姚良，李敏霞，馬一太，劉雪濤，王啟帆，王派

（天津大學(xué)中低溫?zé)崮芨咝Ю媒逃恐攸c(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津300350）

全球大約有32%的能源消耗最終以水加熱、空間加熱和空間冷卻的形式應(yīng)用于建筑物中，在過去的10年，建筑能耗成為能源需求的最大領(lǐng)域之一[1]。在建筑供暖領(lǐng)域中，常見的供暖方式為燃煤供暖、空氣源熱泵、燃?xì)忮仩t供暖和直接電加熱，其中空氣源熱泵系統(tǒng)的一次能源利用率最高[2]，采用空氣源熱泵系統(tǒng)供暖是一種清潔高效的供暖方式?，F(xiàn)有的空氣源熱泵系統(tǒng)往往采用如R134a、R410A和R22等傳統(tǒng)的制冷劑，而它們具有較高的全球變暖潛力值（GWP），會加劇溫室效應(yīng)，受《基加利修正案》限制，到2030年氫氯氟烴類制冷劑（HCFCs）將基本被淘汰，氫氟烴類制冷劑（HFCs）也將受到嚴(yán)格控制[3]，在此背景下，以CO2為代表的自然工質(zhì)將會得到較快的發(fā)展，同時CO2跨臨界空氣源熱泵系統(tǒng)也將具有較好的發(fā)展前景。

CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)節(jié)流過程存在較大的不可逆損失，隨著氣體冷卻器出口工質(zhì)溫度的升高，系統(tǒng)能效比（COP）降低，不可逆損失增加[4]。在系統(tǒng)優(yōu)化方面，Cao等[5]提出在CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)氣體冷卻器出口處添加機(jī)械過冷輔助循環(huán)的方案，并且該機(jī)械過冷輔助循環(huán)同樣采用CO2作為工質(zhì)，研究結(jié)果表明：與常規(guī)CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)相比，CO2/CO2機(jī)械過冷式熱泵系統(tǒng)COP最大可提升15.3%，并且最優(yōu)排氣壓力可降低39%。Hwang等[6]提出了一種帶中間閃蒸冷卻器的CO2跨臨界雙級壓縮熱泵系統(tǒng)，該系統(tǒng)的中間閃發(fā)冷卻器可繼續(xù)降低CO2氣體冷卻器出口工質(zhì)溫度，研究結(jié)果表明：在蒸發(fā)溫度為-23.3～7.2℃時，該系統(tǒng)的COP比常規(guī)CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)提升30%～40%，并且可以適用于更低的蒸發(fā)溫度。上述兩種熱泵系統(tǒng)熱力性能提升顯著，但系統(tǒng)升級后往往也意味著設(shè)備初投資的提升，尤其是CO2壓縮機(jī)相較于普通工質(zhì)壓縮機(jī)十分昂貴，系統(tǒng)添加一臺CO2壓縮機(jī)，其初始投資成本將大幅度增加。當(dāng)熱力性能提升（運(yùn)行費(fèi)用降低），初投資大幅增加時，系統(tǒng)生命周期總費(fèi)用的變化將不明確。

本文研究了常規(guī)CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)（BASE）以及具有兩臺壓縮機(jī)的CO2雙級壓縮熱泵系統(tǒng)（TSCHPS）和CO2/CO2機(jī) 械 過 冷 式 熱 泵 系 統(tǒng)（MSHPS）在小溫差風(fēng)機(jī)盤管（STD-FCU）、地暖（FCR）以及暖氣片（TDR）這3種散熱終端下熱力學(xué)與經(jīng)濟(jì)性之間的關(guān)系，并且最終給出了3種熱泵系統(tǒng)考慮經(jīng)濟(jì)性后的適用范圍，以期為后續(xù)使用提供參考。

1 系統(tǒng)描述

圖1為3種熱泵系統(tǒng)原理圖，其分別為常規(guī)的CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)（BASE）、帶中間閃發(fā)冷卻器的CO2雙級壓縮熱泵系統(tǒng)（TSCHPS）和CO2/CO2機(jī)械過冷式熱泵系統(tǒng)（MSHPS）。

圖1 CO2熱泵系統(tǒng)原理

如圖1(a)所示，BASE其由蒸發(fā)器、壓縮機(jī)、氣體冷卻器、回?zé)崞骱凸?jié)流閥組成。循環(huán)水在氣體冷卻器中與CO2超臨界氣體進(jìn)行逆流換熱(3-4)，較好的溫度匹配能減少換熱過程的能量損失。

