帶有熱回收器的溶液除濕復合熱泵系統模型及其性能分析

彭冬根， 曹 卓， 羅丹婷

（南昌大學 建筑工程學院， 江西 南昌 330031）

0 引言

傳統的蒸汽壓縮式空調系統已廣泛地應用于生產、生活的各個方面[1]～[3]。 當蒸發壓縮式空調系統的降溫盤管溫度低于露點并達到0 ℃以下時，該降溫盤管會結霜， 從而導致自身的換熱性能隨之下降[4]。 相比于蒸汽壓縮式空調系統，溶液除濕系統的盤管不會發生結霜現象， 并且能夠吸收來流中部分污染物，從而改善送風品質，此外，溶液除濕系統還具有蓄能密度高[5]等優點，受到人們的廣泛關注。

溶液的除濕/再生過程是溶液除濕系統處理空氣的主要環節。對進入除濕器的溶液進行降溫，并對進入再生器的溶液進行升溫， 能夠提高溶液除濕系統的除濕性能和再生性能。因此，有學者提出采用熱泵來驅動溶液除濕系統的除濕/再生過程[6]。 Xie 提出了一種利用熱泵驅動的逆流式溶液除濕系統，通過實驗發現，采用多級熱泵進行冷凝放熱， 有助于提高溶液除濕系統的各項性能[7]。Zhang 提出了一種利用熱泵驅動的兩級中空纖維膜溶液除濕系統，通過實驗發現，該溶液除濕系統的COP比單級溶液除濕系統提高了20%[8]。

為了提高溶液除濕系統的運行效率， 研究人員通常將熱回收器應用于溶液除濕熱泵系統。Dai設計了一種利用熱泵驅動的新型溶液除濕系統，在該系統的再生器和除濕器之間的管路上增設了熱回收器，通過實驗發現，增設熱回收器有助于提高溶液除濕系統的除濕性能和再生性能[9]。 Shan設計了一種將溶液除濕系統、 蒸發冷卻裝置和熱泵系統相結合的復合系統， 將除濕器與蒸發冷卻器之間循環管路中空氣所儲存的熱量進行回收、利用，以達到提高系統效能的目的[10]。 Lazzarin 設計了一種帶有新回風空氣熱回收器的溶液除濕系統，并將該系統應用于建筑上，測試結果表明，利用該系統后，該建筑中的空氣濕度降低了30%[11]。綜上可知， 目前在再生器和除濕器之間增設熱回收器的研究較多， 而將熱回收器應用于熱泵驅動的溶液除濕系統的情況較少。 本文設計了一種帶有多種熱回收器的新型溶液除濕復合熱泵系統，并根據該系統的模擬結果分析了不同熱回收裝置的換熱效率對該復合熱泵系統各項性能的影響，本文的分析結果為溶液除濕系統的優化設計提供依據。

1 帶有熱回收器的溶液除濕復合熱泵系統

圖1 帶有熱回收器的溶液除濕復合熱泵系統的示意圖Fig.1 Schematic diagram of liquid desiccant and heat pump hybrid system with heat recovery device

圖1 為帶有熱回收器的溶液除濕復合熱泵系統的示意圖。圖中：SAHR 為溶液-空氣熱回收器；SSHR 為溶液-溶液熱回收器；AAHR 為空氣-空氣熱回收器；C1 為壓縮機；F1～F3 均為風機；V1～V2 均為溶液閥；V3 為膨脹閥；V4 為四通換向閥；V5～V7 均為風閥；P1～P2 均為溶液閥；R/D 為再生/除濕器；D/R 為除濕/再生器；C/E 為冷凝/蒸發器；E/C 為蒸發/冷凝器；H/C 為空氣加熱/冷卻器。

