我国夏热冬冷地区建筑的空调系统广泛采用水冷冷水机组+锅炉作为其冷热源设备:夏季采用水冷冷水机组供冷, 运行效率高;冬季采用锅炉供热, 室内舒适性的保障率高。然而, 该类系统的水冷冷水机组在冬季不能制取热水, 导致设备闲置率高, 初投资大;且锅炉的供热效率低, 运行费用高, 同时易造成环境污染。

　　 为解决这一问题, 目前主要有如下3种技术路线:1) 采用空气源热泵冷 (热) 水机组。空气源热泵由于具有结构紧凑、安装方便、冷热同源、初投资低等优点而逐渐成为主流, 但因夏热冬冷地区冬季低温高湿, 其结霜问题严重, 且目前尚未解决好误除霜与除霜不尽等问题;同时, 由于空气源热泵采用风冷方式, 故其制冷能效比远低于水冷式机组。2) 为了克服空气源热泵的不足, 相关学者提出了热源塔热泵系统形式 ^[1], 即将夏季冷水机组排热用的冷却塔的循环水变更为防冻液, 通过循环喷淋防冻液从空气中取热, 并利用热水机组制取热量, 以解决水冷冷水机组冬季闲置、锅炉供热效率低和存在污染、空气源热泵结霜与除霜带来的问题, 同时可以保证夏季的高效供冷。3) 在有条件的地区, 采用地源热泵系统 (包括地埋管、地下水、地表水、海水源等) 。然而对于冷热负荷不匹配的建筑, 地埋管地源热泵系统存在土壤全年冷热不平衡的问题, 而地表水及海水的利用则因脏堵及腐蚀等问题, 发展受到一定的限制。

　　 针对热源塔热泵及空气源热泵存在的不足, 结合二者优点的蒸气压缩循环蒸发冷却式冷水 (热泵) 机组 (以下简称蒸发冷热泵机组) 得到了快速发展 ^[2,3], 并于2015年制定了其产品标准 ^[4]。蒸发冷热泵机组夏季为蒸发冷凝式冷水机组, 具有较高的能效比;冬季通过喷淋防冻液从空气中提取热量, 不仅无霜, 而且能够实现连续、稳定供热, 保障了室内良好的舒适性。相对于采用其他类型蒸发式冷凝器的蒸发冷热泵机组, 采用管板式换热器的蒸发冷热泵机组具有结构紧凑、便于清洗、防腐防结垢、传热效率高等优势 ^[5], 其冷水机组的制冷性能更加优异 ^[6]。然而, 与热源塔热泵机组相同, 冬季制热时防冻液需要付出再生能耗;由于喷淋式换热器与室外空气的换热性能冬夏季存在较大差异, 在保证供冷需求的前提下, 尚不明确其制热量能否满足不同气候区建筑热负荷需求。因此, 为探明该问题, 本文以热源侧采用管板式换热器的蒸发冷热泵机组为对象, 采用实验及模拟相结合的方法, 考虑防冻液再生能耗, 分析该机组在不同气候环境下的适用性, 以推动蒸发冷热泵机组的合理应用和技术进步。

　　 蒸发冷热泵机组原理如图1所示。制冷运行时, 喷淋介质为循环水, 蒸发冷热泵机组转换为蒸发冷凝式冷水机组进行高效供冷;冬季则通过喷淋防冻液, 转换为无霜空气源热泵热水机组进行供热。然而, 在冬季供热过程中, 防冻液通常会不断吸收空气中的水分, 浓度降低、冰点升高, 进而导致冻结等问题, 因此需要定期对稀溶液进行浓缩再生。再生能耗与热泵机组的吸水速率关系密切:吸水速率越大, 进入机组的水量越多, 再生能耗越大。

　　 为研究蒸发冷热泵机组的全年运行性能, 需建立其性能模型。本文基于大量实验数据建立其制冷与制热性能模型, 测点布置如图1所示, 测试仪器的详细参数见表1。为探明防冻液的再生能耗, 通过构建管板式换热器的分布参数模型, 分析不同气象参数条件下蒸发器的吸水特性, 进而结合防冻液再生装置的性能模型计算得到其再生能耗。