如圖1(b)所示，TSCHPS具有兩臺壓縮機(jī)，第一級壓縮機(jī)排出的氣體進(jìn)入中間閃發(fā)冷卻器中變?yōu)轱柡蜌怏w(2-3)，并繼續(xù)進(jìn)入第二級壓縮機(jī)壓縮，采用雙級壓縮有利于減少壓縮機(jī)能耗[7]。氣體冷卻器出來的高壓CO2制冷劑在5點(diǎn)分為兩路：一路經(jīng)節(jié)流閥1節(jié)流降壓至中間壓力(5-6)，然后進(jìn)入中間冷卻器；另一路流經(jīng)中間冷卻器內(nèi)盤管，被管外制冷劑冷卻(5-7)，再經(jīng)節(jié)流閥2節(jié)流降壓至蒸發(fā)壓力(7-8)。圖2(a)為該系統(tǒng)溫熵圖（T-S）。

如圖1(c)所示，MSHPS由CO2跨臨界主循環(huán)(1-2-3-4-5)與CO2跨臨界過冷輔助循環(huán)(6-7-8-9-10-11)組成，過冷器用于冷卻主循環(huán)氣冷器出口CO2制冷劑，以降低節(jié)流前CO2制冷劑溫度。此外，在輔助循環(huán)的作用下，主循環(huán)過冷段的熱量可以被提升到輔助循環(huán)氣冷器處與循環(huán)水進(jìn)行換熱。循環(huán)水采用并聯(lián)流動，可同時在主循環(huán)和輔助循環(huán)氣冷器處進(jìn)行換熱。圖2(b)所示為該系統(tǒng)溫熵圖（T-S）。

圖2 CO2熱泵系統(tǒng)T-S圖

2 模型建立

2.1 熱力學(xué)模型

本文所涉及的物性參數(shù)均由Refprop9.0提供，系統(tǒng)模型建立在下列條件下進(jìn)行：①忽略系統(tǒng)各換熱器與管道中的壓力損失以及熱量損失；②壓縮機(jī)進(jìn)行的過程為絕熱過程，壓縮機(jī)等熵效率為增壓比的函數(shù)；③GB/T 25127.1規(guī)定熱泵系統(tǒng)名義工況下環(huán)境溫度為-12℃[8]，令環(huán)境溫度與蒸發(fā)溫度的差值設(shè)定為5℃，那么蒸發(fā)溫度取-17℃；④各熱泵系統(tǒng)供熱量為42kW；⑤各換熱器窄點(diǎn)溫差為5℃；⑥壓縮機(jī)排氣溫度上限為140℃[9]，同時為了滿足供暖需求，氣冷器前壓縮機(jī)排氣溫度下限為70℃；⑦本文所涉及的散熱終端供回水溫度如表1所示。

表1 散熱終端供回水溫度

等熵效率公式根據(jù)實(shí)際CO2壓縮機(jī)樣本進(jìn)行擬合，如式(1)所示。

式中，pr為壓縮機(jī)增壓比；a為0.7888；b為-0.05642；c為-15.43；d為-3.524。公式誤差在2.5%以內(nèi)。

各系統(tǒng)性能系數(shù)（COP）計(jì)算公式如式(2)～式(4)所示。

式中，Qgc為系統(tǒng)氣體冷卻器換熱量，kW；Wcomp為壓縮機(jī)耗功，kW；m1、m2、mm、ma分別為流經(jīng)對應(yīng)壓縮機(jī)質(zhì)量流量，kg/s。

2.2 經(jīng)濟(jì)學(xué)模型

為了研究熱泵系統(tǒng)經(jīng)濟(jì)性，定義綜合考慮初投資及運(yùn)行費(fèi)用的目標(biāo)函數(shù)Caa[12]，如式(5)所示。

式中，F(xiàn)CI為固定資本投資（fixed capital investment），元；CRF為資本回收系數(shù)（capital recovery factor）；φ為每年所需要的維護(hù)費(fèi)用系數(shù)；Cao為每年所需運(yùn)行費(fèi)用（annual operating cost），元，即目標(biāo)函數(shù)Caa的含義為在設(shè)備的生命周期內(nèi)折合至每年所需要的綜合成本。

