自然工质高温热泵技术研究进展与发展趋势

doi: 10.3969/j.issn.2095-4468.2022.05.301
自然工质高温热泵技术研究进展与发展趋势
张鹏1,2，张振涛 1, 3, 4，杨俊玲1, 4，李晓琼1, 4，李汉勇2，吴小华2
（1-中国轻工业食品药品保质加工储运装备与节能技术重点实验室，北京 100190；2-北京石油化工学院 深水油气管线关键技术与装备北京市重点实验室，北京 102617；3-中国科学院空间功热科技创新重点实验
室，北京 100190；4-中国科学院低温工程学重点实验室，北京 100190）
[摘 要] 为了推进传统制冷剂的替代工作，本文概述了R290、R600a 、R717、R744和R718这5种自然工质的热物性以及在热泵技术的国内外研究进展，并分析了它们在高温热泵领域的可行性与应用前景，尤其针对R744和R718两种工质，从系统部件和系统优化等方面进行了详细的论述。

分析表明：R290、R600a 、R717均具有一定的可燃性，且它们的供热温度通常在80 ℃以下，并不适用于高温热泵技术；而R744和R718在80 ℃以上的高温热泵领域更具有可行性，其中R744热泵的性能优良、环境适应性强，应用较广，但在我国还未形成完整产业链；R718热泵供热温度更高，但其蒸发温度也高，目前仍处于小型实验阶段。

[关键词] 自然工质；高温热泵技术；研究进展 中图分类号：TB61+2; TQ051.5
文献标识码：A
Research Progress and Development Trend of High Temperature Heat Pump
Technology with Natural Refrigerant
ZHANG Peng 1,2, ZHANG Zhentao *1, 3, 4, YANG Junling 1, 4, LI Xiaoqiong 1, 4, LI Hanyong 2, WU Xiaohua 2
(1-Key Laboratory of Food and Pharmaceutical Quality Processing Storage and Transportation Equipment and Energy-saving Technology, China National Light Industry, Beijing 100190, China; 2-Beijing Key Laboratory of Pipeline Critical Technology and Equipment for Deepwater Oil and Gas Development, Beijing Institute of Petrochemical Technology, Beijing 102617, China; 3-Key Laboratory of Science and Technology on Space Energy Conversion, Chinese Academy of Sciences, Beijing 100190, China; 4-Key
Laboratory of Cryogenics, Chinese Academy of Sciences, Beijing 100190, China)
[Abstract] In order to accelerate the replacement of traditional refrigerants, the thermophysical properties of R290, R600a, R717, R744, R718 and their research progress in heat pump system at home and abroad are summarized, and their feasibility and application prospects in the field of high temperature heat pump are analyzed in this paper. Especially for R744 and R718, the system components and system optimization are discussed in detail. The results show that R290, R600a and R717, which are flammable and the heating temperature are usually below 80 ℃, are not suitable for high temperature heat pump technology; R744 and R718 are more feasible i n the field of high temperature heat pump ab ove 80 ℃. The R744 heat pump, with excellent performance, strong environmental adaptability, and wide application, which has not formed a complete industrial chain in China. The R718 heat pump heating temperature is higher, but its evaporation temperature is also higher, it is still in the stage of small-scale test.
[Keywords] Natural refrigerant; High temperature heat pump technology; Research progress
*张振涛（1968—），男，研究员，博士。

研究方向：自然工质热泵空调技术、食品药品保质加工技术。

联系地址：北京市海淀区中关村东路29号，邮编100190。

联系电话：************。

E-mail:************ 。

基金项目：国家重点研发计划（No. 2018YFD0700200），国家自然科学基金（No. 21978308）。

0 引言
随着工业技术的不断发展与革新，对热能的需
求与品质要求也越来越高。

水作为优良的传热媒介，被广泛应用于工业生产中的各个领域[1]。

当下，我国生产的高温水和蒸气产品以消耗煤、天然气等
一次能源为主，电能等二次能源为辅，能源消耗和环境污染均比较大。

热泵技术作为一种“温度放大”技术，通过消耗少量的高品质能源（机械能、电能和高品位热能等），从环境媒介中收集低温热能，并在放热单元“放大”，起到回收低品位热能和降低能源消耗的作用[2-3]。

热泵技术广泛应用于干燥、食品、供暖等领域，相较燃油锅炉（相同供热量下），热泵可节约40%的一次能源，且CO2、SO2和NO2的排放量分别减少了68%、92%73%[4]。

