黃濤，柴少偉，趙耀，代彥軍

（上海交通大學制冷與低溫工程研究所，上海 200240）

0 引言

隨著新型建筑更加注重圍護結(jié)構(gòu)的節(jié)能，廣泛采用如遮陽棚、保溫材料等措施來減少建筑漏熱，室內(nèi)顯熱負荷得到有效降低，制冷負荷的熱濕比減小。在高溫高濕地區(qū)，降低空調(diào)系統(tǒng)的顯熱比，增強空調(diào)的除濕能力，對空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能降耗尤為重要，因此除濕空調(diào)得到越來越多研究者的關(guān)注[1-10]。

為了增強空調(diào)的除濕能力，同時不以犧牲空調(diào)系統(tǒng)的能效為代價，近年來一種將除濕換熱器和蒸氣壓縮式制冷循環(huán)相結(jié)合的新型空調(diào)器得到越來越多的關(guān)注。按照除濕換熱器的結(jié)構(gòu)形式，可分為采用硅膠等固體吸附材料的固體復(fù)合系統(tǒng)[11-12]和采用 LiCl等溶液的液體復(fù)合系統(tǒng)[13]。其中，在液體復(fù)合系統(tǒng)中，溶液除濕帶來的腐蝕問題一直是限制這種系統(tǒng)廣泛應(yīng)用的瓶頸。

在固體復(fù)合系統(tǒng)中，除濕劑的再生熱增加了系統(tǒng)成本和復(fù)雜性，吸附熱限制了除濕材料的除濕性能。代彥軍等[14]提出采用太陽能等低品位熱源作為除濕劑再生熱源，可有效解決再生熱問題。ELZAHZBY等[15]建立了太陽能轉(zhuǎn)輪除濕模型。葛天舒[16]提出了多級轉(zhuǎn)輪的概念，抑制了吸附熱對系統(tǒng)的影響。

針對除濕過程中的吸附熱問題，彭作戰(zhàn)等[17]提出內(nèi)冷型除濕換熱器的概念，通過內(nèi)冷的方式降低吸附熱所引起的不可逆損失，以期達到或接近等溫除濕的理想除濕過程。LAZZARIN等[18]利用熱泵冷凝熱進行除濕材料的再生，提出熱泵驅(qū)動的溶液與固體除濕系統(tǒng)。結(jié)果表明，這種新型除濕系統(tǒng)能夠維持室內(nèi)空氣 50%的相對濕度，但顯熱處理能力有限。GE等[19-20]提出太陽能驅(qū)動的回熱型除濕系統(tǒng)，提高了系統(tǒng)除濕性能和性能系數(shù) COP，并且用水等環(huán)境友好的傳熱介質(zhì)代替制冷劑進行換熱，提供了一種經(jīng)濟、有效、穩(wěn)定的除濕制冷方式。

本文提出了由熱泵冷凝廢熱驅(qū)動、以水作為系統(tǒng)間換熱介質(zhì)的熱泵除濕新風系統(tǒng)。熱泵新風除濕系統(tǒng)將內(nèi)冷式除濕換熱器（Desiccant Coated Heat Exchanger，DCHE）與傳統(tǒng)的熱泵系統(tǒng)相結(jié)合，水作為除濕系統(tǒng)和熱泵系統(tǒng)間的傳熱介質(zhì)。利用熱泵冷凝熱與再生熱水換熱，流經(jīng)除濕換熱器通道，對除濕材料進行再生；利用熱泵產(chǎn)生的冷卻水對除濕材料進行內(nèi)冷卻，達到等溫除濕的目的；通過兩個內(nèi)冷式除濕換熱器的并列結(jié)構(gòu)以及四通水閥和風閥的切換實現(xiàn)連續(xù)除濕。為了驗證系統(tǒng)的節(jié)能性和除濕性能，對熱泵新風除濕系統(tǒng)進行了夏季工況下的實驗研究。

1 系統(tǒng)介紹

1.1 系統(tǒng)組成

圖1所示為除濕換熱器熱泵新風除濕系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)。根據(jù)水路循環(huán)和風路流程，系統(tǒng)可劃分為再生熱水循環(huán)、冷卻水循環(huán)、處理空氣流程和再生空氣流程。系統(tǒng)主要由 4個子系統(tǒng)組成：除濕子系統(tǒng)、熱泵子系統(tǒng)、水循環(huán)子系統(tǒng)和控制子系統(tǒng)。圖2所示為熱泵新風除濕系統(tǒng)實物，圖3所示為新風系統(tǒng)的風道立體設(shè)計。