由圖1 可知， 帶有熱回收器的溶液除濕復合熱泵系統（以下簡稱為復合熱泵系統）由溶液循環回路、制冷劑循環回路、再生空氣循環回路和除濕空氣循環回路組成。利用四通換向閥，可以切換該復合熱泵系統的冬、夏季運行模式。夏季運行模式下，冷凝/蒸發器具有冷凝作用，蒸發/冷凝器具有蒸發作用，再生/除濕器具有再生作用，除濕/再生器具有除濕作用，此時，壓縮機通過四通換向閥依次與冷凝器、膨脹閥、蒸發器相連接；冬季運行模式下，冷凝/蒸發器具有蒸發作用，蒸發/冷凝器具有冷凝作用， 再生/除濕器具有再生溶液作用，除濕/再生器則用于送風加濕，此時，壓縮機通過四通換向閥依次與冷凝器、膨脹閥、蒸發器相連接。夏季， 帶有熱回收器的溶液除濕復合熱泵系統的循環過程如下。

①對于溶液循環回路， 濃溶液進入除濕器中與待除濕的空氣相接觸，并進行熱質交換，熱質交換后，濃溶液轉變成稀溶液；稀溶液經溶液泵輸送至溶液-溶液熱回收器， 并在其內與濃溶液進行熱交換；然后，稀溶液又從溶液-溶液熱回收器流入冷凝/蒸發器， 并在冷凝/蒸發器內與制冷劑進行熱交換；稀溶液吸熱升溫后，再流入溶液再生器中，將部分水分釋放至再生空氣中轉換成濃溶液；接著，濃溶液流入溶液-空氣熱回收器，并在其內對再生空氣進行預熱； 換熱后的濃溶液流入溶液-溶液熱回收器中，與稀溶液進行熱交換，之后濃溶液流入蒸發/冷凝器內放熱降溫，產生的低溫濃溶液又流入空氣冷卻/加熱器，在其內將冷量傳遞給除濕后的空氣；最后，濃溶液再一次流入除濕器，并進行下一輪循環。

②對于制冷劑循環回路， 當制冷劑流入壓縮機后，制冷劑的溫度、壓力均升高，轉變為高溫高壓制冷劑；然后，高溫高壓制冷劑流入冷凝/蒸發器， 并在冷凝/蒸發器內將熱量傳遞給稀溶液，轉變成低溫高壓制冷劑；接著，低溫高壓制冷劑流入膨脹閥，轉變成低溫低壓制冷劑；最后，低溫低壓制冷劑流入蒸發/冷凝器， 并在蒸發/冷凝器內吸收濃溶液的熱量，從而完成一輪循環。

③對于再生空氣循環回路， 再生空氣在溶液-空氣熱回收器內被再生后的濃溶液預熱；然后，預熱后的再生空氣流入再生/除濕器，吸收稀溶液中的水分；最后，將吸收水分的再生空氣排放至大氣中。

④對于除濕空氣循環回路， 環境新風在空氣-空氣換熱器內與室內排風進行熱交換， 吸收室內排放的顯熱；然后，環境新風與室內回風混合后流入除濕/再生器內，混合風的水分被再生空氣吸收； 除濕后的混合風流入空氣冷卻/加熱器內，被低溫濃溶液冷卻；最后，將冷卻后的混合風送至室內。

2 系統數學模型

2.1 除濕/再生器數學模型

本文的除濕/再生器采用叉流換熱方式，其傳熱傳質過程見圖2。 圖中：ma為干空氣流量，kg/s；ωa，in，ωa，out為濕空氣入口、出口含濕量，kg/kg；ms，in，ms，out分別為溶液入口、 出口流量，kg/s；ta，in，ta，out分別為濕空氣入口、出口溫度，℃；ts，in，ts，out分別為溶液入口、 出口溫度，℃；ξin，ξout分別為溶液入口、出口濃度，kg/kg；L，H 分別為除濕/再生器的長、 高，m。

圖2 叉流除濕/再生器傳熱傳質過程的示意圖Fig.2 Schematic diagram of heat and mass transfer of crossflow dehumidifier/regenerator