热泵通常被看作是一种中低温供热技术，受限于热泵工质的热力学特性及系统各部件的性能，尽管热泵技术性能优越，但供热温度通常在80 ℃以下。

随着热泵技术的不断发展，热泵的供热温度范围逐渐扩大，文献[5]对不同温区的热泵给出了定义，即供热温度80 ℃以上为高温热泵。

高温热泵技术的研究给食品、药品、暖通和化工等行业的节能减排提供了新的方案。

然而随着《巴黎协定》、《基加利修正案》等国际协议的签订与执行，传统热泵工质也面临着逐渐被淘汰的风险。

因此，建立基于表1[6-7]中所示的自然工质高温热泵系统成为了近年来热泵技术研究与推广的新方向。

表1 主要自然热泵工质物性对比
参数R290 R600a R717 R744 R718 分子式C3H8C4H10NH3CO2H2O 相对分子质量44.1 58.1 17.0 44.0 18.0 临界压力/MPa 4.2 3.6 11.3 7.4 22.1 临界温度/℃96.7 134.7 132.4 31.0 373.9 标准沸点/℃-42.1 -11.7 -33.3 -78.0 100.0 ODP 0 0 0 0 0
GWP 3.3 3.0 0.0 1.0 0.2
自然度0.90 0.90 0.92 0.99 1.00 可燃性可燃可燃可燃不可燃不可燃安全等级A3 A3 B2L A1 A1
1 R290与R600a热泵系统
R290（丙烷）和R600a（异丁烷）均是碳氢化合物的一种，可从石油、天然气等化石燃料分离得到。

R290和R600a均具有良好的热力学性质，与常用的材料和润滑油均具有较好的匹配性，价格低廉[8]。

随着上世纪末环境问题受到越来越高的关注，R290和R600a在制冷空调设备上已经得到了广泛应用，尤其是R290的热物性与R22接近，可作为R22的直接替代物。

由表1可知，R290的适用温区是中低温区（低于70 ℃），尤其是和R22系统相比，R290低环境温度下排气温度能下降40~50 ℃，而整体性能却有着明显的提高，系统性能系数（Coefficient of Performance，COP）能提高6.5%[9]，但出水温度一般均在50~70 ℃[9-10]。

采用R600（正丁烷）和R290复叠可以有效提升热泵系统的出水温度，解决了由于R290临界温度低限制热泵系统在高温区使用的问题，复叠式热泵系统表现出优良的制热潜力[7]。

不同于R290的优良传热特性，R600a的容积制冷量比较低，相同冷量条件下，压缩机的气缸容积要比氟利昂类工质增大65%~70%，故采用R600a 的热泵系统需要重新设计压缩机或改变原压缩机的尺寸[9-11]。

然而通过向R600a中添加一定质量的其他工质能在一定程度上改善循环工质的物性，向璨等[12]提出了一种R13I1/R290/R600a混合工质，结果表明该混合工质适用于冷凝温度为70~90 ℃、循环温升低于75 ℃的热泵工况。

范晓伟等[13]分析了R744/R600a混合工质的运行情况，结果表明混合工质的COP分别比纯R600a系统和纯R744系统提高了36.24%和4.71%。

NAWAZ等[11]利用美国能源部开发的热泵热水器仿真平台构建了基于R290和R600a的模型，结果表明现有的润滑油是可以直接使用，且系统总费用至少可以减少50%。

考虑到R290和R600a的潜在可燃性，实际应用中的工质充注量都比较小，因而热泵系统制热量相对较小。

在市场应用方面，目前阻碍R290和R600a热泵系统推广的主要原因是它们一旦发生泄漏，就有易燃易爆的可能性（爆炸极限分别是2.1%~9.5%和1.8%~8.5%）。

但如果采用严格的操作规范、改善产品性能和工艺等方法减少泄漏，就能最大程度上提高R290和R600a热泵系统的安全性[14]。

2 NH3热泵系统
R717（NH3）的化学性质稳定，常压下在大气中的寿命不长，对环境的影响也很小。

NH3的换热性质优良，单位容积制冷量大，廉价易得，是使用历史最为悠久的自然工质，至今仍是食品、冷库等大型工商业冷冻冷藏领域不可替代的工质[15-16]。

相
较于烷烃类工质，NH3的燃烧极限较高，且具有低毒性，泄漏时能闻到刺激性气味[14]。

NH3蒸气压缩式循环在热泵工况下能产出80 ℃以上的热水，且COP能达到3以上，但循环的冷凝压力相对传统工质较高，因此对压缩机的承压能力要求较高，目前主要采用活塞式和螺杆式压缩机[17]。

