工業余熱回收的耦合壓縮-吸收式高溫熱泵循環

安美燕，趙心蕊，徐震原, 王如竹

(上海交通大學 制冷與低溫工程研究所， 上海 200240)

受限于能源結構，煤炭等化石燃料在我國工業用能中占比較高，然而這些化石燃料的大量燃燒會帶來較多的碳排放和環境污染問題.另一方面，工業領域的能源消耗量約占全國能源消耗總量的70%，其中50%的工業能耗可以轉化為溫度不同的工業余熱[1].工業余熱廣泛存在于冶金、建材、食品、化工等行業，而我國對工業余熱的資源回收率僅占30%[2]，因此若工業余熱可以被高效回收再利用，煤炭等一次能源的使用將被大量減少，符合國家“十三五”能源規劃的綠色發展理念，可以達到節能減排的目的.工業余熱主要包括工業廢氣、廢物、工質等攜帶的顯熱和潛熱.工業余熱的回收方式有很多種，目前的應用領域包括預熱、制冷、供熱等.對于工業余熱中的低溫熱源，直接對其利用比較困難，因此采用熱泵提升其溫度就顯得非常必要.可選的熱泵技術包括壓縮式熱泵、吸收式熱泵、化學熱泵、蒸汽噴射式熱泵、熱電熱泵等形式.

在壓縮式熱泵方面，美國國家標準局、印度理工學院等組織研究了常用的R134a等制冷劑的物理特性，結果表明壓縮式熱泵的供水溫度可達到85 ℃以上[3].雖然其系統效率高，但受限于自身的工質特性，當輸出溫度高于101 ℃時，系統將無法正常工作，且無法進行大溫升.在有機朗肯循環系統(ORCS)領域，1,1,1,3,3-五氟丙烷(R245fa)的臨界溫度為153.86 ℃，高于常見制冷劑R134a的臨界溫度，故常作為余熱回收的工質[4].

在吸收式熱泵方面，工業余熱中的應用開始得較早，且吸收式熱泵可以在20%～100%[5]的負荷比例內進行調節，對工作條件的變化適應性很強.此類熱泵不僅可以有效減少電能消耗，而且是回收再利用工業余熱的有效途徑，但其系統效率較低.

為了更高效地利用工業余熱中的低品位能源，國內外已對壓縮式熱泵(CHP)、吸收式熱泵以及傳統的吸收-壓縮復合熱泵進行了詳細的對比研究.Zhou等[6]利用氨/水研究具有溶液回路和解吸器/吸收器熱交換的蒸汽壓縮循環能效比(COP)(1.2～1.8)及溫升(60～80 ℃)，并將其與傳統單級、雙級循環作對比，發現單級循環具有高COP低溫升，雙級循環具有低COP高溫升的特性.Bertsch等[7]提出一種雙級壓縮空氣源熱泵，與單級壓縮相比，制熱量提高了一倍，但存在成本較高的問題.為了提高廢熱回收利用率，魏茂林等[8]將直接接觸式換熱器和吸收式熱泵相結合，有效降低煙氣溫度，并回收煙氣余熱，提高鍋爐熱效率約9%.葉碧翠等[9]提出一種兩級開式吸收熱泵系統，在回收廢熱的同時產生所需的高壓蒸汽，其系統COP隨熱源溫度的升高而升高，最高可達到1.995.針對吸收熱泵存在能效比低的問題，劉曉琳[10]對吸收熱泵在余熱回收中的應用進行了詳細的研究，發現吸收熱泵的發生器和蒸發器會產生較大的損，出水溫度較低，影響余熱回收效率，但其經濟效益和環境效益均優于壓縮熱泵.為了提高煙氣余熱回收效率，姜迎春等[11]提出一種吸收-壓縮復合熱泵系統，該系統結合熱壓縮與機械壓縮，利用200 ℃低溫煙氣驅動并對煙氣的高溫段和低溫段進行梯級利用以制備所需的0.5 MPa蒸汽.劉長春等[12]將此吸收-壓縮復合熱泵應用于微燃機熱電聯產系統，并在熱力學性能上與傳統系統進行對比研究，結果發現新系統的一次能源利用率、相對節能率和制熱量分別提高了11.2%、14.6%和34%左右.Jensen等[13-14]將氨水復合吸收-壓縮熱泵應用到噴霧干燥設備中，通過分析熱泵負荷、氨氣質量分數、循環比等設計條件優化復合熱泵.當熱泵負荷為895 kW、氨氣質量分數為0.82且循環比為0.43時，可減少經濟成本，每年二氧化碳排放量可減少227 t.利用氨水復合吸收-壓縮熱泵回收50 ℃的工業廢熱，能夠產生95 ℃左右的熱水.Aspen Plus是一個大型通用流程模擬軟件，具有完備的物性模型及數據庫.Somers等[15]利用Aspen Plus軟件對吸收式制冷劑建立數學模型，并對模擬結果進行分析，證明Aspen Plus軟件的模擬結果準確，且通過Aspen Plus軟件建立的模型具有更大的優勢.