在分析除濕/再生器內工質的熱、質交換過程時，采用如下假設：①溶液與空氣之間的熱、質交換過程為穩態過程， 溶液和空氣的物性參數均為常數；②填料除濕裝置與環境之間不存在熱、質交換，該過程為絕熱除濕過程；③溶液均勻噴灑在填料上，填料的潤濕情況良好，傳熱面積與傳質面積相同；④只考慮溶液和空氣流動方向上的熱、濕傳遞，因此，叉流除濕過程可簡化為二維傳熱傳質問題； ⑤只考慮溶液和空氣在流動方向上的對流傳熱、傳質過程，忽略二者的導熱和質量擴散。

根據上述假設條件得到，除濕/再生器內空氣側的能量和質量傳遞方程分別為

式中：ha，heq分別為常態、溶液平衡時的空氣比焓，kJ/kg；ωa，ωeq分別為常態、溶液平衡時的空氣含濕量，kg/kg；γ 為水的蒸發潛熱，kJ/kg；NTU 為溶液和空氣之間的傳熱單元數；Le 為劉易斯數。

除濕/再生器的總能量守恒方程與總質量守恒方程分別為

式中：ma，ms分別為空氣和溶液的質量流量，kg/s；hs為溶液比焓，kJ/kg；ξ 為溶液的質量濃度，kg/kg。

2.2 熱泵數學模型

2.2.1 冷凝器和蒸發器的數學模型

冷凝器和蒸發器的能量守恒方程分別為

式中：Qc為冷凝器放熱量，kW；Qe為蒸發器吸熱量，kW；mw，c，mw，e，mref分別為冷卻水、 冷凍水和制冷 劑 的 質 量 流 量，kg/s；Cp，w，c，Cp，w，e分 別 為 冷 卻 水和冷凍水的比熱容，kJ/（kg·℃）；tw，in，c，tw，out，c分別為冷卻水的入口、出口溫度，℃；tw，in，e，tw，out，e分別為冷凍水的入口、 出口溫度，℃；hc，in，hc，out分別為冷凝器中制冷劑的入口焓、出口焓，kJ/kg；he，in，he，out分別為蒸發器中制冷劑的入口焓和出口焓，kJ/kg。

冷凝器和蒸發器中制冷劑和水之間的傳熱數學模型見文獻[12]。

2.2.2 壓縮機的數學模型

熱泵系統壓縮機的工作過程是一個涉及傳熱、傳質的復雜多變壓縮過程，為了便于分析該過程，本文作如下假設：①壓縮機內氣體的壓縮過程均近似為理想的絕熱壓縮過程； ②在壓縮過程與膨脹過程中，氣體的絕熱指數恒定不變；③壓縮機的吸氣過程和排氣過程均為等壓過程， 吸氣壓力與蒸發壓力相等，排氣壓力與冷凝壓力相等；④忽略潤滑油對制冷劑熱特性和壓縮機運行狀況的影響。

根據上述假設， 制冷劑蒸汽絕熱壓縮過程的數學模型為

式中：Ti，To分別為壓縮機的進、出口溫度，K；Pc，Pe分別為冷凝器和蒸發器的壓力，Pa；Vth為壓縮機的理論容積排氣量，m3/s；Wp為壓縮機的耗功，kW；k 為壓縮機的絕熱指數；ηv為壓縮機的容積效率；vp，in為壓縮機進口處， 制冷劑氣體的比容，m3/kg；hp，in，hp，out分別為壓縮機進、出口處制冷劑的比焓，kJ/kg；mref為膨脹閥內制冷劑的質量流量，kg/s。

2.2.3 熱力膨脹閥的數學模型

膨脹閥內制冷劑的質量流量mref受冷凝壓力和蒸發壓力以及膨脹閥進口處制冷劑各項參數的影響。

mref的計算式為式中：vev，out為膨脹閥出口處制冷劑的比容，m3/kg。

2.3 熱回收器的換熱效率模型

本文著重分析熱泵機組的性能系數COPHP、復合熱泵系統的性能系數COPsys、室內送風溫度ta，i 和送風含濕量ωa，i隨熱回收器換熱效率的變化。為了簡化熱回收器換熱效率數學模型， 本文作如下假設：①忽略熱回收器向環境散熱；②假設熱回收器內冷、熱工質的物性參數均不變；③本文中3種熱回收器內工質的流動狀態均為逆流狀態。

