胡 凱，郭春梅，李勇剛，由玉文，李美萱

（1.天津城建大學(xué) 能源與安全工程學(xué)院，天津 300384；2.天津市建筑設(shè)計(jì)院，天津 300074）

0 引言

隨著對(duì)建筑室內(nèi)環(huán)境舒適度要求的不斷提高，空調(diào)系統(tǒng)已經(jīng)成為現(xiàn)代建筑中不可缺少的一部分，然而其耗能占整個(gè)建筑能耗的50%左右［1］。近年來(lái)，間接蒸發(fā)冷卻技術(shù)由于能耗低、效率高以及綠色環(huán)保等優(yōu)點(diǎn)受到了廣泛的關(guān)注［2-3］。

TULSIDASANI等［4］通過(guò)試驗(yàn)研究對(duì)管式間接蒸發(fā)冷卻器的換熱性能進(jìn)行了測(cè)試，發(fā)現(xiàn)該系統(tǒng)在夏季運(yùn)行工況下COP可達(dá)到22左右。樊麗娟等［5］為強(qiáng)化管式間接蒸發(fā)冷卻器管外傳熱傳質(zhì)，提出了利用親水鋁箔管材、管外包覆吸水性纖維織物等幾種可行辦法。DUAN等［6］利用試驗(yàn)研究對(duì)逆流式間接蒸發(fā)冷卻器的運(yùn)行效果以及影響因素進(jìn)行了分析。劉佳莉等［7］對(duì)新型復(fù)合式露點(diǎn)間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機(jī)組在干燥工況下的運(yùn)行效果進(jìn)行了試驗(yàn)測(cè)試，確定了最佳風(fēng)量比以及最佳噴淋水量等優(yōu)化參數(shù)。孫鐵柱等［8］對(duì)轉(zhuǎn)輪式間接蒸發(fā)冷卻器在采用不同二次空氣時(shí)的換熱性能進(jìn)行了試驗(yàn)研究，結(jié)果表明利用直接蒸發(fā)冷卻處理后的室內(nèi)排風(fēng)作為二次空氣能進(jìn)一步提高間接蒸發(fā)冷卻器換熱效率。趙振生等［9］對(duì)加有正弦型波紋導(dǎo)流條的板式間接蒸發(fā)冷卻器進(jìn)行了試驗(yàn)測(cè)試，通過(guò)增加換熱器內(nèi)擾流提高換熱效率。WANG等［10］設(shè)計(jì)了一種多孔管式間接蒸發(fā)冷卻器，能夠是噴淋水均勻分布在換熱壁面，通過(guò)性能測(cè)試得出該系統(tǒng)水泵耗電量較一般間接蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)減少95%。LEE等［11］制作了一個(gè)由多對(duì)逆流布置的翅片通道組成的蓄熱式蒸發(fā)冷卻器，在濕通道的內(nèi)表面涂覆了一層薄薄的多孔層，以提高表面的潤(rùn)濕性，以研究其冷卻性能，結(jié)果表明，在一次空氣入口溫度為32 ℃和相對(duì)濕度為50%的條件下，測(cè)得的出口溫度為22 ℃，遠(yuǎn)低于入口濕球溫度23.7 ℃。李晗等［12-14］針對(duì)新風(fēng)溫濕度、風(fēng)量以及風(fēng)量比對(duì)二次側(cè)空氣參數(shù)和性能指標(biāo)產(chǎn)生的影響進(jìn)行了的研究，結(jié)果顯示：冷凝條件下提高新風(fēng)溫度和相對(duì)濕度均可抑制二次空氣溫降、增加含濕量差，而新風(fēng)風(fēng)量的增加會(huì)使冷凝區(qū)域減少；而新風(fēng)風(fēng)量的減少可以減少換熱量，降低出口溫度和耗水量，提高濕球效率；當(dāng)二次側(cè)與一次側(cè)風(fēng)量比的范圍為0.44～0.8時(shí)，增大風(fēng)量比可以降低新風(fēng)出口溫度，提高濕球效率。

