带有热回收器的溶液除湿复合热泵系统模型及其性能分析

彭冬根， 曹 卓， 罗丹婷

（南昌大学 建筑工程学院， 江西 南昌 330031）

0 引言

传统的蒸汽压缩式空调系统已广泛地应用于生产、生活的各个方面[1]～[3]。 当蒸发压缩式空调系统的降温盘管温度低于露点并达到0 ℃以下时，该降温盘管会结霜， 从而导致自身的换热性能随之下降[4]。 相比于蒸汽压缩式空调系统，溶液除湿系统的盘管不会发生结霜现象， 并且能够吸收来流中部分污染物，从而改善送风品质，此外，溶液除湿系统还具有蓄能密度高[5]等优点，受到人们的广泛关注。

溶液的除湿/再生过程是溶液除湿系统处理空气的主要环节。对进入除湿器的溶液进行降温，并对进入再生器的溶液进行升温， 能够提高溶液除湿系统的除湿性能和再生性能。因此，有学者提出采用热泵来驱动溶液除湿系统的除湿/再生过程[6]。 Xie 提出了一种利用热泵驱动的逆流式溶液除湿系统，通过实验发现，采用多级热泵进行冷凝放热， 有助于提高溶液除湿系统的各项性能[7]。Zhang 提出了一种利用热泵驱动的两级中空纤维膜溶液除湿系统，通过实验发现，该溶液除湿系统的COP比单级溶液除湿系统提高了20%[8]。

为了提高溶液除湿系统的运行效率， 研究人员通常将热回收器应用于溶液除湿热泵系统。Dai设计了一种利用热泵驱动的新型溶液除湿系统，在该系统的再生器和除湿器之间的管路上增设了热回收器，通过实验发现，增设热回收器有助于提高溶液除湿系统的除湿性能和再生性能[9]。 Shan设计了一种将溶液除湿系统、 蒸发冷却装置和热泵系统相结合的复合系统， 将除湿器与蒸发冷却器之间循环管路中空气所储存的热量进行回收、利用，以达到提高系统效能的目的[10]。 Lazzarin 设计了一种带有新回风空气热回收器的溶液除湿系统，并将该系统应用于建筑上，测试结果表明，利用该系统后，该建筑中的空气湿度降低了30%[11]。综上可知， 目前在再生器和除湿器之间增设热回收器的研究较多， 而将热回收器应用于热泵驱动的溶液除湿系统的情况较少。 本文设计了一种带有多种热回收器的新型溶液除湿复合热泵系统，并根据该系统的模拟结果分析了不同热回收装置的换热效率对该复合热泵系统各项性能的影响，本文的分析结果为溶液除湿系统的优化设计提供依据。

1 带有热回收器的溶液除湿复合热泵系统

图1 带有热回收器的溶液除湿复合热泵系统的示意图Fig.1 Schematic diagram of liquid desiccant and heat pump hybrid system with heat recovery device

图1 为带有热回收器的溶液除湿复合热泵系统的示意图。图中：SAHR 为溶液-空气热回收器；SSHR 为溶液-溶液热回收器；AAHR 为空气-空气热回收器；C1 为压缩机；F1～F3 均为风机；V1～V2 均为溶液阀；V3 为膨胀阀；V4 为四通换向阀；V5～V7 均为风阀；P1～P2 均为溶液阀；R/D 为再生/除湿器；D/R 为除湿/再生器；C/E 为冷凝/蒸发器；E/C 为蒸发/冷凝器；H/C 为空气加热/冷却器。

由图1 可知， 带有热回收器的溶液除湿复合热泵系统（以下简称为复合热泵系统）由溶液循环回路、制冷剂循环回路、再生空气循环回路和除湿空气循环回路组成。利用四通换向阀，可以切换该复合热泵系统的冬、夏季运行模式。夏季运行模式下，冷凝/蒸发器具有冷凝作用，蒸发/冷凝器具有蒸发作用，再生/除湿器具有再生作用，除湿/再生器具有除湿作用，此时，压缩机通过四通换向阀依次与冷凝器、膨胀阀、蒸发器相连接；冬季运行模式下，冷凝/蒸发器具有蒸发作用，蒸发/冷凝器具有冷凝作用， 再生/除湿器具有再生溶液作用，除湿/再生器则用于送风加湿，此时，压缩机通过四通换向阀依次与冷凝器、膨胀阀、蒸发器相连接。夏季， 带有热回收器的溶液除湿复合热泵系统的循环过程如下。