圖1 除濕換熱器熱泵新風除濕系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)

圖2 熱泵新風除濕系統(tǒng)實物

圖3 新風除濕系統(tǒng)風道設(shè)計

1.1.1 除濕子系統(tǒng)

除濕子系統(tǒng)是熱泵新風除濕系統(tǒng)的主要部件，主要由除濕換熱器、通風管道、軸流風機和測試用傳感器組成。

除濕換熱器是除濕子系統(tǒng)的核心部件，通過換熱器翅片表面涂覆的吸附材料對其表面流經(jīng)空氣除濕，由兩個相同規(guī)格結(jié)構(gòu)的除濕換熱器并聯(lián)而成（分別為圖1的DCHE-A和DCHE-B）。軸流風機和通風管道構(gòu)成新風通道，主要用來引導室外空氣流經(jīng)除濕換熱器、進行空氣的除濕過程和除濕換熱器的再生過程。測試用傳感器（T5、T11、T12、T13等）主要測量進出口風的溫濕度變化情況及變頻風機當下的送風量。除濕/再生通風管道的主要結(jié)構(gòu)為：除濕換熱器設(shè)置于通風管路中間，在空氣管路入口處設(shè)置一個變頻軸流風機用來驅(qū)動空氣的流動。

除濕換熱器有除濕和再生兩種工作模式。除濕模式，翅片表面干燥劑對流經(jīng)表面的新風進行除濕，換熱器管道內(nèi)通以冷卻水帶走吸附過程中的吸附熱，實現(xiàn)新風除濕；再生模式，換熱器管道內(nèi)通以再生熱水加熱解析吸附飽和的干燥劑，流經(jīng)表面的室外空氣帶走解析過程中的水分，實現(xiàn)干燥劑再生和室外空氣加熱加濕。

系統(tǒng)采用兩個除濕換熱器并聯(lián)的模式[20-22]，通過切換水路和風道來實現(xiàn)連續(xù)除濕過程。使用四通水閥（WV1和WV2）代替三通閥來控制冷熱水的流向切換，簡化了管路設(shè)計。除濕換熱器結(jié)構(gòu)尺寸如表1所示。

表1 除濕換熱器尺寸

1.1.2 熱泵子系統(tǒng)

熱泵子系統(tǒng)是熱泵新風系統(tǒng)的驅(qū)動部件，主要提供除濕子系統(tǒng)所需的冷卻水和再生熱水。由壓縮機、套管式蒸發(fā)器、套管式冷凝器、膨脹閥及其他附屬部件構(gòu)成。

蒸發(fā)器和冷凝器均采用套管式換熱器。在蒸發(fā)器/冷凝器中，套管式換熱器內(nèi)循環(huán)水與制冷劑管道內(nèi)的蒸發(fā)段/冷凝段進行換熱，得到冷卻水/再生熱水。測試用傳感器（T1、T2、T3和T4等）測量制冷劑循環(huán)管道內(nèi)各處溫度和壓力的變化。

熱泵子系統(tǒng)供熱穩(wěn)定，產(chǎn)生的冷熱水溫差可達30℃左右，滿足干燥劑的除濕過程和再生過程。

1.1.3 水循環(huán)子系統(tǒng)

水循環(huán)子系統(tǒng)是熱泵新風系統(tǒng)的傳熱部件。主要由無規(guī)共聚聚丙烯（Pdypropylene-Random，PPR）水管道、2臺變頻水泵、2個四通換向閥及其他測試用傳感器組成。

水泵和PPR水管道構(gòu)成封閉的自循環(huán)水路系統(tǒng)，主要將熱泵子系統(tǒng)內(nèi)的蒸發(fā)用/冷凝用套管式換熱器內(nèi)換熱得到的冷卻水/再生熱水，送入除濕換熱器管道內(nèi)，進行除濕換熱器的除濕模式/再生模式。連接至可編程邏輯控制器（Programmable Logic Controller，PLC）控制系統(tǒng)的變頻水泵，主要控制水循環(huán)的水質(zhì)量流量的變化。測試用傳感器（T6和T7等）主要測量管道內(nèi)水溫變化情況及水質(zhì)量流量的大小。

