谷物干燥热泵性能的实验研究及理论分析

D0I:10.13374/j.issn1001-053x.2005.05.057 第27卷第5期 北京科技大学学报 Vol.27 No.5 2005年10月 Journal of University of Science and Technology Beijing 0ct.2005 谷物干燥热泵性能的实验研究及理论分析 马晓梅杨晶王立童莉葛边琳 北京科技大学机减工程学院，北京100083 摘要在已开发的热泵流化床谷物干燥设备研究基础上对其中的热泵进行了实验研究，得 出干燥实验系统热泵供风温度以及供热系数的影响因素及其影响规律，通过对实验结果进 行细致的理论分析，发现增大蒸发器回路风量与降低冷凝器出口风温可以显著改善热泵性 能.依此拟定了热泵改进方案，预测了改进后热泵的性能指标，分析比较了相应干燥系统的 经济效益.结果显示，改进后的热泵供热系数可达到3.856，干燥费用进一步降低. 关键词热泵：干燥：供热系数：流化床 分类号TB655 干燥是耗能较大的工艺过程之一.热泵作为 的单级压缩式热泵理论循环计算方法对已有热 一种供热装置，具有高效、清洁无污染和使用方 泵实验数据进行相应的理论计算分析：通过对实 便、易于控制等优点；流化床具有气固接触面积 验研究结果分析，寻求提高热泵的供风温度及供 大、传热传质速率高、特别适合于散粒状物料干 热系数的途径，达到优化热泵的结构及操作运行 燥的特点.热泵流化床谷物干燥装置集此双重特 参数的目的 点于一身，使用方便灵活：可固定安装，也可车载 移动安装配合机械化专业收割，在我国广大的农 1实验装置及其测量原理 村地区具有广阔的应用前景，同时也符合我国农 单级压缩式谷物干燥热泵性能的实验装置 业发展现阶段的迫切需要. 如图1所示，实验装置中，热泵为空气-空气蒸气 为此，笔者设计开发了热泵流化床谷物干燥 压缩式热泵系统，采用制冷剂R12作为工质，主 设备实验系统.它以单级蒸汽压缩式热泵作为供 要部件有额定功率为3.77kW的全封闭活塞式压 热设备，流化床为干燥室，并可形成不同废热空 缩机、冷凝器及风扇、热力膨胀阀、蒸发器及风扇 气再循环的方式".相应的实验及模拟研究均表 等；电加热器既可安装于蒸发器空气入口风道 明：热泵的蒸发器直接从环境空气吸收热量，出 处，也可安装于冷凝器空气入口风道处，其目的 流化床干燥室含余热的废气掺入部分新风经热 是为了提高相应通道的入口空气温度：2个压力 泵冷凝器加热直接进入干燥室的循环为最佳空 表分别用于测量蒸发器及冷凝器侧工质的压力， 气循环方式；热泵所提供的热风温度在80~90℃ 之间将为热泵流化床干燥装置带来合理的经济 蒸发器 数字温度计 风扇，数字温度计 加热器 性：鉴于使用制冷剂R12作为单级蒸汽压缩式 热泵所供热风温度一般不高于60℃，因而该热 风道 空气 泵具有设计计算及结构上的特殊性. 热力膨胀阀文 本文对其中的热泵进行细致的实验研究及 压力表 活塞式压缩机 理论分析的目的在于：首先，求得所开发的干燥 数字温度计 压力表 实验系统热泵供风温度及其供热系数的影响因 空气。 素及其影响规律：其次，采用排热温度低于60℃ 风道 风扇冷凝器 数字温度计 收稿日期：200409-28修回日期：200411-30 图1实验装置示意图 基金项目：教育部科学技术研究重点项日(No.00020) Fig.I Schematic of the experimental equipment 作者简介：马晓梅1980一)，女，硕士研究生

5 第 卷 第 期 7 2 5 年0 0 月 0 2 2 北 京 科 技 大 学 学 报 O J u r n a l o U n f i v r s e t i y o f S e i n n e e e a d T e e h l o o n g y B e i i j n g 6】 V 一 N 7 2 0 . 5 o e t 。 5 0 0 2 谷物干燥热泵性能的实验研究及理论分析 马 晓梅 杨 晶 王 立 童 莉 葛 边 琳 北 京科技 大学 机械 工程 学院 , 北 京 10 0 0 83 摘 要 在 已 开发 的热泵 流 化床 谷物 干燥 设备 研 究基础 上对 其 中 的热 泵进 行 了实验 研 究 , 得 出干 燥实 验系 统热 泵供 风温 度 以及供 热 系数 的影 响 因素及 其影 响规律 . 通 过对 实验 结 果进 行细 致 的理论 分析 , 发 现增 大 蒸发器 回 路风量 与 降低 冷凝 器 出 口 风温 可 以显 著 改善热 泵性 能 . 依 此拟 定 了热泵 改 进方 案 , 预 测 了改进 后 热泵 的性 能指 标 , 分 析 比 较 了相 应干燥 系 统的 经济 效益 . 结果 显 示 , 改进 后 的热 泵供 热系 数可 达到 3 . 856 , 干 燥 费用进 一步 降低 . 关键 词 热泵 ; 干燥 ; 供热 系数 ; 流 化床 分 类号 T B 6 5 5 干燥 是耗 能较 大 的工艺 过程 之 一 热 泵作 为 一 种供 热装 置 , 具有 高 效 、 清 洁 无污 染 和 使用 方 便 、 易于 控制 等 优 点 ; 流化 床 具 有气 固接触 面 积 大 、 传 热 传质 速 率 高 、 特 别适 合 于 散粒 状物 料 干 燥 的特 点 . 热泵 流化 床谷 物干 燥装 置 集此 双重 特 点于一 身 , 使用 方便 灵活 : 可 固定 安装 , 也可车 载 移 动安 装配 合机械 化 专业 收 割 , 在 我 国广 大 的农 村 地 区具有 广 阔的应 用前 景 , 同时也 符合 我 国农 业 发展 现 阶 段 的迫切 需 要〔1] . 为 此 , 笔者 设计 开发 了热 泵流 化 床谷 物干 燥 设备实 验系 统 . 它 以单 级蒸 汽压缩 式 热泵 作 为供 热 设 备 , 流 化床 为 干燥 室 , 并可 形 成不 同废热 空 气 再循 环 的 方式 `, , . 