0 引言
2022年我国能源消费总量达到54.1亿吨标准煤，其中化石燃料消费占82.5%[1]，与化石燃料燃烧相关的二氧化碳排放量约为121亿吨[2]。我国工业能耗约占能源消费总量的65%，工业供热设备主要采用燃煤锅炉、燃油锅炉和燃气锅炉，全国碳排放总量的25%是由工业供热造成的[3]，因此工业供热是节能降碳的主要领域。使用过程无任何排放的电能替代化石能源显然是实现工业供热脱碳的有效途径。热泵使用少量电能就可以实现将低品位余热转变为高品位热能再次利用，是余热利用领域高效电能替代的主要设备。国际能源署（International Energy Agency, IEA）指出热泵是落实《巴黎协定》，达到二氧化碳减排目标，并缓解当前能源危机的可靠关键技术之一[4]。全球知名科技媒体《麻省理工科技评论》也将热泵列入了“2024年全球十大突破性技术”[5]。
根据不同行业情况，工业余热资源一般约占其供热总量的17% ~ 67%，其中可回收利用的余热资源约占余热总资源的60%，工业余热开发潜力巨大。国际可再生能源署（International Renewable Energy Agency, IRENA）在其发布的专题报告中预测，若要达到2050年全球平均气温温升不超过1.5 ℃的目标，需要把工业电力消耗占比从2019年的26%提高到2050年的35%，工业热泵数量需要增长100倍，要达到8 000万台[6]。虽然工业热泵推广前景非常广阔，但工业供热温度较高，更多地需要使用高温热泵才能将余热回收再利用，甚至有很多工艺过程需要用到蒸汽，如干燥、煮沸、漂白、灭菌、蒸馏、成型和着色等。生产过程与上述工艺有关的食品医药、化学化工、木材加工、纺织印染等行业都需要大量蒸汽供应，目前这些行业的蒸汽供应基本上采用燃烧化石燃料的锅炉。锅炉的热效率一般在0.70 ~ 0.95，而蒸汽热泵的性能系数（coefficient of performance, COP）一般在2.5 ~ 3.5之间。因此，无论是从能源效率，还是从环保效益考虑，使用高温热泵提供工业蒸汽都优于锅炉。
目前供热温度低于100 ℃的工业高温热泵已经发展较为成熟，正被迅速推广。而能够产出100 ℃以上蒸汽的热泵属于超高温热泵，目前在技术可靠性与经济性上还有很多难点需要克服。因此，高能效、低成本且稳定运行的超高温蒸汽热泵是国内外热泵行业的研究热点。目前超高温蒸汽热泵的研究主要集中于环保工质开发、循环流程优化、压缩机运行稳定性和机组性能实验等方面。本文分别从以上四个方面介绍和分析目前国内外超高温蒸汽热泵的研究现状及最新成果。
1 环保工质开发
如同血液在体内循环给人的身体提供能量，工质流体在热泵工作时也起到了相同的作用。工质作为热量的传递媒介在热泵机组内部不同的能量转换部件（如压缩机、蒸发器、冷凝器等）中循环流动，吸入或放出热量（对外做功），其各类性质都会直接或间接影响热泵的整体性能与安全运行。在日益加大的环保压力下，对于超高温热泵工质的开发，除了热物性要满足高温输出的要求，其操作安全性与环境友好性也是决定性的考虑因素。消耗臭氧层潜能值（ozone depletion potential, ODP）与全球变暖潜能值（global warming potential, GWP）是国际上公认的两个最重要的环保性评价指标，其值越小越好。
由于化学组成和物理融合的多样化，热泵工质种类很多，归纳起来可以分为四大类，即无机化合物（inorganic compound, IC）、碳氢化合物（hydrocarbon, HC）、氟利昂和混合溶液。其中氟利昂根据氢、氟、氯组成情况又分为全卤化氯氟烃（chlorofluorocarbons, CFC）、不完全卤化氯氟烃（hydrochlorofluorocarbon, HCFC）和不完全卤化氟烃（hydrofluorocarbon, HFC；hydrofluoroolefins, HFO）[7]。经过100多年的发展，人们已经开发出很多适合不同工况的热泵工质，将有潜力应用于超高温蒸汽热泵的工质归纳总结在表1中。
