流体机械

参数	R1336mzz（Z）	R1234ze（Z）	R245fa	R1233zd（E）
GWP（100年，CO₂=1）	18~22	<1	950~1 030	1~7
ODP	0	0	0	0.000 34
安全分类	A1	AL2	B1	A1
临界温度/K	444.5	423.27	427.20	439.6
临界压力/MPa	2.903	3.530 6	3.651	3.623 7
冷凝潜热/（10³ kJ⋅kg^-1）	85	61	65	89
过热度（α=0.2，η=0.9）/K	23.9	1.9	8.3	7.2
过冷度（α=0.2）/K	9.0	5.0	5.7	10.4
最优中间压力/MPa	0.79	1.51	1.38	1.12
中间温度/℃	104.64	105.33	103.98	103.55
压比	2.72	2.50	2.59	2.53
COP	2.11	1.76	1.75	2.08

参数	R1336mzz（Z）	R1234ze（Z）	R245fa	R1233zd（E）
GWP（100年，CO₂=1）	18~22	<1	950~1 030	1~7
ODP	0	0	0	0.000 34
安全分类	A1	AL2	B1	A1
临界温度/K	444.5	423.27	427.20	439.6
临界压力/MPa	2.903	3.530 6	3.651	3.623 7
冷凝潜热/（10³ kJ⋅kg^-1）	85	61	65	89
过热度（α=0.2，η=0.9）/K	23.9	1.9	8.3	7.2
过冷度（α=0.2）/K	9.0	5.0	5.7	10.4
最优中间压力/MPa	0.79	1.51	1.38	1.12
中间温度/℃	104.64	105.33	103.98	103.55
压比	2.72	2.50	2.59	2.53
COP	2.11	1.76	1.75	2.08

工质	R1336mzz（Z）	R1234ze（Z）	R245fa	R1233zd（E）	R152a	R134a
R1336mzz（Z）	COP	2.20	2.26	2.05	2.21	2.13	1.96
T_m/℃	102	104	103	104	100	94
R1234ze（Z）	COP	2.08	2.13	2.08	2.15	2.03	1.87
T_m/℃	102	105	103	105	100	93
R245fa	COP	2.09	2.14	2.11	2.16	2.03	1.81
T_m/℃	103	105	104	106	101	94
R1233zd（E）	COP	2.25	2.30	2.26	2.31	2.19	2.04
T_m/℃	100	102	101	102	98	92

工质	R1336mzz（Z）	R1234ze（Z）	R245fa	R1233zd（E）	R152a	R134a
R1336mzz（Z）	COP	2.20	2.26	2.05	2.21	2.13	1.96
T_m/℃	102	104	103	104	100	94
R1234ze（Z）	COP	2.08	2.13	2.08	2.15	2.03	1.87
T_m/℃	102	105	103	105	100	93
R245fa	COP	2.09	2.14	2.11	2.16	2.03	1.81
T_m/℃	103	105	104	106	101	94
R1233zd（E）	COP	2.25	2.30	2.26	2.31	2.19	2.04
T_m/℃	100	102	101	102	98	92

140 ℃蒸汽热泵循环热力性能优化研究

胡智辉 ¹^,² , 曹伟力 ³ , 李璐伶 ¹^,² , 廖雯芬 ¹^,² , 刘建辉 ¹^,² , 李帅旗 ³ , 冯自平 ³

流体机械 | 设计计算 2026,54(3): 56-64

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流体机械 |设计计算 2026 , 54 (3) : 56 -64

140 ℃蒸汽热泵循环热力性能优化研究

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胡智辉¹^,², 曹伟力³, 李璐伶¹^,², 廖雯芬¹^,², 刘建辉¹^,², 李帅旗³, 冯自平³

作者信息

¹深圳市燃气集团股份有限公司，广东深圳 518031

²深圳市燃气安全风险管控重点实验室，广东深圳 518035

³中国科学院广州能源研究所，广州 510640

通讯作者:

李帅旗（1991），男，博士，高级工程师，主要从事先进热泵技术及应用研究，通信地址：510640广东省广州市天河区能源路2号中国科学院广州能源研究所，E-mail：lisq@ms.giec.ac.cn。

作者简介:

胡智辉（1985），男，博士，工程师，主要从事新能源、节能技术研究，E-mail：huzh103@szgas.com.cn。

Research on optimization of circulating thermal performance of 140 ℃ steam heat pump