近年来，以NH3为制冷剂的吸收-压缩式热泵得到了广泛研究。

吸收-压缩式热泵系统规避了蒸气压缩式系统消耗高品位能源和吸收式热泵传热温差大、热效率低的问题，是新一代的热泵技术，其循环如图1所示。

图1 吸收-压缩式热泵循环原理
WU等[18]以NH3-H2O为工质设计了一个吸收-压缩式热泵的实验系统，供热出口温度能达到100 ℃，系统COP和制热量随蒸发温度降低而减小，但其性能比单效吸收式热泵更优。

贾晓丽[19]对NH3-NaSCN为工质进行了热力学分析，在热源温度不变工况下，系统COP随制热量增大而减小，且系统存在最佳压缩比使得COP和热效率最大。

SALEHI等[20]对比分析了NH3-H2O、NH3-NaSCN、NH3-LiNO3的性能，NH3-H2O的系统总成本最低，NH3-LiNO3在蒸发温度较低时也有较好的性能。

尽管吸收-压缩式热泵比压缩式热泵具有能高的能效、系统具有更高的可控性、且能满足更大的温度工况，但目前仍以NH3工质的蒸气压缩式热泵应用为主，尤其在欧洲国家[5]较为广泛。

主要原因还在于蒸气压缩式热泵技术较为成熟，而吸收-压缩式热泵不仅系统设计复杂，且在理论研究方面也不够全面[21]。

3 R744热泵系统
表1的自然工质中，基于R744（CO2）高温热泵系统的研究与应用最为广泛，其使用历史最早可追溯至19世纪，但因其亚临界循环效率低，逐渐被性能优良的合成工质替代，直到20世纪90年代，LORENTZEN[22]提出了如图2所示的CO2
跨临界循环，CO2热泵系统才重新受到了研究人员的关注。

60
90
比熵/(kJ/(kg·K))
温
度
/
图2 CO2跨临界循环温熵图
与其他制冷剂相比，CO2在超临界状态下粘性小，换热效率更高，在较低环境温度时也能优良运行，且COP较常规热泵高[23-24]。

较低的临界温度决定了CO2热泵系统的放热过程通常发生在超临界状态。

超临界CO2可以看作是一种高密度的气体，但在流动特性上兼具气体和液体的双重特点，即密度特性接近于液体，而黏度特性接近于气体，具有良好的流动传输特性。

CO2在超临界区，尤其是准临界区[25]的物性，如比热、密度、黏度和导热系数均表示出类似的变化趋势：在临界点附近变化剧烈，而后趋于平缓[26]。

从物性的角度出发，CO2超临界态的流动与传热特性性能优良，虽然没有常规工质的冷凝相变过程，但其冷却过程不存在液膜，通过合理设计换热器的结构，换热效果更好[27-28]。

3.1 CO2热泵主要部件研究进展
从减少能量损失的角度出发，SARKAR等[29-30]从㶲角度分析了CO2热泵系统的能量流动方向，如图3所示。

由图3可知，系统的不可逆损失主要来自于膨胀阀，其次为压缩机、蒸发器以及气冷器。

节流部件导致CO2热泵能量损失的主要原因在于节流前后的压力差可达6~10 MPa，过热损失和节流损失均比较大，解决办法主要包括以下两方面：1）采用喷射器或膨胀机代替膨胀阀[31]；2）采用过冷等措施，减少节流装置两端压力差[32]。

跨临界CO 2系统
454%
制热量压缩机输入功100%
吸热量354%
100%
系统㶲流
压缩机㶲损12.2%
膨胀阀㶲损18.7%回热器㶲损4.76%
蒸发器㶲损13%
气冷器㶲损5.2%
净㶲输出46.3%
气冷器净㶲34%
蒸发器净㶲12.3%
图3 CO 2跨临界循环㶲流动图
在针对膨胀阀[33]、毛细管[34]、喷射器[35]和膨胀机[36]4种节流部件的研究中发现，喷射器和膨胀机更具有优势，㶲效率分别可提升9%和30%。