空氣-空氣熱回收器和溶液-空氣熱回收器的換熱效率ε 與自身換熱單元數NTUhe之間的關系式為

式中：（qmc）min，（qmc）max分別為熱回收器內2 種工質的質量流量與比熱容乘積的最小值和最大值；NTUhe為熱回收器的傳熱單元數。

由于溶液-溶液熱回收器進、 出口處溶液的流量和比熱容均近似相等，因此，該熱回收器換熱效率的計算式為

2.4 系統性能評價指標

復合熱泵系統包括熱泵機組和除濕/再生器，本文采用熱泵機組性能系數COPHP和復合熱泵系統性能系數COPsys作為整個系統評價指標。 二者的計算式分別為

式中：Wtran為復合熱泵系統輸送空氣的耗功，kW；Qe為蒸發器吸熱量，kW；Qa為單位時間室內回風和復合熱泵系統入口處新風的總焓與單位時間室內送風總焓之間差值的絕對值，kW。

3 模型驗證

為了驗證本文除濕/再生器數學模型的準確性，將利用該數學模型得到的除濕率mde，2和再生率mre，2的模擬值分別與文獻[13]中除濕率mde，1和文獻[14]中再生率mre，1的測量值進行對比分析，其中，文獻[13]，[14]設置的實驗參數分別如表1，2所示。

表1 除濕工況下除濕/再生器運行參數Table 1 Operating parameters of the dehumidifier/regenerator during dehumidification

表2 再生工況下除濕/再生器運行參數Table 2 Operating parameters of the dehumidifier/regenerator during regeneration

為了驗證本文熱泵機組數學模型的準確性，將利用數學模型得到的熱泵機組制熱量Qc，2和制冷量Qe，2與文獻[15]的熱泵機組制熱量Qc，1和制冷量Qe，1進行對比分析。文獻[15]設置的熱泵實驗參數如表3 所示。 其中，工況1～5 和工況6～10 分別通過改變冷凝器入口溫度和蒸發器入口溫度來改變熱泵的運行工況，且10 個工況下，壓縮機的轉數均為2 900 r/min。本文的模擬結果和文獻[15]的實驗結果見圖3。

表3 熱泵機組運行參數Table 3 Operating parameters of the heat pump unit

圖3 本文的模擬結果和文獻的測量結果Fig.3 The simulation results of this paper and experimental results of the references

由圖3 可知，通過對比除濕/再生器除濕率和再生率的模擬值、測量值發現，除濕/再生器再生率的模擬值與測量值之間的偏差較除濕率大，最大相對偏差為測點4 處的再生率偏差， 達到12.8%；通過對比熱泵機組制熱量、制冷量的模擬值和測量值發現， 熱泵機組制熱量的模擬值與測量值之間的偏差較制冷量大， 最大相對誤差出現在測點7 處， 該處熱泵機組制熱量的模擬值和測量值分別為3，2.75 kW，相對偏差達到9.1%。綜上可知，本文除濕/再生器和熱泵機組數值模型的模擬結果和文獻[15]測量結果之間的偏差較小，這驗證了本文數值模型的準確性。