相应 的实验 及 模拟 研 究均 表 明 : 热 泵 的蒸 发器 直接 从 环境 空气 吸收 热 量 , 出 流 化 床 干燥 室含 余 热 的废 气 掺 入 部 分 新 风经 热 泵冷 凝 器 加 热直 接进 入干 燥 室 的循 环 为 最佳 空 气循 环方 式 ; 热泵 所 提供 的热 风温 度 在 80 一 90 ℃ 之 间将 为 热 泵流 化 床 干燥 装 置带 来 合 理 的 经济 性 `1 一 3] ; 鉴 于使用 制 冷剂 R 12 作 为单 级 蒸汽 压 缩式 热泵 所供 热 风温 度 一般 不 高 于 60 ℃ , , , 因而 该热 泵 具有 设计 计 算及 结 构上 的特 殊 性 . 本 文对 其 中 的热 泵 进 行 细 致 的 实 验研 究及 理论 分 析 的 目的在 于 : 首先 , 求 得 所 开 发 的干燥 实 验 系统 热 泵 供风 温 度 及 其 供热 系 数 的影 响 因 素及 其 影 响规 律 ; 其 次 , 采 用 排 热温 度低 于 60 ℃ 收稿 日期 : 2 0 今习9 es 2 8 修回 日期 : Z o -4 n 一 O 基金 项 目 : 教育 部科 学技 术研究 重点 项 目N( .0 0 0 0加 ) 作者 简介 : 马晓 梅( 198 住一 ) , 女 , 硕 士研 究生 的单 级 压 缩 式热 泵 理 论循 环 计算 方 法对 己有 热 泵 实验 数 据进 行相应 的理论 计算 分析 ; 通 过对 实 验 研究 结 果分析 , 寻求 提 高热泵 的供 风温度及 供 热 系数 的 途径 , 达 到优 化热 泵 的结 构及操 作运 行 参 数 的 目的 . 1 实验 装 置 及 其 测 量 原理 单 级 压 缩 式 谷 物 干 燥 热 泵 性 能 的 实验 装 置 如 图 1 所 示 . 实验 装 置 中 , 热泵 为 空气一 空气 蒸气 压 缩 式 热泵 系 统 , 采 用 制冷 剂 R 12 作为 工质 , 主 要部 件有 额 定 功率 为 3 . 7 k w 的全封 闭 活塞 式压 缩 机 、 冷凝 器 及风 扇 、 热 力膨胀 阀 、 蒸发 器及 风扇 等 ; 电加 热 器 既 可安 装 于 蒸 发器 空气 入 口 风 道 处 , 也 可 安装 于 冷凝 器 空气 入 口 风 道 处 , 其 目的 是 为 了提 高相 应通 道 的 入 口 空气 温度 ; 2 个 压 力 表分 别用 于 测量 蒸发器 及 冷凝 器侧 工质 的压 力 , 数字温度计 蒸发器 风扇 数字温度计 热力膨胀阀 数字温度计 空气 , 风扇 冷凝器 {侧 图 1 实验 装置 示意 图 F i g . 1 s e卜e m a it e o f t卜e e x p e ir m e n t a l 灼 u ip ln e n t DOI: 10. 13374 /j . issn1001 -053x. 2005. 05. 057

618+ 北京科技大学学报 2005年第5期 其中高压表位于压缩机排气口，量程03.5MPa, 的焓，kkg':h为节流阀前制冷剂的焓，kkg. 低压表位于压缩机吸气口，量程0-2.0MPa:4个 (7)冷凝器理论出口风温tm 数字式温度传感器，量程0~100℃，分别安装在蒸 3600g+ta tCrpv. (10) 发器风道入口、出口处，冷凝器风道入口、出▣处 式中，t为蒸发器入口风温，℃. 用于测量风温：相应通道的风速采用热球风速仪 测量. 2实验结果分析及结论 实验中直接测量量为：冷凝器、蒸发器风道 测点流速u(ms):蒸发器入口风温及出口风温 2.1蒸发器入口风温变化对热泵性能的影响 t:冷凝器入口风温ta及出口风温t:冷凝器侧高 蒸发器入口风温对热泵性能的影响如图2. 压P:和蒸发器侧低压P;压缩机三相的相电流 在保持蒸发器入口风量为1513.6mh‘,冷凝器 ,I,(A).基于以上直接测量量，可计算求得间 入口风量为1610.5m,h',冷凝器入口风温为 接测量量或对应的理论值， 25℃不变的情况下，当蒸发器入口风温由30℃升 (1)冷凝器或蒸发器的空气流量'.或V., 至60℃时，热泵制热量由9.8kW升至15.8kW,制 m3.h. 冷量由8.3kW增至13.7kW,功率由4.2kW升高 .或队-包号Ax3600 (1) 至5.3kW.冷凝器出口风温和COP也均明显升 高，在蒸发器温度升高到最高值60℃时，COP亦 式中，n为测量点数：A为风道面积，m 达到最大3.0. (2)蒸发器实际制冷量2和冷凝器实际制热 在热泵循环中，在其他条件不变，仅当蒸发 量Oa,kW. 0.S0 器入口风温升高时，蒸发温度随之升高，蒸发 (2) 压力升高，制冷剂比容D减小，由此高低压比变 2.-vpc(-1 3600 (3) 18a 式中，p.空气密度，kgm;Cp为空气比热容， 14 kkgl.℃-'.由于空气的P和C。在2060℃范围内 2. 变化较小，对结果影响可忽略，因此作为常数处 10 理.本文取流过热泵的空气平均温度40℃时p, 09 =1.092kgm,C=1.013kJkg.℃. (3)制冷剂和理论循环量gm,kgs'. qm=n、0 (4) 06) 式中，压缩机理论排气量，mh:为容积效 区 60 率；o制冷剂比容，mkg. 口 50 (4)热泵压缩机理论消耗功率N,kW. 40F N=qon (5) 30 式中，w为单位质量工质压缩功，kkg':n为压缩 3.2⊙ 效率. (5)热泵压缩机实际消耗功率N,(kW)和实际 2.8 供热系数COP. 2.4 N=0.22L,+l2+h) (6) CoR,=号% (7) 2.01 20 3040506070 (6)蒸发器理论制冷量2和冷凝器理论制热 蒸发器入口风温/℃ 量Q,kW. 图2蒸发器入口风温对热泵性能的影响.(@)制热量及功率； 2.=9m(h-h) (8) (b)冷凝器出口风温；(c)CDP Fig.2 Effects of the air inlet temperature of the evaporator on 2.=ga(h2-h) (9) heat output and power(a),the air outlet temperature of the con- 式中，h,h2分别为压缩机吸气口和排气口制冷剂 denser (b)and COP(c)