1.1.4 控制子系統(tǒng)

控制子系統(tǒng)是熱泵新風除濕系統(tǒng)的控制部件。主要有PLC、變頻器和各電子元器件組成。

PLC為控制子系統(tǒng)的核心元件，連接其他變頻設(shè)備。在連續(xù)除濕的情況下，根據(jù)不同的環(huán)境參數(shù)，適當改變切換時間、水質(zhì)量流量、壓縮機功率和風機功率等，保證熱泵子系統(tǒng)和除濕子系統(tǒng)的最佳性能匹配。

數(shù)字量為四通換向閥WV1和WV2；模擬量為變頻水泵WF1和WF2；變頻壓縮機為C1；變頻風機為F1和 F2。

1.2 系統(tǒng)運行原理及控制策略

系統(tǒng)基本的運行模式與原有的太陽能驅(qū)動除濕系統(tǒng)一致，持續(xù)新風通過除濕換熱器表面。除濕換熱器 DCHE-A/DCHE-B內(nèi)管道分別流經(jīng)來自熱泵子系統(tǒng)中供給的冷卻水/再生熱水，實現(xiàn)除濕/再生模式。在規(guī)定周期時間內(nèi)或吸附材料飽和時，切換四通水閥改變水流向，使冷卻水/再生熱水流經(jīng)DCHE-B/DCHE-A，實現(xiàn)再生/除濕模式。周期運行，達到連續(xù)除濕目的。

水路循環(huán)切換控制采用2個四通換向水閥代替原有的8個電磁閥，控制模塊中CPU的數(shù)字量輸出控制；CPU及擴展模塊模擬量輸出連接至變頻器的電位器，實現(xiàn)壓縮機/風機1/風機2/水泵1/水泵2的比例-積分-微分控制器(Proportion-Integral-Derivative，PID）變頻控制。

壓縮機、風機和水泵等的變頻控制需要考慮除濕換熱器的進出口風溫濕度和進出口水溫。

熱泵新風系統(tǒng)控制策略不僅可以按照原有運行周期切換控制，還可以根據(jù)進出口風溫濕度等變量進行PID自動控制。

1.3 數(shù)據(jù)測量與采集

熱泵新風系統(tǒng)實中，測量的變量參數(shù)有3部分。

1）空氣側(cè)：環(huán)境空氣（AA）的干球溫度To和相對濕度φo；除濕空氣（SA）的風速 va1、干球溫度T1和相對濕度φ1；再生空氣（EA）的風速va2、干球溫度T2和相對濕度φ2；

2）水側(cè)：冷卻水的水質(zhì)量流量Qw1、換熱器（DCHE-A）進口水溫Ti1、出口水溫To1；再生熱水的水質(zhì)量流量Qw2、換熱器（DCHE-B）進口水溫Ti2、出口水溫To2；

3）制冷劑循環(huán)管路側(cè)：壓縮機供電電流A1（A）；壓縮機進口制冷劑溫度T4、壓力p4、出口溫度T1、壓力p1；膨脹閥進口制冷劑溫度T2、壓力p2、出口溫度T3、壓力p3。

表3所示為實驗測量儀器及設(shè)備的主要性能參數(shù)。

表3 實驗測量儀器及設(shè)備的主要性能參數(shù)