4 結果和討論

為了分析不同熱回收器的換熱效率對復合熱泵系統除濕性能的影響，本文設定冬、夏季運行工況下， 復合熱泵系統的各項參數： 環境相對濕度φa，e為80%；室內相對濕度φa，N為60%；冷凝器傳熱單元數NTUc為3.26； 蒸發器傳熱單元數NTUe為1.38；除濕器傳熱單元數NTUde為3；再生器傳熱單元數NTUre為4；復合熱泵系統空氣輸送功率Wtran為16.2 kW；空氣冷卻器換熱效率εa為0.7；復合熱泵系統的新風比f 為0.1；復合熱泵系統的排風量ma，o為1.6 kg/s；膨脹閥內制冷劑的質量流量mref為20 kg/s； 室內送風空氣流量ma，i為20 kg/s；再生空氣流量ma，re為40 kg/s；壓縮機的理論容積排氣量Vth為0.14 m3/s； 膨脹閥的流通面積Av為6.5×10-5m2；溶液的流量ms為20 kg/s。 夏季，室內溫度設定為27 ℃，環境溫度設定為35 ℃；冬季，室內溫度設定為16 ℃， 環境溫度設定為-1.3 ℃。另外，不同流體之間的傳熱性能存在差異，溶液-溶液熱回收器的換熱效率εs-s較高，溶液-空氣熱回收器的換熱效率εs-a次之，空氣-空氣熱回收器的換熱效率εa-a較低， 本文設定這3 種熱回收器的基準換熱效率分別為0.9，0.7 和0.5。

3 種熱回收器的換熱效率隨NTUhe的變化情況如圖4 所示。

圖4 3 種熱回收器的換熱效率隨NTUhe 的變化情況Fig.4 The variations of the heat transfer efficiencies of three kinds of heat recovery devices with NTUhe

由圖3 可知，3 種熱回收器的換熱效率均隨著NTUhe的增大而升高，且上述升高速率均逐漸變緩并趨于1。 由圖3 還可知，隨著NTUhe逐漸增大，溶液-空氣熱回收器換熱效率的升高速度較快，空氣-空氣熱回收器換熱效率的升高速度次之，溶液-溶液熱回收器換熱效率的升高速度較慢。

4.1 溶液-空氣熱回收器換熱效率變化的影響

圖5 不同工況下，蒸發器吸熱量、冷凝器放熱量和壓縮機功率隨溶液-空氣熱回收器換熱效率的變化情況Fig.5 The variations of the evaporator heat absorption， the condenser heat dissipation and the compressor power with solution-air heat recovery efficiency under varying conditions

不同工況下，蒸發器吸熱量、冷凝器放熱量和壓縮機功率隨溶液-空氣熱回收器換熱效率εs-a的變化情況如圖5 所示。 圖中：Qe，3，Qc，3，Wp，3分別為夏季工況下，蒸發器的吸熱量、冷凝器的放熱量和壓 縮 機 的 輸 出 功 率；Qe，4，Qc，4，Wp，4分 別 為 冬 季 工況下，蒸發器的吸熱量、冷凝器的放熱量和壓縮機的輸出功率。

由圖5 可知：隨著εs-a逐漸升高，Wp，4基本不變，Wp，3略微下降，降幅約為1.6%，這是由于提高溶液-空氣熱回收器的換熱效率， 有利于改善夏季工況下熱泵機組的性能， 但對冬季工況下的熱泵機組性能影響不大；Qe，3，Qe，4，Qc，3和Qc，4基本不變， 這是由于溶液-空氣熱回收器吸收R/D 出口溶液熱量， 并預熱再生空氣的過程對流經該熱回收器的溶液溫度，熱泵蒸發器、冷凝器內的壓力影響較?。凑舭l器和冷凝器內制冷劑溫度變化較?。?，因此，制冷劑吸熱和放熱溫差幾乎不變，從而導致Qe，3，Qe，4，Qc，3和Qc，4變化不大。

不同工況下， 復合熱泵系統和熱泵機組的性能系數隨著溶液-空氣熱回收器換熱效率的變化情況如圖6 所示。 圖中：COPHP，3，COPsys，3分別為夏季工況下，熱泵機組和復合熱泵系統的性能系數；COPHP，4，COPsys，4分別為冬季工況下， 熱泵機組和復合熱泵系統的性能系數。

圖6 不同工況下，復合熱泵系統和熱泵機組的性能系數隨溶液-空氣熱回收器換熱效率的變化情況Fig.6 The variations of the coefficients of performance of the hybrid system and the heat pump unit with solution-air heat recovery efficiency under varying conditions