　　 下面以蒸发冷热泵机组WSCZ1160RSA为例, 详细阐述其制冷及耦合再生制热性能模型, 其名义工况参数如表2所示。

　　 实验表明, 在给定名义制冷工况的用户侧冷水流量条件下, 其制冷性能主要取决于室外空气湿球温度和用户侧出水温度, 即可将其制冷性能表示成式 (1) , (2) 所示的性能模型。

　　 $\begin{array}{l}Q{}_{\text{c}}=Q{}_{\text{c}\text{r}}(a{}_1+a{}_{2}t{}_{\text{s}}+a{}_{3}t{}_{\text{w}}+a{}_{4}t{}_{\text{s}}^2+a{}_{5}t{}_{\text{w}}^2+a{}_{6}t{}_{\text{s}}t{}_{\text{w}}+a{}_{7}t{}_{\text{s}}^3+a{}_{8}t{}_{\text{w}}^3+a{}_{9}t{}_{\text{s}}t{}_{\text{w}}^2+a{}_{10}t{}_{\text{s}}^{2}t{}_{\text{w}})(1)\\ C{\rm O}{\rm P}{}_{\text{c}}=C{\rm O}{\rm P}{}_{\text{c}\text{r}}(b{}_1+b{}_{2}t{}_{\text{s}}+b{}_{3}t{}_{\text{w}}+b{}_{4}t{}_{\text{s}}^2+b{}_{5}t{}_{\text{w}}^2+b{}_{6}t{}_{\text{s}}t{}_{\text{w}}+b{}_{7}t{}_{\text{s}}^3+b{}_{8}t{}_{\text{w}}^3+b{}_{9}t{}_{\text{s}}t{}_{\text{w}}^2+b{}_{10}t{}_{\text{s}}^{2}t{}_{\text{w}})(2)\end{array}$

　　 式 (1) , (2) 中 Q_c为制冷量, kW;Q_cr为名义工况制冷量, kW;a₁～a₁₀为制冷量拟合系数;t_s为室外空气湿球温度, ℃;t_w为用户侧出水温度, ℃;COP_c为制冷性能系数;COP_cr为名义工况制冷性能系数;b₁～b₁₀为制冷性能系数的拟合系数。

　　 通过实验获得了如图2所示的变工况制冷性能, 以此为依据, 拟合出该机组的制冷性能模型, 各系数如表3所示, 其拟合优度R²均在0.99以上, 说明该制冷模型可以很好地预测实验结果。

　　 在保持用户侧热水流量与名义制热工况热水流量相同的条件下, 其制热性能主要取决于室外空气干球温度及用户侧出水温度, 即:

　　 $\begin{array}{l}Q{}_{\text{h}}=Q{}_{\text{h}\text{r}}(c{}_1+c{}_{2}t{}_{\text{a}}+c{}_{3}t{}_{\text{w}}+c{}_{4}t{}_{\text{a}}^2+c{}_{5}t{}_{\text{w}}^2+c{}_{6}t{}_{\text{a}}t{}_{\text{w}}+c{}_{7}t{}_{\text{a}}^3+c{}_{8}t{}_{\text{w}}^3+c{}_{9}t{}_{\text{a}}t{}_{\text{w}}^2+c{}_{10}t{}_{\text{a}}^{2}t{}_{\text{w}})(3)\\ C{\rm O}{\rm P}{}_{\text{h}}=C{\rm O}{\rm P}{}_{\text{h}\text{r}}(d{}_1+d{}_{2}t{}_{\text{a}}+d{}_{3}t{}_{\text{w}}+d{}_{4}t{}_{\text{a}}^2+d{}_{5}t{}_{\text{w}}^2+d{}_{6}t{}_{\text{a}}t{}_{\text{w}}+d{}_{7}t{}_{\text{a}}^3+d{}_{8}t{}_{\text{w}}^3+d{}_{9}t{}_{\text{a}}t{}_{\text{w}}^2+d{}_{10}t{}_{\text{a}}^{2}t{}_{\text{w}})(4)\end{array}$

　　 式 (3) , (4) 中 Q_h为制热量, kW;Q_hr为名义工况制热量, kW;c₁～c₁₀为制热量拟合系数;t_a为空气干球温度, ℃;COP_h为制热性能系数;COP_hr为名义工况制热性能系数;d₁～d₁₀为制热性能系数的拟合系数。