在工業余熱中，低溫余熱的體量大且回收難度高，最常見的利用手段是加熱生活熱水和供暖，一直沒有被充分利用.此外，工業流程對中高溫熱能，特別是高于100 ℃可以產生蒸汽的熱能需求廣泛，如果可以回收低溫余熱并將其提升到100 ℃以上，則可以同時解決以上兩個問題.壓縮式熱泵受限于工質特性很難達到要求，常用制冷劑R134a的臨界溫度為101 ℃，在高溫高壓工況下無法高效穩定的工作，而采用水作為制冷劑則具有真空和高壓并存的缺點，對壓縮機和系統設計的要求較高.吸收式熱泵具有較大的溫升，但其效率低下.

綜上所述，吸收式熱泵和壓縮式熱泵在效率、溫度提升能力和余熱回收方面的優勢和劣勢具有互補的特性.為了提升吸收式熱泵和壓縮式熱泵的競爭力，本文針對回收低溫余熱并提升到100 ℃以上的應用場景提出壓縮式熱泵和吸收式熱泵相結合的循環方式，并構建兩種不同的耦合循環，其耦合方式分別為：① 壓縮子循環冷凝器與吸收子循環蒸發器和發生器耦合的大溫升型循環(CAHP)；② 壓縮子循環冷凝器與吸收子循環發生器耦合、壓縮子循環蒸發器與吸收子冷凝器耦合的高溫輸出型循環(CAEHP).第1種循環可回收溫度為30～40 ℃的余熱并進行大溫度提升，而第2種循環可回收溫度為55～70 ℃的余熱并進行高溫輸出.此外，本文還通過對各個系統的建模和仿真計算，分析和對比各個循環的性能特性.

1 系統介紹

1.1 大溫升型壓縮-吸收式熱泵循環

大溫升型壓縮-吸收式熱泵循環的系統流程圖如圖1(a)所示.其壓縮子循環工作方式為余熱供給壓縮子循環蒸發器，產生的蒸氣通過壓縮機變為高溫高壓蒸氣，而后在壓縮子循環冷凝器中被冷凝，同時利用板式換熱器將熱量傳遞給吸收子循環中的發生器和蒸發器，冷凝液體通過節流閥變為低溫低壓液體完成一次壓縮子循環.其吸收子循環工作方式為由壓縮子循環過程驅動吸收子循環過程的發生器，所產生的制冷劑蒸氣通過冷凝器被冷凝，并通過冷劑泵進入蒸發器中吸收壓縮子循環過程供給的熱量蒸發，蒸發產生的蒸氣通過吸收器吸收并釋放所需熱量，吸收結束后通過節流閥回到發生器，并通過溶液熱回收器進行換熱，完成一次吸收子循環.

大溫升型循環的優勢在于可實現70～80 ℃的溫度提升，循環COP較傳統壓縮式熱泵高，只需較低品位的工業余熱，該類循環基本屬于第2類吸收式熱泵范疇.

1.2 高溫輸出型壓縮-吸收式熱泵循環

常用的吸收式熱泵可回收溫度為60～70 ℃的工業余熱并將其轉換為100 ℃以上的熱能，由于吸收式熱泵的循環COP較低，所以采用熱耦合型壓縮-吸收式熱泵循環以獲得更多的高品位熱能.吸收子循環的熱輸入分為蒸發器和發生器兩部分，分別由壓縮子循環和工業余熱供給.本文提出將工業余熱供給吸收子循環蒸發器，壓縮子循環冷凝器供熱給吸收子循環發生器，建立高溫輸出型循環系統模型.高溫輸出型壓縮-吸收式熱泵循環流程圖如圖1(b)所示.