采用膨胀机可以回收膨胀功，一般工况下系统COP 能提高20%~40%[37]。

喷射器结构简单、工质流动性能好，是替换膨胀阀的一种较好的选择，研究结果表明，喷射器能有效提高压缩机吸气温度，降低压比，最大制冷系数较膨胀阀提升22%左右，系统COP 可提高约10%[38]。

CO 2热泵特殊的放热过程对于系统部件和管路的材料及加工均有较高的要求。

作为系统的“动力源泉”，CO 2压缩机高压侧压力是传统工质的2~3倍，因此，压缩机运行工况比较恶劣，对零部件的强度和密封性能要求较高。

目前市场上应用较广的CO 2压缩机有活塞式压缩机、螺杆式压缩机和涡旋式压缩机[39]、滚动转子式压缩机[40]等类型，主要市场基本垄断在德国、意大利和日本等发达国家[41]，其中德国比泽尔和意大利都凌主要生产活塞式压缩机，日本松下生产滚动转子式压缩机。

当下，CO 2压缩机的主要发展方向主要集中高强度、降磨损和降噪音等方面[32]。

气冷器是CO 2热泵系统的主要换热部件，其中CO 2处于超临界状态，因此气冷器需要耐高温高压、具有传热效果良好等特性。

当前气冷器主要有套管式、板式和微通道换热器3种形式，如图4所示。

TAIRA [42]分别对比了套管式、光管外绕管式和光管盘式3种换热器，其中套管式体积笨重、造价高，而光管外绕式体积能减少10%~30%。

微通道换热
器换热能力强、压降小和承压能力大。

张天一等[43]建立了一个机翼型的微通道换热器模型并分析，结果表明其压损仅为折线型的54.17%，但换热性能升高了25.67%。

跨临界CO 2运行压力高，因此气冷器必须要有较高的承压能力，换热方式向导热主导发展既考虑了传热效率，又兼具安全性[32]。

(a) 套管式换热器
(c)
微通道式换热器[32]
图4 不同种类气冷器结构
3.2 CO 2热泵系统与应用研究进展
1998年，挪威SINTEF 研究所搭建了第一台
CO 2
水
集流管
多孔扁管
波纹翅片
50 kW制热量的CO2热泵实验系统[41]，实验在0 ℃蒸发温度下运行，水温从9 ℃加热到60 ℃，系统COP最高可达4.3，与电力或燃气加热水相比，能耗约降低75%，结果表明CO2热泵热水器在产出90 ℃以上热水有显著优势[44]。

随后，有关CO2高温热泵系统理论与优化研究逐渐得到大家的重视。

提高过冷度是减少节流损失的另一种办法。

其中，回热器的选用是提高过冷度的常用的手段，还可以提高压缩机吸气过热度、防止液击。

但回热器对系统性能的提升有限，研究表明仅在气冷器CO2侧出口温度高于临界值时，回热器才能提高性能系数[45]，循环系统COP可提约10%[46]。

近年来，有学者在CO2热泵系统中采用机械过冷提高系统COP，如图5所示[47-48]。

代宝民等[48]通过模型分析，机械过冷CO2热泵系统标况下（环境温度-12 ℃，供水/回水温度75 ℃/40 ℃）比常规CO2热泵系统COP提高15.9%；在环境温度-10 ℃，供水/回水温度45 ℃/40 ℃时，COP提高24.4%[47]。

ANDRÉS 等[49]搭建了一套类似的机械过冷CO2热泵系统，实验结果表明系统存在最佳压力和过冷度，此时机械过冷系统的COP最大。

图5 CO2热泵系统机械过冷循环
CO2热泵系统的高压侧压力对系统也有较大影响，其值大小对气冷器出口的焓值也有影响，改变高压侧压力值，系统制冷量、压机功耗和系统COP 均会出现明显变化，因此系统存在一个最优的高压侧压力使系统COP能达到最大值[50]。

高压侧压力是一个会随着气冷器出口温度、环境温度的升高而迅速增加的参数，但考虑系统的可靠性和经济性，在压缩机设计和系统操作中存在高压上限。

SHAO 等[51]提出了约束方法，可以在给定的COP损失水平下同时优化高压及其上限。

刘业凤等[52]列举了部分最优高压侧压力计算公式，以其中一个公式为参照，进行实验对比，结果表明理论公式与实验结果的偏差在±15%以内，当热水温度超过65 ℃时，相对偏差不超过±5%。