　　 通过实验获得了如图3所示的变工况制热性能, 以此为依据, 拟合出该机组的制热性能模型, 各系数如表4所示, 其拟合优度R²均在0.99以上, 说明该制热模型可以很好地预测实验结果。

　　 由于通常情况下蒸发冷热泵机组冬季制热过程中防冻液会不断吸收空气中的水分, 为维持机组的稳定可靠运行, 需要定期对防冻液进行浓缩再生, 而防冻液的再生能耗与机组蒸发器冬季吸水特性密切相关。因此, 在计算再生能耗前需要研究其吸水特性。

　　 通过构建的管板式换热器的分布参数模型, 结合实验数据即可获得蒸发冷热泵机组制热运行时机组蒸发器的吸水特性。

　　 蒸发冷热泵机组蒸发器冬季的吸水特性可通过下式计算:

　　 $\begin{array}{l}{\rm M}{}_{\text{a}}=e{}_1+e{}_{2}t{}_{\text{a}}+e{}_3\phi {}_{\text{a}}+e{}_{4}t{}_{\text{a}}^2+e{}_5\phi {}_{\text{a}}^2+e{}_{6}t{}_{\text{a}}\phi {}_{\text{a}}+\\ e{}_{7}t{}_{\text{a}}^3+e{}_8\phi {}_{\text{a}}^3+e{}_{9}t{}_{\text{a}}\phi {}_{\text{a}}^2+e{}_{10}t{}_{\text{a}}^2\phi {}_{\text{a}}+198.72(X{}_{\text{s}}-X{}_{\text{s},\text{c}})(5)\end{array}$

　　 式中 M_a为吸水速率, kg/h;e₁～e₁₀为拟合系数;φ_a为空气相对湿度;X_s为防冻液浓度;X_{s, c}为空气干球温度t_a对应的防冻液临界浓度 (临界浓度为满足冰点低于蒸发温度2 ℃的防冻液浓度) 。

　　 对于蒸发冷热泵机组WSCZ1160RSA, 公式 (5) 的拟合系数e₁～e₁₀分别为-324.133 2, 33.66, 666.684, -2.436 12, 26.476 56, 84.204, -0.004 603 212, -96.192, -32.914 62, 2.712 6。

　　 图4给出了模型验证结果, 空气侧换热量Q_a的模拟值与实验值偏差在±20%以内, 绝大部分在±5%以内, 验证了模型的准确性, 进而采用该模型预测热泵机组在不同工况下的吸水特性。

　　 当控制防冻液浓度为临界浓度时, WSCZ1160RSA机组的管板式换热器的吸水特性如图5所示。当空气相对湿度大于50%时, 吸水速率大于0, 意味着空气中的水分向防冻液中传递, 防冻液的浓度不断下降;且空气干球温度越高, 吸水速率越大。当空气相对湿度小于50%时, 吸水速率小于0, 说明防冻液中的水分向空气中传递, 其浓度不断升高, 即存在“自再生”现象;随着空气干球温度的升高, 吸水速率先保持不变, 然后从某个临界温度开始逐渐下降, 且如图5中虚线所示, 相对湿度越高, 临界温度也越高。上述现象说明, 空气干球温度越高, 相对湿度越低, 越有利于防冻液的“自再生”。

　　 因此, 从质量守恒的角度来讲, 蒸发冷热泵机组的吸水量最终通过溶液再生排出, 这可以分为2个部分:一部分是采用溶液再生装置进行主动再生排出, 即主动再生量;另一部分则是在部分气象参数下通过“自再生”排出, 即自再生量。

　　 目前, 技术较为成熟且再生效率较高的再生方法是热泵热回收再生方法 ^[7,8]。其原理为:稀溶液经过冷凝器加热后温度升高, 然后喷淋至再生器内与入口空气进行热质交换, 稀溶液中的水分不断转移至空气中, 空气温度及含湿量均升高, 进入蒸发器进行冷却除湿后返回再生器;与空气进行热质交换后的稀溶液温度下降, 返回冷凝器再次进行加热。这样通过热泵一段时间的制冷剂循环、空气循环及溶液循环后, 稀溶液浓缩为浓溶液。