Zhihui HU¹^,², Weili CAO³, Luling LI¹^,², Wenfen LIAO¹^,², Jianhui LIU¹^,², Shuaiqi LI³, Ziping FENG³

Affiliations

¹Shenzhen Gas Group Co.，Ltd.，Shenzhen 518031，China

²Shenzhen Key Laboratory of Gas Safety Risk Control，Shenzhen 518035，China

³Guangzhou Institute of Energy Conversion，Chinese Academy of Sciences，Guangzhou 510640，China

出版时间: 2026-03-30 doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.03.007

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摘要

收起

针对高温热泵在宽温升条件下性能受限的问题，提出利用70 ℃工业余热高效制取140 ℃蒸汽的热泵循环方案。在蒸发温度60 ℃、冷凝温度145 ℃的典型工况下，选取R1233zd（E），R1336mzz（Z），R1234ze（Z）及R245fa四种高温工质，对比分析其在准二级压缩热泵循环中的适应性，研究中间压力、过冷度、过热度及工况波动对系统性能系数（COP）的影响规律。进一步构建复叠式压缩热泵系统模型，以中间温度对COP的影响为例，对比复叠式压缩热泵与准二级压缩热泵。结果表明，在准二级压缩热泵循环中，最优中间压力约为几何平均压力的1.2倍，且最小过热度受工况影响明显；在复叠式压缩热泵系统中，采用R1233zd（E）作为高、低温级工质时系统性能最优，在中间换热温差为5 ℃时，其COP较准二级压缩系统提升约12%；R1233zd（E）在本研究工况下展现出显著的综合性能优势。研究可为准二级与复叠式高温热泵系统的优化设计，以及环保高效工质的筛选提供理论依据。

关键词

准二级压缩 / R1233zd（E） / 过热度 / 过冷度 / 中间温度

Abstract

收起

To address the issue of performance limitations of high‑temperature heat pumps under wide temperature lift conditions，a heat pump cycle scheme was proposed to efficiently generate 140 ℃steam using 70 ℃ industrial waste heat.Under typical operating conditions with an evaporation temperature of 60 ℃ and a condensation temperature of 145 ℃，four high‑temperature working fluids，namely R1233zd（E），R1336mzz（Z），R1234ze（Z） and R245fa were selected to analyze their suitability in a quasi‑second‑stage compression heat pump cycle.The effects of intermediate pressure，subcooling degree，superheat degree and operating condition fluctuation on the coefficient of performance （COP） of the system were investigated.Furthermore，a cascade compression heat pump system model was developed，taking the influence of intermediate temperature on COP as an example，a comparison between the cascade compression heat pump and the quasi‑second‑stage compression heat pump was conducted.The results indicate that in the quasi‑second‑stage compression heat pump cycle，the optimal intermediate pressure is approximately 1.2 times the geometric mean pressure，and the minimum superheat degree is significantly affected by the operating conditions.In the cascade compression heat pump system，the optimal performance is achieved when R1233zd（E） is used as the working fluid in both the high‑temperature and low‑temperature stages.With an intermediate heat exchange temperature difference of 5 ℃，the COP is improved by approximately 12% compared with the quasi‑second‑stage compression system.R1233zd（E） demonstrates significant comprehensive performance advantages under the operating conditions in this study.This research can provide a theoretical basis for the system optimization design of quasi‑second‑stage and cascade high‑temperature heat pumps，as well as for the selection of environmentally friendly and highly efficient working fluids.

Key words

quasi‑second‑stage compression / R1233zd（E） / superheat degree / subcooling degree / intermediate temperature

引用本文

胡智辉, 曹伟力, 李璐伶, 廖雯芬, 刘建辉, 李帅旗, 冯自平. 140 ℃蒸汽热泵循环热力性能优化研究. 流体机械, 2026 , 54 (3) : 56 -64 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.03.007

Zhihui HU, Weili CAO, Luling LI, Wenfen LIAO, Jianhui LIU, Shuaiqi LI, Ziping FENG. Research on optimization of circulating thermal performance of 140 ℃ steam heat pump[J]. Fluid Machinery, 2026 , 54 (3) : 56 -64 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.03.007