假設(shè)管路、儲液罐及油分等附加費(fèi)用占總投資的15%[10]，以BASE系統(tǒng)舉例，F(xiàn)CI、CRF以及Cao計(jì)算公式如式(6)～式(8)所示。

式中，i為年利率；n為運(yùn)行年限，年；e為電價，元/(kW·h)；t為年運(yùn)行時間，h；下角標(biāo)evap、comp、gc、ihe、val分別代表蒸發(fā)器、壓縮機(jī)、氣冷器、回?zé)崞饕约肮?jié)流閥。

成本估算公式如表2所示，蒸發(fā)器采用翅片管式換熱器，其他換熱器均采用套管式換熱器，所采用換熱公式如表3所示。值得說明的是，CO2物性在臨界點(diǎn)附近會發(fā)生較大幅度變化，氣體冷卻器設(shè)計(jì)過程中采用流體進(jìn)出口平均溫度作為定性溫度會產(chǎn)生較大的誤差，在本文作者課題組以往的設(shè)計(jì)過程中得出該計(jì)算誤差會達(dá)到20%以上，故氣冷器需要進(jìn)行劃分微元分段計(jì)算（以CO2流體溫度變化為依據(jù)，溫度每降低1℃劃分為一段，每一段由于流體進(jìn)出口溫度變化較小則可忽略物性變化所帶來的影響，求出每段換熱面積然后進(jìn)行累加）。

化學(xué)設(shè)備成本指數(shù)CEPCI（chemical engineering plant cost index）可將任何年份（orig）的估算價值轉(zhuǎn)換到參考年份（ref）[12]，參考年份為2020年，其計(jì)算公式如式(9)所示。

表2 設(shè)備成本估算公式

表3 換熱公式

動態(tài)回收期計(jì)算公式如式(10)所示。

經(jīng)濟(jì)性模型中所涉及的參數(shù)如表4所示。

表4 經(jīng)濟(jì)性模型參數(shù)

當(dāng)系統(tǒng)各參數(shù)固定時，經(jīng)濟(jì)性計(jì)算流程如圖3所示。在求取不同參數(shù)下最優(yōu)值時，首先確定每一參數(shù)變化范圍及變化步長，然后逐一重復(fù)圖3所示步驟，得出一系列數(shù)據(jù)并進(jìn)行存儲（根據(jù)可變參數(shù)數(shù)量，存儲矩陣為二維甚至三維矩陣），然后利用計(jì)算程序自帶最值函數(shù)尋找上述矩陣中最值。

圖3 經(jīng)濟(jì)性計(jì)算流程

3 結(jié)果與討論

首先研究熱泵系統(tǒng)在3種散熱終端下內(nèi)部參數(shù)變化對熱力性能及經(jīng)濟(jì)性能的影響，討論了熱力性與經(jīng)濟(jì)性之間的關(guān)聯(lián)，然后在最優(yōu)內(nèi)部參數(shù)下給出3種熱泵系統(tǒng)考慮熱力性及經(jīng)濟(jì)性后的適用范圍。在討論過程中，當(dāng)研究某一參數(shù)對系統(tǒng)性能影響時，其余參數(shù)均取最優(yōu)值。

3.1 系統(tǒng)內(nèi)部參數(shù)變化對熱力性與經(jīng)濟(jì)性影響

當(dāng)散熱終端及蒸發(fā)溫度（Te=-17℃）固定時，系統(tǒng)可變參數(shù)僅為壓縮機(jī)排氣壓力、節(jié)流閥前溫度以及過熱度。過熱度的改變對系統(tǒng)熱力性及經(jīng)濟(jì)性影響相對較小，本節(jié)不再討論過熱度的影響（計(jì)算時仍取最優(yōu)值）。

3.1.1 常規(guī)CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)（BASE）

如圖4所示，當(dāng)散熱終端為STD-FCU時，BASE的COP隨排氣壓力增加先增加后減小，存在最優(yōu)值（圖中短線所標(biāo)為最值點(diǎn)，下同），最優(yōu)排氣壓力的存在主要是在CO2超臨界區(qū)域等溫線呈S曲線變化，壓縮機(jī)功耗和制熱量隨排氣壓力變化速率不一致導(dǎo)致[25]。而當(dāng)散熱終端為FCR以及TDR時，系統(tǒng)COP隨排氣壓力單調(diào)增加，因氣冷器出口工質(zhì)溫度升高會增加系統(tǒng)的最優(yōu)排氣壓力，在蒸發(fā)溫度較低時出現(xiàn)最優(yōu)排氣壓力之前壓縮機(jī)出口溫度已達(dá)上限。