　　 再生能耗W通过下式计算:

　　 $W=\frac{r{\rm M}{}_{\text{r}}}{C{\rm O}{\rm P}{}_{\text{L}}}(6)$

　　 式中 r为水的汽化潜热, kJ/kg;M_r为再生速率, kg/s;COP_L为再生潜热性能系数。

　　 由于溶液温度升高导致的显热变化量比水的汽化潜热小得多, 因此, 忽略这部分显热变化量。根据文献[7]的模拟结果, 其平均COP_L可取3.5。

　　 在获得蒸发冷热泵机组制热性能模型、再生装置模型及管板式换热器吸水特性的基础上, 结合再生控制策略, 即可对蒸发冷热泵机组的耦合再生制热性能进行模拟计算, 计算流程图如图6所示, 模拟计算步骤如下:

　　 1) 已知当前时刻的溶液总量、溶液浓度及室外气象参数, 分别输入机组制热性能模型和机组吸水特性模型, 获得当前时刻的Q_h, COP_h及吸水量。

　　 2) 在不再生的前提下, 已知吸水量, 可计算得到吸水后的溶液浓度。

　　 3) 由下一时刻室外气象参数, 可计算得到下一时刻的临界溶液浓度。

　　 4) 如果吸水后的溶液浓度大于临界溶液浓度且溶液总量超过储液箱的容量限制, 则对溶液进行再生, 使下一时刻浓度与当前时刻浓度相同;如果未超过储液箱容量限制, 则不再生, 下一时刻溶液浓度更新为吸水后的溶液浓度。如果吸水后的溶液浓度小于临界溶液浓度, 则对溶液进行再生, 使下一时刻溶液浓度更新为临界溶液浓度。

　　 5) 通过计算可获得蒸发冷热泵机组当前时刻的输出参数Q_h、COP_h、再生量及再生能耗。

　　 各地以一相同建筑面积、使用功能和建筑结构的典型建筑为对象, 分析其建筑负荷特性。按照相关的建筑节能设计标准 ^[9,10], 该建筑围护结构参数设置如表5所示, 地上10层用于办公, 有办公室、会议室、展览厅等不同功能的房间。采用DeST建筑负荷模拟软件对夏热冬冷地区及寒冷地区不同典型城市的全年冷热负荷进行模拟分析。内扰的作息采用DeST默认设置。

　　 以重庆市为例, 全年逐时建筑负荷如图7所示。重庆市供冷季的单位建筑面积冷负荷高达101.7 W/m², 而供热季的单位建筑面积热负荷最大值仅为38.8 W/m²。其原因在于, 重庆市全年温度较高, 最低气温仅为2.8 ℃, 最高气温可达36.6 ℃。因此, 重庆市的冷负荷远大于热负荷。

　　 表6给出了典型城市办公建筑冷热负荷对比。对于夏热冬冷地区的典型城市, 其冷负荷均高于热负荷, 热冷负荷比在50%～68%之间;而对于寒冷地区的典型城市, 其热负荷相比夏热冬冷地区有所增大, 热冷负荷比在75%以上, 甚至超过100%。太原全年最高气温仅为34.2 ℃, 因此其单位面积冷负荷最低, 仅为64 W/m²;合肥的全年最高气温可达37.2 ℃, 因此其单位面积冷负荷最高, 为131 W/m²。重庆冬季气温均在2.8 ℃以上, 因此其单位面积热负荷最低, 为39 W/m²;太原最低气温可达-17.1 ℃, 故其单位面积热负荷最高, 为100 W/m²。此外, 还可以发现:武汉供冷季较长, 且夏季月平均气温可达30 ℃, 故其全年累计冷负荷最大, 达72 kW·h/ (m²·a) ;而太原的纬度较高, 夏季月平均气温在24 ℃以下, 因此全年累计冷负荷最小, 仅为19 kW·h/ (m²·a) 。相比之下, 太原冬季月平均气温在0 ℃以下, 因此其全年累计热负荷最大, 可达43 kW·h/ (m²·a) ;而重庆的供暖季较短, 且月平均气温在8 ℃以上, 因此全年累计热负荷最小, 仅为11 kW·h/ (m²·a) 。