表1 有潜力应用于超高温蒸汽热泵的工质Table 1 Potential working fluid for ultra-high temperature steam heat pumps |
| 工质类别 | 工质编号 | 工质分子式 | 安全级别 | 临界温度/℃ | 临界压力/bar | ODP | GWP |
|---|---|---|---|---|---|---|---|
| IC | R717 | NH3 | B2L | 132.3 | 113.3 | 0.00 | 0 |
| R718 | H2O | A1 | 373.9 | 220.6 | 0.00 | 0 | |
| HC | R600 | CH3CH2CH2CH3 | A3 | 152.0 | 38.0 | 0.00 | 20 |
| R600a | CH(CH3)2CH3 | A3 | 134.7 | 36.3 | 0.00 | 20 | |
| R601 | CH3CH2CH2CH2CH3 | A3 | 196.6 | 33.7 | 0.00 | 20 | |
| R601a | CH3CH2CH2CH2CH3 | A3 | 187.8 | 33.8 | 0.00 | 4 | |
| CFC | R113 | CCl2FCClF2 | A1 | 214.0 | 33.9 | 0.90 | 2 |
| R114 | CClF2CClF2 | A1 | 145.7 | 32.6 | 0.85 | 4 | |
| HCFC | R21 | CHCl2F | B1 | 178.5 | 51.7 | 0.04 | 148 |
| R123 | C2HCl2F3 | B1 | 183.7 | 36.6 | 0.03 | 79 | |
| R124 | C2HClF4 | A1 | 126.7 | 37.2 | 0.03 | 527 | |
| R142b | CH3CCl2F | A2 | 137.1 | 40.6 | 0.06 | 782 | |
| HFC | R152a | CH3CHF2 | A2 | 113.3 | 45.2 | 0.00 | 138 |
| R236fa | CF3CH2CF3 | A1 | 124.9 | 32.0 | 0.00 | 8 060 | |
| R245ca | CHF2CH2CH2F | — | 174.4 | 39.3 | 0.00 | 716 | |
| R245fa | CHF2CH2CF3 | B1 | 154.0 | 36.5 | 0.00 | 790 | |
| R365mfc | CF3CH2CF2CH3 | A2 | 186.9 | 32.7 | 0.00 | 890 | |
| HFO | R1336mzz-Z | CF3CH=CHCF3(Z) | A1 | 171.3 | 29.0 | 0.00 | 9 |
| R1233zd-E | CF3CH=CHCl(E) | A1 | 166.5 | 36.2 | 0.00 | 1 | |
| R1234ze-Z | CF3CH=CHF(Z) | A2L | 150.1 | 35.3 | 0.00 | 6 | |
| R1234ze-E | CF3CH=CHF(E) | A2L | 109.4 | 36.4 | 0.00 | 6 |