1—發生器，2—吸收子循環冷凝器，3—冷劑泵，4—吸收子循環蒸發器，5—吸收器，6—節流閥，7—溶液泵，8—溶液熱回收器，9—壓縮子循環冷凝器，10—節流閥，11—壓縮子循環蒸發器，12—壓縮機圖1 壓縮-吸收式熱泵循環流程圖Fig.1 Schematic diagram of compression-absorption heat pump cycle

壓縮子循環的工作方式為，吸收子循環中冷凝器利用板式換熱器供熱給壓縮子循環蒸發器，所產生的蒸氣通過壓縮機變為高溫高壓蒸氣，而后在壓縮子循環冷凝器中被冷凝，同時將熱量傳遞給吸收子循環中的發生器，冷凝液體通過節流閥變為低溫低壓液體回到壓縮子循環蒸發器，完成一次壓縮子循環.吸收子循環的工作方式為由壓縮子循環冷凝器驅動吸收子循環過程的發生器，所產生的制冷劑蒸氣通過冷凝器，冷凝產生的熱量供給壓縮子循環蒸發器，被冷凝液體通過冷凝泵進入蒸發器，蒸發器所需熱量由工業余熱供給，蒸發產生的蒸氣進入吸收器被濃溶液吸收后釋放所需的高品位熱能并作為供給熱源，吸收結束后通過節流閥回到發生器，并通過溶液熱回收器進行換熱完成一次吸收子循環.

高溫輸出型循環的優勢在于通過壓縮子循環的輔助，熱能品位得到初步提高，并且作為吸收子循環的驅動熱源，吸收子循環可獲得更高品位的熱能.

2 系統循環模型

為了進一步研究熱泵循環系統的性能和效率，利用Aspen Plus軟件建立數學模型進行計算并分析，物性方法選擇Electrolyte non-random two-liquid model with Redlich-kwong equarion of state for aqueous and mixed solvent applications(ELECNRTL).數學模型分為3部分：① 壓縮子循環模型；② 吸收子循環模型，參考文獻[15]的溴化鋰-水吸收式制冷機組模型進行計算；③ 整個系統的循環模型，計算整體系統的循環工作過程.

2.1 R245fa壓縮子循環模型

R245fa壓縮式熱泵的模塊流程圖如圖2(a)所示，溫熵(T-S)圖如圖3(a)所示.其中：P1為壓縮機；C1為冷凝器；VALVE1為節流閥；E1為蒸發器；IN1為壓縮機入口流；OUT1為壓縮循環蒸發器出口流；W為壓縮機做的功；Q為熱量；Qc為壓縮熱泵冷凝器放出的熱量.圖中數字代表循環行進的方向.以R245fa為制冷劑，基于以下假設進行性能計算：

(1) IN1中，R245fa流速為0.8 kg/s，入口蒸氣分壓為1；

(2) 壓縮機的等熵效率為0.75[16-17]；

(3) 蒸發器的出口蒸氣分壓為1；

(4) 系統處于穩定運行狀態；

(5) 泵功耗忽略不計(理想情況).

壓縮式熱泵的循環COP定義為熱量輸出和功輸入之比，公式為

(1)

圖2 模塊流程圖Fig.2 Flowchart of module

圖3 T-S圖Fig.3 Diagram of T-S

2.2 溴化鋰-水吸收循環模型

根據文獻[15]中常用模型對溴化鋰-水單效吸收式循環建立數學模型，其模塊流程圖如圖2(b)所示，T-S圖如圖3(b)所示.其中：G為發生器；C2為冷凝器；PUMP2-1為溶液泵；E2為蒸發器；A1為吸收器；EX1為溶液熱回收器；VALVE2為節流閥；PUMP2-2為溶液泵；IN2為發生器入口流；OUT2為節流閥出口流；M2為混合模塊；Qa為吸收熱泵吸收器放出的熱量；Qg為發生器吸收的熱量；Qe為蒸發器吸收的熱量.采用溴化鋰-水作為工作介質，作出以下假設并進行性能計算：

(1) IN2中，溴化鋰溶液的質量分數為59%，流速為1.4 kg/s；

(2) 蒸發器與吸收器的壓力相同，發生器與冷凝器的工作壓力相同；

(3) 溶液熱回收器的熱入口冷出口之間的溫度差為10 ℃[18]；

(4) 系統處于穩定運行狀態；

(5) 泵功耗忽略不計(理想情況).

