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開(kāi)式地表水源熱泵取水能耗限值確定方法
摘要: 對(duì)于開(kāi)式地表水源熱泵來(lái)說(shuō)，取水能耗是決定系統(tǒng)節(jié)能性的關(guān)鍵因素。在水源熱泵機(jī)組能耗模型、取水能耗模型等的基礎(chǔ)上建立了開(kāi)式地表水源熱泵系統(tǒng)的能效比耦合模型，并得到了基于節(jié)能率的地表水源熱泵系統(tǒng)的不同取水溫度和不同取水能耗下的耦合限值。通過(guò)實(shí)際案例，計(jì)算得到了地表水源熱泵系統(tǒng)不同取水溫度下以及不同系統(tǒng)方式下的系統(tǒng)節(jié)能率，建立了開(kāi)式地表水源熱泵系統(tǒng)取水能耗限值方法。
關(guān)鍵詞: 開(kāi)式地表水源熱泵；取水溫度；耦合；取水能耗；能耗限值中圖分類(lèi)號(hào)：
引言地表水水源熱泵分為開(kāi)式地表水水源熱泵以及閉式地表水水源熱泵系統(tǒng)。在國(guó)外，閉式水源熱泵應(yīng)用項(xiàng)目較多，而開(kāi)式水源熱泵系統(tǒng)研究較少[1]。由于閉式系統(tǒng)不存在取水能耗，其一次側(cè)能耗主要與環(huán)路阻力有關(guān)，對(duì)于取水能耗的研究相對(duì)較少。在國(guó)內(nèi)，開(kāi)式地表水水源熱泵應(yīng)用工程實(shí)例明顯多于閉式水源熱泵系統(tǒng)。因此，我國(guó)對(duì)于地表水水源熱泵的研究也主要針對(duì)開(kāi)式地表水源熱系統(tǒng)[2] [3] [4]。由于換熱溫差的存在，夏季閉式水源熱泵的進(jìn)水溫度要高于水體的溫度，而在冬季，閉式水源熱泵的進(jìn)水溫度要低于水體的溫度。因此，閉式水源熱泵的換熱效率一般要低于開(kāi)式水源熱泵系統(tǒng)[5]。開(kāi)式地表水水水源熱泵的取水溫度和水體溫度一致，但是，如果水源熱泵的取水能耗過(guò)大，將導(dǎo)致開(kāi)式地表水源熱泵的整體能效過(guò)高，引起水源熱泵系統(tǒng)不節(jié)能[6]。因此，必須要對(duì)開(kāi)式水源熱泵的取水能耗作限值研究。
地表水源熱泵系統(tǒng)應(yīng)用得當(dāng)有兩個(gè)關(guān)鍵因素：一個(gè)是取水溫度和取水水量，另一個(gè)重要問(wèn)題就是取水能耗。確定一個(gè)地表水源熱泵系統(tǒng)是否節(jié)能應(yīng)該考慮取水溫度和取水能耗的最優(yōu)耦合值。即取水溫度高，取水能耗就必須更低；而取水溫度低，則取水能耗要求的就可以更寬。因此，取水能耗的限值實(shí)際是建立在取水溫度的基礎(chǔ)上。不同的取水溫度對(duì)應(yīng)不同的取水溫度限值，這個(gè)限值也就決定了地表水水源熱泵的節(jié)能性和系統(tǒng)的節(jié)能效果。該限值的確定必須利用數(shù)學(xué)方法來(lái)進(jìn)行，Matlab 計(jì)算方法為該模型的求解工具。
模型建立的條件為了更準(zhǔn)確的確定開(kāi)式地表水源熱泵系統(tǒng)取水能耗的限值，本文利用數(shù)學(xué)建模的方法來(lái)研究。即分別對(duì)系統(tǒng)各個(gè)部分的耗能情況建立數(shù)學(xué)模型，以使用冷卻塔的常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)為參照對(duì)象，進(jìn)行分析研究.模型的建立滿(mǎn)足如下前提：
�。�1）對(duì)與使用冷卻塔的常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)，其使用的冷水機(jī)組的能耗計(jì)算和水源熱泵機(jī)組的能耗計(jì)算公式規(guī)律相同（2）兩種系統(tǒng)的末端形式一致（3）不考慮大溫差、小流量和小溫差、大流量的問(wèn)題，機(jī)組兩端的進(jìn)出水溫差保持為基金項(xiàng)目：國(guó)家科技部“十一五”科技攻關(guān)項(xiàng)目（水源地源熱泵高效應(yīng)用關(guān)鍵技術(shù)研究與示范），項(xiàng)目編號(hào)：