①对于溶液循环回路， 浓溶液进入除湿器中与待除湿的空气相接触，并进行热质交换，热质交换后，浓溶液转变成稀溶液；稀溶液经溶液泵输送至溶液-溶液热回收器， 并在其内与浓溶液进行热交换；然后，稀溶液又从溶液-溶液热回收器流入冷凝/蒸发器， 并在冷凝/蒸发器内与制冷剂进行热交换；稀溶液吸热升温后，再流入溶液再生器中，将部分水分释放至再生空气中转换成浓溶液；接着，浓溶液流入溶液-空气热回收器，并在其内对再生空气进行预热； 换热后的浓溶液流入溶液-溶液热回收器中，与稀溶液进行热交换，之后浓溶液流入蒸发/冷凝器内放热降温，产生的低温浓溶液又流入空气冷却/加热器，在其内将冷量传递给除湿后的空气；最后，浓溶液再一次流入除湿器，并进行下一轮循环。

②对于制冷剂循环回路， 当制冷剂流入压缩机后，制冷剂的温度、压力均升高，转变为高温高压制冷剂；然后，高温高压制冷剂流入冷凝/蒸发器， 并在冷凝/蒸发器内将热量传递给稀溶液，转变成低温高压制冷剂；接着，低温高压制冷剂流入膨胀阀，转变成低温低压制冷剂；最后，低温低压制冷剂流入蒸发/冷凝器， 并在蒸发/冷凝器内吸收浓溶液的热量，从而完成一轮循环。

③对于再生空气循环回路， 再生空气在溶液-空气热回收器内被再生后的浓溶液预热；然后，预热后的再生空气流入再生/除湿器，吸收稀溶液中的水分；最后，将吸收水分的再生空气排放至大气中。

④对于除湿空气循环回路， 环境新风在空气-空气换热器内与室内排风进行热交换， 吸收室内排放的显热；然后，环境新风与室内回风混合后流入除湿/再生器内，混合风的水分被再生空气吸收； 除湿后的混合风流入空气冷却/加热器内，被低温浓溶液冷却；最后，将冷却后的混合风送至室内。

2 系统数学模型

2.1 除湿/再生器数学模型

本文的除湿/再生器采用叉流换热方式，其传热传质过程见图2。 图中：ma为干空气流量，kg/s；ωa，in，ωa，out为湿空气入口、出口含湿量，kg/kg；ms，in，ms，out分别为溶液入口、 出口流量，kg/s；ta，in，ta，out分别为湿空气入口、出口温度，℃；ts，in，ts，out分别为溶液入口、 出口温度，℃；ξin，ξout分别为溶液入口、出口浓度，kg/kg；L，H 分别为除湿/再生器的长、 高，m。

图2 叉流除湿/再生器传热传质过程的示意图Fig.2 Schematic diagram of heat and mass transfer of crossflow dehumidifier/regenerator

在分析除湿/再生器内工质的热、质交换过程时，采用如下假设：①溶液与空气之间的热、质交换过程为稳态过程， 溶液和空气的物性参数均为常数；②填料除湿装置与环境之间不存在热、质交换，该过程为绝热除湿过程；③溶液均匀喷洒在填料上，填料的润湿情况良好，传热面积与传质面积相同；④只考虑溶液和空气流动方向上的热、湿传递，因此，叉流除湿过程可简化为二维传热传质问题； ⑤只考虑溶液和空气在流动方向上的对流传热、传质过程，忽略二者的导热和质量扩散。

根据上述假设条件得到，除湿/再生器内空气侧的能量和质量传递方程分别为

式中：ha，heq分别为常态、溶液平衡时的空气比焓，kJ/kg；ωa，ωeq分别为常态、溶液平衡时的空气含湿量，kg/kg；γ 为水的蒸发潜热，kJ/kg；NTU 为溶液和空气之间的传热单元数；Le 为刘易斯数。