　　 在获得典型城市办公建筑冷热负荷后, 即可根据样本数据进行设备选型。由于蒸发冷热泵机组由蒸发式冷凝冷水机组发展而来, 一般是基于夏季工况进行机组设计选项, 且对于夏热冬冷及寒冷地区, 冷负荷通常大于热负荷。因此, 本文按照冷负荷进行设计选型, 再根据蒸发冷热泵机组的性能模型校核制热量能否满足热负荷需求, 以此为依据探讨其适用性。

　　 典型城市适用性分析结果如表7所示。可以看出:夏热冬冷地区典型城市的供热不保障小时数低于3 h;而寒冷地区仅部分纬度较低的城市供热不保障小时数低于80 h, 纬度较高的城市, 如太原、北京等, 其供热不保障小时数超过180 h, 高于GB 50736—2012《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》中120 h的限值 ^[11]。此外, 值得注意的是, 办公楼的大部分房间周六、周日休息, 该时段内建筑围护结构的蓄冷作用对热负荷的影响较大。根据DeST内的典型气象参数数据, 周六、周日成都的最低平均气温为4.5 ℃, 重庆为7.6 ℃;外墙传热系数重庆设置为0.6 W/ (m²·K) , 成都设置为0.8 W/ (m²·K) 。因此, 综合以上两方面原因, 成都的热负荷 (567 kW) 大于重庆 (432 kW) 。

　　 图8给出了典型城市供热不保障逐时分布。图中保障小时数包含了办公建筑23:00—06:00休息期间蒸发冷热泵机组停机的小时数。对于夏热冬冷地区, 重庆、成都及上海整个供暖季未出现不保障的情况, 而长沙、杭州、武汉、合肥及南京则出现1～3 h供热不保障的情况。对于寒冷地区, 随着纬度的升高, 供热不保障小时数逐渐增加, 且太原和北京的供热不保障小时数分布明显比西安、郑州及济南密集。

　　 综上所述, 蒸发冷热泵机组在夏热冬冷地区及济南纬度以南的部分寒冷地区是适用的。此外, 对于其他型式的蒸发冷热泵机组, 多采用管式蒸发式冷凝器, 包括圆管、椭圆管及扭曲管等管型, 且多用于单冷 ^[12]。对于夏季制冷工况, 相关文献研究结果表明:管板式蒸发式冷凝器的性能优于管式蒸发式冷凝器 ^[5,6]。因此, 综合来看, 管板式蒸发冷热泵机组适用性的研究方法对其他型式的蒸发冷热泵机组的适用性研究有一定的参考价值。

　　 在设备选型的基础上, 即可探讨蒸发冷热泵机组的适用性, 需要耦合建筑负荷及热泵机组的性能进行模拟计算, 同时考虑防冻液的再生能耗对系统能耗的影响。

　　 热泵系统全年能耗计算流程图如图9所示。计算思路如下:

　　 1) 根据逐时气象参数和建筑逐时冷负荷, 结合机组控制策略 (定频运行+启停控制) 和性能模型, 计算机组逐时制冷运行能耗, 并计算制冷季节能效比SEER;

　　 2) 根据逐时气象参数和建筑逐时热负荷, 结合机组控制策略 (定频运行+启停控制) 和性能模型, 计算机组逐时制热运行能耗、逐时再生量、逐时再生能耗, 进而计算制热季节能效比HSPF;

　　 3) 综合制冷与制热季节的计算结果, 计算机组全年运行总能耗、全年性能系数APF及一次能源利用率PER。

　　 如前所述, 在室外空气相对湿度较低时, 蒸发冷热泵机组制热过程中存在防冻液的“自再生”现象, 因此下面以典型日为例来详细阐述此现象对机组逐时制热性能参数的影响。此外, 由于防冻液再生控制策略的影响, 也对逐时再生量与逐时吸水量之间的关系进行相应探讨。

