汽油發(fā)電機(jī)驅(qū)動(dòng)的熱泵干燥系統(tǒng)制熱性能仿真*

趙星辰，馮榮, 2，李旭杰，李澤泉，崔紅, 2，孟欣, 2

(1.陜西理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，陜西漢中，723001；2.陜西省工業(yè)自動(dòng)化重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，陜西漢中，723001)

0 引言

干燥是農(nóng)特產(chǎn)品收獲后必要的處理加工環(huán)節(jié)，其目的是為了在保證品質(zhì)的前提下去除多余的水分，使農(nóng)特產(chǎn)品便于加工、貯藏和運(yùn)輸；干燥能耗占我國(guó)工業(yè)能耗的12%～20%[1-4]。熱泵干燥技術(shù)由于具有高效節(jié)能、干燥品質(zhì)高、污染小、自動(dòng)化程度高等優(yōu)勢(shì)，在農(nóng)特產(chǎn)品干燥中得到廣泛應(yīng)用[5-9]。但目前包括熱泵干燥室在內(nèi)的干燥設(shè)備，建立在固定地點(diǎn)并遠(yuǎn)離農(nóng)特產(chǎn)品產(chǎn)地，未干燥的農(nóng)特產(chǎn)品因體積大、易損壞不便運(yùn)輸，如果能對(duì)農(nóng)特產(chǎn)品就地干燥，可以減小產(chǎn)品干燥損失。

對(duì)農(nóng)特產(chǎn)品就地干燥需要一種能獨(dú)立運(yùn)行的干燥設(shè)備，為此國(guó)內(nèi)學(xué)者對(duì)由燃油發(fā)電機(jī)驅(qū)動(dòng)的熱泵干燥系統(tǒng)進(jìn)行了初步探索，其研究主要集中于熱泵流化床干燥系統(tǒng)。向飛等[10]提出一種由柴油發(fā)電機(jī)驅(qū)動(dòng)的熱泵干燥系統(tǒng)，樣機(jī)試驗(yàn)表明，設(shè)備在設(shè)計(jì)工況下運(yùn)行時(shí)，平均熱泵性能系數(shù)為4.66，除濕能耗比可達(dá)3.08 kg/(kW·h)。為了使干燥設(shè)備能夠進(jìn)行跨區(qū)域移動(dòng)作業(yè)，向飛等[11-12]提出一種可以安裝在5 t貨車(chē)車(chē)斗底盤(pán)的移動(dòng)式熱泵流化床谷物干燥機(jī)，結(jié)果表明，在設(shè)計(jì)工況下，熱泵性能系數(shù)為4.37，除去1 kg水的柴油消耗量為0.081 kg。流化床干燥適用于玉米、小麥等顆粒狀產(chǎn)品，但由于會(huì)使干燥對(duì)象劇烈運(yùn)動(dòng)，不適用木耳、香菇等高附加值農(nóng)產(chǎn)品。為保證干燥質(zhì)量，干燥木耳、香菇時(shí)應(yīng)采用平行流廂式干燥室。

為了對(duì)高附加值農(nóng)特產(chǎn)品就地干燥，本文提出了一種由汽油發(fā)電機(jī)驅(qū)動(dòng)的熱泵干燥系統(tǒng)，建立了系統(tǒng)仿真模型，對(duì)系統(tǒng)制熱性能進(jìn)行仿真計(jì)算，以期為系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)和實(shí)際運(yùn)行提供理論指導(dǎo)。

1 系統(tǒng)組成及工作原理

圖1為汽油發(fā)電機(jī)驅(qū)動(dòng)的熱泵干燥系統(tǒng)的原理圖。系統(tǒng)由汽油發(fā)電機(jī)、熱泵機(jī)組、尾氣換熱器、空氣回?zé)崞?、廂式干燥室、風(fēng)機(jī)、閥門(mén)等組成。汽油發(fā)電機(jī)用于驅(qū)動(dòng)用電設(shè)備。

系統(tǒng)的工作原理是：低溫低壓的液相制冷劑在蒸發(fā)器中從空氣吸熱后轉(zhuǎn)變?yōu)闅庀嘀评鋭?，并被壓縮機(jī)吸入，壓縮至冷凝壓力后成為高溫高壓的氣相制冷劑，之后進(jìn)入冷凝器放熱給空氣，成為液相制冷劑并經(jīng)過(guò)膨脹閥節(jié)流后進(jìn)入蒸發(fā)器完成循環(huán)。