一 6 1 8 - 北 京 科 技 大 学 学 报 2 0 0 5 年 第 5 期 其 中高 压表 位 于压 缩 机排 气 口 , 量程 0一 3 . 5 M P a , 低 压 表位 于 压 缩机 吸 气 口 , 量 程 0一2 0 M aP ; 4 个 数 字 式温度传 感 器 , 量程 0一 10 ℃ , 分别 安 装在 蒸 发器 风道入 口 、 出 口 处 , 冷 凝器 风道 入 口 、 出 口 处 用 于 测量 风温 ; 相应通 道 的风 速采 用热 球 风速 仪 测 量 . 实 验 中直 接 测量 量 为 : 冷 凝 器 、 蒸 发器 风 道 测 点流 速 u( m · s 一 ’ ) : 蒸发 器 入 口 风温 et l及 出 口 风温 ` 。 ; 冷 凝 器入 口 风温 ct i及 出 口 风 温 ct 。 ; 冷凝 器 侧 高 压 凡和 蒸 发 器 侧低 压八 ; 压 缩机 三 相 的 相 电流 五 , 几 , 石( A ) . 基 于 以 上 直接 测 量量 , 可 计算 求 得 间 接 测 量量 或对 应 的 理论 值 . ( 1) 冷 凝 器 或 蒸 发 器 的 空 气 流 量 Vc 或 K , m , · h 一 , . 的烩 , kJ · gk 一 ’ ; h , 为节 流 阀前制 冷 剂的烩 , kJ · k g 一 ’ . (7) 冷凝 器 理论 出 口 风温 ct 。 . 、 嘿黔 + ict ( 10 ) 式 中 , ctj 为 蒸发 器 入 口 风 温 , ℃ . : 或 。 一 ! : 朴 · 3 60 ( l ) 式 中 , n 为 测量 点数 ; A 为风 道面 积 , m , . (2 ) 蒸 发器 实 际制 冷 量么和 冷 凝器 实 际制 热 量 cQ 。 , k w . 、少户. 伪石内j 、厂.了 esQ = 目 架谧洲 csQ = 毕黯招 2 实验 结 果 分 析 及 结 论 .2 1 蒸 发器 入 口风 温 变 化对 热 泵 性 能 的影 响 蒸 发 器 入 口 风 温 对 热 泵 性 能 的影 响 如 图 2 . 在 保 持 蒸发 器 入 口 风 量 为 1 5 13 . 6 m , · h 一 , , 冷凝 器 入 口 风 量 为 1 6 10 .5 m , · h 一 , , 冷 凝 器 入 口 风温 为 25 ℃ 不变 的情况 下 , 当 蒸发 器入 口 风温 由 30 ℃ 升 至 60 ℃ 时 , 热 泵 制热 量 由 .9 8 k w 升至 巧 , 8 k w , 制 冷量 由 8 . 3 k w 增 至 13 . 7 k w , 功 率 由 4 . 2 k w 升 高 至 .5 3 k w . 冷 凝器 出 口 风 温和 C O P 也 均 明显 升 高 , 在 蒸 发器温 度 升 高 到最 高值 60 ℃ 时 , COP 亦 达 到最 大 3 . 0 . 在 热泵 循环 中 , 在 其他 条 件 不变 , 仅 当蒸 发 器入 口 风 温儿,升 高时 , 蒸发 温度 t0 随之 升 高 , 蒸 发 压 力升 高 , 制 冷 剂 比 容 v 减 小 , 由此 高低 压 比变 18 1刃 召、活城 卜 弓 式 中 , p : 空 气 密 度 , 掩 · m 一 3 ; C 为 空 气 比 热 容 , kJ · gk 一 ` · ℃ 一 ’ . 由于 空 气的aP 和 CP 在 2 0一 60 ℃ 范 围 内 变 化 较 小 , 对 结 果影 响可 忽略 , 因此 作 为 常数 处 理 . 本 文 取 流 过 热 泵 的 空气 平 均 温 度 40 ℃ 时aP 习 . 09 2 gk · m 一 3 , C 习 . ol 3 kJ · gk 一 , · ℃ 一 , . (3) 制冷 剂 和 理论 循 环量 q 二 , gk · s 一 ’ . . 一一一刁十一一一 , r 一一一一. N, 凳女明叹田串口\g 凡 分 口 一 刀 v下万 ~ 口 ( 4 ) 式 中 , 代 压 缩 机 理 论 排 气 量 , m , · h 一 , ; 粉 、 为 容 积 效 率 ; v 制冷 剂 比容 , m , · 掩 一 ’ . (4 )热 泵 压缩 机 理 论 消耗 功 率N , k w . ( 5 ) 式 中 , * 为单 位 质量 工质 压 缩 功 , kJ · k g 一 ` ; 粉 1为 压缩 效 率 . (5 )热 泵压 缩 机 实 际消 耗功 率从 , (k W) 和 实 际 供 热系 数 C O P : . 可 O 留 (b ) 一 / / / . … 一w毕 N 一 qm 、少. 飞 廿 `U7 吸了、.2 Ns = .0 2 (I, +zI +aI ) C O p , 一 华ZV (6 ) 蒸 发器 理 论制 冷 量 Q 。和 冷凝 器 理 论 制 热 量 Q 。 , k w . 、产户.. CO, 了、. r 、. eQ = q m (h , 一 h 3 ) cQ = q m ( h Z 一 h 3 ) 式 中 , h l , h Z分别 为压 缩 机 吸气 口 和 排 气 口 制冷 剂 2 . O L ~ — 一 一 ` —一一一一一 ~ — L es — 一 一」 2 0 30 4 0 5 0 6 0 7 0 蒸发器 入 口 风温 /℃ 图 2 蒸 发器入 口 风 温对 热泵性 能 的影 响 . ( a) 制 热 , 及 功 率 ; ( b ) 冷凝 器出 口 风温 : ( c) C O P n g . 2 E fe e t s o f t h e a i r in le t et m P e ar t u 代 o f t卜e ve a P o r a ot r o n h e a t o u切 u t a n d P ow e r ( a ) , t h e a i r o u tle t et m P e ar t u 代 o f t h e e o n - d e n , e r ( b ) a n d C O P (c)