吸收式熱泵的循環COP為

(2)

圖4 大溫升型壓縮-吸收式熱泵循環的模塊流程圖Fig.4 Module flowchart of large-temperature-lift compression-absorption heat pump cycle

2.3 整體系統模型

對所建立的R245fa壓縮循環模型與溴化鋰-水吸收循環模型進行驗證，獲得的循環COP及其誤差如表1和2所示.其中：Tc為冷凝溫度；Te為蒸發溫度；Tg為發生溫度；Ta為吸收溫度；Δ1為R245fa壓縮熱泵循環模型誤差；Δ2為溴化鋰-水吸收循環模型誤差.在R245fa壓縮循環模型中，將利用Aspen Plus建立的模型獲得的循環最優能效比與文獻[19] 獲得的循環最優能效比(COP19)進行比較，二者的誤差絕對值為0.003%～2.44%；在溴化鋰-水吸收循環模型中，利用Aspen Plus建立的模型獲得循環最優能效比與文獻[20]中的循環最優能效比(COP20)進行比較，二者的誤差絕對值為0.19%～0.64%.由表1和2可知，獲得的最大誤差為2.44%，在可接受范圍內，證明了利用Aspen Plus軟件建立的熱泵循環模型的有效性.

在完成壓縮式熱泵和吸收式熱泵的部分建模后，根據大溫升型循環和高溫輸出型循環建立壓縮-吸收式熱泵不同耦合方式的整體循環模型[21-22].

表1 R245fa壓縮熱泵循環模型驗證Tab.1 Validation of R245fa compression heat pump model

表2 溴化鋰-水吸收熱泵循環模型驗證Tab.2 Validation of LiBr-H2O absorption heat pump model

2.3.1大溫升型壓縮-吸收式熱泵循環 低溫余熱適用的大溫升型循環將壓縮子循環放出的熱量用于吸收子循環的輸入熱量，結合以上兩個模型建立數學模型，其模塊流程圖如圖4所示.工業余熱是無成本能量輸入，故有成本能量輸入的只有壓縮機所做的功，則整體循環COP為

(3)

圖5 高溫輸出型壓縮-吸收式熱泵循環的模塊流程圖Fig.5 Module flowchart of high-temperature-output compression-absorption heat pump cycle

2.3.2高溫輸出型壓縮-吸收式熱泵循環 中溫余熱適用的高溫輸出型循環是將壓縮子循環釋放的熱量供給吸收子循環的發生器，建立數學模型，其模塊流程圖如圖5所示.其中：Qc1為壓縮子循環冷凝器供給吸收子循環發生器的熱量；Qc2為吸收子循環冷凝器供給壓縮子循環蒸發器的熱量.工業余熱是無成本能量輸入，在高溫輸出型循環中，吸收子循環冷凝端供給壓縮子循環蒸發端所需熱量，故該循環中，有成本能量輸入的只有壓縮機所做的功，則循環COP的計算公式同式(3).

3 計算結果與討論

3.1 大溫升型壓縮-吸收式熱泵循環的性能分析

設定默認工況如下：壓縮子循環的蒸發溫度為35 ℃，冷凝溫度為65 ℃；吸收子循環的蒸發溫度等于發生溫度(比壓縮子循環的冷凝溫度恒低3 ℃[18])，冷凝溫度為20 ℃，吸收溫度為105 ℃.分別根據壓縮子循環的蒸發溫度、壓縮子循環的冷凝溫度和吸收溫度對系統進行性能分析.

大溫升型循環中，壓縮子循環的冷凝溫度代表了中間熱輸出，循環COP隨壓縮子循環冷凝溫度的變化趨勢如圖6所示.由圖6可知，循環COP隨著壓縮子循環冷凝溫度的升高先迅速升高后緩慢降低，循環COP存在一個最優值.隨著壓縮子循環冷凝溫度的升高，壓縮子循環COP降低，吸收子循環COP升高.當溫度小于63 ℃時，吸收子循環的效率提升大于壓縮子循環的效率降低；當溫度大于63 ℃時，吸收子循環的效率提升緩慢，整體循環COP則呈現緩慢下降的趨勢.其中，在冷凝溫度小于61 ℃時，吸收子循環因結晶問題無法完成，故壓縮冷凝溫度從61 ℃開始.