現(xiàn)有試驗(yàn)研究多集中于對(duì)不同形式的間接蒸發(fā)冷卻器進(jìn)行試驗(yàn)測(cè)試，并通過(guò)改變換熱器結(jié)構(gòu)的方法增強(qiáng)換熱效率，提高系統(tǒng)能效［15-16］。然而關(guān)于間接蒸發(fā)冷卻器在不同工況下的運(yùn)行效果的研究較為缺乏。本文利用自主設(shè)計(jì)的叉流板式間接蒸發(fā)冷卻試驗(yàn)系統(tǒng)，對(duì)8種不同運(yùn)行工況下系統(tǒng)的運(yùn)行效果以及能耗狀況進(jìn)行對(duì)比分析，以期為間接蒸發(fā)冷卻技術(shù)的應(yīng)用推廣以及運(yùn)行調(diào)節(jié)提供參考依據(jù)。

1 試驗(yàn)系統(tǒng)

本文主要研究利用叉流板式間接蒸發(fā)冷卻器作為空調(diào)系統(tǒng)的新風(fēng)預(yù)冷裝置，在不同氣候環(huán)境以及干濕運(yùn)行工況下的系統(tǒng)特性。一、二次空氣均來(lái)自經(jīng)恒溫恒濕空調(diào)機(jī)組處理后的室內(nèi)空氣，一次空氣再經(jīng)過(guò)加熱加濕后，達(dá)到室外模擬狀態(tài)點(diǎn)，通過(guò)板式間接蒸發(fā)冷卻器換熱之后，一次空氣的出口溫度下降，從而減少了新風(fēng)冷負(fù)荷。

間接蒸發(fā)冷卻器主要是由叉流板式換熱器及一套噴淋水系統(tǒng)構(gòu)成。其中叉流板式換熱器是由多組一、二次空氣氣流通道相互交錯(cuò)組合而成，換熱板使用鋁制薄板制作，噴淋水由與循環(huán)水箱連接的循環(huán)水泵進(jìn)行驅(qū)動(dòng)循環(huán)，換熱器上方，均勻布置4個(gè)噴嘴，以便噴淋水能夠在二次側(cè)換熱壁面上形成噴淋水液膜，二次空氣蒸發(fā)吸熱降低換熱壁面溫度，強(qiáng)化一次通道的換熱。試驗(yàn)系統(tǒng)原理示意如圖1所示。間接蒸發(fā)冷卻器幾何參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 間接蒸發(fā)冷卻器幾何參數(shù)Tab.1 Geometric parameters of indirect evaporative cooler

圖1 試驗(yàn)系統(tǒng)原理示意Fig.1 Schematic diagram of experimental system

數(shù)據(jù)采集儀器分別為：一、二次側(cè)風(fēng)量通過(guò)安裝在一、二次側(cè)風(fēng)機(jī)出口的熱式氣體流量計(jì)進(jìn)行監(jiān)測(cè)；一、二次側(cè)進(jìn)出口溫濕度分別通過(guò)安裝在間接蒸發(fā)冷卻器前后的風(fēng)管中心點(diǎn)上的溫濕度變送器測(cè)量；噴淋水量通過(guò)安裝在循環(huán)水泵出口側(cè)噴淋水管路上的轉(zhuǎn)子流量計(jì)測(cè)量；風(fēng)機(jī)和水泵耗電量通過(guò)與其串聯(lián)的功率變送器進(jìn)行測(cè)量。同時(shí)為監(jiān)測(cè)系統(tǒng)長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)行后循環(huán)水溫的變化，在循環(huán)水泵出口管路上安裝有溫度變送器。以上數(shù)據(jù)匯總到安捷倫數(shù)據(jù)采集儀Keysight 34980A進(jìn)行信號(hào)的轉(zhuǎn)換。上述數(shù)據(jù)采集儀器的參數(shù)見(jiàn)表2。

表2 測(cè)量?jī)x器及其測(cè)量參數(shù)Tab.2 Measuring instruments and their measuring parameters

2 試驗(yàn)方案

在試驗(yàn)過(guò)程中設(shè)置8種不同的運(yùn)行模式，并將循環(huán)水泵開(kāi)啟之前的換熱狀態(tài)稱(chēng)為干工況，水泵開(kāi)啟后的運(yùn)行狀態(tài)稱(chēng)為濕工況。試驗(yàn)過(guò)程中參數(shù)的設(shè)定以及設(shè)備開(kāi)啟狀態(tài)見(jiàn)表3，4。