VoL.27 No.5 马晓梅等：谷物干燥热泵性能的实验研究及理论分析 ·619 小，导致容积效率v增大，制冷剂循环量gn随蒸 14@ 发器入口风温的升高显著增大（式(4）).在蒸发过 12F 10 程中，随蒸发温度的增大虽单位制冷量h,与h4之 8 差以极小数量递增但加上9的增大，使蒸发器制 冷量增大，同样，虽然单位制热量q随蒸发温度 N -■2 有很小幅度的减小，但g的增大却使热泵制热量 总体也呈增大趋势（式(9）)：而在热泵制热量增大 20 30 40 50 时，由于冷凝器流过风量不变使冷凝器换热系数 06 几乎不变，由制热量又可表示为”： 965 Qe=KF.△tac 区60 口 式中，K为冷凝器综合传热系数，F.为蒸发器外 55 表面传热面积，△1为冷凝器平均传热温差.可以 50 看出，冷凝器平均温差△1增大，而空气侧温度不 20 30 35 40 变，所以必然导致冷凝温度及压力随之升高.实 子 2.75 验数据表明，虽然冷凝压力与蒸发压力之比在减 (c) 小，但二者之差却在增大，因此导致单位压缩功 2.50 w增大，而n变化量不大，加上9m亦增大使压缩机 功率N相应增大，但因其增长幅度较制热量小， 2.25 使COP升高（如图2（©）：此外由冷凝器出口风温 2.00 与制热量成正比（式(10）)，因此它也呈上升趋势 20 25 30 35 40 45 冷凝器入口风温/℃ 如图2b). 图3冷凝器入口风温对热泵性能的影响.()制热量及功率： 22冷凝器入口风温对热泵性能的影响 (b)冷凝器出口风温：(c)COP 冷凝器入口风温对热泵性能的影响如图3所 Fig.3 Air inlet temperature effects of the condenser on heat out- 示.当保持蒸发器入口温度27℃，蒸发器风量 put(a),air outlet temperature of the condenser(b),and COP(c) 1513.2mh,冷凝器风量1610.5mh',冷凝器 器风量由534.84m3h增大到1610.5mh时看 入口风温由26℃上升到43℃时，冷凝器出口风温 出，随着V的增大，冷凝器制热量增大，蒸发器 升高，压缩机消耗功率增加，冷凝器制热量呈略 制冷量也增大，压缩机功率N有所降低，冷凝器 徽下降趋势，COP亦下降，热泵各项性能指标均 出口风温减小明显，COP增大， 呈现恶化趋势， 这是因为冷凝器风量的增大使冷凝器综合 这是由于冷凝器入口风温的升高使冷凝 传热系数K增大，空气与制冷剂间换热更加充 温度4升高，相应高压侧压力P:也增高，h,h亦增 分，使得平均传热温差△1减小，冷凝温度变低， 大，而蒸发温度。几乎未变，因而单位压缩功 从而高压侧压力降低，而低压未变，进而高低压 w=h2一h变大，但制冷剂流量g不变，故压缩机功 比减小，容积效率变大，导致g变大（式(4）)，进 率N增大（式(5）).冷凝压力的增大使单位冷量减 而蒸发器制冷量增大（式(8）).冷凝器制热量也随 小，因而制冷量2减小（式(8）).而由能量守恒 g的增加而变大（式(9）)：同时，由于高低压比的 2=Q+W看出，冷凝器制热量2理论上不会有变 减小，导致单位压缩功w=h2一h明显减小，所以压 化，但实际情况下会有所下降，导致COP下降. 缩机功率略有减小：此时冷凝器出口风温可能降 由式(10)，冷凝器制热量的略微减少并未能影响 低也可能升高（式(10）)，但由于风量增大较制热 冷凝器出口风温随冷凝器入口风温增大而增大 量多，因此冷凝器出口风温明显降低（图4（©）).而 的趋势（图3(b). COP由于2的升高和N的降低，显然是升高的. 23冷凝器风量对热泵性能的影响 2.4蒸发器风量对热泵性能的影响 冷凝器风量”对热泵各项指标的影响如图4 图5示出了在蒸发器、冷凝器入口风温，冷 所示.当保持蒸发器入口风温与冷凝器入口风温 凝器流过风量均相同，而蒸发器风量分别为500 均为25℃左右，蒸发器风量为1814.9m3h',冷凝 m3h和2500mh'两种情况下，热泵运行过程

V匕1 . 2 7 N o 一 5 马 晓梅等 : 谷 物干燥 热 泵性 能 的实验研 究及理 论分析 一 6 19 . ( a ) ~ 一一 一 ~ 一一一一 cQ, 。 一 。 .N . 一 . 一 . 么 名渗、城 . 弓 协 成 0 曰ù f 6 ùó戈一I 小 , 导致 容积 效 率粉v 增大 , 制 冷 剂循 环 量 q 。 随 蒸 发器 入 口 风 温 的升 高 显著 增 大 ( 式 ( 4 ) . 在 蒸 发 过 程 中 , 随 蒸 发温度 的增 大 虽单 位制 冷 量 h : 与 h 4之 差 以极 小数 量递 增但 加 上 q 二 的增 大 , 使 蒸发 器 制 冷量 增 大 . 同样 , 虽 然 单位 制 热量 q 。随 蒸发 温 度 有很 小 幅度 的减 小 , 但 q 二 的增大 却 使热 泵制 热 量 总体 也 呈增 大趋 势 (式 (9) ) ; 而 在热 泵 制热 量 增 大 时 , 由于冷凝 器流 过 风量 不变 使冷 凝器 换热 系 数 几乎 不 变 , 由制热 量 又 可表 示 为’ 7] : cQ = cK eF △cmt . 式 中 , cK 为冷 凝器 综 合传 热 系 数 , eF 为蒸 发 器外 表面 传热 面积 , △mct 为冷 凝器 平 均传 热温 差 . 可 以 看出 , 冷 凝器 平均 温差 △mt 。增大 , 而 空气 侧温 度 不 变 , 所 以必然 导致 冷 凝温 度 及压 力 随 之升 高 . 实 验 数据 表 明 , 虽然 冷凝 压 力与 蒸发 压力 之 比 在减 小 , 但 二 者之 差 却在 增 大 , 因此 导致 单位 压 缩 功 w 增 大 , 而叮。变化 量 不大 , 加上 如亦 增 大使 压 缩机 功率 N 相应 增 大 , 但 因其 增长 幅度 较 制热 量 小 , 使 C O P升 高 (如 图 2( c) ) ; 此 外 由冷 凝 器 出 口 风温 与制 热 量成 正 比 (式 ( 10) ) , 因此 它也 呈上 升 趋 势 如 图 2 (b ) . .2 2 冷 凝 器入 口风 温 对 热泵 性 能 的影 响 冷 凝器 入 口 风温 对热 泵 性能 的影 响如 图 3 所 示 . 当保 持 蒸发 器 入 口 温 度 27 ℃ , 蒸 发 器 风 量 1 5 13 . 2 m , · h 一 ’ , 冷 凝 器风 量 1 6 1 0 . s m , · h 一 ’ , 冷 凝 器 入 口 风 温 由 26 ℃ 上 升 到 43 ℃ 时 , 冷 凝器 出 口 风温 升高 , 压缩 机 消耗 功 率增 加 , 冷凝 器 制热 量 呈 略 微下 降 趋 势 , C O P 亦 下 降 , 热 泵 各项 性 能指 标 均 呈现 恶 化趋 势 . 