中國(guó)科技論文在線℃（4）以傳統(tǒng)空調(diào)冷卻塔出水溫度為32℃為比較標(biāo)準(zhǔn)為直觀比較，兩種系統(tǒng)給定一致的初始數(shù)據(jù)，其工程基本參數(shù)為：冷負(fù)荷為1800kW，熱負(fù)荷為1300kW；負(fù)荷側(cè)的冷凍水循環(huán)泵名義揚(yáng)程為27m，變頻運(yùn)行。冷卻水系統(tǒng)所用冷卻水泵的揚(yáng)程為25m，變頻運(yùn)行。
由于常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)冬季一般采用鍋爐供給空調(diào)系統(tǒng)，此時(shí)常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)與水源熱泵系統(tǒng)不同，暫不作分析。因此，本文僅討論系統(tǒng)在夏季運(yùn)行時(shí)的的取水能耗限值得確定方法。
開(kāi)式地表水源熱泵系統(tǒng)運(yùn)行能耗模型水源熱泵機(jī)組的能耗數(shù)學(xué)模型目前在水源熱泵工程中使用較多的為螺桿式熱泵機(jī)組，現(xiàn)以螺桿式熱泵機(jī)組為研究對(duì)象，將熱泵機(jī)組的耗功量擬合為冷凍水與冷卻水進(jìn)口溫度的函數(shù)，ASHRAE Handbook[7]上推薦用溫度的四次多項(xiàng)式或兩個(gè)二次多項(xiàng)式乘積的形式，即ΣΣ（1）式中： 1 f ——熱泵機(jī)組耗功量， Kw；——熱泵機(jī)組的名義耗功率，Kw；——水源水側(cè)機(jī)組進(jìn)水溫度，℃；——空調(diào)水側(cè)機(jī)組進(jìn)水溫度，℃；——回歸用水源水側(cè)機(jī)組進(jìn)水溫度參數(shù)平均值，℃；——回歸用空調(diào)水側(cè)機(jī)組進(jìn)水溫度參數(shù)平均值，℃；——回歸系數(shù)，由機(jī)組實(shí)際性能決定在實(shí)際運(yùn)行中，機(jī)組基本上是在部分負(fù)荷情況下運(yùn)行。因此，在數(shù)學(xué)模型建立時(shí)需考慮部分負(fù)荷率PLR.我們可以得到熱泵機(jī)組能耗模型，其數(shù)學(xué)表述為：
× f （2）本工程采用熱泵機(jī)組為L(zhǎng)SBLGR—M—2400M 型半封閉螺桿熱泵機(jī)組，機(jī)組能耗模型的系數(shù)由課題組采集得到。機(jī)組夏季實(shí)際運(yùn)行數(shù)據(jù)由MATLAB 數(shù)學(xué)擬合得出，見(jiàn)表1。
表1 熱泵機(jī)組模型制冷回歸系數(shù)表開(kāi)式水源熱泵系統(tǒng)取水水泵能耗數(shù)學(xué)模型對(duì)于水源水側(cè)的系統(tǒng)而言，取水水泵的能耗是影響系統(tǒng)節(jié)能效果的關(guān)鍵因素。因此，首先通過(guò)最小二乘法的曲線擬合方法建立水泵的能耗模型。
根據(jù)水泵的性能曲線圖可以得出，H~G，η ~ G 的關(guān)系曲線近似為拋物線，因此選擇二中國(guó)科技論文在線次函數(shù)作擬合曲線建立擬合的水泵性能曲線方程。
（3）η = b + bG + b G （4）當(dāng)水泵轉(zhuǎn)速發(fā)生變化時(shí)，曲線也發(fā)生變化。結(jié)合相似定律關(guān)系式，可以求得不同轉(zhuǎn)速下，水泵的性能曲線方程：
�。�5）η = d + d G/ n + d G / n （6）其中n 為水泵轉(zhuǎn)速，系數(shù)0 c 、1 c 、2 c 、0 d 、1 d 、2 d 與轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)，不同的轉(zhuǎn)速下其取值不同。再結(jié)合管路特性曲線方程和水泵軸功率方程可以求出一系列不同轉(zhuǎn)速下，水泵工作狀態(tài)點(diǎn)的W， G，H 和η 。