在CO2热泵的应用方面，发达国家走在了前列，众多成果已经应用到商业领域和军事领域，德国Thermea生产的冷热联供CO2热泵系统供热时额定COP高达5.5，英国ICS公司与意大利DeLonghi 公司联合开发的CO2热泵热水器出水温度可达90 ℃以上。

跨临界CO2系统还广泛的应用在欧洲商超展柜、汽车空调等系统中。

此外，日本是世界上CO2热泵热水器发展最快的国家，早在上世纪90年代就开发了样机系统，到21世纪初，CO2热水器被冠名“生态精灵”出现在市场，2007年销售额就已突破数百万，并且已逐渐推向欧洲市场[39, 41, 48]。

我国跨临界CO2热泵的研究起步较晚，2002年，天津大学搭建了我国第一个跨临界CO2热泵系统[39]，随着国家环境政策的推进，CO2热泵系统的优良性能逐步得到了各单位的重视。

当前跨临界CO2热泵系统研究主要集中天津大学、清华大学、西安交通大学、上海交通大学和中国科学院理化技术研究所等高校和研究所，在减少节流损失、提高换热器性能和系统优化等方面做了很多工作并取得了一定的预期成果。

在CO2压缩机方面，已经攻克了亚临界CO2螺杆压缩机的技术难关，并在中小型跨临界CO2压缩机方面开展了理论模型设计和样机的试制工作。

在10年的时间，国内陆续有十余家厂商推出了CO2热泵热水机。

陈子丹等[53]在大连建立了一套CO2热泵供暖系统，建筑供暖面积达3 550 m2，平均性能系数达 2.24，供暖房间舒适度良好，波动不超过1 ℃；某公司利用CO2热泵热水系统供暖，供热量最大可达 1 600 kW，系统COP 在2.5左右，运行、节能效果优良[41]。

4 R718热泵系统
R718（H2O）的安全性高、稳定性好，在50 ℃时，汽化潜热是R134a的15倍，表现出150 ℃以
上的制热潜力[5]。

H2O的汽化潜热大、临界温度高、廉价易得，是绝佳的热泵工质。

但在蒸气压缩式循环系统中，H2O的蒸气分子量低、绝热指数高以及比容大的物理性质也决定了水蒸气压缩系统具有压差小、压比大、单位容积制冷量小、容积流量大、排气温度高等特点[54]，因此水蒸气的压缩过程通常需要大的压比和流量[5, 54-55]。

鉴于H2O的特殊热物性，采用传统的蒸气压缩式闭式热泵系统的研究目前大多数仍以理论模拟和小型实验为主。

CHAMOUN等[56-58]基于Modelica 语言建立了新型双螺杆压缩机仿真系统，并搭建了实验装置，实验在130~140 ℃范围运行，计算出的COP显示出该系统具有较高的性能和显著的环境效益。

沈九兵等[59]通过设计了针对喷水湿压缩的理论计算模型，在75 ℃条件下蒸发，130 ℃冷凝，压缩机压比为7的工况下，系统COP可达5.99。

吴迪等[54]设计了一套基于双螺杆水蒸气压缩机的R718热泵系统，实验结果表明，在80 ℃蒸发温度下，当压缩机的排气温度接近120 ℃，压比为4.2时，系统的COP接近5，系统性能优越，是实现高温输出的非常有前途的技术[60]。

水作为热泵系统的循环工质时，蒸发温度通常在80 ℃以上[5, 54, 59]，这对于热源来说是一个较高的热源温度，通常的空气源、水源和土壤源都很难达到要求。

文献[61]研究表明，采用直接接触式的换热方式相比较常规热泵的间接换热形式更加有效，因为直接接触式冷凝器的进出口之间所需的温差很小，性能可能优于采用其他热泵工质的系统。

目前将水作为工质应用于开式热泵系统的研究较多，即机械蒸气再压缩技术（Mechanical Vapor Recompression，MVR）[62]，其利用水蒸气压缩机将蒸发器产生的水蒸气升压增焓后，回流至蒸发器做热源，是一种高效环保有兼具经济性的节能技术[63-64]，如图6所示。

MVR热泵在能源、化工、食品等领域均有较大应用。

WANG等[65]设计了一个用于高盐废水结晶的MVR热泵系统，结果表明，注水的MVR系统可获得更高的COP，特别是随着注水比的增加，在各种运行工况下COP均提高了近5.0%。