除湿/再生器的总能量守恒方程与总质量守恒方程分别为

式中：ma，ms分别为空气和溶液的质量流量，kg/s；hs为溶液比焓，kJ/kg；ξ 为溶液的质量浓度，kg/kg。

2.2 热泵数学模型

2.2.1 冷凝器和蒸发器的数学模型

冷凝器和蒸发器的能量守恒方程分别为

式中：Qc为冷凝器放热量，kW；Qe为蒸发器吸热量，kW；mw，c，mw，e，mref分别为冷却水、 冷冻水和制冷 剂 的 质 量 流 量，kg/s；Cp，w，c，Cp，w，e分 别 为 冷 却 水和冷冻水的比热容，kJ/（kg·℃）；tw，in，c，tw，out，c分别为冷却水的入口、出口温度，℃；tw，in，e，tw，out，e分别为冷冻水的入口、 出口温度，℃；hc，in，hc，out分别为冷凝器中制冷剂的入口焓、出口焓，kJ/kg；he，in，he，out分别为蒸发器中制冷剂的入口焓和出口焓，kJ/kg。

冷凝器和蒸发器中制冷剂和水之间的传热数学模型见文献[12]。

2.2.2 压缩机的数学模型

热泵系统压缩机的工作过程是一个涉及传热、传质的复杂多变压缩过程，为了便于分析该过程，本文作如下假设：①压缩机内气体的压缩过程均近似为理想的绝热压缩过程； ②在压缩过程与膨胀过程中，气体的绝热指数恒定不变；③压缩机的吸气过程和排气过程均为等压过程， 吸气压力与蒸发压力相等，排气压力与冷凝压力相等；④忽略润滑油对制冷剂热特性和压缩机运行状况的影响。

根据上述假设， 制冷剂蒸汽绝热压缩过程的数学模型为

式中：Ti，To分别为压缩机的进、出口温度，K；Pc，Pe分别为冷凝器和蒸发器的压力，Pa；Vth为压缩机的理论容积排气量，m3/s；Wp为压缩机的耗功，kW；k 为压缩机的绝热指数；ηv为压缩机的容积效率；vp，in为压缩机进口处， 制冷剂气体的比容，m3/kg；hp，in，hp，out分别为压缩机进、出口处制冷剂的比焓，kJ/kg；mref为膨胀阀内制冷剂的质量流量，kg/s。

2.2.3 热力膨胀阀的数学模型

膨胀阀内制冷剂的质量流量mref受冷凝压力和蒸发压力以及膨胀阀进口处制冷剂各项参数的影响。

mref的计算式为式中：vev，out为膨胀阀出口处制冷剂的比容，m3/kg。

2.3 热回收器的换热效率模型

本文着重分析热泵机组的性能系数COPHP、复合热泵系统的性能系数COPsys、室内送风温度ta，i 和送风含湿量ωa，i随热回收器换热效率的变化。为了简化热回收器换热效率数学模型， 本文作如下假设：①忽略热回收器向环境散热；②假设热回收器内冷、热工质的物性参数均不变；③本文中3种热回收器内工质的流动状态均为逆流状态。

空气-空气热回收器和溶液-空气热回收器的换热效率ε 与自身换热单元数NTUhe之间的关系式为

式中：（qmc）min，（qmc）max分别为热回收器内2 种工质的质量流量与比热容乘积的最小值和最大值；NTUhe为热回收器的传热单元数。

由于溶液-溶液热回收器进、 出口处溶液的流量和比热容均近似相等，因此，该热回收器换热效率的计算式为

2.4 系统性能评价指标

复合热泵系统包括热泵机组和除湿/再生器，本文采用热泵机组性能系数COPHP和复合热泵系统性能系数COPsys作为整个系统评价指标。 二者的计算式分别为

式中：Wtran为复合热泵系统输送空气的耗功，kW；Qe为蒸发器吸热量，kW；Qa为单位时间室内回风和复合热泵系统入口处新风的总焓与单位时间室内送风总焓之间差值的绝对值，kW。