最后參考開(kāi)式水源熱泵系統(tǒng)水泵能耗方程，根據(jù)課題組實(shí)際測(cè)試得到的夏季水泵運(yùn)行的各組數(shù)據(jù)，采用最小二乘法原理，按照流量與水泵能耗的三次函數(shù)關(guān)系，擬合出不同轉(zhuǎn)速下，對(duì)應(yīng)工作狀態(tài)點(diǎn)的水泵能耗與水流量關(guān)系式(管路特性曲線不變)：
�。� －４ = ? +０４１ +０８×１０ + ×１０ （7）式中W2 為水源水循環(huán)水泵能耗(Kw)， q G 為水源水流量l s。
水處理設(shè)備的能耗開(kāi)式取水系統(tǒng)需要對(duì)水源水進(jìn)行處理，其耗電量與水泵相比較小，可以視為常數(shù).在取水水泵耗能較大時(shí)，也可忽略.得水處理設(shè)備的能耗W = C = 3 常數(shù)冷卻塔的能耗模型冷卻塔的能耗模型參照CDFN 逆流式冷卻塔，采用公式(8)進(jìn)行計(jì)算×10?5 3 + 8×（8）式中l(wèi) W 為冷卻塔的能耗(Kw)， q G 為冷卻塔水流量l s。
其他能耗對(duì)于水源熱泵空調(diào)系統(tǒng)與常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)，具有相同的冷水系統(tǒng)及末端風(fēng)系統(tǒng)。其能耗模型的建立方法與以上系統(tǒng)各部分能耗模型的建立相同�？照{(diào)水循環(huán)水泵能耗為4 W ，空調(diào)末端風(fēng)系統(tǒng)能耗為5 W 。
開(kāi)式地表水源熱泵系統(tǒng)能效模型分析開(kāi)式地表水源熱泵系統(tǒng)運(yùn)行能效比的數(shù)學(xué)模型空調(diào)工程能效比（EER)指空調(diào)工程運(yùn)行時(shí)的冷負(fù)荷與整個(gè)空調(diào)工程所有耗電設(shè)備的耗電總功率之比�？捎脕�(lái)評(píng)價(jià)整個(gè)空調(diào)工程在運(yùn)行階段的能效水平及節(jié)能效果。開(kāi)式湖水源熱泵系統(tǒng)運(yùn)行能效比的數(shù)學(xué)方程式可用下式表達(dá)：
（9）中國(guó)科技論文在線式中: Q 一熱泵機(jī)組制冷（熱）量；—熱泵機(jī)組t時(shí)刻的運(yùn)行能耗；一源水側(cè)取水水泵t時(shí)刻的運(yùn)行能耗；一水處理設(shè)備t時(shí)刻的運(yùn)行能耗；—冷、熱水循環(huán)水泵t時(shí)刻的運(yùn)行能耗；一末端風(fēng)系統(tǒng)t時(shí)刻的運(yùn)行能耗；— 空調(diào)的運(yùn)行時(shí)刻；源水側(cè)輸送能效分析取水能耗與取水溫度的耦合性水源熱泵系統(tǒng)和常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的能耗差別在于水源熱泵系統(tǒng)的取水系統(tǒng)能耗與常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的冷卻水系統(tǒng)能耗的不同，為了說(shuō)明兩者的能耗情況，以常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)冷卻水系統(tǒng)的能耗(Wc)和水源熱泵系統(tǒng)取水系統(tǒng)的能耗(Ws)的比值(Ws /Wc)為分析對(duì)象[9][10]，確定不同取水方案和不同取水能耗下地表水源熱泵的節(jié)能效果。
無(wú)板換有板不同取水方案下的輸送系統(tǒng)能耗為分別采用使用板換和不使用板換的取水方案時(shí)，常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)與水源熱泵系統(tǒng)的冷源系統(tǒng)輸送系統(tǒng)能耗的差別�？梢缘玫饺缦陆Y(jié)論：