本系統(tǒng)以空氣作為干燥介質(zhì)，根據(jù)干燥需要有升溫和排濕兩種工作模式。當(dāng)干燥室出口空氣相對(duì)濕度小于60%時(shí)，選用升溫模式，如圖1(a)，此時(shí)閥1和閥3關(guān)閉，閥2和閥4打開(kāi)，干燥空氣為閉式循環(huán)，從干燥室流出的空氣依次經(jīng)冷凝器和尾氣換熱器加熱后進(jìn)入干燥室工作；當(dāng)干燥室出口空氣相對(duì)濕度大于60%時(shí)，空氣相對(duì)濕度過(guò)高使干燥效率降低，需選用排濕模式，如圖1(b)，此時(shí)閥1和閥3打開(kāi)，閥2和閥4關(guān)閉，干燥空氣為開(kāi)式循環(huán)，環(huán)境空氣經(jīng)蒸發(fā)器降溫除濕后，首先與由干燥室排出的高溫濕空氣在空氣回?zé)崞髦袚Q熱，回收其中的部分熱量，提高能源效率，再依次經(jīng)過(guò)冷凝器和尾氣換熱器加熱后進(jìn)入干燥室工作，從干燥室排出的空氣在空氣回?zé)崞鞣艧岷笤倥懦觥?/p>

(a)升溫模式

本系統(tǒng)有兩種工作模式，具有操作簡(jiǎn)便、快速升溫和能回收干燥室出口廢熱等特點(diǎn)，兼具開(kāi)式和閉式干燥系統(tǒng)的優(yōu)勢(shì)，此外還利用了尾氣余熱。選取福田祥菱M2貨車(chē)為系統(tǒng)的載體，根據(jù)廂式干燥裝置設(shè)計(jì)方法[13]，設(shè)計(jì)出系統(tǒng)各部件的主要參數(shù)如表1。系統(tǒng)采用R134a作為制冷劑。

表1 系統(tǒng)各部件的主要參數(shù)

2 熱泵干燥系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

2.1 熱泵機(jī)組模型

2.1.1 壓縮機(jī)模型

制冷劑質(zhì)量流量[14]

mcm=n1λVs/(60v1)

(1)

式中：v1——壓縮機(jī)吸氣比容，m3/kg；

n1——壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；

Vs——壓縮機(jī)理論排氣量，34.0 cm3/r；

λ——輸氣系數(shù)，取0.95。

壓縮機(jī)輸入功率[14]

(2)

式中：Ps——壓縮機(jī)的吸氣壓力，Pa；

Pd——壓縮機(jī)的排氣壓力，Pa；

m——制冷劑的多變指數(shù)，對(duì)R134a取1.18；

η——電效率。

2.1.2 冷凝器和蒸發(fā)器模型

蒸發(fā)器的模型與冷凝器基本相同。冷凝器模型包含過(guò)熱器、兩相區(qū)和過(guò)冷區(qū)。蒸發(fā)器模型包含過(guò)熱區(qū)和兩相區(qū)。hr1，hr2指冷凝器或蒸發(fā)器微元管制冷劑進(jìn)、出口焓值，ha1，ha2指冷凝器或蒸發(fā)器微元管外空氣進(jìn)、出口焓值[15-17]。

制冷劑側(cè)流動(dòng)換熱方程[18]

Qr=mcm(hr1-hr2)=αiAi(Tw-Trm)

(3)

式中：Qr——冷凝器放熱量，kW；

αi——制冷劑側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；

Ai——管內(nèi)表面積，m2；

Tw——管內(nèi)壁溫度，℃；

Trm——制冷劑側(cè)平均溫度，℃。

空氣側(cè)換熱方程[18]

Pcond=ma(ha1-ha2)=ξQr

(4)

式中：ma——空氣的流量，kg/h；

ξ——漏熱系數(shù)，取0.9。

微元導(dǎo)熱方程[18]

Qr=UrAr(Trm-Tam)

(5)

式中：Ur——冷凝器總表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；

Ar——冷凝盤(pán)管外表面積，m2；

Tam——空氣的平均溫度，℃。

微元長(zhǎng)度方程[18]

(6)

式中：dr——冷凝盤(pán)管外徑，m。

2.1.3 膨脹閥模型

能量方程[19]

h1=h2

(7)