正文

收起

0　引言

收起

近年来，工业蒸汽节能低碳化供应展现出巨大市场潜力，热泵技术通过回收利用工业低温废热，有效推动了工业蒸汽生产的电气化与脱碳进程^［1］。其中，140 ℃中低压蒸汽可覆盖工业蒸汽使用需求的30%~40%，广泛应用于食品蒸煮、食品CIP清洗、食品杀菌、化工浓缩、医疗杀菌、布草烘干、转轮除湿再生、塑料膨化等多个领域^［2-5］，以酿酒行业为例，蒸汽热泵有望实现1.57×10⁸ GJ的热能替代，运行成本不超过燃气锅炉和电锅炉的60%^［6-7］。然而，蒸汽热泵系统实际应用中，面临压缩机压比高、排气温度高和系统循环性能低等诸多问题，严重影响系统的可靠性与经济性。这一问题在单机压缩热泵中尤为突出，吴锋明等^［8］用单机高温热泵构建的蒸汽发生系统，冷凝温度最高设在125 ℃，机组平均压比为6.09，最高可达8.28，等熵效率和容积效率因温升而下降明显。应对大温升工况，当前研究多聚焦于复叠式热泵系统，姜志鹏等^［9］采用复叠式高温热泵产生的100~130 ℃蒸汽，并用蒸汽压缩机将蒸汽压至140~170 ℃；李亚南等^［10］在热源温度-25~20 ℃工况下，通过复叠式热泵系统制取120 ℃热水；YANG等^［11］在研究中针对复叠式温热泵开展了系统特性、性能优化等多维度分析。上述研究在对复叠式热泵系统优化中均提到了最佳中间温度的寻优，并且采用一个中间补气准二级压缩循环和一个单级压缩循环进行复叠。然而，复叠式系统结构较为复杂，初期投资较大，运行维护困难。结构简单的准二级压缩技术能否单独应对高温热泵所面临的挑战有待研究。目前，准二级压缩热泵技术主要应用于热源温度低于0 ℃的低温工况或二氧化碳超临界压缩循环系统，常用于制备100 ℃以下热水^［12］、寒冷区域建筑供暖^［13］，以及车载空调供热^［14］等对输出温度要求不高的场景。在高温热泵领域中，单独采用准二级压缩系统的实际应用案例较少。随着耐高温工质的研发和压缩机技术的进步，具备结构简单、初始投资成本较低等特点的准二级压缩技术，有望在高温应用场景中发挥更显著的优势。

综上所述，本文以循环温升最高至85 ℃，直接制取140 ℃蒸汽的热泵为研究对象，开展准二级压缩循环的中间压力、过冷度、过热度、冷凝温度和蒸发温度对系统热力性能的影响，研究复叠式循环系统中不同工质对系统的适应性，并对两系统进行对比分析，获得140 ℃蒸汽热泵循环系统优化性能参数，为实际工程中高温热泵工质筛选与系统设计提供理论依据。

1　准二级压缩系统

收起

1.1　系统原理

准二级压缩热泵系统设计工况：热源温度为70 ℃，蒸发温度为60 ℃，冷凝温度为145 ℃，蒸汽侧补水泵间断性常温供水（20 ℃），在蒸汽发生器（冷凝器）加热沸腾至140 ℃的饱和蒸汽。该系统采用一级节流与经济器过冷后分流补气的方式。

准二级压缩热泵系统中，考虑实际高温工况，选取3种环保工质R1233zd（E），R1336mzz（Z），R1234ze（Z）和常见的高温工质R245fa。

热泵系统如图1所示，图中各点与数学模型中的状态点相对应。循环流程如下：气态工质从状态点1进入压缩机低压级，被压缩至状态点2；随后与来自中间补气状态点3的工质进行等压混合，达到状态点4；混合后经高压级压缩至状态点5；进入冷凝器释放热量，加热水产生蒸汽，工质冷凝为高温高压液体，到达状态点6；经经济器冷却过冷为状态点7；此后工质一部分经辅节流阀节流至状态点8，进入经济器提供冷量，吸热变为状态点3，另一部分经主节流阀节流至状态点9，进入蒸发器吸收热量，汽化至状态点1，完成循环。

1.2　数学模型

在数学模型中，各状态点热力学状态参数由REFPROP10.0软件调入，模拟软件用Python3.13。为明确研究参数对热泵循环性能的影响，在建立模型与分析前作以下假设：（1）冷凝器出口状态点6无过冷度，经济器出口状态点3无过热度；（2）状态点2，3等压混合至状态点4，无混合压缩功；（3）节流阀和换热器等部件无压降和热损失；（4）机械效率η_m设为0.9，不随工况变化。

压缩比增加会使实际压缩过程偏离理想等熵过程，导致等熵效率下降^［15］。相关研究人员基于大量的压缩机试验数据^［16-18］，拟合得到仅考虑压缩比的等熵效率经验公式如式（1）所示，该经验公式在热泵系统中仿真效果良好^［19-20］。