�、賹�(duì)于無(wú)板式換熱器（源水直接進(jìn)機(jī)組）的取水方案時(shí)，在部分負(fù)荷率PLR=0.7 時(shí)，，水源熱泵冷源系統(tǒng)輸送能耗小于常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的輸送能耗，隨著PLR 的增加，Ws /Wc 的值也同時(shí)增大，當(dāng)PLR=0.8 時(shí)，Ws /Wc 的值為1.11。
�、趯�(duì)于使用板式換熱器的取水方案時(shí)，當(dāng)PLR=0.5 時(shí)，Ws /Wc=1.02，為Ws /Wc 最小值.其最小值大于1，表明輸送能耗Ws 在整個(gè)負(fù)荷率變化的過(guò)程中均大于常規(guī)系統(tǒng)的輸送能耗Wc。
�、郛�(dāng)部分負(fù)荷率PLR=1 時(shí)，使用板換時(shí)，Ws /Wc=1.93；不使用板換時(shí)，這組數(shù)據(jù)表明在滿(mǎn)負(fù)荷運(yùn)行時(shí)，無(wú)論采用那種取水方案，水源熱泵系統(tǒng)的輸送能耗均大于常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的冷卻水輸送能耗。
由于取水能耗與取水溫度的耦合性，為確定取水水泵能耗限值，必須找到Ws /Wc 和溫差△T 之間的關(guān)系。本文以常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)在T=32℃時(shí)的能效比(EER=3.71)為基準(zhǔn)，對(duì)以上建立的系統(tǒng)能耗數(shù)學(xué)模型進(jìn)行計(jì)算，可以得到溫差△T 和比值Ws /Wc 的之間的詳細(xì)數(shù)據(jù)，計(jì)算值見(jiàn)表2。
中國(guó)科技論文在線表2 基于節(jié)能條件下的不同輸送能耗比值時(shí)兩系統(tǒng)進(jìn)水溫差要求△T /℃根據(jù)表2 計(jì)算結(jié)果對(duì)溫差△T 和比值Ws /Wc 利用Matlab 進(jìn)行線性擬合，得到擬合公式（10），其中ΔT = 3.87a ? 4.19 （10）根據(jù)公式(10)可計(jì)算得到對(duì)應(yīng)不同水泵能耗下的取水溫度限值，也可以得到不同取水溫度條件下的取水能耗限值。例如采用直接進(jìn)水的水源熱泵系統(tǒng)，源水側(cè)取水溫度為30℃，而冷卻塔的出水溫度為32℃，兩者的溫差為2℃，即△T=2℃；采用水源熱泵系統(tǒng)的取水能耗是常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)冷卻水系統(tǒng)能耗的2 倍，即a=Ws/Wc=2.將a 的值代入公式(10)計(jì)算，得到的結(jié)果為3.55，大于△T=2.這時(shí)就可以得出，在設(shè)計(jì)條件下運(yùn)行時(shí)，水源熱泵系統(tǒng)能效比小于常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的能效比，沒(méi)有達(dá)到相對(duì)節(jié)能的效果。
使用板換時(shí)的公式修正根據(jù)公式(10)的計(jì)算，得到在滿(mǎn)負(fù)荷運(yùn)行情況下兩種空調(diào)系統(tǒng)的能效比做比較時(shí)，使得水源熱泵的系統(tǒng)能效比大于常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)能效比所滿(mǎn)足的條件。但需要注意的是，比較的前提是水源熱泵的取水方案為水源水簡(jiǎn)單處理后直接進(jìn)入機(jī)組，取水溫度和機(jī)組的進(jìn)水溫度相同。在實(shí)際的運(yùn)行中，即使是水源水處理后直接進(jìn)入機(jī)組的取水方案，由于取水管路與外界的熱量交換，水處理設(shè)備帶來(lái)的溫度變化等因素都能影響到機(jī)組的進(jìn)水溫度，使得機(jī)組進(jìn)水溫度大于或小于源水的取水溫度。特別是對(duì)于使用板式換熱器的取水系統(tǒng)，由于板式換熱器的傳熱溫差(測(cè)試結(jié)果表明，此溫差在2℃左右)，使得進(jìn)入機(jī)組的溫度TC 和取水溫度Tq 存在一個(gè)溫差Δt，在制冷季節(jié)中，即TC=Tq+ Δt。