这 是 由于 冷 凝 器 入 口 风 温 ct 。 的升 高 使 冷 凝 温度 人升 高 , 相应 高 压侧 压 力凡也 增 高 , 凡 , h 3亦 增 大 , 而 蒸 发 温度 t0 凡 乎 未 变 , 因 而 单 位 压缩 功 w 二h Z一 h ,变 大 , 但 制 冷剂 流 量 q 二 不 变 , 故 压缩 机 功 率N 增 大 (式 (5 ) . 冷 凝 压 力 的增 大使 单位 冷 量 减 小 , 因而制 冷 量 g 减 小 (式 ( 8) ) . 而 由能量 守 恒 Q 。 = Q e十万看 出 , 冷 凝器制 热 量 Q 。 理论 上 不会 有 变 化 , 但 实 际情 况 下会 有所 下 降`l4] , 导致 C O P 下 降 . 由式 ( 10) , 冷 凝 器 制热 量 的 略微 减 少并 未 能影 响 冷 凝器 出 口 风 温 随冷 凝 器 入 口 风温 增 大 而 增 大 的趋 势 ( 图 3 ( b )) . .2 3 冷 凝 器风 量 对 热泵 性 能 的影 响 冷凝 器风 量 Vc 对 热泵 各 项指 标 的影 响如 图 4 所 示 . 当保 持蒸 发器 入 口 风温 与 冷凝 器入 口 风 温 均 为 25 ℃左 右 , 蒸 发器 风量 为 1 8 1.4 9耐 · h 一 ’ , 冷 凝 / / 书女沸龚g、霜成口 ` Q 留 ( e ) 一 \ · \ . . 1 1 1 冷凝 器入 口 风温 / ℃ 图 3 冷 凝器 入 口风 温对 热泵 性能 的影 响 . ( a) 制 热 I 及 功率 ; (b ) 冷 凝器 出 口风 温 ; ( e ) C O P F i g . 3 A ir i n let et m p e r a t u 代 e fe c st o f t卜e e o o d e n , e r o n h e a t o u -t P u t ( a) , a i r o u let t et m P e ar tU 代 o f ht e e o n d e n s e r 助 , a n d C O P c() 器风 量 由 53 .4 84 m , · h 一 ’ 增 大 到 1 6 1.0 5 m , · h 一 ’ 时看 出 , 随着 Vc 的增 大 , 冷凝 器 制热 量 cQ 增 大 , 蒸 发器 制冷 量 也增 大 , 压 缩 机 功率 N 有所 降低 , 冷 凝器 出 口 风 温减 小 明显 , C O P 增 大 . 这 是 因 为冷 凝 器 风 量 的增 大 使 冷 凝 器 综合 传热 系数 cK 增大 , 空 气 与 制 冷剂 间换 热 更 加充 分 , 使 得平 均 传热 温 差△几 。减 小 , 冷 凝温 度 变低 , 从而 高 压侧 压 力 降低 , 而低 压 未变 , 进而 高 低压 比减 小 , 容 积效 率粉v 变 大 , 导 致 q 二 变 大 ( 式 (4) ) , 进 而蒸 发 器制 冷 量 增大 ( 式 ( 8) ) . 冷 凝器 制热 量 也 随 q 二 的增 加而 变 大 ( 式 (9) ) ; 同时 , 由于 高低 压 比 的 减 小 , 导致 单位 压 缩 功w = 从一 h , 明显减 小 , 所 以压 缩机 功 率略 有减 小 ; 此 时冷凝 器 出 口 风 温 可 能降 低 也可 能 升 高 (式 ( 10) ) , 但 由于 风量 增 大较 制 热 量 多 , 因此 冷凝 器 出 口 风温 明显 降低 ( 图 4( c) ) . 而 c o P 由于 cQ 的升 高和 N 的降低 , 显然 是 升 高 的 . .2 4 蒸发 器风 量 对 热泵 性 能 的影 响 图 5 示 出 了在 蒸 发器 、 冷 凝 器 入 口 风温 , 冷 凝器 流 过 风量 均 相 同 , 而蒸 发器 风 量 分别 为 50 耐 · h 一 ’ 和 2 5 O0 m , · h 一 , 两种 情 况下 , 热 泵运 行 过程

·620· 北京科技大学学报 2005年第5期 (a) 这是由于蒸发器风量的增大使蒸发器传热 2 系数K增大，空气与制冷剂更充分的传热使蒸发 o.. 温度有所升高，制冷剂循环量g随之变大，但对 6 (h-h)和压缩效率n:影响相对较小，使得压缩机 功率N有所增大.在蒸发器风量为500m3h'时， 由于风量太小，不仅导致蒸发温度低，恶化循环 (b) 性能，而且使蒸发器传热面积利用不佳，进而从 空气中吸收的热量即制冷量大大减小，进一步使 5 制热量也降低.而当风量增加到2500mh时， 蒸发器传热系数变大，传热温差变小，从而蒸发 35 温度有所上升，制冷负荷因此有所增加.但更重 (c) 要的是风量的增大对蒸发器传热性能的显著改 善，使从空气中吸收的热量即制冷量明显增大， 从而制热量也随之变大，且增长幅度较功率要 大，由此与制热量直接相关的COP变大，tm也变 大，整个热泵性能好转.由此看来，保证足够大的 200 600 1000 1400 1800 蒸发器风量是蒸发器正常工作的必要条件.当 冷凝器风量m',h) 图4冷凝器风量对热泵性能的影响，()制热量及功率：（⑥） 然，蒸发器风量也并不是越大越好，还要考虑风 冷凝器出口风温：(c)COP 量增大后风机功耗增加的问题，故蒸发器风量应 Fig.4 Effects of the air flow quantity through the condenser on 存在最佳值.通过对此实验的理论计算，发现在 heat output (a),the air outlet temperature of the condenser(b), 满足热泵最初设计要求下，理论上蒸发器所需风 and COP (c) 量就在2500mh左右，正好此时实验结论也验 中随时间各性能参数的比较.可以看出，蒸发器 证了这一点. 风量增大后，制热量？明显升高，消耗功率略有 综上所述，可得出以下结果：(1)提高蒸发器 增大，COP增大，冷凝器出口风温也升高.各项性 入口风温，冷凝器出口风温增大，性能系数COP 能指标均好转 也呈上升趋势，但相应功耗有所增大.