表3 不同運(yùn)行工況設(shè)定Tab.3 Setting of different operating conditions

表4 試驗(yàn)參數(shù)設(shè)定Tab.4 Setting of experimental parameters

3 試驗(yàn)結(jié)果及分析

3.1 干濕工況下運(yùn)行效果對(duì)比

通過(guò)對(duì)間接蒸發(fā)冷卻過(guò)程中一、二次空氣出口溫濕度的監(jiān)測(cè)，發(fā)現(xiàn)間接蒸發(fā)冷卻（濕工況）較顯熱換熱器的傳熱過(guò)程（干工況）具有更好的換熱效果。

以一次空氣為高溫干燥情況下的干、濕工況（M3，M4）運(yùn)行效果作為對(duì)比分析，其一、二次空氣出口溫濕度變化如圖2所示。

圖2 高溫干燥環(huán)境下?lián)Q熱器一、二次空氣出口溫濕度變化Fig.2 Change in temperature and humidity of primary and secondary air outlet of heat exchanger under high temperature and dry environment

在干工況運(yùn)行模式（M3）下，換熱達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)之后，一次空氣溫度T1由35 ℃降低到29.2 ℃，相對(duì)濕度RH1由35%升高至45%；二次空氣溫度T2由25 ℃升高至30 ℃，相對(duì)濕度RH2由50%降低到35%。然而，當(dāng)系統(tǒng)循環(huán)水泵開(kāi)啟之后，系統(tǒng)切換至濕工況運(yùn)行模式（M4），一次空氣出口溫度在達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)后能夠降低到23.1 ℃，相對(duì)濕度也逐漸升高到72.5%，同時(shí)二次空氣溫度則降低到22.2 ℃，相對(duì)濕度升高99%，接近于濕空氣的飽和狀態(tài)。

綜上所述，板式顯熱換熱器，一、二次空氣只是發(fā)生顯熱交換，空氣中含濕量保持不變。若空調(diào)系統(tǒng)中一、二次空氣入口溫差不大，利用顯熱換熱器對(duì)一次空氣溫度降低的程度有限。然而，在間接蒸發(fā)冷卻過(guò)程中，二次空氣側(cè)為直接蒸發(fā)過(guò)程，使得二次空氣溫度降低，含濕量增加，同時(shí)換熱壁面上液膜通過(guò)吸收板的熱量來(lái)提供部分汽化潛熱值，使之蒸發(fā)，并能夠明顯降低換熱壁面溫度，一次空氣與溫度較低的換熱壁面進(jìn)行換熱，空氣溫度降低，未降低至露點(diǎn)溫度之前，含濕量保持不變，相對(duì)濕度增加。

當(dāng)一次空氣入口為高溫潮濕情況（M1，M2）下，空氣經(jīng)過(guò)換熱過(guò)程后出口溫濕度變化如圖3所示。

圖3 高溫潮濕環(huán)境下?lián)Q熱器一、二次空氣出口溫濕度變化Fig.3 Change in temperature and humidity of primary and secondary air outlet of heat exchanger under high temperature and wet environment

干工況運(yùn)行狀態(tài)下（M1），一次空氣經(jīng)過(guò)換熱后由35 ℃下降至29.2 ℃，相對(duì)濕度由70%增加至91.9%，空氣含濕量為23.74 g/kg，略小于入口空氣25.15 g/kg，這表明一次空氣出口狀態(tài)接近飽和，并有部分凝結(jié)產(chǎn)生，這是因?yàn)橐淮蝹?cè)空氣入口狀態(tài)相對(duì)濕度較高，與二次空氣進(jìn)行間接顯熱換熱過(guò)程中便能夠達(dá)到飽和狀態(tài)并延濕飽和線(xiàn)繼續(xù)向下移動(dòng)，導(dǎo)致一次側(cè)出口溫度下降至29.2 ℃；當(dāng)系統(tǒng)切換至濕工況運(yùn)行狀態(tài)后（M2），一次空氣出口溫度降至24.5 ℃，相對(duì)濕度升至95.4%，空氣含濕量為18.55 g/kg，較入口含濕量有大幅度下降，出現(xiàn)凝結(jié)現(xiàn)象，且溫度明顯低于一次空氣入口狀態(tài)的露點(diǎn)溫度。這是由于高溫潮濕的一次空氣通過(guò)間接蒸發(fā)冷卻過(guò)程，水的蒸發(fā)降低了換熱壁面溫度，造成換熱壁面溫度低于潮濕空氣的露點(diǎn)溫度，從而會(huì)產(chǎn)生凝結(jié)現(xiàn)象，同時(shí)受到二次空氣溫度影響，一次空氣出口溫度能夠降低到入口狀態(tài)點(diǎn)露點(diǎn)溫度以下?？傊诔睗癍h(huán)境條件下從干工況過(guò)渡到濕工況提高了顯熱和傳遞速率。