η = C 1 - K C P g P d

（1）

式中，η为等熵效率；C，K为经验常数；P_g，P_d为压缩机排气压力和吸气压力。

仿真中等熵效率在0.4~0.8范围内，按线性关系，R1233zd（E），R245fa，R1234ze（Z），R1336mzz（Z）等熵效率经验公式分别如式（2）~（5）所示：

η = 0.875 5 - 0.075 5 P g / P d

（2）

η = 0.870 2 - 0.070 2 P g / P d

（3）

η = 0.872 2 - 0.072 2 P g / P d

（4）

η = 0.862 7 - 0.062 7 P g / P d

（5）

设高压级压缩工质流量维持1 kg/s不变，经济器补气量为a kg/s，低压级压缩工资制冷剂质量流量为（1-a） kg/s。此时，α=a/1定义为分液比α。

状态点2，3等压混合到状态点4时：

h 4 = α h 3 + (1 - α) h 2

（6）

式中，h为比焓，kJ/kg。

工质低压级压缩排气状态点2：

h 2 = h 1 + (h 2 i d e a l - h 1) / η d

（7）

工质高压级压缩排气状态点5：

h 5 = h 4 + (h 5 i d e a l - h 4) / η g

（8）

式中，h_2ideal由状态点1处的熵和中间压力结合查寻而得；h_5ideal由状态点4处的熵和冷凝压力结合查寻而得。

低压级压缩功W_d：

W d = (1 - α) Q m (h 2 - h 1)

（9）

高压级压缩功W_g：

W g = Q m (h 5 - h 4)

（10）

总压缩功W_z：

W z = (W d + W g) / η m

（11）

式中，W为功率，kW；Q_m为质量流量，kg/s。

冷凝器换热量Q_cond：

Q c o n d = Q m (h 5 - h 6)

（12）

辅节流阀：

h 7 = h 8

（13）

主节流阀：

h 7 = h 9

（14）

经济器模型：

α (h 3 - h 8) = (h 6 - h 7)

（15）

热泵循环能效比（coefficient of performance，COP）：

C O P = Q c o n d / W z

（16）

2　系统参数的影响分析

收起

2.1　中间压力的影响分析

理想两级压缩过程中，压缩机总功对中间压力偏导求极值和几何平均压力。

W z = n P 1 V 1 n - 1 [(P m P 1) (n - 1) / n

（17）

∂ W z ∂ P m = P 1 V 1 P m [(P m P 1) (n - 1) / n - (P 5 P m) (n - 1) / n]

（18）

求极值得：

P m = P 1 P 5

（19）

R1233zd（E），R245fa，R1234ze（Z），R1336mzz（Z）几何平均压力分别为0.99，1.29，1.20，0.66 MPa。图2示出4种工质COP随中间压力的变化。最优中间压力分别为1.13，1.38，1.51，0.79 MPa，为自身几何平均压力的1.2倍左右，与文献［21-22］的研究结果基本一致。

准二级压缩与理想两级压缩相比，高、低压级压缩流量不同［高低压级流量比为1/（1-a）］，且二级吸气温度（状态点4温度）高于一级吸气温度（状态点1温度）。实际工程中，最优中间压力受压缩机和换热器件性能等方面影响，如高、低压级等熵效率不同会导致最优中间压力的偏离^［23］。

2.2　过冷度的影响分析

本文一次过冷度假设为0 K，文中过冷度均为二次过冷度。图3示出过冷度对冷凝器热负荷和压缩机功率的影响，随着过冷度T_sc增大，所需分液比α随之增大，则流经低压级压缩工质流量（1-a）减小，故低压级压缩功率W_d大幅减小；同时中间混合冷却程度增加，状态点4点焓值减小，高压级压缩功率W_g略微下降。随着过冷度由2 K增加至18 K，冷凝器热负荷下降约3.5%，压缩机功率下降约15%，可得COP增加约14%。

由图4可知，过冷度由2 K增加至18 K，R1233zd（E），R245fa，R1234ze（Z），R1336mzz（Z）的COP分别增加约14%，21%，20%，14%。

根据工程和其他研究者的经验^［24-25］，本研究分液比定为0.2，这时R1233zd（E），R245fa，R1234ze（Z），R1336mzz（Z）过冷度分别为10.4，5.7，5.0，9.0 K。