(2)提高冷 14a 4.56 12 2500m.h 10 2500m'h 4.0 500m3-h1 6 一 500m.h-1 3.5 0 20 406080 100120 0 30 60 90 120 运行时间/min 运行时间/min 2.8 70 (d) 2.6 2500m3.h-J 区 60 2500m3.h1 2.2 1.8 50 、500m3h- 500m'.h' .4 90 20 4060 80100 120 20 40 60 80 100 运行时间/min 运行时间/min 图5蒸发器风量对(a)制热量，b)功率；（⊙）C0P:(d)冷凝器出口风温的影响 Fig.5 Effects of the air flow quantity through the evaporator on heat output(a),power(b),COP(c),and the air outlet temperature of the condenser(d)

一 6 2 0 - 北 京 科 技 大 学 学 报 2 0 0 5 年 第 5 期 这 是 由于 蒸 发 器 风 量 的增 大 使 蒸 发 器 传 热 系数 cK 增 大 , 空气 与 制冷 剂更 充分 的传热 使 蒸发 温 度 有 所 升高 , 制 冷 剂循环 量 q 二 随之 变 大 , 但 对 h( 2 一 h1 ) 和压 缩 效 率叮`影 响相对 较 小 , 使 得 压缩机 功率 N 有所 增 大 . 在 蒸 发 器风 量 为 5 0 m , · h 一 ` 时 , 由于风 量 太小 , 不 仅 导致 蒸 发温 度 低 , 恶 化循 环 性 能 , 而 且使 蒸 发器 传 热 面积 利 用 不佳 , 进而 从 空气 中 吸收 的热 量 即制冷 量 大大 减 小 , 进一 步使 制热 量 也 降低 . 而 当 风量 增 加 到 2 5 0 0 m , · h 一` 时 , 蒸发 器 传 热系 数 变 大 , 传 热温 差 变 小 , 从 而 蒸 发 温 度 有 所 上升 , 制 冷 负荷 因 此有 所 增 加 . 但 更 重 要 的是 风 量 的增 大对 蒸 发器 传 热 性 能 的 显著 改 善 , 使 从 空气 中吸 收 的热 量 即制 冷 量 明显 增 大 , 从 而制 热 量 也 随 之 变 大 , 且 增 长 幅 度 较 功 率 要 大 , 由此 与 制热 量 直接 相 关 的 C O P 变 大 , 人 。 也变 大 , 整个 热泵 性 能好 转 . 由此 看 来 , 保证 足够 大 的 蒸 发器 风量 是 蒸 发 器 正 常工 作 的必 要 条 件 . 当 然 , 蒸 发器 风 量 也 并不 是 越 大越 好 , 还 要 考 虑风 量增 大后 风机 功 耗增 加 的 问题 , 故 蒸发 器风 量应 存在 最 佳 值 . 通 过 对此 实 验 的理 论 计算 , 发 现 在 满 足 热泵 最初 设 计要 求 下 , 理论 上 蒸发 器所 需风 量就 在 2 5 0 m , · h 一 ,左 右 , 正好 此 时实 验 结论 也验 证 了这 一 点 . 综上 所述 , 可 得 出 以下 结 果 : ( l) 提 高 蒸 发器 入 口 风 温 , 冷 凝 器 出 口 风 温增 大 , 性 能系 数 C O P 也呈 上 升趋 势 , 但 相应 功耗 有所 增 大 . (2 ) 提 高冷 沙召、省 卜 改 合. 勃 37565 ( e ) - 一 尸一一一 ’ . r l 月 l 、órj `马八乙、, 4 1 ,、 明暇韶昨殊女户\口 20 0 6 0 0 1 0 0 0 1 4 0 0 1 8 0 0 冷凝器 风量 (/ m , · h 一 ’ ) 图 4 冷凝 器风 最对 热泵 性能 的影响 . ( a) 制 热 显及 功 率 ; ( b ) 冷 凝器 出口 风 温 ; ( c ) C O P F ig . 4 E fe ct s o f th e a i r n o w q u a n tiyt t h or u g b th e e o n d e n , e r o n h e a t o u t P u t ( a ) , th e a i r o u let t t e m P e r a t u er o f th e e o n d e n s e r (b ) , a n d C O P ( e ) 中 随时 间 各性 能 参数 的 比较 . 可 以看 出 , 蒸 发器 风 量增 大 后 , 制 热 量 cQ 明 显升 高 , 消耗 功 率 略有 增 大 , C O P 增大 , 冷凝器 出 口 风 温 也升 高 . 各 项性 能 指标 均好 转 . ( b ) 一 尺穿 ~ . 泛藕 ’ 一 ’ 一 ’ 哥俘渗越 ( a ) . , ` 鹦气~ ~ . 5 0 0 m 3 · h 一 ’ 厂一 , 一 . 一 叫今 一一一 ~ 一一一 . 纂犯渗创啊ō 运 行时 间m/ in 运行 时 间/m in 雳成书鑫女卯、口瞬 2 · “ 网2 . 6 卜 、 , 、 一 / .、 2 5 0 0 m 3 · h 一 , .\ _ 、 、 . 】 一 s o o m , · h 一 , · ` L 、一_ . 、 一 _ d() . 尸 洲一 / 一 一 一 25 0 m ,.b 一 ’ 一 , 产户 一 尸 / 产 . / 洲 . 一 . _ / s o o m ’ · h 一 ’ . 1 1 勺 l 0 2 0 4 0 6 0 8 0 10 0 12 0 0 2 0 4 0 60 8 0 1 0 0 运 行 时间 / m in 运 行 时间 / m in 图 5 蒸 发器 风量 对 ( a) 制 热量 , 何 功 率 ; c( ) C O I;, (d) 冷 凝器 出 口 风 温 的影响 F ig · 5 E fe e st o f th e a i r n o w q u a。 柱yt th or u g b th e ve a P o r a t o r o n h e a t o u tP u t ( a ) , P衅 e r ( b ) , C O P c() , a n d th e a i r o u l6t t t e m p e r a t u cr o f th e c o n d e o s e r d( )