3 模型验证

为了验证本文除湿/再生器数学模型的准确性，将利用该数学模型得到的除湿率mde，2和再生率mre，2的模拟值分别与文献[13]中除湿率mde，1和文献[14]中再生率mre，1的测量值进行对比分析，其中，文献[13]，[14]设置的实验参数分别如表1，2所示。

表1 除湿工况下除湿/再生器运行参数Table 1 Operating parameters of the dehumidifier/regenerator during dehumidification

表2 再生工况下除湿/再生器运行参数Table 2 Operating parameters of the dehumidifier/regenerator during regeneration

为了验证本文热泵机组数学模型的准确性，将利用数学模型得到的热泵机组制热量Qc，2和制冷量Qe，2与文献[15]的热泵机组制热量Qc，1和制冷量Qe，1进行对比分析。文献[15]设置的热泵实验参数如表3 所示。 其中，工况1～5 和工况6～10 分别通过改变冷凝器入口温度和蒸发器入口温度来改变热泵的运行工况，且10 个工况下，压缩机的转数均为2 900 r/min。本文的模拟结果和文献[15]的实验结果见图3。

表3 热泵机组运行参数Table 3 Operating parameters of the heat pump unit

图3 本文的模拟结果和文献的测量结果Fig.3 The simulation results of this paper and experimental results of the references

由图3 可知，通过对比除湿/再生器除湿率和再生率的模拟值、测量值发现，除湿/再生器再生率的模拟值与测量值之间的偏差较除湿率大，最大相对偏差为测点4 处的再生率偏差， 达到12.8%；通过对比热泵机组制热量、制冷量的模拟值和测量值发现， 热泵机组制热量的模拟值与测量值之间的偏差较制冷量大， 最大相对误差出现在测点7 处， 该处热泵机组制热量的模拟值和测量值分别为3，2.75 kW，相对偏差达到9.1%。综上可知，本文除湿/再生器和热泵机组数值模型的模拟结果和文献[15]测量结果之间的偏差较小，这验证了本文数值模型的准确性。

4 结果和讨论

为了分析不同热回收器的换热效率对复合热泵系统除湿性能的影响，本文设定冬、夏季运行工况下， 复合热泵系统的各项参数： 环境相对湿度φa，e为80%；室内相对湿度φa，N为60%；冷凝器传热单元数NTUc为3.26； 蒸发器传热单元数NTUe为1.38；除湿器传热单元数NTUde为3；再生器传热单元数NTUre为4；复合热泵系统空气输送功率Wtran为16.2 kW；空气冷却器换热效率εa为0.7；复合热泵系统的新风比f 为0.1；复合热泵系统的排风量ma，o为1.6 kg/s；膨胀阀内制冷剂的质量流量mref为20 kg/s； 室内送风空气流量ma，i为20 kg/s；再生空气流量ma，re为40 kg/s；压缩机的理论容积排气量Vth为0.14 m3/s； 膨胀阀的流通面积Av为6.5×10-5m2；溶液的流量ms为20 kg/s。 夏季，室内温度设定为27 ℃，环境温度设定为35 ℃；冬季，室内温度设定为16 ℃， 环境温度设定为-1.3 ℃。另外，不同流体之间的传热性能存在差异，溶液-溶液热回收器的换热效率εs-s较高，溶液-空气热回收器的换热效率εs-a次之，空气-空气热回收器的换热效率εa-a较低， 本文设定这3 种热回收器的基准换热效率分别为0.9，0.7 和0.5。

3 种热回收器的换热效率随NTUhe的变化情况如图4 所示。

图4 3 种热回收器的换热效率随NTUhe 的变化情况Fig.4 The variations of the heat transfer efficiencies of three kinds of heat recovery devices with NTUhe

由图3 可知，3 种热回收器的换热效率均随着NTUhe的增大而升高，且上述升高速率均逐渐变缓并趋于1。 由图3 还可知，随着NTUhe逐渐增大，溶液-空气热回收器换热效率的升高速度较快，空气-空气热回收器换热效率的升高速度次之，溶液-溶液热回收器换热效率的升高速度较慢。

4.1 溶液-空气热回收器换热效率变化的影响

图5 不同工况下，蒸发器吸热量、冷凝器放热量和压缩机功率随溶液-空气热回收器换热效率的变化情况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