临界温度是工质最高冷凝温度，超过临界温度的气态工质在任何压力下都不会冷凝成液体。常用的亚临界循环热泵主要是依靠气态工质冷凝释放的潜热对外供热。因此，通过工质的临界温度可以预测应用该工质的热泵（亚临界循环）所能达到的最高对外加热温度。显然，临界温度至少在100 ℃以上的工质才有可能成为蒸汽热泵（亚临界循环）的工质。由于安全环保、廉价易得、临界温度高，水（R718）有潜力成为超高温蒸汽热泵工质[8]。但水蒸气的密度小，体积与压力变化的比值较小，从低压水蒸气变成高压水蒸气会使水蒸气压缩前后的体积变化很大，要求水蒸气压缩机的压缩比较高，绝热系数高也会带来排气温度较高的问题。因此，冷却技术对水蒸气压缩机至关重要[9-10]。氨（R717）的热学特性非常适合热泵，目前应用较多[11-12]，其临界温度可以使其达到最高120 ℃左右的供热温度[13]，但其易燃有毒，存在一定安全风险。水和氨虽然临界温度高，但是临界压力也很大，对热泵压缩机的机械强度和密封性要求高。而HC类和氟利昂类工质的临界温度高但临界压力小，该特点降低了高温供热时对压缩机的要求，进而减小了压缩机制造成本。但HC类工质可燃易爆，对于安全性要求高的场合不适用[14-15]。CFC和HCFC类工质中都含有严重破坏臭氧层的氯原子，前者含氯原子较多（ODP值高），已被禁用。后者虽然ODP值小得多，但是也将在2030年全面禁用。HFC具有高临界温度和较低压力等优异的热力学性质，GWP值虽然较高，但ODP值为0，是目前高温热泵工质被选用较多的一类，其中R245fa、R245ca、R152a等是100 ℃以上超高温蒸汽热泵中进行最多实验研究的几种热泵工质[16⇓⇓⇓⇓-21]。HFO是最新一代制冷剂，是针对HFC工质GWP值较高的问题进行的HFC改进型工质，其GWP值很低，但热力学特性保持不变甚至更为优异。很多实验研究[22⇓⇓-25]结果显示，R1336mzz-Z、R1234ze-Z、R1233zd-E是目前超高温蒸汽热泵中综合性能最好、最有商业化推广前景的工质。
2 循环流程优化
蒸汽热泵系统根据工质流程不同分为单级压缩系统、多级压缩系统、复叠压缩系统和复合热泵系统。若制出的水蒸气温度（压力）较低，无法达到工艺要求，还可以对水蒸气进行再压缩，组成蒸汽再压缩系统。下面分别针对以上五种系统的循环流程优化进行详细介绍。
2.1 单级压缩系统
单级压缩系统主要特征是只对热泵工质压缩一次，系统中只有一个压缩机，在压缩机中一次性将热泵工质温度从低温（吸气温度）提高到所需的高温（排气温度）。对于超高温热泵而言，单级压缩系统压缩比太大，热泵效率不高，甚至温度提升量达不到输出要求。为了提高热泵的热效率，目前很多单级压缩高温热泵采用了经济器、补气增焓、喷射等改进措施，如图1所示。
经济器用来将冷凝后的高温工质流体与低温工质气体再做一次热交换，提高工质气体温度和压力，从而降低压缩机的负荷。CAO等[26]在跨临界CO2循环高温热泵中对比研究了无经济器和使用经济器的机组性能，实验结果显示，同样工况下，使用经济器的制热COP提高了6%。补气增焓压缩机是补气增焓技术在单级系统中应用的关键部件。闪蒸罐产生的中间压力工质气体通过补气增焓压缩机的补气口进入压缩机，从而增加压缩机排气量，提高热泵制热量。WU等[27]通过使用补气增焓压缩机优化了一台以水为工质的超高温蒸汽热泵。该机组的实验结果显示，与原有系统相比，冷凝温度可从121.4 ℃提高到126 ℃，制热能力从226.1 kW增加到230.5 kW。喷射器的应用主要是为了更多地利用温度较低的热源热量。在低温热源场景下，蒸发器产生的工质气液两相流温度低、压力小，该部分流体和冷凝时的高温高压气液两相流混合喷射后可以产生中温中压流体，系统增加了对低温热源热量的吸收。ZHU等[28]设计了一种跨临界CO2高温热泵，该热泵分别采用基本单级压缩循环和带喷射器和经济器的单级压缩循环进行了性能测试，结果显示，当供应温度和环境温度分别为70 ℃和22 ℃时，后者的系统COP可以达到4.6，比基本循环高10.3%。