Vol.27 No.5 马晓梅等：谷物干燥热泵性能的实验研究及理论分析 ●621· 凝器入口风温，冷凝器出口风温升高，但热泵制 其中，C。=1.013kJkg.℃-，p.=1.14kgm3,二者 热量减小，COP降低.(3)增大冷凝器风量，冷凝器 均取(30+23)/2℃=26.5℃下值 出口风温显著减小，制热量增大，COP提高.(4)增 制冷剂循环量9.-20.079kg·5，制热量 9。 大蒸发器风量，及COP均增大，显著提高了热 2,=qmq.=8.6kW,功率消耗N=9mw-2.23kW. 泵运行效率，因此，保证提供足够的蒸发器风量 实验中所用热泵蒸发器F。=22.82m2,当风量 是非常必要的 为2500mh1时测得K。为26.23W-m2.℃-，蒸发 3改进措施及其性能指标预测 器平均传热温差△tm取前假设温差算出，采用式 2.=K,F.△1校核蒸发器制冷量，得Q.=6.58kW, 3.1改进措施 与假设接近，计算有效 根据以上实验结果，在保证流化床临界风量 因此。-36009+1.50+23=73℃， CopVe 及干燥风温的情况下，通过分析比较发现，实现 对干燥热泵的进一步优化可主要从以下两方面 C0R,=%-862.23=3.856. 入手：(1)增大蒸发器入口风量，即保证足够的蒸 对于系统总能耗，它与热泵功率互相影响， 发器风量以缩小实际COP和t与其理论值的差 据前期干燥样机干燥实验，一般热泵功率占总能 异.(2)降低冷凝器出口风温，提高热泵COP.冷凝 耗的73.6%"，由此得到系统总能耗为： 器出口空气可采用余热进行再加热以达到流化 N-号2器303kw. 床干燥所需温度，即80℃以上，这是因为在干燥 内燃机在带动热泵时，燃料能量中只有35% 装置实际运行中，为满足可移动的需要，将采用 用于产生动力，其余有近55%均作为废热排出侧， 柴油机作为动力，而柴油机丰富的余热资源肉若 再考虑余热换热器损失15%后，其可利用余热为 不加以利用将是一种巨大的浪费.通过余热利用 4.04kW,进而得到出换热器空气温度可达到 的方式降低冷凝器出口风温，不仅可达到干燥要 82.72℃.由此看出，通过内燃机余热换热器完全 求，而且还可改善热泵循环性能，提高COP. 可以将68.12℃的空气加热至80℃以上，既提高 3.2性能预测计算 了COP,也满足了流化床入口风温的要求. 在实际中，结合以上两种方法进行干燥热泵 33改进的热泵流化床干燥装置经济性分析 的优化设计.一方面增大蒸发器入口风量，以缩 改进后的热泵供热系数，由2.5提升至 小COP实际值与理论值之间的差异；另一方面利 3.856,显然提高了热泵流化床干燥系统的整体 用余热降低干燥对冷凝器出口风温的要求，以使 经济性，由以往研究结果”，连续式工作的流化干 热泵循环性能达到最佳，功率达到最小，为此，对 燥床一旦进入稳定生产状态，其空气进出口温度 蒸发器入口风量增大至=2500mh',冷凝器出 及热泵各项性能指标均处于稳定的工作状态，而 口风温降至t。-65℃（假设余热换热器有能力能将 且当床入口平均温度为80℃时，小麦含湿量（湿 冷凝器出口风温加热15~80℃)时的热泵性能进 基)下降20%，所需干燥时间为25min.热泵各性 行理论计算.蒸发器入口风温取大气温度 能参数计算值：N为3.03kW,COP为3.856，流化 30℃，冷凝器入口风温t为50℃，冷凝器风量'= 床入口风温近似取80℃.以柴油为发动机燃料， 1121m.h'(为流化床临界风量)，预测供风温度 发动机效率取0.35，柴油发热量为40841.69 及COP,对改进后干燥热泵系统的性能及其经济 kJkg,取柴油市场价格为3800元t,通过计算 性进行定量分析： 得出经济效益见表1. 据冷凝器出口风温为65℃，可假设t=15℃， 表1经济效益估算表 =75℃.查热泵理论循环压焓图，可得热泵单位 Table1 Estimation of economic benefit 制热量g.=108.9kJkg',单位制冷量q=80.631 装置技术经济指标 干燥装置技术参数 kJkg',单位压缩功w=28.268kJkg 改造前 改造后 COP 2.500 3.856 由t.=30℃，若取蒸发器前后空气温差为7℃， 一次能源利用率 0.962 1.860 则1。=23℃，由式(2)得所需制冷量： 油耗（柴油）kg 0.00580 0.00109 Q.-'p-S-t-6.416kw 3600 费用（元kg) 0.0156 0.0040

V b l 一 2 7 N O 一 5 马 晓 梅等 : 谷物 干燥 热泵 性 能的实 验研 究及 理论 分析 . 6 2 1 - 凝器 入 口 风 温 , 冷凝 器 出 口 风 温 升高 , 但 热 泵 制 热量 减 小 , C O P 降低 . (3) 增 大冷 凝器 风 量 , 冷凝 器 出 口 风温 显著 减 小 , 制 热 量增 大 , C O P 提 高 . (4) 增 大蒸 发 器风 量 , cot 及 C O P 均 增 大 , 显 著提 高 了热 泵运 行 效率 , 因此 , 保 证提 供 足够 的蒸 发器 风 量 是 非常 必要 的 . 3 改进 措施 及 其 性 能指 标 预 测 .3 1 改 进措 施 根 据 以上 实验 结 果 , 在保 证 流 化床 临界 风 量 及干 燥 风温 的情况 下 , 通 过 分 析 比 较 发现 , 实 现 对干 燥 热 泵 的 进 一步 优 化 可 主 要 从 以下 两 方 面 入手 : ( l) 增 大 蒸发 器入 口 风量 , 即保 证足 够 的蒸 发器 风 量 以缩 小实 际 C O P 和 ct 。 与其 理 论值 的差 异 . (2 )降低冷 凝器 出 口 风温 , 提 高 热泵 C O P . 冷 凝 器 出 口 空 气 可 采用 余 热 进 行 再 加热 以达 到 流 化 床 干 燥 所需 温度 , 即 80 ℃ 以上 . 这是 因为在 干 燥 装置 实 际运 行 中 , 为满足 可 移 动 的需 要 , 将 采 用 柴油 机 作为 动 力 , 而柴 油 机 丰 富 的余热 资 源 `61 若 不加 以利 用将 是一 种 巨大 的浪 费 . 