　　 以成都市的2个典型日为例:第一个典型日为1月22日, 其日平均相对湿度较低, 仅为48%;第二个典型日为12月31日, 其日平均相对湿度较高, 达98%。

　　 如图10所示, 1月22日室外空气干球温度先上升后逐渐下降, 相对湿度则先下降后上升。因此, 在相对湿度较低的工况下, 会存在如图11所示的“自再生”现象 (10:00—22:00) 。在06:00—07:00, 由于室外空气干球温度略有下降, 导致蒸发温度也略微下降, 需要提升防冻液浓度至下一时刻防冻液的临界浓度, 因此再生量大于吸水量, 防冻液浓度升高至目标值。而在07:00—10:00, 由于室外空气相对湿度大于50%, 吸水量为正值, 因此防冻液浓度逐渐下降;同时, 随着室外空气干球温度逐渐升高, 临界浓度逐渐下降, 由于防冻液浓度大于临界浓度且溶液总量未超过容量限制, 因此不需要再生。在10:00—22:00, 室外空气相对湿度低于50%, 吸水量为负值, 此时防冻液浓度逐渐升高, 也不需要再生。因此, 自再生工况有利于降低防冻液的再生能耗。

　　 如图12所示, 12月31日室外空气干球温度先升高后下降, 而相对湿度较高, 接近饱和。因此, 如图13所示, 吸水量均为正值。在06:00—07:00和18:00—22:00, 由于室外空气干球温度逐渐下降, 需要提升防冻液浓度, 因此再生量大于吸水量, 防冻液浓度逐渐升高;在07:00—16:00, 由于室外空气干球温度不断升高, 而防冻液浓度大于临界浓度, 因此不需要再生, 再生量为0, 吸水量为正值, 防冻液浓度不断下降;在16:00—18:00, 尽管室外空气干球温度仍不断升高, 然而由于机组的储液箱容量有限且为了防止溢液造成防冻液的浪费, 溶液进行再生, 再生量等于吸水量, 防冻液的液位及浓度均保持不变。

　　 表8给出了典型城市办公建筑蒸发冷热泵机组的制热小时数。根据GB/T 17758—2010《单元式空气调节机》中给出的典型城市的供暖季起止日期及办公楼的作息 (工作时间:06:00—22:00) , 即可计算得到典型城市的总制热小时数。由于成都办公建筑的供暖季起止日期为12月3日至3月9日, 共97 d (包含周六、周日) ;而重庆办公建筑的供暖季起止日期为11月29日至3月11日, 共103 d (包含周六、周日) 。因此, 重庆供暖季的总制热小时数比成都多。对于夏热冬冷地区, 由于重庆冬季气候比较湿润, 冬季平均相对湿度高达86.3%, 因此重庆的自再生制热小时数最少, 仅65 h, 比例最低, 仅为3.7%;而南京的冬季平均相对湿度仅为73.2%, 因此南京的自再生小时数最多, 达560 h, 比例最高, 达25.3%。对于寒冷地区, 纬度越高则冬季空气越干燥, 因此西安的自再生制热小时数最少, 比例最低, 为30.5%;济南的自再生制热小时数最多, 比例高达44.4%。

　　 表9给出了典型城市供热季的吸水量、主动再生量及自再生量。重庆的总制热小时数较少, 略大于成都, 而自再生小时数比例却小于成都, 因此重庆的单位建筑面积吸水量最低, 为4.1 kg/m²;相比之下, 合肥的总制热小时数在夏热冬冷地区最高, 虽然略低于寒冷地区的典型城市, 但是其自再生小时数比例低于寒冷地区的典型城市, 因此合肥的单位建筑面积吸水量最大, 达7.7 kg/m²;由于重庆的自再生小时数最少且比例最低, 因此重庆的单位建筑面积自再生量最小, 自再生比例也最低, 几乎为0;寒冷地区城市中郑州的单位建筑面积自再生量最大, 达1.6 kg/m²。综合来看, 由于气候特点的差异, 夏热冬冷地区的自再生量比例在11%以下, 寒冷地区的自再生量比例则在12%～34%之间。