式中：h1——膨脹閥進(jìn)口焓值，kg/kJ；

h2——膨脹閥出口焓值，kg/kJ。

流量特征方程[19]

(8)

(9)

式中：mth——膨脹閥的質(zhì)量流量，kg/h；

A0——閥孔的最小流通面積，m2；

ρin——閥進(jìn)口制冷劑密度，kg/m3；

ΔP1——閥孔前后壓差，Pa；

Cv——膨脹閥的流量系數(shù)；

v——出口制冷劑比容，m3/kg。

2.1.4 制冷劑充注量模型

分別計(jì)算各部件的制冷劑充注量，相加后得到總充注量[20]。

制冷劑充注量[20]

Mcharge=Mcom+Mr+Me+Mth+Mpip

(10)

式中：Mcom——壓縮機(jī)中制冷劑質(zhì)量，kg；

Mr——冷凝器中制冷劑質(zhì)量，kg；

Me——蒸發(fā)器中制冷劑質(zhì)量，kg；

Mth——膨脹閥中制冷劑質(zhì)量，kg；

Mpip——連接管道內(nèi)制冷劑質(zhì)量，kg。

2.2 其余部件模型

尾氣余熱制熱量

Pex=ηcrQer=m2Cpa(t2-t1)

(11)

式中：Qer——排氣余熱功率，kW；

ηcr——尾氣熱量的利用率，0.8；

Cpa——空氣的比熱容，kJ/(kg·℃)；

m2——流經(jīng)尾氣換熱器的空氣流量，m3/h；

t2——流經(jīng)尾氣換熱器空氣的進(jìn)口溫度，℃；

t1——流經(jīng)尾氣換熱器空氣的出口溫度，℃。

空氣回?zé)崞髦茻崃縖21]

Pair=m4Cpa(t6-t5)

(12)

式中：m4——流經(jīng)空氣回?zé)崞骺諝獾目諝饬髁?，m3/h；

t6——流經(jīng)空氣回?zé)崞骺諝獾倪M(jìn)口溫度，℃；

t5——流經(jīng)空氣回?zé)崞骺諝獾某隹跍囟?，℃?/p>

2.3 干燥室內(nèi)的傳熱傳質(zhì)過(guò)程

在干燥室內(nèi)，高溫干燥空氣與干燥對(duì)象相接觸，進(jìn)行熱質(zhì)交換，將熱量傳給濕物料，使物料中的水分蒸發(fā)，達(dá)到干燥的目的。在干燥過(guò)程模擬中，主要考慮的是熱平衡方程和質(zhì)量平衡方程。在模擬計(jì)算時(shí)，將干燥對(duì)象視為由許多薄層組成，每一個(gè)薄層視為一個(gè)節(jié)點(diǎn)，分別計(jì)算每一個(gè)薄層的水分和溫度，以及流經(jīng)干燥空氣的溫度和含濕量[22-24]。

2.4 熱泵系統(tǒng)的性能指標(biāo)

除濕耗油比

SDC=m1/W0

(13)

式中：SDC——除濕耗油比；

W0——熱泵系統(tǒng)消耗的汽油質(zhì)量，kg；

m1——干燥過(guò)程中除去水的質(zhì)量，kg。

3 仿真模型求解方法

本文通過(guò)整合壓縮機(jī)、蒸發(fā)器、冷凝器、膨脹閥、汽油發(fā)電機(jī)等部件的模型，建立了汽油發(fā)電機(jī)驅(qū)動(dòng)的熱泵干燥系統(tǒng)、制冷劑充注量、干燥室內(nèi)傳熱傳質(zhì)等模型，并作以下假設(shè)：(1)在熱泵循環(huán)過(guò)程中，忽略制冷劑的熱損失和壓降；(2)膨脹閥的節(jié)流損失不計(jì)；(3)壓縮機(jī)的壓縮過(guò)程視為等熵壓縮；(4)將干燥空氣吸收濕物料的過(guò)程視為絕熱等焓過(guò)程；(5)干燥過(guò)程的空氣熱損失不計(jì)。

5月是漢中地區(qū)黑木耳主要收獲時(shí)期，因此選擇2021年5月1日04:00—21:00和2021年5月1日16:00—5月2日09:00兩個(gè)時(shí)段的氣象參數(shù)為本系統(tǒng)運(yùn)行的環(huán)境條件，模擬干燥對(duì)象為50 kg鮮黑木耳。圖2為仿真程序的算法流程圖。圖中，Δt，Δt′分別是蒸發(fā)器出口過(guò)熱度計(jì)算值和假設(shè)值，℃；ε和δ指收斂精度，分別為0.000 1和0.1[25]。