2.3　过热度的影响分析

高温热泵冷媒均为干工质，其压焓图中饱和气体线斜率大于0，压缩过程存在进入两相区而造成湿压缩的风险，为保证压缩机安全，需要增大吸气过热度（简称过热度），而为了提高系统效率，又需要减小过热度^［26］，因此，需要研究过热度对系统性能的影响规律。

求解最小过热度时，自准二级压缩高、低压两级排气饱和状态点迭代，求得吸气状态点。状态点2，4和分液比a在经济器综合校核出最小过热度。升压段分多小段迭代，根据第1.2.1节等熵效率经验公式，等熵效率可化简为0.8；中间压力参考2.1节；分液比为0.2，在设计工况计算得出工质R1233zd（E），R245fa，R1234ze（Z），R1336mzz（Z）最小过热度分别为7.2，8.3，1.9，23.8 K。

图5示出4种工质最小过热度热图，蒸发温度T_evap为40~65 ℃，冷凝温度T_cond为110~150 ℃。

从图5可知，工况向蒸发温度减小、冷凝温度增加等不利工况波动时，R1233zd（E），R245fa，R1234ze（Z），R1336mzz（Z）最小过热度分别上升58%，71%，41%，117%。其中，R1336mzz（Z）最小过热度可达32 K，蒸发温度60 ℃时，蒸发器出口温度为92 ℃，高于设定热源温度70 ℃。降低蒸发温度至40 ℃时，最小过热度为29.69 K，为适应70 ℃的热源温度，蒸发温度需降到40 ℃以下，导致机组COP大幅减小。

图6示出4种工质的准二级压缩热泵压焓图，R1234ze（Z）和R245fa的冷凝过程接近其临界点，潜热值较小，实际循环时可能出现超临界工况。

2.4　蒸发温度与冷凝温度的影响分析

图7（a）示出COP三维分布，图中可以看出蒸发温度30 ℃与35 ℃之间的斜线分界。高于该斜线时，R1336mzz（Z）的COP较高；低于该斜线时，R1233zd（E）的COP较高。R1336mzz（Z）的过热度显著高于其他工质，排气口状态点右移，冷凝焓差增大，COP增大。热源温度同为70 ℃时，R1336mzz（Z）工况为蒸发温度40 ℃、冷凝温度145 ℃；其余3种工质可处于设计工况，此时R1336mzz（Z）的循环性能最差。图7（b）示出压比三维分布，R1233zd（E）的压比相对较小。结合图2可知，R1233zd（E）的压力跨度和排气压力均处较低水平。等熵效率对压强变化较敏感，在高温工况下，R1233zd（E）热泵循环等熵效率表现出更好稳定性。而R1336mzz（Z）的压比对温升较敏感，是在斜线分界以下COP低于R1233zd（E）的重要因素。

表1列出4种工质物理特性，R1233zd（E）在环保、安全和高温热泵循环适应性能3方面相较其他高温热泵工质具有优越性。

3　复叠式热泵循环系统

收起

3.1　复叠式热泵循环系统模型

复叠式热泵循环系统依照循环工况分为低温循环和高温循环。中间蒸发冷凝器遵循质量和能量守恒。在蒸发温度60 ℃、冷凝温度145 ℃的工况下，设定两级循环中间温差为低温循环冷凝温度和高温循环蒸发温度的差值，中间温度为两者的数学平均数，初始模型设定中间温差为5 ℃。

3.2　复叠式热泵循环系统中间温度的影响分析

复叠式热泵循环系统中低温循环引入R134a（临界温度约101 ℃）和R152a（临界温度约113 ℃）。表2列出24组工质对的最优中间温度和对应COP。其中，低温循环工质配对运行时，R1336mzz（Z）所需最小过热度区间为3.70~4.44 K，R245fa所需最小过热度区间为0.04~0.73 K，其余低温工质最小过热度为0 K；高温侧循环配对运行时，R1336mzz（Z）所需最小过热度区间为4.93~6.26 K，其余高温工质最小过热度为0 K。高低温级循环采用同种工质时，表2中的中间温度T_m与表1中最优中间压力对应温度较为接近。复叠式热泵系统中，R1233zd（E），R1234ze（E）分别作为高、低温工质时，相较于其他工质对，系统COP较高。高、低温工质均采用R1233zd（E）时，系统COP最高。