圖4 BASE系統(tǒng)性能參數(shù)隨壓縮機(jī)排氣壓力變化趨勢

由圖4可見，在3種散熱終端下BASE系統(tǒng)的固定資本投資（FCI）隨排氣壓力變化趨勢與COP變化趨勢相反。這是因?yàn)镃O2熱泵系統(tǒng)壓縮機(jī)投資占系統(tǒng)總投資70%以上，即壓縮機(jī)投資的變化在系統(tǒng)總投資中起到主導(dǎo)作用。當(dāng)氣冷器換熱量固定時，系統(tǒng)換熱器投資變化范圍較小，COP增加意味著壓縮機(jī)耗功減小，壓縮機(jī)的投資也就減小，故BASE系統(tǒng)FCI與COP隨排氣壓力變化趨勢相反。

COP的增加及FCI的減小均有利于減小系統(tǒng)年均綜合費(fèi)用Caa，由圖4可看出對于BASE系統(tǒng)而言，系統(tǒng)熱力性與經(jīng)濟(jì)性之間相互關(guān)聯(lián)。

為了提升系統(tǒng)的熱力性與經(jīng)濟(jì)性，現(xiàn)繼續(xù)研究BASE系統(tǒng)最優(yōu)排氣壓力的變化規(guī)律。如圖5(a)所示，當(dāng)氣體冷卻器出口溫度固定時，最優(yōu)排氣壓力隨蒸發(fā)溫度的升高而降低（圖中圓圈內(nèi)最優(yōu)排氣壓力隨蒸發(fā)溫度增加，是因?yàn)楫?dāng)蒸發(fā)溫度過低時，壓縮機(jī)排氣壓力增加導(dǎo)致等熵效率變低，系統(tǒng)COP降低），隨過熱度的增加而降低，壓縮機(jī)等熵效率對最優(yōu)排氣壓力也存在一定的影響。

由圖5(b)可知，CO2氣體冷卻器出口溫度對系統(tǒng)最優(yōu)排氣壓力的影響最大，其次是蒸發(fā)溫度。氣冷器出口溫度減小能夠降低BASE系統(tǒng)的最優(yōu)排氣壓力?，F(xiàn)擬合BASE系統(tǒng)最優(yōu)排氣壓力隨氣冷器出口溫度、蒸發(fā)溫度及過熱度變化的三元公式如式(11)所示[等熵效率利用公式(1)計(jì)算]，其誤差在3%以內(nèi)。

參數(shù)范圍：蒸發(fā)溫度Tevap為-10～20℃；氣體冷卻器出口溫度Tgc,out為31～50℃；過熱度Tsd為0～20℃；Popt為最優(yōu)排氣壓力，kPa。

圖5 BASE系統(tǒng)最優(yōu)排氣壓力變化趨勢

3.1.2 CO2雙級壓縮熱泵系統(tǒng)（TSCHPS）

如圖6所示，在3種散熱終端下TSCHPS的COP隨高壓級排氣壓力的增加先增加后減小，F(xiàn)CI變化趨勢與COP變化趨勢相反，但其最值點(diǎn)相較于COP最值點(diǎn)均向后移動。原因?yàn)楫?dāng)高壓級壓縮機(jī)排氣壓力增加時，壓縮機(jī)出口溫度升高，導(dǎo)致氣體冷卻器中對數(shù)平均溫差增大，在相同換熱量情況下氣體冷卻器所需換熱面積減小，氣冷器投資減小，故FCI最值點(diǎn)向后移動。

當(dāng)?shù)蛪杭墘嚎s機(jī)排氣壓力增加時，如圖7所示，系統(tǒng)COP先增加后減小，存在最優(yōu)中間壓力。FCI隨中間壓力的增加單調(diào)增加，其原因?yàn)?，由壓縮機(jī)價格估算公式17547×W0.4488可知，壓縮機(jī)價格隨功率增大的增長幅度逐漸變緩，TSCHPS高壓級壓縮機(jī)所耗功率遠(yuǎn)大于低壓級，故低壓級壓縮機(jī)價格變化更為敏感，低壓級壓縮機(jī)投資增長幅度大于高壓級壓縮機(jī)投資減小幅度，故FCI隨中間壓力的增加單調(diào)增加。