圖2 仿真程序算法流程圖

4 結(jié)果與討論

4.1 環(huán)境參數(shù)和系統(tǒng)工作模式

圖3為仿真時(shí)段內(nèi)環(huán)境溫度和相對(duì)濕度的變化情況。可以看出，第一時(shí)段初始溫度為11 ℃，至840 min時(shí)升高至24 ℃，然后緩慢下降至17 ℃，環(huán)境相對(duì)濕度為38%～73%，變化趨勢(shì)與溫度相反。第二時(shí)段初始溫度為24 ℃，在100 min后由25 ℃持續(xù)下降至800 min 的11 ℃，然后升高至16 ℃；環(huán)境相對(duì)濕度持續(xù)從初始時(shí)的47%升至最終的72%。

圖3 仿真期間環(huán)境溫濕度

圖4和圖5為第一時(shí)段和第二時(shí)段工作模式的切換情況。第一時(shí)段初始升溫持續(xù)時(shí)長(zhǎng)為15 min，在干燥過(guò)程中，升溫持續(xù)時(shí)長(zhǎng)從15 min增至80 min；第二時(shí)段初始升溫持續(xù)時(shí)長(zhǎng)為10 min，之后逐漸從10 min增至80 min。在兩個(gè)時(shí)段，排濕持續(xù)時(shí)長(zhǎng)變化較小。造成該現(xiàn)象的原因是干燥初期，干燥的主要是非結(jié)合水，干燥速率較快，因此升溫持續(xù)時(shí)長(zhǎng)較短；而在干燥后期，干燥的主要是結(jié)合水，干燥速率較慢，因此系統(tǒng)升溫持續(xù)時(shí)長(zhǎng)增加。當(dāng)干燥時(shí)間為0～300 min時(shí)，第二時(shí)段內(nèi)環(huán)境空氣含濕量高于第一時(shí)段，干燥室出口空氣相對(duì)濕度更快達(dá)到設(shè)定值，當(dāng)干燥時(shí)間為300～1 040 min 時(shí)，第一時(shí)段內(nèi)環(huán)境溫度高于第二時(shí)段，空氣溫度較高時(shí)吸濕能力更強(qiáng)，因此干燥過(guò)程中第一時(shí)段升溫持續(xù)時(shí)長(zhǎng)更長(zhǎng)。

圖4 第一時(shí)段工作模式的切換情況

圖5 第二時(shí)段工作模式的切換情況

4.2 干燥室進(jìn)出口溫濕度

圖6為第一時(shí)段干燥室進(jìn)出口空氣溫度隨時(shí)間的變化情況。圖7為第二時(shí)段干燥室進(jìn)出口空氣溫度隨時(shí)間的變化情況。可以看出，在兩個(gè)時(shí)段干燥室進(jìn)出口空氣溫度總體趨勢(shì)為先下降后升高，升溫模式下干燥室進(jìn)出口空氣溫度升高，排濕模式下干燥室進(jìn)出口空氣溫度下降；當(dāng)干燥時(shí)間為0～350 min時(shí)，第二時(shí)段的干燥室進(jìn)出口溫度高于第一時(shí)段；當(dāng)干燥時(shí)間為350～1 040 min時(shí)，第一時(shí)段的干燥室進(jìn)出口溫度更高。這是由于在干燥初期，干燥速率很快達(dá)到最高值，之后逐漸減小，干燥室熱負(fù)荷較大，因此干燥室進(jìn)出口空氣溫度下降；在干燥后期，干燥速率較慢，干燥室熱負(fù)荷減小，所以干燥室進(jìn)出口溫度上升；當(dāng)干燥時(shí)間為0～350 min時(shí)，第二時(shí)段環(huán)境溫度高于第一時(shí)段，之后第一時(shí)段環(huán)境溫度更高，由于環(huán)境溫度較高時(shí)，升溫模式下干燥室進(jìn)口溫度更高，并且冷凝器的制熱量更高，因此干燥室進(jìn)出口空氣溫度更高。