大溫升型循環中壓縮子循環的蒸發溫度代表了余熱溫度，循環最優COP(COPmax)及其對應的冷凝溫度隨壓縮子循環蒸發溫度的變化趨勢如圖7所示.由圖7可知，循環最優COP隨著壓縮子循環蒸發溫度的升高而升高，對應的冷凝溫度恒定為63 ℃.由于壓縮子循環冷凝溫度不變，隨著壓縮子循環蒸發溫度的升高，所需提升的溫差逐漸變小，壓縮機入口到出口壓縮蒸氣的難度降低，壓縮效率有所提高.在此工況下，當余熱溫度為35 ℃時，循環最優COP約為2.7.

圖6 大溫升型壓縮-吸收式熱泵循環COP隨壓縮子循環冷凝溫度的變化Fig.6 Variation of COP of large-temperature-lift compression-absorption heat pump cycle with condensation temperature of compression sub-cycle

圖7 大溫升型壓縮-吸收式熱泵循環最優COP隨壓縮子循環蒸發溫度的變化Fig.7 Variation of optimized COP of large-temperature-lift compression-absorption heat pump cycle with evaporation temperature of compression sub-cycle

圖8 大溫升型壓縮-吸收式熱泵循環最優COP隨吸收子循環吸收溫度的變化Fig.8 Variation of optimized COP of large-temperature-lift compression-absorption heat pump cycle with absorption temperature of absorption sub-cycle

大溫升型循環中吸收子循環的吸收溫度代表了熱輸出，循環最優COP及其對應的冷凝溫度隨吸收子循環吸收溫度的變化趨勢如圖8所示.由圖8可知，當溫度為100～125 ℃時，隨著吸收子循環吸收溫度的升高，循環最優COP逐漸下降，對應的冷凝溫度逐漸升高.由于吸收溫度升高，吸收結束后的溶液濃度升高，導致吸收結束后的溶液濃度與發生結束后的溶液濃度之差減小，釋放的熱量減少，故循環最優COP逐漸下降.

3.2 高溫輸出型壓縮-吸收式熱泵循環的性能分析

設定的默認工況如下：壓縮子循環的蒸發溫度為17 ℃，冷凝溫度為65 ℃；吸收子循環的發生溫度比壓縮子循環的冷凝溫度低3 ℃，蒸發溫度(余熱供給)為65 ℃，冷凝溫度為20 ℃，吸收溫度為105 ℃.分別根據壓縮子循環的冷凝溫度、吸收子循環的吸收溫度和蒸發溫度對系統進行性能分析.

高溫輸出型循環中壓縮子循環冷凝溫度代表了中間熱輸出，循環COP隨壓縮子循環冷凝溫度的變化趨勢如圖9所示.由圖9可知，循環COP隨著壓縮子循環冷凝溫度的升高而降低，當冷凝溫度為55～70 ℃時，循環最優COP為冷凝溫度的最小值所對應的COP值.由于壓縮子循環冷凝溫度升高，壓縮子循環COP降低，但吸收子循環COP為吸收熱和發生熱的比值，約等于1.0，所以循環COP主要隨壓縮子循環COP的變化而變化.

圖9 高溫輸出型壓縮-吸收式熱泵循環COP隨壓縮子循環冷凝溫度的變化Fig.9 Variation of COP of high-temperature-output compression-absorption heat pump cycle with condensation temperature of compression sub-cycle

高溫輸出型循環中吸收子循環蒸發溫度代表了余熱溫度，循環最優COP及其對應的冷凝溫度隨吸收子循環蒸發溫度的變化趨勢如圖10所示.由圖10可知，當冷凝溫度為55～70 ℃時，循環最優COP隨著吸收子循環蒸發溫度的升高而略微升高，對應的冷凝溫度為55 ℃.由于壓縮冷凝溫度和蒸發溫度保持不變，所以壓縮子循環COP不變，而吸收子循環COP隨余熱溫度的升高而升高，循環最優COP略微升高.

圖10 高溫輸出型壓縮-吸收式熱泵循環最優COP隨吸收子循環蒸發溫度的變化Fig.10 Variation of optimized COP of high-temperature-output compression-absorption heat pump cycle with evaporation temperature of absorption sub-cycle

圖11 高溫輸出型壓縮-吸收式熱泵循環最優COP隨吸收子循環吸收溫度的變化Fig.11 Variation of optimized COP of high-temperature-output compression-absorption heat pump cycle with absorption temperature of absorption sub-cycle

高溫輸出型循環中吸收子循環的吸收溫度代表了熱輸出并作為供給熱源，循環最優COP及其對應的冷凝溫度隨吸收子循環吸收溫度的變化趨勢如圖11所示.由圖11可知，當冷凝溫度為55～70 ℃、吸收子循環吸收溫度為100～112 ℃時，隨著吸收子循環吸收溫度的升高，循環最優COP基本不變.當溫度超過112 ℃時，循環最優COP隨著吸收子循環吸收溫度的升高而略微下降，對應的冷凝溫度不變.由于有限的余熱溫度限制了吸收器的蒸發溫度(壓力)，所以循環的熱輸出能力受限.在該循環中，壓縮機效率恒定，且吸收熱和發生熱的比例幾乎是1∶1，故循環最優COP幾乎不變.但隨著吸收子循環吸收溫度的升高，吸收器的放熱量減少，使循環的能量密度降低.