通 过余 热利 用 的方 式 降低冷 凝器 出 口 风温 , 不仅 可达 到干 燥 要 求 , 而 且还 可 改善 热 泵循 环 性 能 , 提 高 C O P . .3 2 性 能 预测 计 算 在 实 际 中 , 结合 以上 两 种方 法 进行 干燥 热 泵 的优 化 设计 . 一 方面 增 大蒸 发 器入 口 风量 , 以缩 小 C O P 实际值 与理 论值 之 间 的差异 ; 另一 方面 利 用余 热 降低干 燥对 冷凝 器 出 口 风温 的要求 , 以使 热泵循 环 性能 达到 最佳 , 功 率达 到 最小 . 为 此 , 对 蒸发 器入 口 风 量增 大 至 K = 2 50 m , · h 一 ’ , 冷凝 器 出 口 风 温 降至 ct =o 65 ℃ (假 设余 热 换热 器有 能 力能 将 冷凝 器 出 口 风温 加 热 15一80 ℃ ) 时 的热 泵性 能 进 行 理 论 计 算 . 蒸 发 器 入 口 风 温 et ` 取 大 气 温 度 30 ℃ , 冷 凝 器 入 口 风温 ct ;为 50 ℃ , 冷凝 器 风 量 Vc = 1 1l2 m , · h 一 , (为流 化 床 临界 风 量 ) , 预 测 供风 温 度 及 C O P , 对 改进 后干 燥 热泵 系统 的性 能及其 经 济 性进 行 定量 分 析 : 据 冷 凝器 出 口 风温 为 65 ℃ , 可假 设 ot = 巧℃ , 人 = 75 ℃ . 查 热 泵理 论 循环 压 烩 图 , 可得 热泵 单 位 制热 量 cq 二 1 08 .9 U · gk 一 ’ , 单 位 制 冷 量 qe = 80 . 63 1 kJ · kg 一 ’ , 单位 压 缩 功 w 一 28 .2 68 kJ · k g 一 ’ . 由九= 3 0℃ , 若 取 蒸发 器前 后 空气 温 差为 7℃ , 则 cot = 23 ℃ , 由式 (2) 得所 需 制冷 量 : 其 中 , G 司 . o l3 kl · gk 一 ` · ℃ 一 ’ , aP 习 . 14 gk · m 一 , , 二 者 均 取 (30 + 23 )2/ ℃ = 26 . 5 ℃ 下 值 . 牛 1 1、 * ! 、 二 , 。 =至渔 = n n , Q 、 . 。 一 , , l* . 。 市组俘 介 U盯自叼 、 重 q m= 理卜= .U U I, gK ’ s 一 , 市U众妇里 ” 一 ’ ` 一 一 ` q 。 一 一 ’ 一 一 cQ , = q 二 q c = 8 . 6 k w , 功率消耗 =N q 二 · =w .2 23 k w . 实验 中所用 热 泵 蒸发 器尺 = 2 . 82 耐 , 当风 量 为 2 5 0 0 m 3 · h 一 ’ 时测 得凡 为 26 .2 3 W · m 一 2 · ℃ 一 ’ , 蒸 发 器 平均 传 热温 差△ mt 。 取前 假 设温 差 算 出 , 采 用 式 g , = eK 尺△met 校 核 蒸发 器 制冷 量 , 得 么= .6 58 k w , 与假 设 接 近 , 计 算有 效 . 因 此 cot 摆黔 + e o P : 一 争 ` 人`= 5 0+ 2 3 = 7 3 ℃ , . 6 / 2 . 2 3 = 3 . 8 5 6 . 对 于系 统 总能 耗 , 它 与热 泵 功率 互 相影 响 , 据 前期 干燥 样机 干燥 实验 , 一般热 泵 功率 占总 能 耗 的 73 . 6% l[] , 由此得 到 系统 总 能耗 为 : 2 . 2 3 , 。 、 , 、 、 , 刀 , = 丽丽 = j · u j K W · 内燃 机 在 带动 热泵 时 , 燃 料 能 量 中只有 35 % 用 于产 生动 力 , 其 余有 近 5 % 均 作 为废热 排 出〔8] , 再考 虑 余热 换热 器损 失 巧 % 后 , 其可 利用 余热 为 .4 04 k w , 进 而 得 到 出换 热 器 空 气 温 度 可达 到 82 . 72 ℃ . 由此看 出 , 通 过 内燃 机 余 热换 热器 完 全 可 以将 68 . 12 ℃ 的 空气 加热 至 80 ℃ 以上 , 既提 高 了 C O P , 也 满 足 了流 化床 入 口 风 温 的要 求 . .3 3 改 进 的热 泵 流化 床 干燥 装 置经 济 性分 析 改 进 后 的 热 泵 供 热 系 数 , 由 .2 5 〔2] 提 升 至 3名56 , 显 然 提 高 了热 泵 流化 床 干 燥 系 统 的整 体 经济 性 . 由 以往研 究 结果`, , , 连续 式 工作 的流化 干 燥床 一 旦进 入稳 定 生产状 态 , 其 空气 进 出 口 温 度 及 热泵 各项 性 能指标 均 处于 稳定 的工 作状 态 , 而 且 当床 入 口 平均 温度 为 80 ℃ 时 , 小 麦含 湿 量 ( 湿 基 ) 下 降 2 0 % , 所 需干 燥 时 间为 25 m in . 热 泵各 性 能 参数 计 算值 : 从 为 3 . 0 3 k w , C O P 为 3 . 8 5 6 , 流 化 床 入 口 风 温 近似 取 80 ℃ . 以柴 油 为 发动 机燃 料 , 发 动 机 效 率 取 .0 35 , 柴 油 发 热 量 为 4 0 841 . 69 kJ · 靶 一 ’ , 取 柴 油市 场价 格 为 3 80 元 · t 一 ’ , 通 过计 算 得 出经 济 效 益见 表 1 . 表 1 经济效 益估 算表 1油b l e l E s t im a it o n o f e e o n o m ic b e n e if t 装置 技术经 济指 标 干 燥装 置技 术参数 eQ , 述召豁箫旦 一 6 .416 kw C O P 一 次 能源利用 率 油耗 (柴 油)瓜 g 费用 (/ 元 · kg 一 ) 改 造前 2 . 5 0 0 0 9 6 2 0 . 00 5 80 0 . 0 15 6 改 造后 3 . 8 5 6 1 . 8 6 0 0 . 0 0 1 0 9 0 004 0