圖6 第一時(shí)段干燥室進(jìn)出口空氣溫度隨時(shí)間的變化情況

圖7 第二時(shí)段干燥室進(jìn)出口空氣溫度隨時(shí)間的變化情況

圖8為第一時(shí)段干燥室進(jìn)出口空氣相對(duì)濕度隨時(shí)間的變化情況。圖9為第二時(shí)段干燥室進(jìn)出口空氣相對(duì)濕度隨時(shí)間的變化情況?？梢钥吹剑稍锸覂?nèi)進(jìn)出口相對(duì)濕度在干燥初期較高，在干燥后期下降；升溫模式下干燥室進(jìn)出口相對(duì)濕度升高，排濕模式下干燥室進(jìn)出口相對(duì)濕度下降。由于在干燥初期，干燥室內(nèi)物料為含水率高的濕物料，物料水分蒸發(fā)使得干燥室進(jìn)出口空氣相對(duì)濕度快速升高，使得干燥效率降低，因此系統(tǒng)升溫持續(xù)時(shí)長(zhǎng)較短；隨著干燥的進(jìn)行，物料含水率下降，水分蒸發(fā)速率降低，干燥室進(jìn)出口空氣相對(duì)濕度升高較為緩慢，系統(tǒng)升溫持續(xù)時(shí)長(zhǎng)增加。第二時(shí)段的環(huán)境含濕量比第一時(shí)段高，因此系統(tǒng)升溫持續(xù)時(shí)長(zhǎng)較短，干燥室進(jìn)出口相對(duì)濕度較低，由于系統(tǒng)需要頻繁排濕，因此干燥室進(jìn)出口相對(duì)濕度比較穩(wěn)定。

圖8 第一時(shí)段干燥室進(jìn)出口相對(duì)濕度隨時(shí)間的變化情況

圖9 第二時(shí)段干燥室進(jìn)出口相對(duì)濕度隨時(shí)間的變化情況

4.3 熱泵系統(tǒng)制熱功率和壓縮機(jī)耗電功率

圖10為第一時(shí)段系統(tǒng)各部件制熱功率、壓縮機(jī)耗電功率隨時(shí)間的變化情況。圖11為第二時(shí)段系統(tǒng)各部件制熱功率、壓縮機(jī)耗電功率隨時(shí)間的變化情況。壓縮機(jī)耗電功率隨時(shí)間的變化情況。由圖10至圖11可知，第一時(shí)段，冷凝器制熱量為2.3～3.2 kW，尾氣余熱制熱量為1.5～2.1 kW，空氣回?zé)崞髦茻崃繛?.25～0.79 kW，壓縮機(jī)功率為0.6～1.34 kW；第二時(shí)段，冷凝器制熱量為1.9～3.3 kW，尾氣余熱制熱量為1.5～2.2 kW，空氣回?zé)崞髦茻崃繛?.08～0.59 kW，壓縮機(jī)功率為0.79～1.4 kW。升溫模式下，系統(tǒng)制熱量和尾氣制熱量逐漸下降，壓縮機(jī)功率逐漸上升。

圖10 第一時(shí)段系統(tǒng)各部件制熱功率、壓縮機(jī)耗電功率隨時(shí)間的變化情況

圖11 第二時(shí)段系統(tǒng)各部件制熱功率、壓縮機(jī)耗電功率隨時(shí)間的變化情況

排濕模式下，系統(tǒng)制熱量和尾氣制熱量逐漸上升，壓縮機(jī)耗電量逐漸下降；干燥室出口空氣溫度越高，空氣回?zé)崞鞯闹茻崃吭酱?。這是由于升溫模式下，干燥室入口空氣溫度逐漸升高，冷凝溫度上升，因此冷凝器的制熱量下降，壓縮機(jī)的耗電量增加；尾氣換熱器入口空氣溫度升高使得尾氣換熱器溫差減小，所以尾氣余熱制熱量減?。慌艥衲Ｊ较?，干燥室入口空氣溫度下降，冷凝溫度下降，因此冷凝器的制熱量下降，壓縮機(jī)的耗電量減?。淮藭r(shí)尾氣換熱器入口空氣溫度較低，尾氣換熱器溫差較大，因此尾氣余熱制熱量較大。干燥室出口空氣溫度越高時(shí)，空氣回?zé)崞鬟M(jìn)出口空氣溫差較大，因此空氣回?zé)崞髦茻崃吭黾?。在干燥時(shí)間為 0～350 min時(shí)，第二時(shí)段的環(huán)境溫度高于第一時(shí)段，因此第二時(shí)段的冷凝器制熱量高于第一時(shí)段，隨著干燥過(guò)程的進(jìn)行，第二時(shí)段的環(huán)境溫度降低因此冷凝器制熱量下降。由于第一時(shí)段的干燥室出口空氣溫度高于第二時(shí)段，因此第一時(shí)段的空氣回?zé)崞髦茻崃扛哂诘诙r(shí)段。