3.2 一次空氣入口溫濕度的影響

3.2.1 一次空氣溫度的影響

為分析一次空氣入口溫度對(duì)換熱效果的影響，先對(duì)比干燥環(huán)境（無(wú)凝結(jié)現(xiàn)象）下，一次空氣出口處溫度及相對(duì)濕度變化情況，如圖4所示，達(dá)到穩(wěn)態(tài)后，一次空氣出口溫濕度見(jiàn)表5。

圖4 干燥環(huán)境下一次空氣不同入口溫度對(duì)出口溫濕度的影響Fig.4 Effect of different inlet temperatures of primary air on outlet temperature and humidity in dry environment

表5 干燥環(huán)境下一次空氣出口溫濕度Tab.5 Table of primary air outlet temperature and humidity under dry environment

由圖4、表5可看出，在干燥環(huán)境下，一次側(cè)均未出現(xiàn)凝結(jié)現(xiàn)象，且溫度越高的一次空氣，其溫度降低的幅度越大，換熱效果更明顯。在干工況運(yùn)行狀態(tài)（M3，M7）中，一次空氣經(jīng)過(guò)換熱后溫度雖有所降低，但依然高于室內(nèi)空調(diào)環(huán)境溫度（25 ℃）。而在濕工況運(yùn)行狀態(tài)（M4，M8）中，經(jīng)過(guò)間接蒸發(fā)冷卻的換熱過(guò)程后，一次空氣出口溫度均降低至25 ℃以下。

潮濕環(huán)境下，一次空氣出口處溫度及相對(duì)濕度變化情況如圖5所示，達(dá)到穩(wěn)態(tài)后，一次空氣出口溫濕度見(jiàn)表6。

圖5 潮濕環(huán)境下一次空氣不同入口溫度對(duì)出口溫濕度的影響Fig.5 Effect of different inlet temperatures of primary air on outlet temperature and humidity in wet environment

表6 潮濕環(huán)境下一次空氣出口溫濕度Tab.6 Table of primary air outlet temperature and humidity under wet environment

潮濕環(huán)境下，干工況運(yùn)行時(shí)，一次空氣出口溫度均高于25 ℃，但在高溫條件下，一次側(cè)換熱壁面會(huì)出現(xiàn)少量凝結(jié)液膜；在濕工況運(yùn)行時(shí)，一次空氣出口溫度均降至25 ℃以下，且在低溫條件下，一次側(cè)通道內(nèi)換熱壁面上產(chǎn)生了部分凝結(jié)液膜，凝結(jié)液膜面積占整個(gè)換熱壁面的80%左右，而在高溫條件下，一次側(cè)換熱壁面上會(huì)有大量凝結(jié)水產(chǎn)生，凝結(jié)液膜基本覆蓋整個(gè)換熱壁面。

因此，在間接蒸發(fā)冷卻傳熱傳質(zhì)過(guò)程中，當(dāng)二次側(cè)空氣狀態(tài)保持不變，一次側(cè)空氣溫度越大時(shí)，傳熱溫差越大，使得系統(tǒng)顯熱換熱強(qiáng)度加大，一次側(cè)空氣進(jìn)出口溫度差也隨之增大，系統(tǒng)顯熱換熱量增加。當(dāng)一次側(cè)通道內(nèi)出現(xiàn)凝結(jié)換熱過(guò)程，即換熱壁面有凝結(jié)液膜時(shí)，系統(tǒng)換熱過(guò)程中產(chǎn)生的潛熱換熱要遠(yuǎn)高于干工況運(yùn)行狀態(tài)的換熱量，一次空氣溫度降低幅度更大。