使用板式換熱器時(shí)，公式(10)應(yīng)變形如下：
ΔT = 3.87a ? 4.19 + Δt （11）同樣利用公式(5.1)的計(jì)算例子，在冷卻塔出水溫度為32℃，a=Ws/Wc=2時(shí)，假設(shè)Δ℃，計(jì)算使用板換取水方案時(shí)，源水側(cè)應(yīng)該得到取水水溫范圍。根據(jù)公式(11)可以得到：
ΔT = 3.55 + 2 = 5.55℃ （12）則取水溫度小于26.45℃時(shí)，才能保證水源熱泵系統(tǒng)相對(duì)常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能性。
不同負(fù)荷率及進(jìn)水溫度下兩種空調(diào)系統(tǒng)的EER 對(duì)比部分負(fù)荷率系統(tǒng)能效比進(jìn)水18℃ 進(jìn)水24℃ 進(jìn)水30℃ 進(jìn)水32℃圖2 不同進(jìn)水溫度下EER 隨PLR 的變化中國(guó)科技論文在線由圖 2 可得：進(jìn)水溫度對(duì)系統(tǒng)能效比的影響是顯著的。無(wú)論是滿(mǎn)負(fù)荷運(yùn)行，還是在部分負(fù)荷運(yùn)行，在滿(mǎn)足機(jī)組對(duì)進(jìn)水溫度的要求的情況下，進(jìn)水溫度越低，其能效越高。
部分負(fù)荷率系統(tǒng)能效比常規(guī)系統(tǒng) 32℃熱泵系統(tǒng) 32℃熱泵系統(tǒng) 31℃圖3 直接取水時(shí)不同水溫下EER 隨PLR 的變化圖3 為常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)和地表水水源熱泵系統(tǒng)在不同溫度下，在負(fù)荷率變化時(shí)的能效比對(duì)比。在同樣的進(jìn)水溫度(32℃)下，影響常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)和水源熱泵系統(tǒng)能耗的因素僅為輸送能耗。在輸送能耗的對(duì)比中，采用水源水直接進(jìn)機(jī)組時(shí)，開(kāi)式水源熱泵的取水能耗出現(xiàn)小于常規(guī)空調(diào)的冷卻水水泵能耗的情況，所以圖3 中兩者的能效比出現(xiàn)交叉。只有在部分負(fù)荷率≥0.8 后，常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的能效比大于水源熱泵系統(tǒng)的能效比。
水源熱泵機(jī)組進(jìn)水溫度為31℃時(shí)，由圖3 的趨勢(shì)可以清楚得到，水源熱泵系統(tǒng)能效在各種運(yùn)行狀態(tài)下均大于常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的系統(tǒng)能效比。這是因?yàn)槿绻礋岜孟到y(tǒng)的機(jī)組進(jìn)水溫度降低，此時(shí)影響兩系統(tǒng)的系統(tǒng)能效比相對(duì)大小的因素不僅是輸送能耗，還包括機(jī)組能耗。
在機(jī)組進(jìn)水溫度降低1℃時(shí)，水源熱泵系統(tǒng)有較高的能效比。可見(jiàn)，該方法可以進(jìn)行不同進(jìn)水溫度條件下的節(jié)能率分析。
板式換熱器對(duì)開(kāi)式地表水水源熱泵能效比的影響為避免水質(zhì)對(duì)傳統(tǒng)機(jī)組的影響，在地表水源熱泵系統(tǒng)中，常用的技術(shù)措施是增加在主機(jī)和水體之間增加板式換熱器，當(dāng)取水經(jīng)板式換熱器換熱后，排回水體。該方案源水側(cè)取水水泵的揚(yáng)程增加換熱器的阻力，且需要增設(shè)一套循環(huán)水泵，使得水源側(cè)能耗增大；同時(shí)，換熱溫差減小，從而換熱效果稍差，使系統(tǒng)整體的能效比降低。