目前以上三种优化措施在高温热泵机组中已经逐渐得到了比较多的应用。
2.2 多级压缩系统
多级压缩系统是将气态工质在不同压缩机中接续压缩，温度逐级提升。对于超高温热泵的大温升要求，每一级压缩机共同分摊总压缩比，解决了压缩机因大压缩比而产生的低能效和排气温度过高等问题。不考虑机组本身承压和工质临界温度限制时，多级压缩理论上可以有很高的供热温度。因此，相对于单级压缩系统的优化主要用来提升热效率，多级压缩系统的优化既可以提高热效率，也可用来提升供热温度。目前多级压缩技术在低温制冷和高温供热系统中已经应用较多，而由于蒸汽热泵既要高排气温度保证输出高温，又要避免因高温损害机组的润滑和密封系统，因此系统的控制比较复杂，多级压缩的超高温蒸汽热泵目前应用较少，理论和实验研究较多。一些压缩机企业开发了高温热泵专用的单机两级压缩机，目前正在推广。图2是增加了气液分离器的两级压缩和三级压缩热泵循环系统，用以输出高温。气液分离器可以适当降低低压级压缩机的排气温度，避免高压级的压缩机排气温度过高。若压缩机本身的密封和润滑系统足够应付高温排气，为了更高的输出温度，可不使用气液分离器。
2.3 复叠压缩系统
复叠压缩系统与多级压缩系统有类似之处，共同点是都具有多个不同压力的压缩机，最终的输出温度由最高一级压力的压缩机排气温度决定。两者的区别在于，复叠系统一般是由换热器将各相对独立的热泵循环串联起来，而多级系统则是将多个压缩机串联在一个热泵循环系统中。图3（a）是工质侧换热器串联的复叠压缩系统。工质侧的中间换热器既作为高压循环系统的蒸发器也作为低压循环系统的冷凝器，中间压力可以将压缩比分成两部分均摊到高低压压缩机中。图3（b）是高温热源侧冷凝器和低温热源侧蒸发器分别串联的复叠压缩系统。高温热源（被加热的水）依次进入低、高压系统的冷凝器，温度逐渐被加热至设定值。同理，低温热源依次进入高、低压系统的蒸发器，温度逐渐降低，相当于将大温升分别均摊到高低压系统。图3（c）是使用非共沸混合工质的自复叠循环系统。高、低沸点的工质经冷凝器进入气液分离器后分别变成液态和气态，然后通过两条管路进入冷凝蒸发器进行自换热。这种自复叠循环只使用一台压缩机，且通过冷凝蒸发器增加了制冷量，目前多使用于深冷领域。近年也开始有研究人员将其应用于高温热泵中，其COP也得到了提高[29]。
整体而言，复叠式压缩系统是一种相对成熟的热泵优化wa系统，其控制系统也比多级系统简单，目前在低温制冷、高温热泵等产品应用较多。复叠压缩系统可分摊各个压缩机的压缩比，在提升热泵效率和输出温度方面的优势同样可以应用在蒸汽热泵上。
2.4 复合热泵系统
基于取长补短的目的，将热泵部分机组或全部机组与其他热装置有机结合，此类系统可称为复合热泵系统。目前研究较多的是吸收−压缩式热泵系统和太阳能热泵系统。吸收−压缩式热泵是将压缩机置于吸收式热泵系统的合适位置，主要用于提升蒸汽温度或压力。图4（a）是在发生器后增加压缩机的吸收−压缩式热泵。当驱动热源温度不高时，通过压缩机将发生器出来的低温低压制冷剂蒸汽压缩成高温高压蒸汽，制冷剂蒸汽冷凝温度升高，从而提升了冷凝器端的对外输出温度。太阳能热泵系统是将太阳能作为低温热源的压缩式热泵，蒸发器或直接采用太阳能集热器或通过热水循环间接吸收太阳能，其原理分别如图4（b、c）所示。太阳能热泵系统应用于超高温蒸汽热泵领域最显著的优点在于既利用了免费的能源，又可以提高低温热源的温度。其可以在不增加压缩机压缩比的条件下，获得较高的输出温度。若采用间接式太阳能热泵，蒸发器水侧接入来自太阳能热水器的热水即可。若采用直接式太阳能热泵，需要根据热泵工质的工作条件重新设计蒸发器。与直接式太阳能热泵相比，间接式太阳能热泵可以减小太阳光辐射变化带来的低温热源温度变化的波幅，是更为常用的太阳能热泵。