4.4 系統(tǒng)除濕耗油比

圖12為兩個(gè)時(shí)段除濕耗油比隨時(shí)間的變化情況。第一時(shí)段初始除濕耗油比為5.0，至170 min時(shí)升至7.5，之后下降至1.35。第二時(shí)段除濕耗油比初始值為4.5，并在170 min時(shí)升至最大值6.79，之后下降至1.5。在干燥初期，除水速率較高，因此除濕耗油比較高，在干燥中后期，除水速率下降，因此除濕能耗比下降。升溫模式下，干燥溫度較高，除水速率較高，因此除濕耗油較高；排濕模式下，干燥溫度較低，除水速率較低，因此除濕耗油比較低。在干燥時(shí)間為0～360 min 時(shí)，第一時(shí)段的干燥溫度高于第二時(shí)段，除水速率更大，因此第一時(shí)段的除濕耗油比更高；在干燥時(shí)間為360～1 040 min時(shí)，第二時(shí)段的系統(tǒng)耗電量大于第一時(shí)段，由于第二時(shí)段的系統(tǒng)耗電量更接近于汽油發(fā)電機(jī)額定功率，汽油發(fā)電機(jī)發(fā)電效率更高，系統(tǒng)耗油量較低，所以除濕耗油比更高。

圖12 兩個(gè)時(shí)段除濕耗油比隨時(shí)間的變化情況

5 結(jié)論

在2021年5月1日04:00—5月2日09:00的時(shí)間段內(nèi)，仿真研究了汽油發(fā)電機(jī)驅(qū)動(dòng)的熱泵干燥系統(tǒng)制熱性能，得到如下結(jié)論。

1)第一時(shí)段，冷凝器制熱量為2.3～3.2 kW，壓縮機(jī)功率為0.6～1.34 kW；第二時(shí)段，冷凝器制熱量為1.9～3.3 kW，壓縮機(jī)功率為0.79～1.4 kW。可以看出，冷凝器制熱量、干燥空氣的吸濕能力和系統(tǒng)升溫持續(xù)時(shí)長(zhǎng)隨著環(huán)境溫度的提高呈現(xiàn)增加的趨勢(shì)，壓縮機(jī)耗電量隨著環(huán)境溫度的升高而下降；因此環(huán)境溫度較高時(shí)更有利于干燥作業(yè)。

2)第一時(shí)段，尾氣余熱制熱量為1.5～2.1 kW，空氣回?zé)崞髦茻崃繛?.25～0.79 kW；第二時(shí)段，尾氣余熱制熱量為1.5～2.2 kW，空氣回?zé)崞髦茻崃繛?.08～0.59 kW；第一時(shí)段除濕耗油比為1.35～7.5，第二時(shí)段除濕耗油比為1.5～6.79。升溫模式下，系統(tǒng)制熱量和尾氣制熱量逐漸降低，干燥室內(nèi)溫濕度、壓縮機(jī)耗電量和除濕耗油比逐漸提高。排濕模式下，系統(tǒng)制熱量和尾氣制熱量逐漸上升，干燥室內(nèi)溫濕度、壓縮機(jī)耗電量和除濕耗油比逐漸下降；干燥室出口空氣溫度越高，空氣回?zé)崞髦茻崃吭酱?；仿真結(jié)果表明，利用尾氣余熱和干燥室出口廢熱可以提高能源效率。升溫模式和排濕模式的切換，使系統(tǒng)兼具開(kāi)式和閉式熱泵干燥系統(tǒng)的優(yōu)勢(shì)。

3)仿真結(jié)果表明，汽油發(fā)電機(jī)驅(qū)動(dòng)的熱泵干燥系統(tǒng)具有可行性，該系統(tǒng)能獨(dú)立運(yùn)行，可安裝在貨車(chē)車(chē)廂內(nèi)，隨貨車(chē)移動(dòng)至干燥區(qū)域，顯著提高干燥設(shè)備的利用效率，解決農(nóng)特產(chǎn)品生產(chǎn)區(qū)域就地干燥問(wèn)題。