部分負(fù)荷率冷源系統(tǒng)能效比無(wú)板換有板換圖4 不同負(fù)荷率下板換對(duì)EER 的影響中國(guó)科技論文在線看出，采用中間換熱器后，水源熱泵系統(tǒng)的整體節(jié)能率降低。由于水溫和水泵能耗的耦合性，在相同進(jìn)水溫度條件下，采用換熱器后的水源熱泵系統(tǒng)允許的取水水泵能耗限值增加。即相對(duì)直接進(jìn)水方案，采用中間換熱器的取水水泵功率要求更低。
節(jié)能率為了具體說(shuō)明水源熱泵系統(tǒng)相對(duì)常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能特點(diǎn)，在上述分析的結(jié)果上，可以分析水源熱泵系統(tǒng)運(yùn)行時(shí)相對(duì)與常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能率。常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行的能效比為對(duì)比基礎(chǔ)來(lái)分析水源熱泵系統(tǒng)節(jié)能率。
節(jié)能率定義為以使用冷卻塔的常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)能效為比較對(duì)象，F(xiàn) 為開(kāi)式湖水源熱泵系統(tǒng)運(yùn)行的能效比， F ′ 為常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行的能效比，兩者的差值再與常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行的能效比相除，得到f 值，則f 為節(jié)能率。節(jié)能率的數(shù)學(xué)描述可以表達(dá)為：
�。�13）在滿(mǎn)足公式（13）的要求時(shí)，就滿(mǎn)足了開(kāi)式地表水源熱泵系統(tǒng)在運(yùn)行中比常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)節(jié)能的要求，即保證了開(kāi)式地表水源熱泵系統(tǒng)的高效利用。
因此，可以得到相對(duì)冷卻塔出水溫度為32℃，開(kāi)式地表水源熱泵系統(tǒng)采用水源水直接進(jìn)機(jī)組的取水方案時(shí)，不同取水水溫下的系統(tǒng)節(jié)能率。
不同取水水溫時(shí)的節(jié)能率取水水溫/℃節(jié)能率結(jié)論）通過(guò)對(duì)開(kāi)式地表水源熱泵系統(tǒng)的運(yùn)行特點(diǎn)進(jìn)行分析，得到了開(kāi)式地表水源熱泵系統(tǒng)在不同取水溫度下，不同負(fù)荷狀況下的運(yùn)行規(guī)律和能耗特點(diǎn)，并得到了水源熱泵系統(tǒng)能效比的組成特點(diǎn)。
�。�1）得到基于地表水源熱泵系統(tǒng)節(jié)能條件下的取水溫度和取水能耗的耦合限值。
（2）分析了不同的取水方式對(duì)取水能耗及水源熱泵系統(tǒng)能效比的影響，得到了不同負(fù)荷工況下，采用地表水直接進(jìn)機(jī)組的取水方式相對(duì)采用板式換熱器時(shí)的系統(tǒng)節(jié)能率。
�。�3）對(duì)不同取水溫度下開(kāi)式地表水源熱泵系統(tǒng)的能耗與使用冷卻塔的常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的能耗進(jìn)行了對(duì)比分析，得到不同取水溫度下開(kāi)式地表水水源熱泵系統(tǒng)相對(duì)于使用冷卻塔的常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能率，該節(jié)能率可以作為水源熱泵系統(tǒng)取水能耗限值的判斷依據(jù)。
參考文獻(xiàn)
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