不同工况下，蒸发器吸热量、冷凝器放热量和压缩机功率随溶液-空气热回收器换热效率εs-a的变化情况如图5 所示。 图中：Qe，3，Qc，3，Wp，3分别为夏季工况下，蒸发器的吸热量、冷凝器的放热量和压 缩 机 的 输 出 功 率；Qe，4，Qc，4，Wp，4分 别 为 冬 季 工况下，蒸发器的吸热量、冷凝器的放热量和压缩机的输出功率。

由图5 可知：随着εs-a逐渐升高，Wp，4基本不变，Wp，3略微下降，降幅约为1.6%，这是由于提高溶液-空气热回收器的换热效率， 有利于改善夏季工况下热泵机组的性能， 但对冬季工况下的热泵机组性能影响不大；Qe，3，Qe，4，Qc，3和Qc，4基本不变， 这是由于溶液-空气热回收器吸收R/D 出口溶液热量， 并预热再生空气的过程对流经该热回收器的溶液温度，热泵蒸发器、冷凝器内的压力影响较小（即蒸发器和冷凝器内制冷剂温度变化较小），因此，制冷剂吸热和放热温差几乎不变，从而导致Qe，3，Qe，4，Qc，3和Qc，4变化不大。

不同工况下， 复合热泵系统和热泵机组的性能系数随着溶液-空气热回收器换热效率的变化情况如图6 所示。 图中：COPHP，3，COPsys，3分别为夏季工况下，热泵机组和复合热泵系统的性能系数；COPHP，4，COPsys，4分别为冬季工况下， 热泵机组和复合热泵系统的性能系数。

图6 不同工况下，复合热泵系统和热泵机组的性能系数随溶液-空气热回收器换热效率的变化情况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

由图6 可知，随着εs-a逐渐升高，COPHP，4逐渐下降，COPHP，3逐渐升高。COPHP，4，COPHP，3总体上变化不大，分别维持在15.7，10.6 左右，且COPHP，4比COPHP，3平均约高出32.1%。 这是由于冬季工况下，室外温度较低，复合热泵系统中再生/除湿器为溶液稀释装置，其溶液出口温度高于室外温度，使得溶液中的显热反而被空气吸收， 降低了溶液在复合热泵系统右侧除湿/再生器中的再生效果；夏季工况下，复合热泵系统左侧再生/除湿器为溶液再生装置， 其出口溶液经过热回收器后温度进一步降低，使得COPHP，3略微上升。 由图6 还可看出， 随着εs-a逐渐增加，COPsys，4略微下降，COPsys，3由5.8 升高至6.2，这与热泵机组性能系数的变化原因相同。此外，COPsys，3高于COPsys，4，这是由于溶液-空气热回收器在夏季的利用程度比冬季好。

不同工况下， 复合热泵系统送风温度和送风含湿量随溶液-空气热回收器换热效率的变化情况如图7 所示。 图中：ta，i，3，ωa，i，3分别为夏季工况下，复合热泵系统的送风温度和送风含湿量；ta，i，4，ωa，i，4分别为冬季工况下， 复合热泵系统的送风温度和送风含湿量。

图7 不同工况下，复合热泵系统的送风温度和送风含湿量随溶液-空气热回收器换热效率的变化情况Fig.7 The variations of the temperature and moisture content of the supply air with solution-air heat recovery efficiency under varying conditions

由图7 可知， 随着εs-a逐渐增大，ta，i，3略微下降了0.3℃，这是由于夏季工况下，室外空气温度均低于再生/除湿器出口溶液温度， 随着溶液-空气热回收器换热效率逐渐增大， 溶液温度逐渐降低，导致除湿/再生器溶液进口温度逐渐降低，ta，i，3随之降低。 由图7 还可看出，随着εs-a逐渐增大，ωa，i，3，ta，i，4，ωa，i，4基本不变。

4.2 空气-空气热回收器换热效率变化的影响

图8 不同工况下，蒸发器吸热量、冷凝器放热量和压缩机功率随空气-空气热回收器换热效率的变化情况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