2 系統(tǒng)性能評價指標

熱泵新風除濕系統(tǒng)中，性能評價指標分為系統(tǒng)的除濕性能評價和能效性能評價。

2.1 除濕性能評價

除濕性能評價指標包括瞬時除濕量 Dt和平均除濕量 Dav。瞬時除濕量為任意時刻再生空氣的含濕量變化狀況；平均除濕量為整個除濕過程中的有效加濕效果。

式中，Dt為瞬時除濕量，g/(kg干空氣)；din為除濕模式下，除濕換熱器的進口含濕量，g/(kg干空氣)；dout為進口含濕量，g/(kg干空氣)。

式中，Dav為T時間內(nèi)平均除濕量，g/(kg干空氣)；T為除濕過程進行的時間，s。

空氣含濕量由Antoine方程[23]進行簡化計算，建立空氣含濕量d和傳感器測得的干球溫度Tw、相對濕度φ的計算關(guān)系式：

式中，d為濕空氣含濕量，g/(kg干空氣)；φ為傳感器測得的相對濕度，%；ps為水蒸氣飽和分壓力，MPa；pb為上海夏季室外大氣壓力，取0.10053 MPa。

式中，A、B和 C為 Antoine常數(shù)，A=23.1964，B=3,816.44，C=-46.13；Tw為干球溫度，℃。

2.2 能效性能評價

熱泵新風除濕系統(tǒng)的主要能效評價指標是熱力性能系數(shù) COPd，即有效除濕過程中的全熱制冷量與熱泵系統(tǒng)中壓縮機耗電量的比值。在除濕換熱器的再生過程中，主要由熱泵系統(tǒng)中的冷凝熱驅(qū)動。此時忽略水泵、風機等消耗的電能。

式中，COPd為熱泵新風除濕系統(tǒng)的性能系數(shù)；Qa為系統(tǒng)的全熱制冷量，kW；P為壓縮機功率，kW；ma為空氣質(zhì)量流量，kg/s；hi和ho分別為除濕換熱器進出口空氣的焓值，J/kg；I為傳感器測得壓縮機供電電流，A；U為壓縮機供電電壓，V。

3 實驗結(jié)果與分析

系統(tǒng)在上海夏季工況下運行并進行數(shù)據(jù)采集和分析研究。根據(jù)《民用建筑供暖通風與空氣調(diào)節(jié)設(shè)計規(guī)范GB 50736—2012》[24]，上海地區(qū)室外夏季通風設(shè)計規(guī)定，通風室外干球溫度為30.8℃，通風室外空氣相對濕度為65%，含濕量為18.5 g/(kg干空氣)。

系統(tǒng)初設(shè)定運行周期為12 min，每6 min切換1次，數(shù)據(jù)采集間隔時間為1 s。

3.1 典型工況的除濕性能分析

對熱泵除濕系統(tǒng)的運行參數(shù)進行優(yōu)化確定。在除濕子系統(tǒng)中，其冷卻水/再生熱水的質(zhì)量流量分別根據(jù)熱泵子系統(tǒng)的蒸發(fā)器/冷凝器換熱量進行匹配，為0.12 kg/s和0.15 kg/s。

確定優(yōu)化參數(shù)后，以一組典型工況的實驗為例做具體分析。室外環(huán)境空氣參數(shù)：平均干球溫度Tav,o=29.7℃，平均含濕量dav,o=14.9 g/(kg干空氣)，平均風量QF=430 m3/h。系統(tǒng)循環(huán)參數(shù)：冷卻水平均溫度Tw,c=23.3℃；再生熱水平均溫度Tw,h=49.9℃；平均水流量Qw,c為450 L/h和580 L/h；系統(tǒng)循環(huán)時間T=720 s。

圖4所示為典型工況下，出風口干球溫度與含濕量隨時間的變化。第一個循環(huán)周期內(nèi)（0～360 s），DCHE-A處于除濕模式時，DCHE-B處于再生模式，空氣流經(jīng)DCHE-A表面后吸附除濕，送入室內(nèi)。第二個循環(huán)周期內(nèi)（360～720 s），切換水路和風道，使吸附飽和的 DCHE-A處于再生模式，再生后的DCHE-B處于除濕模式，室外空氣流經(jīng) DCHE-B，進行除濕，從而實現(xiàn)連續(xù)除濕。

圖5所示為DCHE-A的出風口干球溫度和含濕量隨時間的變化。第一個循環(huán)周期內(nèi)（0～360 s），DCHE-A進入除濕模式約17 s后，出口空氣的含濕量達到最低值，為 5.33 g/(kg干空氣)，最大除濕量為 9.57 g/(kg干空氣)。此時，固體干燥劑由于吸附空氣中的水分而釋放出大量的吸附熱，降低了固體干燥劑的除濕性能，出口空氣的含濕量有短暫的上升，持續(xù)約10 s。冷卻水迅速將產(chǎn)生的吸附熱帶走，固體干燥劑恢復(fù)除濕性能，出口空氣的含濕量繼續(xù)下降。經(jīng)過約80 s波動后，出口空氣的含濕量達到較為穩(wěn)定的水平，約為 8.01 g/(kg干空氣)。在整個除濕過程中，除濕換熱器 A的平均除濕量達到5.04 g/(kg干空氣)。冷卻水也降低了空氣顯熱，使出口空氣的溫度降至23.8℃。