　　 在不考虑用户侧输配及末端能耗, 且蒸发冷热泵机组冬季出水温度设置为45 ℃的前提下, 表10给出了再生能耗对HSPF的影响。重庆的HSPF下降率最大, 达20.1%;济南的HSPF下降率最小, 仅为2.9%。结合HSPF的定义, 即可对上述结果进行解释:在不考虑再生能耗的情况下重庆的HSPF最高, 热泵机组本身的能耗较小, 此时尽管其主动再生量不是最高, 但是其再生能耗对HSPF能耗计算的影响更大;在不考虑再生能耗的情况下济南的HSPF最小, 且济南的主动再生量最低, 因此济南的再生能耗对HSPF能耗计算的影响最小。

　　 在不考虑用户侧输配及末端能耗, 且蒸发冷热泵机组出水温度夏季设置为7 ℃、冬季设置为45 ℃的前提下, 表11给出了蒸发冷热泵机组的APF, PER及全年运行能耗。由于重庆的HSPF最高, 而SEER略小于西安, 因此重庆的APF最高, 可达4.38;虽然西安的SEER最高, 但是其HSPF最低, 因此西安的APF最低, 仅为3.19。由于成都的供热季及供冷季时间都短, 且其APF较高, 因此成都的单位建筑面积全年运行能耗最低, 仅为14.3 kW·h/ (m²·a) ;而合肥的供热季及供冷季时间较长, 且其APF较低, 因此合肥的单位建筑面积全年运行能耗最高, 达23.4 kW·h/ (m²·a) 。

　　 为便于比较, 输配电效率取0.288 ^[13], APF即可转换为一次能源利用率PER。经文献调研, 采用水冷冷水机组+锅炉的传统冷热源方案, 对于夏热冬冷地区的办公建筑, 其PER在0.90～1.01之间 ^{[13,14,15,16]};对于寒冷地区的办公建筑, PER在0.65～0.99之间 ^{[13,17,18,19,20]}。而蒸发冷热泵机组在夏热冬冷地区的PER在1.10～1.26之间, 在济南纬度以南寒冷地区的PER在0.92～1.02之间。因此, 蒸发冷热泵机组的PER大于传统的冷热源方案, 表明蒸发冷热泵机组在夏热冬冷地区及济南纬度以南的部分寒冷地区是适用的。

　　 1) 基于实验数据建立了蒸发冷热泵机组的性能模型, 并建立了机组冬季运行时蒸发器的吸水模型及再生装置的性能模型, 为蒸发冷热泵机组全年运行能耗分析提供了工具, 对其他型式的蒸发冷热泵机组的适用性研究有一定的参考价值。

　　 2) 当空气相对湿度低于50%时, 蒸发冷热泵机组制热过程中存在“自再生”现象, 有利于降低防冻液再生能耗, 对于夏热冬冷地区, 再生能耗可降低0～11%, 对于寒冷地区, 再生能耗可降低12%～34%;当空气相对湿度大于50%时, 吸水量与再生量之间存在3种关系:吸水量与再生量相等、吸水量小于再生量、吸水量大于再生量。

　　 3) 夏热冬冷地区典型城市的供热不保障小时数低于3 h;而寒冷地区仅济南纬度以南的城市供热不保障小时数低于80 h, 济南纬度以北的城市, 如太原、北京等, 其供热不保障小时数超过了GB 50736—2012《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》规定的120 h。因此, 蒸发冷热泵机组适用于夏热冬冷地区及济南纬度以南的部分寒冷地区。

　　 4) 将蒸发冷热泵机组应用于我国夏热冬冷、寒冷地区典型城市的办公建筑中, 考虑防冻液再生能耗, 分析其能耗特点和季节性能参数, 结果表明:夏热冬冷地区的HSPF在2.43～2.67之间, 相比不考虑再生能耗的情况下降了11.1%～20.1%;而寒冷地区的HSPF在2.22～2.43之间, 相比不考虑再生能耗的情况下降了2.9%～7.6%。夏热冬冷地区的APF在3.83～4.38之间, PER在1.10～1.26之间, 单位建筑面积全年运行能耗在14.3～23.4 kW·h/ (m²·a) 之间;而寒冷地区的APF在3.19～3.55之间, PER在0.92～1.02之间, 单位建筑面积全年运行能耗在21.2～23.3 kW·h/ (m²·a) 之间。经文献调研发现, 蒸发冷热泵机组的PER大于传统水冷冷水机组+锅炉的冷热源方案。