韩文杰等[66]在辣椒红生中的乙醇回收工艺中将MVR热泵技术与三效蒸发作对比，蒸气蒸气需求降低了60%，生产1 t乙醇的费用降低36.66元。

夏磊等[67]建立了一套基于桨叶干燥机的MVR热泵干燥系统，对污泥干燥的恒速段进行实验研究，实验表明MVR干燥系统的COP为3.9~5.0，系统单位能耗除湿量为5.2~7.7。

图6 MVR热泵系统原理
无论是闭式热泵系统，还是开式热泵系统，压缩机都是限制水蒸气压缩式热泵推广的主要原因之一。

一方面，相对于常规热泵，同等制热量条件下，水蒸气压缩机必须处理巨大的体积流量和相对较高的压比，在压缩过程中水蒸气的特殊运行状态，导致水蒸气压缩机的设计、加工、制造等工序都比较困难，因此水蒸气压缩机的成本一直较高；另一方面，高压比意味着高能耗，解决办法通常是提高进料温度，但这从另一方面增加了能耗，且使系统更加复杂。

同时，吸气温度过高，不利于进料温度的降低[62]。

当前对于以H2O为工质的水蒸气压缩机研究主要集中在离心式水蒸气压缩机[68]、螺杆式水蒸气压缩机[69]以及罗茨式水蒸气压缩机[70]，三者之间的区别如表2所示。

表2 水蒸气压缩机对比
项目
吸气量
/(m3/min)
压比适用范围
离心式100~10 000 1.1~2.4 大流量、小压比
螺杆式0.34~430 1.2~9.0 小流量、大压比、大温升
罗茨式0.7~14.1 1.2~2.4
中小流量、小压比、大温
升
朱永宏等[71]提出了一种单级水蒸气螺杆的开式热泵系统，并进行了性能分析，它能够实现工业领域高温废热的有效回收，兼具较高的经济效益和环境性能。

袁卫星等[72]对H2O为工质的蒸气压缩系统进行了理论研究和分析，计算结果显示带中间冷
却的水蒸气压缩系统能耗较低，因此应对运行中的水蒸气压缩机进行冷却。

在压缩过程中喷水冷却进行湿压缩，能有效消除压缩机的排气过热度，还能使排气饱和、增大蒸气量，充分利用水的潜热[69]。

目前中国科学院理化技术研究所设计开发的单螺杆水蒸气压缩机填补了国内单螺杆水蒸气压缩机的空白，其性能优越，在MVR开式系统中实验结果表明：当蒸发温度高于80 ℃时，压缩机排气温度超过100 ℃，压缩机容积效率超过0.73，绝热效率大于0.5，系统实际COP可达12.5[73]；在中药提取过程中，采用单螺杆水蒸气压缩机的MVR系统相较于三效蒸发仍能节约40%的运行费用[74]。

图7 复叠式热泵系统原理
基于图7所示的复叠式热泵系统原理，建立以H2O为高温级工质的复叠式热泵系统，也是解决H2O系统蒸发温度高的有效方法，通过两种工质的复叠运行进而获得更高的供热温度[75]。

采用复叠式热泵系统能有效解决因提升温度（冷凝温度与蒸发温度差值）较高而造成的压缩机压比过高、排气温度高、润滑油润滑恶化等问题[76]。

还可以通过不同自然工质的复叠，如CO2/H2O，NH3/H2O等分别作为低温级和高温级工质，弥补单级压缩的不足。

5 总结与展望
本文研究了R290、R600a、R717（NH3）、R744（CO2）、R718（H2O）这5种自然工质热泵的特性，分析了其在高温热泵技术领域的研究现状，得出如下结论：
1）自然工质作为热泵工质替代的必然选择，尤其是CO2和H2O在高温热泵技术领域更具前景；
2）R290、R600a热泵系统的供水温度一般在50~70 ℃，NH3热泵系统可达80 ℃以上，但它们均具有一定的燃爆性；
3）CO2热泵可以产出90 ℃以上的热泵，已在供暖等领域有所应用，但我国起步较晚，目前还未形成完备的产业链；
4）H2O热泵可以提供更高的供热温度，但其蒸发温度也较高，常规的环境热源难以满足，可通过复叠等方法解决。

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