如圖8所示，TSCHPS主節(jié)流閥（節(jié)流閥2）前溫度降低，系統(tǒng)節(jié)流損失將減小，其有利于增加系統(tǒng)COP與降低FCI。

圖7 TSCHPS性能參數(shù)隨低壓級壓縮機(jī)排氣壓力變化趨勢

圖8 TSCHPS性能參數(shù)隨主節(jié)流閥前溫度變化趨勢

TSCHPS熱力性能達(dá)到最優(yōu)時經(jīng)濟(jì)性能不一定為最優(yōu)，熱力性與經(jīng)濟(jì)性之間關(guān)聯(lián)性不強(qiáng)。

3.1.3 CO2/CO2機(jī)械過冷熱泵系統(tǒng)（MSHPS）

Llopis等[26]研究表明：機(jī)械過冷式熱泵系統(tǒng)當(dāng)輔助循環(huán)COP大于跨臨界主循環(huán)COP時，機(jī)械過冷輔助循環(huán)對組合系統(tǒng)的影響為正。MSHPS的輔助循環(huán)為常規(guī)跨臨界CO2循環(huán)，其在最優(yōu)工況下運(yùn)行將有利于提升整個系統(tǒng)的熱力性與經(jīng)濟(jì)性。

圖9 MSHPS性能參數(shù)隨主循環(huán)壓縮機(jī)排氣壓力變化趨勢

圖10 MSHPS性能參數(shù)隨主循環(huán)節(jié)流前溫度變化趨勢

如圖9與圖10所示，在3種散熱終端下，當(dāng)主循環(huán)壓縮機(jī)排氣壓力及節(jié)流閥前溫度分別增加時,系統(tǒng)COP均先增加后減小，存在使COP最大的最優(yōu)值。FCI隨排氣壓力及節(jié)流閥前溫度的增加單調(diào)減小，原因?yàn)楫?dāng)壓縮機(jī)排氣壓力及節(jié)流閥前溫度分別增加時，過冷器中換熱量均減少，輔循環(huán)初投資減小，使系統(tǒng)總投資減小。

MSHPS的熱力性能最優(yōu)工況與經(jīng)濟(jì)性能最優(yōu)工況并不相同，MSHPS熱力性與經(jīng)濟(jì)性之間關(guān)聯(lián)性不強(qiáng)。

3.2 名義工況下各系統(tǒng)最優(yōu)參數(shù)

名義工況下（Te=-17℃）在系統(tǒng)內(nèi)部運(yùn)行參數(shù)均取最優(yōu)時的COP與Caa如表5所示，在3種散熱終端下系統(tǒng)升級后COP均能提升15%以上，并且隨著散熱終端所需氣冷器出口CO2溫度的提升，COP增長幅度逐漸增大。但系統(tǒng)升級后并不一定能減小其生命周期綜合費(fèi)用，散熱終端為STDFCU時的TSCHPS與MSHPS以及散熱終端為FCR時的TSCHPS相較于BASE其年均綜合費(fèi)用反而有所提升。表中的動態(tài)回收期是與BASE相比較得出，當(dāng)回收期超出設(shè)備生命周期，其將失去參考價值。

表5 系統(tǒng)最優(yōu)性能參數(shù)

由于同一系統(tǒng)在不同散熱終端下其各部件的投資比例較為相似，現(xiàn)以散熱終端為FCR舉例，當(dāng)Caa最低時各系統(tǒng)初投資構(gòu)成如圖11所示。由圖觀察出各系統(tǒng)CO2壓縮機(jī)投資占據(jù)其總投資的主要部分，后續(xù)為促進(jìn)CO2熱泵系統(tǒng)推廣，降低設(shè)備初始投資需首先降低CO2壓縮機(jī)投資。