2.5 水蒸气再压缩热泵系统
虽然水蒸气压缩机的效率低于1，但若只用于水蒸气在高温段的温度提升，结合氟利昂压缩机在低温段温度提升的高能效，整体来看，水蒸气再压缩热泵系统在高温输出时COP仍然具有优势。YAN等[30]基于最高能效目标，在温升为100 ℃的条件下（从20 ℃提升至120 ℃），理论计算出MVR系统中水蒸气压缩机开始压缩时的水蒸气温度为76 ℃时，MVR系统具有最高的COP，为1.8。
3 压缩机运行稳定性
工质和循环流程的确定从理论上建立了高温蒸汽热泵逆卡诺循环的数学模型，其理想条件下的性能参数如冷凝温度、供热功率、性能系数等可以通过数学方法求得。但是从数学模型到实际应用必须通过设备来完成，设备自身的效率也会直接影响蒸汽热泵的实际性能。实际循环性能与逆卡诺（理论）循环性能的比值被称为热力完善度，大多数热泵的热力完善度仅为50%左右。压缩机是热泵的核心部件，其将低压气体压缩成高压气体，是实现逆卡诺循环的关键设备。压缩机依靠电力驱动的电动机提供动力，其能耗占热泵系统总能耗的80%以上。热泵压缩机主要型式有活塞压缩机、转子压缩机、涡旋压缩机、螺杆压缩机和离心压缩机等。目前商用大功率高温热泵主要采用螺杆压缩机和离心压缩机，由于螺杆压缩机相比离心压缩机可以承受更高的压缩比和一定的湿压缩，因此螺杆压缩机是蒸汽热泵中应用最多的压缩机类型。
蒸汽热泵压缩机最大的特点是排气温度高。但是排气温度高会带来以下几个方面的危害：（1）缸体过载。排气温度高通常会造成压缩机缸体过热、过载，严重时会造成压缩机缸体变形，甚至破损，给安全造成隐患。（2）润滑失效。长期温度过高会引起润滑油黏度下降，导致气缸磨损、烧瓦等严重事故。（3）电动机故障。过热的温度环境会造成压缩机构件异常膨胀，严重时会造成在气缸中卡死。（4）密封不良。高温条件下，制冷剂和润滑油会发生催化热分解，在压缩机内形成有害酸性物质、碳化合物和水分，积聚在排气阀上，会造成密封不良。（5）能耗升高。排气温度高会造成系统输气系数降低，轴功率上升，从而增加耗电量。
针对压缩机排气温度过高带来的问题，近年来的研究取得了进展。张良等[31]对螺杆压缩机采用湿压缩方式，利用水滴升温显热和汽化潜热来降低压缩终了水蒸气的排汽温度，改善压缩机工作性能，并计算分析了湿蒸汽进汽干度及水滴微粒直径对排气温度和压缩功率的影响。沈九兵等[32]系统地引入喷水螺杆式水蒸气压缩机，利用喷水实现压缩机排气为饱和状态，满足工业应用高温升、高压比技术要求的同时，克服排气温度过高导致的机械及安全问题。以上研究说明螺杆式水蒸气压缩机可以通过湿蒸汽两相压缩或者压缩过程中喷水降温来降低排气温度。压缩机中间补气技术可以在保持压缩比不变时降低压缩机吸气温度，因此也被视为降低排气温度的有效措施。贺龙彬等[33]采用双螺杆补气压缩机进行了冷凝温度为120 ℃的R245fa大温跨超高温热泵机组变工况性能实验，系统COP为1.96，系统具有较好的运行稳定性。王约翰等[34-35]以绿色工质HP-1为对象，研究了半封闭螺杆式补气压缩机的补气节流阀开度与流量匹配特性。结果发现，冷凝温度在60 ~ 120 ℃范围变化时，补气节流阀的开度调节范围为41.5% ~ 56.0%。WU等[36]通过计算流体动力学数值模拟与试验结合的方法，研究了补气压力对单级双螺杆压缩机性能的影响。
当螺杆制冷压缩机应用于高压比、大温差工况时，单级压缩由于过大的压差而往往存在严重的振动、噪声、泄漏、能效过低等性能问题，因此，应用于高温输出的两级压缩机研制也取得了很大进展。但目前针对螺杆压缩机中间补气的研究主要局限于单级压缩机，对于两级压缩机的补气，由于物理结构的限制，只能用冷却电机与润滑油后的高压制冷剂在吸气结束之后补入以增大制热量，但这往往对压缩机的能效有负面影响[37]。