3.3　复叠式与准二级热泵循环性能对比

准二级热泵循环系统中，状态点4温度为系统中间温度。复叠式热泵循环中工质对均采用R1233zd（E）时，系统COP最高，与准二级热泵循环中工质为R1233zd（E）时的性能进行对比。图8示出中间温差为5 ℃时，在中间温度为85~120 ℃，复叠式热泵循环COP高于准二级热泵循环放热的COP，在两者COP最优时，复叠式热泵循环高约12%。中间温差为10 ℃时，准二级热泵循环优于复叠式热泵循环性能。相同运行工况下，复叠式热泵循环COP高于准二级压缩热泵循环。主要原因为复叠式热泵循环系统中高温循环质量流量是低温循环质量流量的两倍多，相当于准二级压缩分液比要大于1，目前准二级热泵循环系统达不到。2个系统制取相同热量时，复叠式热泵循环系统投入的工质循环量是准二级热泵循环系统的1.5倍。准二级热泵循环系统相较于复叠式热泵循环系统结构简单，投资较少，仍具有优势。

4　模型验证

收起

中间压力、过冷度及过热度等参数设定采用本文讨论结果时，准二级热泵循环系统COP模拟数据与文献［27］试验数据对比如图9所示。

从图可见，模拟得到的COP平均误差为-7%，范围在-1.7%~-13%。模拟值皆高于试验值，造成该差异的原因包括3个方面：（1）实际工程中换热器存在压降，尤其在高温热泵循环系统中影响显著；（2）新型工质与压缩机匹配性较差，实际等熵效率较低；（3）文献［27］中未明确中间压力、过冷度及过热度等关键参数，试验系统可能未在最优参数设置下运行。

根据工程经验和前文讨论，复叠式热泵模型中参数暂做以下假设：高、低温循环热泵等熵效率均取0.7；中间温差10 ℃；热源温度减去5 ℃，作为蒸发温度；供水温度加5 ℃，作为冷凝温度。

高温工质采用R134a，低温工质采用R410a（临界温度约73 ℃）时，复叠式热泵循环系统COP的模拟数据与文献［28］试验数据对比如图10（a）所示；高低温工质分别采用R245fa和R134a，冷凝温度固定为125 ℃时，复叠式热泵循环系统COP的模拟数据与文献［9］试验数据（去除文献［9］蒸汽压缩机功率）对比如图10（b）所示。

复叠式热泵模型与文献［28］的试验结果平均相对误差为2.2%，与文献［9］的试验结果平均误差为12.8%。模拟得到的COP变化趋势与试验结果一致，满足用于与准二级压缩热泵循环系统对比分析的要求。

5　结论

收起

（1）准二级热泵循环存在最优中间压力，与高、低压几何平均压力密切相关，本文模型工质的最优中间压力约为几何平均压力的1.2倍。

（2）在准二级热泵循环额定工况下，R1233zd（E），R1234ze（Z），R245fa，R1336mzz（Z）的最小过热度分别为7.2，1.9，8.3，23.9 K。

（3）R1336mzz（Z）的压比对温升变化较为敏感，高温升时等熵效率下降明显。蒸发温度较低时，R1233zd（E）的COP性能优于R1336mzz（Z）。R1233zd（E）适用于高温升工况和低温度热源。

（4）复叠式热泵循环系统中，最优中间温度接近准二级热泵循环系统的中间温度。高、低温循环工质均为R1233zd（E）时，COP最高。复叠式热泵循环系统中间温差取5 ℃时，COP比准二级热泵循环系统高约12%，中间温差取10 ℃最优循环时，接近准二级热泵循环系统的COP。

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2026年第54卷第3期

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doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.03.007

接收时间：2025-09-26
首发时间：2026-10-22
出版时间：2026-03-30

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收稿日期：2025-09-26
修回日期：2026-01-20

基金

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¹深圳市燃气集团股份有限公司，广东深圳 518031

²深圳市燃气安全风险管控重点实验室，广东深圳 518035

³中国科学院广州能源研究所，广州 510640

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2种不同金属材料的力学参数

科 Family	属数 Number of genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)	属 Genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)
鹅膏菌科Amanitaceae	2	11	5.26	鹅膏菌属 Amanita	10	4.78
小菇科 Mycenaceae	2	12	5.74	丝盖伞属 Inocybe	5	2.39
多孔菌科 Polyporaceae	8	14	6.70	蜡蘑属 Laccaria	5	2.39
红菇科 Russulaceae	3	23	11.00	小皮伞属 Marasmius	6	2.87
				小菇属 Mycena	11	5.26
				光柄菇属 Pluteus	5	2.39
				红菇属 Russula	17	8.13
				栓菌属 Trametes	5	2.39

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