3.2.2 一次空氣濕度的影響

為分析一次空氣入口濕度對(duì)換熱效果的影響，先將一次空氣入口溫度保持在30 ℃（低溫環(huán)境），研究其分別在相對(duì)濕度為35%和70%兩種情況下的換熱性能，得出一次空氣出口溫濕度變化如圖6所示。

在低溫干燥環(huán)境下，換熱器在干、濕工況運(yùn)行狀態(tài)下均不出現(xiàn)凝結(jié)換熱；在低溫潮濕環(huán)境下，在干工況運(yùn)行狀態(tài)下，換熱器內(nèi)僅存在顯熱傳熱過(guò)程，而當(dāng)系統(tǒng)運(yùn)行狀態(tài)切換至濕工況運(yùn)行時(shí)，換熱器不僅存在顯熱傳熱，也存在潛熱傳熱過(guò)程。

再將一次空氣入口溫度保持在35 ℃（高溫環(huán)境），研究其分別在相對(duì)濕度為35%，70%兩種情況下的換熱性能，可通過(guò)圖2，3得出一次空氣出口溫濕度。

因此，在間接蒸發(fā)冷卻傳熱傳質(zhì)過(guò)程中，當(dāng)一次側(cè)空氣溫度保持不變時(shí)，隨著相對(duì)濕度的提高，空氣含濕量也隨之提高，使得一次空氣在干球溫度不變的同時(shí)，露點(diǎn)溫度不斷提高。與此同時(shí)，相對(duì)濕度較低的一次空氣，由于具有較低的露點(diǎn)溫度，通過(guò)間接蒸發(fā)冷卻換熱過(guò)程之后，一次空氣進(jìn)出口溫度降低的幅度更大，且該過(guò)程中無(wú)凝結(jié)現(xiàn)象出現(xiàn)。而對(duì)于相對(duì)濕度較高的一次空氣，其露點(diǎn)溫度也隨之升高，當(dāng)溫度降低到接近露點(diǎn)溫度后，在換熱壁面處逐漸出現(xiàn)凝結(jié)，潛熱傳熱過(guò)程中產(chǎn)生的凝結(jié)液膜阻礙了兩股空氣的顯熱換熱過(guò)程，從而使得一次空氣溫度繼續(xù)降低的幅度則受到限制。

3.3 冷卻器換熱性能分析

為對(duì)比間接蒸發(fā)冷卻器與傳統(tǒng)板式顯熱換熱器的換熱效果的差異，分別用干球效率ηdb及濕球效率ηwb［17］對(duì)不同運(yùn)行工況下系統(tǒng)換熱效率進(jìn)行計(jì)算分析。通過(guò)計(jì)算系統(tǒng)的顯熱換熱量Qsen，潛熱換熱量Qlat以及在間接蒸發(fā)冷卻過(guò)程中系統(tǒng)中的水泵所消耗的功率，從而可進(jìn)一步計(jì)算得到間接蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)的COP。計(jì)算得出8種不同運(yùn)行模式下，系統(tǒng)換熱效率、傳熱量及COP見(jiàn)表7。

式中 T1,in，T1,out——一次空氣進(jìn)、出口干球溫度，℃；

T2,in，T2,out——二次空氣入口干球溫度和濕球溫度，℃；

cp——空氣定壓比熱容，kJ/（kg·K）；

m1——一次空氣質(zhì)量流量，kg/s；

r——水的汽化潛熱，kJ/kg，r=2 500 kJ/kg；

ω1,in，ω1,out——一次空氣進(jìn)、出口含濕量，g/kg；

Qtot——總換熱量，kW；

Ppump——水泵功率，kW。

當(dāng)系統(tǒng)處于干工況運(yùn)行狀態(tài)時(shí)，干球效率均保持在60%左右。在一次空氣入口溫度較高的情況下（M1，M3），濕球效率為33%左右，顯熱換熱量達(dá)到0.7 kW以上；在溫度較低的情況下（M5，M7），濕球效率為25%左右，顯熱換熱量為0.4 kW左右。對(duì)于高溫潮濕情況下（M1），一次空氣在換熱過(guò)程中產(chǎn)生少許凝結(jié)，潛熱換熱量為0.33 kW。