4 机组性能实验
目前，国内外已经对高温热泵在工业领域低碳转型中的重要作用达成高度共识，随着环保压力的加大，很多行业对高温热泵机组的需求越来越迫切。超高温蒸汽热泵的研究重点也逐渐从理论分析进入机组的研发和性能实验阶段。
水是自然工质，ODP和GWP均为0，无毒无害，稳定性和热力学性能极具优势，临界温度高，价廉易得，是超高温热泵工质的优选对象之一。吴迪等[44]和胡斌等[45]以水为循环工质搭建了一台蒸汽热泵样机（图9）。该样机做了两组蒸发温度分别为80 ℃和85 ℃的实验，前者冷凝温度从145 ℃降至115 ℃时，其COP从1.89升至4.88，后者最高冷凝温度可达150 ℃，COP为1.96。实验结果表明，与其他热泵工质相比，水在超高温输出场景下的COP更高。虽然水作为高温蒸汽热泵工质具有一定优势，但其蒸气绝热指数高、比容大等物理性质也使水蒸气压缩系统具有压比大、容积流量大、排气温度高等缺点。另外，水蒸气压缩机的防腐防锈、密封、耐高温和长期运行的安全可靠也成为必须克服的技术难题[46]。
表2 全球近年来开发的部分蒸汽热泵机组主要信息和性能参数[47]Table 2 Main information and performance parameters of some steam heat pump units developed globally in recent years[47] |
| 压缩机类型 | 热泵工质 | 制热量/MW | 最高输出温度/℃ | 压缩机研制单位 |
|---|---|---|---|---|
| 往复式压缩机 | R245fa | 0.03 | 120 | Fuji Electric（日本） |
| R744 | 0.10 | 100 | Mayekawa（日本） | |
| R1234ze | 0.10 | 120 | Mayekawa（日本） | |
| R744 | 0.30 ~ 1.80 | 120 | Fenagy（芬兰） | |
| R717 + R600 | 0.50 ~ 5.00 | 120 | Johnson Controls（美国） | |
| HFO, HC | 1.00 ~ 6.00 | 200 | Heaten（挪威） | |
| 活塞压缩机 | R290 + R600 | 0.30 | 115 | Skala Fabrikk（挪威） |
| R600 | 0.75 | 120 | Mayekawa（日本） | |
| R704 | 5.00 | 200 | Olvondo（挪威） | |
| R704 | 0.30 ~ 10.00 | 250 | Enerin（挪威） | |
| 半密封活塞压缩机 | R744 | 0.10 ~ 1.20 | 130 | GEA Refrigeration（法国） |
| 螺杆压缩机 | R245fa, R1336mzz(Z), R1233zd(E) | 0.12 ~ 2.00 | 160 | Rank（西班牙） |
| R718 | 0.25 ~ 2.00 | 165 | SRM（德国） | |
| R1233zd(E), R1234ze, R515B, R450A, R513A, R1234y | 0.30 ~ 3.30 | 120 | COMBITHERM GmbH（德国） | |
| R245fa | 0.17 ~ 1.70 | 120 | 上海诺冰制冷（中国） | |
| R245fa | 0.29 ~ 4.50 | 115 | 浙江柯茂节能（中国） | |
| R601 | 1.00 | 145 | Mayekawa（日本） | |