由圖6 可知，隨著εs-a逐漸升高，COPHP，4逐漸下降，COPHP，3逐漸升高。COPHP，4，COPHP，3總體上變化不大，分別維持在15.7，10.6 左右，且COPHP，4比COPHP，3平均約高出32.1%。 這是由于冬季工況下，室外溫度較低，復合熱泵系統中再生/除濕器為溶液稀釋裝置，其溶液出口溫度高于室外溫度，使得溶液中的顯熱反而被空氣吸收， 降低了溶液在復合熱泵系統右側除濕/再生器中的再生效果；夏季工況下，復合熱泵系統左側再生/除濕器為溶液再生裝置， 其出口溶液經過熱回收器后溫度進一步降低，使得COPHP，3略微上升。 由圖6 還可看出， 隨著εs-a逐漸增加，COPsys，4略微下降，COPsys，3由5.8 升高至6.2，這與熱泵機組性能系數的變化原因相同。此外，COPsys，3高于COPsys，4，這是由于溶液-空氣熱回收器在夏季的利用程度比冬季好。

不同工況下， 復合熱泵系統送風溫度和送風含濕量隨溶液-空氣熱回收器換熱效率的變化情況如圖7 所示。 圖中：ta，i，3，ωa，i，3分別為夏季工況下，復合熱泵系統的送風溫度和送風含濕量；ta，i，4，ωa，i，4分別為冬季工況下， 復合熱泵系統的送風溫度和送風含濕量。

圖7 不同工況下，復合熱泵系統的送風溫度和送風含濕量隨溶液-空氣熱回收器換熱效率的變化情況Fig.7 The variations of the temperature and moisture content of the supply air with solution-air heat recovery efficiency under varying conditions

由圖7 可知， 隨著εs-a逐漸增大，ta，i，3略微下降了0.3℃，這是由于夏季工況下，室外空氣溫度均低于再生/除濕器出口溶液溫度， 隨著溶液-空氣熱回收器換熱效率逐漸增大， 溶液溫度逐漸降低，導致除濕/再生器溶液進口溫度逐漸降低，ta，i，3隨之降低。 由圖7 還可看出，隨著εs-a逐漸增大，ωa，i，3，ta，i，4，ωa，i，4基本不變。

4.2 空氣-空氣熱回收器換熱效率變化的影響

圖8 不同工況下，蒸發器吸熱量、冷凝器放熱量和壓縮機功率隨空氣-空氣熱回收器換熱效率的變化情況Fig.8 The variations of the evaporator heat absorption, the condenser heat dissipation and the compressor power with air-air heat recovery efficiency under varying conditions

圖8 為不同工況下，蒸發器吸熱量、冷凝器放熱量和壓縮機功率隨空氣-空氣熱回收器換熱效率εa-a的變化情況。

由圖8 可知， 隨著εa-a逐漸增大，Qc，3，Qe，3分別由315.9，288.6 kW 逐漸下降至306.7，280.9 kW，與Qc，4，Qe，4相比，Qc，3，Qe，3變化更大。 這是由于夏季工況下，隨著εa-a逐漸增加，進入除濕/再生器的空氣溫度和含濕量均逐漸下降， 使得除濕器的負荷逐漸降低，從而導致Qc，3，Qe，3均逐漸減少。由圖8 還可看出，當εa-a由0.1 逐漸升高至0.9 時，Wp，3下降了5.7%，Wp，4上升了4.9%，這是由于夏季工況下，室外空氣溫度高于室內溫度，冬季工況下，室外空氣溫度低于室內溫度， 從而造成熱泵機組的蒸發器和冷凝器壓力發生不同的變化。 綜上可知，夏季，增大εa-a更有利于熱泵機組的運行，而冬季則反之。