當(dāng)系統(tǒng)處于濕工況運(yùn)行狀態(tài)時(shí)，系統(tǒng)的干、濕球效率較干工況運(yùn)行狀態(tài)下均有大幅度提升，系統(tǒng)干球效率均達(dá)到100%以上，且一次空氣入口溫度較低的情況下干球效率要明顯高于溫度較高的情況，相對(duì)濕度較低情況下干球效率略高于相對(duì)濕度較高的情況。系統(tǒng)濕球效率在潮濕環(huán)境下（M2，M6）能達(dá)到60%左右，在干燥環(huán)境下（M4，M8）能達(dá)到70%左右，而系統(tǒng)濕球效率受入口溫度影響不大。系統(tǒng)顯熱換熱量在一次空氣入口溫度較高情況（M2，M4）下要高于入口溫度較低的情況（M6，M8），干燥環(huán)境（M4，M8）下高于潮濕環(huán)境（M2，M6）。在濕度較高的兩種運(yùn)行工況下（M2，M6），一次空氣出口處含濕量低于進(jìn)口，空氣在換熱過(guò)程中出現(xiàn)了凝結(jié)現(xiàn)象，所產(chǎn)生的潛熱換熱量分別為1.98，0.65 kW。在高溫潮濕狀態(tài)（M2）下的系統(tǒng)總換熱量能達(dá)到3.3 kW，其中較大部分為潛熱換熱量，同時(shí)系統(tǒng)COP能達(dá)到37.52。

4 結(jié)論

（1）通過(guò)將板式換熱器從干工況運(yùn)行模式切換到濕工況運(yùn)行模式，可以顯著降低一次空氣出口溫度（本試驗(yàn)中為4～6.4 ℃）。在一次空氣潮濕環(huán)境下，當(dāng)從干工況切換到濕工況時(shí)，可觀(guān)察到大量冷凝。

（2）板式換熱器在濕工況運(yùn)行模式下，即間接蒸發(fā)冷卻器，在一次空氣溫度相同的情況下，從低濕度狀態(tài)轉(zhuǎn)換至高濕度狀態(tài)，可以觀(guān)察到凝結(jié)現(xiàn)象，并且一次空氣出口溫度相應(yīng)升高，這意味著顯熱傳遞減少而潛熱傳遞增加。

（3）當(dāng)二次側(cè)空氣狀態(tài)保持不變，在一次空氣相對(duì)濕度相同的情況下，溫度越高的一次空氣通過(guò)間接蒸發(fā)冷卻換熱后溫度降低的幅度越大，顯熱換熱量越明顯；而在溫度相同的情況下，相對(duì)濕度較小的一次空氣具有較低的露點(diǎn)溫度，溫度下降的空間更大。

（4）間接蒸發(fā)冷卻過(guò)程中，二次空氣側(cè)換熱壁面上的液膜通過(guò)吸收板的熱量和二次空氣的熱量來(lái)提供汽化潛熱值，使之蒸發(fā)，并能夠明顯降低換熱壁面溫度和二次空氣溫度，一次側(cè)空氣與溫度較低的換熱壁面進(jìn)行熱交換，其溫度能夠大幅度降低，干球效率能夠達(dá)到100%以上，濕球效率在60%～70%，較普通顯熱換熱器的換熱效率高出一倍以上。

（5）間接蒸發(fā)冷卻技術(shù)在氣候干燥情況下具有良好的適用性，經(jīng)過(guò)換熱處理后的室外新風(fēng)，不僅具有低于室內(nèi)空調(diào)設(shè)置溫度點(diǎn)以下的顯熱溫度，同時(shí)其相對(duì)濕度也能夠達(dá)到舒適性空調(diào)房間所要求相對(duì)濕度范圍，可直接送入空調(diào)房間，并承擔(dān)部分空調(diào)顯熱負(fù)荷。

（6）在高溫潮濕氣候條件下，間接蒸發(fā)冷卻換熱過(guò)程中新風(fēng)通道內(nèi)會(huì)出現(xiàn)凝結(jié)現(xiàn)象，換熱后的空氣顯熱溫度能夠降低至室外新風(fēng)露點(diǎn)溫度以下，含濕量降低，不僅可以降低空調(diào)的顯熱負(fù)荷，而且可以降低潛熱負(fù)荷。同時(shí)由于凝結(jié)過(guò)程產(chǎn)生了潛熱換熱，增加了系統(tǒng)總換熱量，使得COP能夠高達(dá)37.52。