图8 为不同工况下，蒸发器吸热量、冷凝器放热量和压缩机功率随空气-空气热回收器换热效率εa-a的变化情况。

由图8 可知， 随着εa-a逐渐增大，Qc，3，Qe，3分别由315.9，288.6 kW 逐渐下降至306.7，280.9 kW，与Qc，4，Qe，4相比，Qc，3，Qe，3变化更大。 这是由于夏季工况下，随着εa-a逐渐增加，进入除湿/再生器的空气温度和含湿量均逐渐下降， 使得除湿器的负荷逐渐降低，从而导致Qc，3，Qe，3均逐渐减少。由图8 还可看出，当εa-a由0.1 逐渐升高至0.9 时，Wp，3下降了5.7%，Wp，4上升了4.9%，这是由于夏季工况下，室外空气温度高于室内温度，冬季工况下，室外空气温度低于室内温度， 从而造成热泵机组的蒸发器和冷凝器压力发生不同的变化。 综上可知，夏季，增大εa-a更有利于热泵机组的运行，而冬季则反之。

不同工况下， 复合热泵系统和热泵机组的性能系数随空气-空气热回收器换热效率εa-a的变化情况如图9 所示。

图9 不同工况下，复合热泵系统和热泵机组的性能系数随空气-空气热回收器换热效率的变化情况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

由图9 可知，当εa-a由0.1 逐渐升高至0.9时，COPHP，4由16.08 逐渐下降至15.35（降低了0.73），而COPHP，3由10.56 逐渐升高至10.89 （上升了0.33），COPHP，4比COPHP，3最大约升高了52.3%。 这是由于夏季工况下，随着εa-a逐渐升高，除湿器的除湿负荷逐渐降低，所需的溶液浓度逐渐降低，从而造成再生/除湿器内溶液温度逐渐降低， 因此，冷凝压力逐渐降低；冬季工况则相反。 由图9还可看 出，当εa-a由0.1 逐 渐 升 高 至0.9 时，COPsys，4，COPsys，3均逐渐升高，分别升高了1.42，1.67。 这是由于在计算COPsys的过程中，须要计算空气-空气热回收器的收益，随着εa-a逐渐升高，空气-空气热回收器收益的占比逐渐增大。 此外，COPsys，3比COPsys，4最大约升高了78.1%， 这是由于夏季工况下，室内外焓差高于冬季工况，因此，夏季工况下，空气-空气热回收器空气全热的回收潜力更大。

不同工况下， 复合热泵系统的送风温度和送风含湿量随空气-空气热回收器换热效率εa-a的变化情况如图10 所示。

图10 不同工况下，复合热泵系统的送风温度和送风含湿量随空气-空气热回收器换热效率的变化情况Fig.10 The variations of the temperature and moisture content of the supply air with air-air heat recovery efficiency under varying conditions

由图10 可知， 当εa-a由0.1 逐渐升高至0.9时，ta，i，3，ωa，i，3分别约下降了1 ℃，0.001 kg/kg；ta，i，4，ωa，i，4分别约上升了1 ℃，0.000 4 kg/kg。 这是由于不同工况下，随着εa-a逐渐升高，复合热泵系统新风冷热负荷均有所降低， 使得该系统能够为室内输送更为舒适的空气。

4.3 溶液-溶液热回收器换热效率变化的影响

由于溶液-溶液热回收器对于复合热泵系统的制热性能影响较大， 当溶液-溶液热回收器的换热效率εs-s过低时，为了满足溶液在再生、除湿前的加热、冷却负荷要求，须要选用输出功率更大的热泵系统，以加大冷凝器和蒸发器的放热量、吸热量，从而提高溶液的再生、除湿性能，因此，本文着重分析当εs-s为0.7～0.95 时， 该参数对复合热泵系统制热性能的影响。