不同工況下， 復合熱泵系統和熱泵機組的性能系數隨空氣-空氣熱回收器換熱效率εa-a的變化情況如圖9 所示。

圖9 不同工況下，復合熱泵系統和熱泵機組的性能系數隨空氣-空氣熱回收器換熱效率的變化情況Fig.9 The variations of the coefficients of performance of the hybrid system and the heat pump unit with air-air heat recovery efficiency under varying conditions

由圖9 可知，當εa-a由0.1 逐漸升高至0.9時，COPHP，4由16.08 逐漸下降至15.35（降低了0.73），而COPHP，3由10.56 逐漸升高至10.89 （上升了0.33），COPHP，4比COPHP，3最大約升高了52.3%。 這是由于夏季工況下，隨著εa-a逐漸升高，除濕器的除濕負荷逐漸降低，所需的溶液濃度逐漸降低，從而造成再生/除濕器內溶液溫度逐漸降低， 因此，冷凝壓力逐漸降低；冬季工況則相反。 由圖9還可看 出，當εa-a由0.1 逐 漸 升 高 至0.9 時，COPsys，4，COPsys，3均逐漸升高，分別升高了1.42，1.67。 這是由于在計算COPsys的過程中，須要計算空氣-空氣熱回收器的收益，隨著εa-a逐漸升高，空氣-空氣熱回收器收益的占比逐漸增大。 此外，COPsys，3比COPsys，4最大約升高了78.1%， 這是由于夏季工況下，室內外焓差高于冬季工況，因此，夏季工況下，空氣-空氣熱回收器空氣全熱的回收潛力更大。

不同工況下， 復合熱泵系統的送風溫度和送風含濕量隨空氣-空氣熱回收器換熱效率εa-a的變化情況如圖10 所示。

圖10 不同工況下，復合熱泵系統的送風溫度和送風含濕量隨空氣-空氣熱回收器換熱效率的變化情況Fig.10 The variations of the temperature and moisture content of the supply air with air-air heat recovery efficiency under varying conditions

由圖10 可知， 當εa-a由0.1 逐漸升高至0.9時，ta，i，3，ωa，i，3分別約下降了1 ℃，0.001 kg/kg；ta，i，4，ωa，i，4分別約上升了1 ℃，0.000 4 kg/kg。 這是由于不同工況下，隨著εa-a逐漸升高，復合熱泵系統新風冷熱負荷均有所降低， 使得該系統能夠為室內輸送更為舒適的空氣。

4.3 溶液-溶液熱回收器換熱效率變化的影響

由于溶液-溶液熱回收器對于復合熱泵系統的制熱性能影響較大， 當溶液-溶液熱回收器的換熱效率εs-s過低時，為了滿足溶液在再生、除濕前的加熱、冷卻負荷要求，須要選用輸出功率更大的熱泵系統，以加大冷凝器和蒸發器的放熱量、吸熱量，從而提高溶液的再生、除濕性能，因此，本文著重分析當εs-s為0.7～0.95 時， 該參數對復合熱泵系統制熱性能的影響。

不同工況下，蒸發器吸熱量、冷凝器放熱量和壓縮機功率隨溶液-溶液熱回收器換熱效率εs-s的變化情況如圖11 所示。

由圖11 可知， 不同工況下，Qe,3，Qe,4，Qc,3，Qc,4均隨著εs-s的升高而下降。 其中，Qe，4，Qc，4的下降幅度更大，當εs-s由0.7 升高至0.95 時，Qe，4，Qc，4分別由171.4，178.3 kW 下降至141.3，152.3 kW。 這是由于隨著εs-s逐漸升高， 相應的蒸發器入口溶液溫度逐漸降低，冷凝器入口溶液溫度逐漸升高。當εs-s從0.7 逐漸升高至0.95 時，Wp，3約下降了20%，Wp，4約上升了60%，且Wp，3高于Wp，4。 這是由于夏季工況下，冷凝器壓力隨著εs-s的升高而降低，導致冷凝器與蒸發器之間的壓力差逐漸減??；冬季工況下，冷凝器壓力隨著εs-s的升高而升高，導致冷凝器與蒸發器之間的壓力差逐漸增大。