3.3 與R245fa壓縮式熱泵的對比

為了更好地體現所提壓縮-吸收式熱泵的優勢，分別根據相應工況下的循環COP對系統進行性能分析：① 當蒸發溫度分別為35 ℃和65 ℃時，R245fa壓縮式熱泵的循環COP隨冷凝溫度的變化；② 當余熱溫度為35 ℃時，大溫升型循環和R245fa壓縮式熱泵的循環最優COP隨輸出溫度的變化；③ 當余熱溫度為65 ℃時，高溫輸出型循環與R245fa壓縮式熱泵的循環最優COP隨輸出溫度的變化.

當蒸發溫度為35 ℃和65 ℃時，以R245fa為制冷劑的壓縮式熱泵循環COP隨冷凝溫度的變化趨勢如圖12所示.由圖12可知，循環COP隨著冷凝溫度的升高而降低.

當余熱溫度為35 ℃時，大溫升型循環和R245fa壓縮式熱泵循環的最優COP隨輸出溫度(To)的變化趨勢如圖13所示.由圖13可知，大溫升型循環和R245fa壓縮式熱泵循環的COP隨著輸出溫度的升高而降低.當余熱溫度為35 ℃、輸出溫度為100～125 ℃時，大溫升型循環的最優COP明顯優于R245fa壓縮式熱泵循環.

當余熱溫度為65 ℃時，高溫輸出型循環和R245fa壓縮式熱泵循環的最優COP隨輸出溫度的變化趨勢如圖14所示.由圖14可知，隨著輸出溫度的升高，R245fa壓縮式熱泵的循環COP迅速下降.當溫度超過106 ℃時，隨著輸出溫度的升高，高溫輸

圖12 R245fa壓縮式熱泵的循環COP隨冷凝溫度的變化Fig.12 Variation of cyclic COP of R245fa compression heat pump with condensation temperature

圖13 大溫升型循環和R245fa壓縮式熱泵的循環最優COP隨輸出溫度的變化Fig.13 Variation of optimized COP of large-temperature-lift cycle and R245fa compression heat pump with output temperature

圖14 高溫輸出型循環和R245fa壓縮式熱泵的循環最優COP隨輸出溫度的變化Fig.14 Variation of optimized COP of high-temperature-output cycle and R245fa compression heat pump with output temperature

出型循環的最優COP略微下降.在65 ℃的余熱溫度下，當輸出溫度高于107 ℃時，高溫輸出型循環的最優COP明顯優于R245fa壓縮式熱泵循環.

4 結論

為了更好地利用低溫工業余熱并將其轉化為高品位熱能，本文針對將低溫余熱提升到100 ℃以上的應用場景提出將壓縮式熱泵和吸收式熱泵進行耦合的方式來實現工業余熱的高效利用.針對不同溫度提升場景，進一步提出大溫升型循環和高溫輸出型循環，并對兩種循環進行了性能分析并獲得以下結論：

(1) 大溫升型循環可以將余熱從30～40 ℃提升至110 ℃以上，溫升為70～80 ℃，當所需溫度為110 ℃時，循環最優COP約為2.58.

(2) 當輸出溫度為110 ℃時，余熱供給蒸發器的高溫輸出型循環的最優COP約為2.83.

(3) 當所需溫度超過107 ℃時，高溫輸出型循環明顯優于R245fa壓縮式循環.

此外，本文還對比了新型循環與傳統壓縮式熱泵循環的性能，發現大溫升型循環和高溫輸出型循環均可以實現將余熱溫度提升至110 ℃及以上.在一定的溫度范圍內，相比于R245fa壓縮式熱泵循環具有明顯的優勢，且系統效率比吸收式熱泵高，適用于高溫高壓輸出工況下的穩定工作，在未來值得進行更深入的實驗及研究.