不同工况下，蒸发器吸热量、冷凝器放热量和压缩机功率随溶液-溶液热回收器换热效率εs-s的变化情况如图11 所示。

由图11 可知， 不同工况下，Qe,3，Qe,4，Qc,3，Qc,4均随着εs-s的升高而下降。 其中，Qe，4，Qc，4的下降幅度更大，当εs-s由0.7 升高至0.95 时，Qe，4，Qc，4分别由171.4，178.3 kW 下降至141.3，152.3 kW。 这是由于随着εs-s逐渐升高， 相应的蒸发器入口溶液温度逐渐降低，冷凝器入口溶液温度逐渐升高。当εs-s从0.7 逐渐升高至0.95 时，Wp，3约下降了20%，Wp，4约上升了60%，且Wp，3高于Wp，4。 这是由于夏季工况下，冷凝器压力随着εs-s的升高而降低，导致冷凝器与蒸发器之间的压力差逐渐减小；冬季工况下，冷凝器压力随着εs-s的升高而升高，导致冷凝器与蒸发器之间的压力差逐渐增大。

图11 不同工况下，蒸发器吸热量、冷凝器放热量和压缩机功率随溶液-溶液热回收器换热效率的变化情况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

不同工况下， 热泵机组和复合热泵系统的性能系数随溶液-溶液热回收器换热效率的变化情况如图12 所示。

图12 不同工况下，热泵机组和复合热泵系统的性能系数随溶液-溶液热回收器换热效率的变化情况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

由图12 可知， 当εs-s从0.7 逐渐升高至0.95时，COPHP，3逐渐升高， 最大值为10.93；COPHP，4逐渐降低，降低了46.4%，这与压缩机输出功率的变化趋势相符。由图12 还可看出，当εs-s由0.7 升高至0.95 时，COPsys，4，COPsys，3分别升高了7.16，3.85，其中，当εs-s小于0.8 时，COPsys，4为负值。 这说明εs-s对冬季工况下复合热泵系统制热性能的影响更为明显。

不同工况下， 复合热泵系统的送风温度和送风含湿量随溶液-溶液热回收器换热效率εs-s的变化情况如图13 所示。

图13 不同工况下，复合热泵系统的送风温度和送风含湿量随溶液-溶液热回收器换热效率的变化情况Fig.8 The variations of the temperature and moisture content of the supply air with solution-solution heat recovery efficiency under varying conditions

由图13 可知， 当εs-s从0.7 逐渐升高至0.95时，ta，i，3，ωa，i，3均逐渐下降， 分别约下降了2.5 ℃，0.001 5 kg/kg，ta，i，4，ωa，i，4均逐渐上升， 分别约升高了6 ℃，0.001 3 kg/kg。 这说明随着εs-s逐渐升高，复合热泵系统的各项性能整体上逐渐变好。

5 结论

本文基于溶液除湿复合热泵系统理论模型，通过改变热回收器的回收效率， 研究热泵机组性能系数COPHP、 复合热泵系统性能系数COPsys以及复合热泵系统的送风温度和送风含湿量随不同热回收器回收换热效率的变化情况， 得出以下结论。

①溶液-溶液热回收器的换热效率对复合热泵系统的送风温度和送风含湿量影响最大，当εs-s由0.7 逐渐升高 至0.95 时，ta，i，3，ωa，i，3分 别下降 了2.5 ℃，0.001 5 kg/kg，ta，i，4，ωa，i，4分 别 升 高 了6 ℃，0.001 3 kg/kg； 空气-空气热回收器的换热效率对复合热泵系统的送风温度和送风含湿量影响次之， 当εa-a由0.1 逐渐升高至0.9 时，ta，i，3，ωa，i，3分别 约 下 降 了1 ℃，0.001 kg/kg，ta，i，4，ωa，i，4分 别 约 上升了1 ℃，0.000 4 kg/kg；空气-溶液热回收的换热效率对复合热泵系统的送风温度和送风含湿量几乎没有影响。

②提高溶液-溶液热回收器的换热效率对于提高COPsys更为明显， 当εs-s由0.7 逐渐升高至0.95 时，COPsys，4，COPsys，3分别升高了7.16，3.85；空气-空气热回收器的换热效率对COPsys的影响次之，当εa-a由0.1 逐 渐 升 高 至0.9 时，COPsys，4，COPsys，3分别升高了1.42，1.6；溶液-空气热回收器的换热效率对COPsys影响不大，甚至出现COPsys，4随着εs-a的升高而下降的情况。