3.3 各系統(tǒng)應(yīng)用范圍

圖12所示為3種散熱終端下系統(tǒng)COP隨蒸發(fā)溫度的變化趨勢，從圖中可觀察出，隨著蒸發(fā)溫度的增長，TSCHPS和MSHPS的COP依次為最優(yōu)。由于壓縮機(jī)排氣溫度限制，BASE與MSHPS無法應(yīng)用于較低的環(huán)境溫度下（圖中圓圈右側(cè)為適用的蒸發(fā)溫度范圍），而當(dāng)蒸發(fā)溫度為-40℃時TSCHPS仍能正常運(yùn)行。值得注意的是，當(dāng)蒸發(fā)溫度增加至一定程度時，BASE系統(tǒng)熱力性能甚至優(yōu)于TSCHPS。

圖11 熱泵系統(tǒng)在3種散熱終端下設(shè)備投資細(xì)節(jié)

圖12 CO2熱泵系統(tǒng)在3種散熱終端下COP隨蒸發(fā)溫度變化趨勢

當(dāng)系統(tǒng)內(nèi)部參數(shù)為最優(yōu)時，其經(jīng)濟(jì)性還與蒸發(fā)溫度以及供熱量有關(guān)。圖13所示為蒸發(fā)溫度-25～13℃，供熱量為5～100kW時3種熱泵系統(tǒng)Caa變化趨勢，底面散點(diǎn)圖為曲面交線投影。觀察圖13可知，在3種散熱終端下，整體呈現(xiàn)出蒸發(fā)溫度較高供熱量較低時BASE系統(tǒng)經(jīng)濟(jì)性最優(yōu)，蒸發(fā)溫度較低供熱量較高時TSCHPS經(jīng)濟(jì)性最優(yōu)，中間范圍時MSHPS經(jīng)濟(jì)性最優(yōu)。需要說明的是，供暖上限環(huán)境溫度為18℃[10]，故上限蒸發(fā)溫度取13℃。

表6展示了部分城市居住建筑采暖熱指標(biāo)，如假設(shè)建筑采暖面積為100m2，散熱終端為FCR。在哈爾濱地區(qū)供暖室外設(shè)計(jì)溫度為-26℃，由于其所要求系統(tǒng)蒸發(fā)溫度更低，由圖12可知僅能選用TSCHPS供暖。在天津地區(qū)，供暖室外設(shè)計(jì)溫度為-9℃，上述3種熱泵系統(tǒng)均能在該地正常運(yùn)行，在未采取節(jié)能措施情況下建筑采暖熱負(fù)荷為6.34kW，平均蒸發(fā)溫度-6.2℃，由圖13可知BASE系統(tǒng)為該地區(qū)經(jīng)濟(jì)性最優(yōu)系統(tǒng)。在后續(xù)熱泵系統(tǒng)應(yīng)用中，在不同工況下可結(jié)合圖12與圖13選取最優(yōu)系統(tǒng)。

4 結(jié)論

本文建立了常規(guī)CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)（BASE）、CO2雙級壓縮熱泵系統(tǒng)（TSCHPS）、CO2/CO2機(jī)械過冷熱泵系統(tǒng)（MSHPS）的熱力學(xué)與經(jīng)濟(jì)學(xué)模型，研究了3種熱泵系統(tǒng)在不同散熱終端下熱力性與經(jīng)濟(jì)性之間的關(guān)系，討論了系統(tǒng)升級后經(jīng)濟(jì)性的變化，現(xiàn)得出以下結(jié)論。

（1）BASE系統(tǒng)熱力性與經(jīng)濟(jì)性之間相互關(guān)聯(lián)，TSCHPS和MSHPS的熱力性與經(jīng)濟(jì)性之間關(guān)聯(lián)性不強(qiáng)。

圖13 CO2熱泵系統(tǒng)在3種散熱終端下費(fèi)用變化趨勢

表6 部分城市居住建筑采暖熱指標(biāo)[21]

（2）在3種散熱終端的系統(tǒng)名義工況下，TSCHPS和MSHPS的COP均 比BASE提 升15%以上，并且隨著散熱終端所要求氣冷器出口工質(zhì)溫度的增加，COP增長幅度增大，但系統(tǒng)升級后的經(jīng)濟(jì)性不一定得到改善。

（3）系統(tǒng)升級后的經(jīng)濟(jì)性與蒸發(fā)溫度以及供熱量有關(guān)，3種散熱終端高蒸發(fā)溫度低供熱量情況下，對BASE系統(tǒng)進(jìn)行升級，其生命周期內(nèi)的經(jīng)濟(jì)性反而會變差，可結(jié)合實(shí)際工況選取經(jīng)濟(jì)性最優(yōu)系統(tǒng)。