圖4 典型工況下出風口干球溫度與含濕量隨時間的變化

圖5 DCHE-A的出風口干球溫度與含濕量隨時間的變化

第二個循環(huán)周期內(nèi)（360～720 s），DCHE-A切換為再生模式。再生熱水通過DCHE-A銅管內(nèi)，加熱涂覆于除濕換熱器翅片表面的固體干燥劑，使吸附的水分釋放，進行解析再生。出現(xiàn)瞬時的最高再生量為 12.03 g/(kg干空氣)。固體干燥劑釋放水分吸收大量的熱量，使再生熱水的溫度下降，干燥劑釋放的水分減少，逐漸趨于穩(wěn)定。整個再生周期內(nèi)，平均再生量達到4.95 g/(kg干空氣)，與除濕過程中的平均除濕量相近，整個除濕與再生過程符合質(zhì)量守恒定律。

再生熱水加熱空氣后，出口溫度升至 45.5℃，這部分高溫高濕的空氣，在干燥季節(jié)或冬季，可用于室內(nèi)加濕工況。由于手工噴涂上膠等原因，與DCHE-A相比，DCHE-B的除濕性能略差，但不影響系統(tǒng)整體運行效率。

3.2 系統(tǒng)能效分析

3.2.1 送風量對系統(tǒng)性能的影響

圖6所示為換熱器COP和平均除濕量隨送風量的變化。

通過變頻軸流風機控制送風量，觀察熱泵新風除濕系統(tǒng)COPd與送風量關(guān)系。環(huán)境空氣的平均干球溫度約為28.8℃，平均含濕量約為14.7 g/(kg干空氣)，冷卻水和再生熱水的平均溫度分別為 25.1℃和49.5℃，平均質(zhì)量流量分別為0.12 kg/s和0.15 kg/s，系統(tǒng)循環(huán)時間為720 s。

表4所示為不同送風量下平均除濕量及回風比。結(jié)果顯示，系統(tǒng)的平均除濕量隨送風量的增加而減小。當風量為291 m3/h時，平均除濕量為5.76 g/(kg干空氣)；當風量為1,040 m3/h時，平均除濕量為3.4 g/(kg干空氣)。由于送風量增加，空氣流經(jīng)除濕換熱器翅片流速變快，與固體干燥劑的接觸時間變短，除濕過程不充分。

圖6 送風量對系統(tǒng)性能的影響

表4 不同送風量下平均除濕量及回風比

系統(tǒng)COPd隨著送風量成正比。當送風量為291 m3/h時，系統(tǒng)COPd=2.06；當風量為1,040 m3/h時，系統(tǒng)COPd=4.99。由于送風量的增加，單位時間內(nèi)處理空氣能力增強，總除濕量增加，所以系統(tǒng)的全熱制冷量隨之增加。

為保證系統(tǒng)平均含濕量 Dav≥8 g/(kg干空氣)，熱泵新風除濕系統(tǒng)需設(shè)置一次回風，滿足除濕要求。在不同風量下，系統(tǒng)為保證出口空氣的含濕量，設(shè)置回風比見表4。

3.2.2 再生熱水對系統(tǒng)性能的影響

再生熱水的溫度對除濕換熱器干燥劑的再生性能有直接影響，并間接影響除濕換熱器的除濕性能。圖7所示為再生熱水溫度對系統(tǒng)性能的影響。實驗條件：空氣干球溫度為 31.5℃，含濕量為18.5 g/(kg干空氣)，系統(tǒng)循環(huán)時間為720 s，風速為1.5 m/s，熱泵循環(huán)的蒸發(fā)溫度為 15℃，冷凝溫度比熱水溫度約高5℃。選取6組實驗結(jié)果對系統(tǒng)性能進行分析。

當系統(tǒng)再生熱水溫度從35℃增至65℃時，平均除濕量從2.5 g/(kg干空氣)增至6.13 g/(kg干空氣)。原因是在除濕換熱器的再生階段，再生溫度越高，干燥劑材料再生越完全，干燥劑在除濕階段的吸附能力越強。

