沸点组分制冷剂质量分数会降低系统单位制热量。从图 10(c)看出，当R32低沸点组分的质量分数增加时，压缩机功率降低，且当R32质量分数为0.5时，压缩机功率降低9.12%~21.36%。图 10(d)显示COP随组分变化情况，在R32质量分数为0.5时系统性能较好，综上分析，在充注一定质量非共沸混合制冷剂时，适当增加低沸点组分浓度对降低系统功耗以及排气温度产生重要影响，有利于系统长期稳定运行以及节能。

3.4 系统性能对比

为比较自复叠热泵系统与单级蒸气压缩系统性能，使用相同组分R32/R134a混合工质，在相同条件下进行试验，蒸发器入水温度为10 ℃。图 11显示不同出水温度下，两系统工况变化。随着冷凝器出水温度的升高，压缩比β、排气温度t_ex及系统制热量均有所增加，COP降低，在温度跨度较大时，自复叠热泵系统COP比单级蒸气压缩系统高，且相对于单级蒸气压缩系统，自复叠热泵系统总体呈现出较低的状态参数。上述参数变化体现出大温跨下自复叠热泵系统的性能优势，其主要原因为非共沸工质在气液分离器的作用下提高蒸发器内低沸点工质组分浓度，换热效率提高，换热温差降低。实验数据分析显示，自复叠热泵系统的排气温度比单级蒸气压缩系统平均降低约31.2%。自复叠热泵系统凸显出较低的压缩比及排气温度、较高的容积制热量的技术优势。

4 结论

本研究设计一种新型自复叠热泵实验系统，并搭建了性能测试装置，通过气相色谱仪检测系统组分浓度分布规律，研究非共沸混合制冷剂R32/R134a的自复叠制热性能的主要影响因素，包括出水温度、充注量以及节流阀开度。主要实验结论如下：

(1) 出水温度及节流阀开度与充注量对系统内循环浓度变化产生影响。随着出水温度的升高或节流阀开度增大，主路低沸点组分质量分数降低，导致蒸发潜能降低进而降低蒸发器中的换热效率。当出水温度从40 ℃到65 ℃，低沸点组分质量分数减小8.1%，当充注量逐渐增加到2.8 kg，系统主路低沸点组分浓度增加10.5%。

(2) 自复叠热泵系统中运行参数以及混合工质变组分浓度会改变系统性能工况。在出水温度较高的情况下，压缩比变化随着制冷剂充注量增加，但压缩比基本控制在2~4，表明自复叠循环具有较小的压缩比。随着充注R32质量分数增加，压缩机功率降低，系统性能提高，当R32质量分数从0.3增加到0.5时，压缩机排气温度降低25.4%。

(3) 与单级蒸气压缩相比，自复叠热泵系统排气温度降低31.2%，在较大的温度跨度下，自复叠热泵性能优于单级压缩系统。可以说自复叠热泵系统凸显较低的压缩比及排气温度的技术优势，有利于系统长期稳定运行，为进一步设计和优化奠定了基础。

在上述分析的基础上，可发现自复叠热泵系统初级节流EEV1的开度控制将在一定范围内控制主辅两路低沸点组分浓度。将组分浓度调节与工作温差相匹配的控制方式纳入系统控制中，可有效缓解大温度跨度吸气密度小、容积制热量低的问题，也为非共沸热泵系统控制策略的优化提供一定的理论参考。