| 双螺杆压缩机 | R245fa | 0.37 | 120 | Kobelco（日本） |
| R245fa + R134a, R718 | 0.62 | 175 | Kobelco（日本） | |
| R718 | 0.80 | 175 | Kobelco（日本） | |
| R245fa | 0.20 | 120 | 烟台欧森纳（中国） | |
| 离心压缩机 | R134a | 0.60 | 130 | Mitsubishi（日本） |
| R1336mzz(Z), R1224yd(Z), R1233zd(E) | 2.00 ~ 10.00 | 160 | Enertime（法国） | |
| R718 | 0.50 ~ 30.00 | 150 | Epcon（德国） | |
| R744 | 10.00 ~ 50.00 | 150 | MAN Energy（德国） | |
| 直驱离心压缩机 | R1233zd(E) | 9.00 ~ 10.00 | 120 | 珠海格力电器（中国） |
| 涡旋压缩机 | R245fa, R410a, R718 | 0.03 | 120 | Emerson（美国） |
| R410A + R245fa | 0.04, 0.09 | 120 | 广东碧涞节能（中国） | |
| 涡轮压缩机 | — | 3.00 ~ 30.00 | 200 | Turboden（意大利） |
| R718 | 1.00 ~ 70.00 | 212 | Piller（德国） | |
| R1233zd(E), R1234ze(E) | 8.00 ~ 70.00 | 160 | Siemens Energy（德国） | |
| 旋叶式压缩机 | R717 + R718 | 1.00 ~ 5.00 | 188 | ToCircle（挪威） |
5 结论
依靠燃烧化石能源的工业用热带来了大量温室气体排放。电力替代化石燃料是实现联合国2030年减碳目标的有效路径之一。使用电力驱动的蒸汽热泵成为工业超高温用热过程脱碳的关键技术。蒸汽热泵大规模推广应用的关键在于其环保性和经济性的持续提升，目前蒸汽热泵的研究进展可总结为以下几点：
（1）新型环保工质的研究取得进展。完全环保无害的自然工质（如水）和极少危害的HFO类工质已经在很多实验机组取得不错的热力测试结果。但水和二氧化碳的高温高压问题影响机组稳定性和可靠性，需要进一步改良。R1336mzz-Z、R1234ze-Z、R1233zd-E是目前超高温蒸汽热泵中综合性能最好、最有商业化推广前景的HFO类工质。
（2）复叠式压缩循环和两级压缩循环是封闭式蒸汽热泵的主要循环形式。前者自动控制难度较低，是一种相对成熟的热泵优化系统。后者遇到工况变化时，较难统筹两个压缩机的高效工作。MVR在高温段也可以实现较高COP，但需要解决水蒸气过热问题。
（3）商用蒸汽热泵主要采用螺杆压缩机和离心压缩机。离心压缩机单机功率大，COP较高，但输出温度不高。螺杆压缩机因可以承受更高的压缩比，可满足较高输出温度要求。
（4）针对蒸汽热泵压缩机温升大、排温高的特点，压缩机中间补气或补水技术成为降低压缩机排气温度的有效措施。
（5）蒸汽热泵机组的制热COP随着温升和输出温度的提高而降低。目前多数机组产汽温度为120 ~ 200 ℃，温升为40 ~ 60 ℃，COP介于2.5 ~ 3.2之间。
目前120 ℃蒸汽热泵已成为行业主流，但工业用蒸汽大部分要求温度在150 ℃以上，在追求研制更高温度蒸汽热泵时提出以下建议：继续开发环保性、热物性等综合性能更好的热泵工质，解决高温高效传热的问题；优化压缩机密封和润滑系统，提高压缩机机械强度和刚度，解决高温高压下压缩机运行稳定性问题；扩大MVR系统在高温输出工况下的应用，提高整体系统的性能系数。