圖7 再生熱水溫度對系統(tǒng)性能的影響

再生熱水溫度提高，熱泵除濕系統(tǒng) COPd和原熱泵系統(tǒng) COP均下降。由于熱水溫度提升，熱泵循環(huán)中的冷凝溫度提升，熱泵循環(huán)溫度差增加，熱泵除濕系統(tǒng)COPd和原熱泵系統(tǒng)COP均下降。

在6組不同工況下，熱泵新風除濕系統(tǒng)COPd均高于原熱泵系統(tǒng)COP，且這種提高程度呈先增大后減小趨勢。當再生熱水溫度為30～50℃時，除濕系統(tǒng)COPd從5%升至45%；當熱水溫度為50～65℃時，系統(tǒng)COPd從45%降至10%。

由于熱泵新風除濕系統(tǒng)利用熱泵循環(huán)中冷凝廢熱進行除濕換熱器的再生，提升吸附材料的除濕能力，增加了系統(tǒng)的全熱制冷量，除濕系統(tǒng)COPd在原熱泵系統(tǒng)性能上有所提升，除濕系統(tǒng)COPd提高。

由于再生溫度的升高，吸附材料的除濕性能提升，除濕系統(tǒng) COPd增加；再生熱水溫度升高，系統(tǒng)的熱損增大，當再生階段消耗的熱量和除濕階段獲得的制冷量不成正比時，除濕系統(tǒng)COPd減小。

綜上所述，提高再生熱水溫度，冷凝溫度升高，系統(tǒng) COPd下降；再生溫度的提升，增加了系統(tǒng)的全熱制冷量，COPd比原熱泵系統(tǒng)COP的提升程度呈先增加后減小趨勢；在一定情況下（如圖7中再生熱水50℃）可以提高COPd，而過高的再生溫度導致 COPd先增加后減小，對系統(tǒng)造成能量損失，增加了配套熱源的要求和成本；對于系統(tǒng)再生溫度的選定，需要權(quán)衡除濕量和COPd之間的綜合關(guān)系。

3.2.3 新風除濕系統(tǒng)的能效

通過不同送風量和不同再生溫度的變工況下，除濕換熱器的熱泵系統(tǒng)與普通換熱器的熱泵系統(tǒng)進行比較。當壓縮機功率為1 kW，在測試工況（蒸發(fā)溫度 10℃、冷凝溫度 55℃、風量 1,040 m3/h）下，熱泵新風除濕系統(tǒng)性能系數(shù)COPd為3.23。本系統(tǒng)使用普通換熱器情況下，滿足設(shè)計要求。

比較熱泵新風除濕系統(tǒng)與原熱泵系統(tǒng)，熱泵新風除濕系統(tǒng)COPd為4.99（在壓縮機測試工況時）。在變風量情況下，新風除濕系統(tǒng) COPd均高于原熱泵系統(tǒng)COP。

由于除濕換熱器再生過程中，利用熱泵循環(huán)的冷凝熱進行解析再生，形成吸附劑內(nèi)水的自由焓與空氣中水蒸氣的自由焓差。切換至除濕模式時，由冷凝熱生成的這部分自由焓差，增大了系統(tǒng)除濕能力，增加了系統(tǒng)潛熱制冷量，提高了系統(tǒng)性能系數(shù)。

4 結(jié)論

本文研究了基于除濕換熱器的熱泵除濕新風系統(tǒng)，采用除濕過程中產(chǎn)生的冷凝廢熱對除濕換熱器內(nèi)干燥劑進行再生，提高了系統(tǒng)能效，得到如下結(jié)論：

1）在典型夏季工況（干球溫度為 28.7℃，平均含濕量為14.9 g/(kg干空氣)下運行測試。設(shè)置運行周期12 min，風量為430 m3/h，系統(tǒng)平均除濕量為5.33 g/(kg干空氣)；

2）在壓縮機的規(guī)定測試條件下，送風量與系統(tǒng)平均除濕量呈反比，與系統(tǒng)性能系數(shù)呈正比。為保證系統(tǒng)平均含濕量Dav≥8 g/(kg干空氣)，熱泵新風除濕系統(tǒng)需設(shè)置一次回風，滿足除濕要求；

3）與傳統(tǒng)熱泵系統(tǒng)相比，熱泵新風除濕系統(tǒng)COPd提高了20%～50%。COPd提高程度隨著再生溫度的上升和循環(huán)溫度差的增加，呈先增大后減小的趨勢。當再生熱水溫度為50℃時，COPd提高最大值為45%。