圖11 不同工況下，蒸發器吸熱量、冷凝器放熱量和壓縮機功率隨溶液-溶液熱回收器換熱效率的變化情況Fig.11 The variations of the evaporator heat absorption, the condenser heat dissipation and the compressor power with solution-solution heat recovery efficiency under varying conditions

不同工況下， 熱泵機組和復合熱泵系統的性能系數隨溶液-溶液熱回收器換熱效率的變化情況如圖12 所示。

圖12 不同工況下，熱泵機組和復合熱泵系統的性能系數隨溶液-溶液熱回收器換熱效率的變化情況Fig.12 The variations of the coefficients of performance of the hybrid system and the heat pump unit with solutionsolution heat recovery efficiency under varying conditions

由圖12 可知， 當εs-s從0.7 逐漸升高至0.95時，COPHP，3逐漸升高， 最大值為10.93；COPHP，4逐漸降低，降低了46.4%，這與壓縮機輸出功率的變化趨勢相符。由圖12 還可看出，當εs-s由0.7 升高至0.95 時，COPsys，4，COPsys，3分別升高了7.16，3.85，其中，當εs-s小于0.8 時，COPsys，4為負值。 這說明εs-s對冬季工況下復合熱泵系統制熱性能的影響更為明顯。

不同工況下， 復合熱泵系統的送風溫度和送風含濕量隨溶液-溶液熱回收器換熱效率εs-s的變化情況如圖13 所示。

圖13 不同工況下，復合熱泵系統的送風溫度和送風含濕量隨溶液-溶液熱回收器換熱效率的變化情況Fig.8 The variations of the temperature and moisture content of the supply air with solution-solution heat recovery efficiency under varying conditions

由圖13 可知， 當εs-s從0.7 逐漸升高至0.95時，ta，i，3，ωa，i，3均逐漸下降， 分別約下降了2.5 ℃，0.001 5 kg/kg，ta，i，4，ωa，i，4均逐漸上升， 分別約升高了6 ℃，0.001 3 kg/kg。 這說明隨著εs-s逐漸升高，復合熱泵系統的各項性能整體上逐漸變好。

5 結論

本文基于溶液除濕復合熱泵系統理論模型，通過改變熱回收器的回收效率， 研究熱泵機組性能系數COPHP、 復合熱泵系統性能系數COPsys以及復合熱泵系統的送風溫度和送風含濕量隨不同熱回收器回收換熱效率的變化情況， 得出以下結論。

①溶液-溶液熱回收器的換熱效率對復合熱泵系統的送風溫度和送風含濕量影響最大，當εs-s由0.7 逐漸升高 至0.95 時，ta，i，3，ωa，i，3分 別下降 了2.5 ℃，0.001 5 kg/kg，ta，i，4，ωa，i，4分 別 升 高 了6 ℃，0.001 3 kg/kg； 空氣-空氣熱回收器的換熱效率對復合熱泵系統的送風溫度和送風含濕量影響次之， 當εa-a由0.1 逐漸升高至0.9 時，ta，i，3，ωa，i，3分別 約 下 降 了1 ℃，0.001 kg/kg，ta，i，4，ωa，i，4分 別 約 上升了1 ℃，0.000 4 kg/kg；空氣-溶液熱回收的換熱效率對復合熱泵系統的送風溫度和送風含濕量幾乎沒有影響。

②提高溶液-溶液熱回收器的換熱效率對于提高COPsys更為明顯， 當εs-s由0.7 逐漸升高至0.95 時，COPsys，4，COPsys，3分別升高了7.16，3.85；空氣-空氣熱回收器的換熱效率對COPsys的影響次之，當εa-a由0.1 逐 漸 升 高 至0.9 時，COPsys，4，COPsys，3分別升高了1.42，1.6；溶液-空氣熱回收器的換熱效率對COPsys影響不大，甚至出現COPsys，4隨著εs-a的升高而下降的情況。