開(kāi)式地表水源熱泵動(dòng)態(tài)取水溫度限值

王 勇，羅 敏，韓傳璞

（1.重慶大學(xué) 三峽庫(kù)區(qū)生態(tài)環(huán)境教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶400045；2.中國(guó)航天建筑設(shè)計(jì)研究院（集團(tuán)），北京100717）

地表水源熱泵發(fā)展較早，20世紀(jì)70年代，歐洲國(guó)家開(kāi)始大力推廣地表水源熱泵系統(tǒng)［1］。近些年國(guó)外在地表水源熱泵方面的研究主要針對(duì)水源熱泵系統(tǒng)的設(shè)計(jì)優(yōu)化及地表水體的水溫特征對(duì)系統(tǒng)的影響等［2－5］。其中，Kavanaugh等［2］對(duì)地表水源熱泵系統(tǒng)進(jìn)行了研究，提出地表水源熱泵空調(diào)系統(tǒng)具有較好的性能特征；同時(shí)對(duì)提高單元式水—空氣熱泵系統(tǒng)性能的可行方案進(jìn)行了討論，也提出了地表水源熱泵的局限性［2－3］。近些年地表水源熱泵在中國(guó)發(fā)展迅速，并且開(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的實(shí)例，因此，中國(guó)目前對(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)［6－9］。

地表水源熱泵相對(duì)于傳統(tǒng)空調(diào)的優(yōu)勢(shì)是具備節(jié)能性和環(huán)境友好性［10］。但地表水源熱泵使用不當(dāng)也會(huì)帶來(lái)環(huán)境的影響［11－15］，同時(shí)也可能影響地表水源熱泵的節(jié)能率［16］。本文的重點(diǎn)以開(kāi)式地表水源熱泵相對(duì)傳統(tǒng)空調(diào)的節(jié)能性為基礎(chǔ)作為研究?jī)?nèi)容。

開(kāi)式地表水源熱泵系統(tǒng)節(jié)能性的因素除取水溫度和取水水量外，另一個(gè)關(guān)鍵因素是取水能耗［17－21］。夏季取水溫度越低，機(jī)組的效率越高，所允許的取水能耗也就越高；而取水溫度越高，機(jī)組的效率越降，所允許的取水能耗也就越小。只有用取水溫度和取水能耗的最優(yōu)耦合值才能正確評(píng)估系統(tǒng)的節(jié)能性［22－24］。在一定的取水能耗下，夏季隨著水源熱泵系統(tǒng)的運(yùn)行，系統(tǒng)向水體排放的熱量累積，水體水溫逐漸上升［25－26］，從而使機(jī)組運(yùn)行能效降低。當(dāng)取水水溫上升到一定溫度后會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)的相對(duì)傳統(tǒng)空調(diào)的節(jié)能率降低，達(dá)到一定程度時(shí)系統(tǒng)能耗就會(huì)高于傳統(tǒng)空調(diào)的能耗，導(dǎo)致系統(tǒng)不節(jié)能。因此，有必要對(duì)基于取水能耗的系統(tǒng)取水溫度限值進(jìn)行研究，以保證系統(tǒng)的節(jié)能運(yùn)行。

本文以取水水溫的變化過(guò)程為基礎(chǔ)，分析系統(tǒng)在動(dòng)態(tài)負(fù)荷變化過(guò)程中取水溫度和系統(tǒng)能耗的耦合變化。當(dāng)取水溫度升高到使地表水源熱泵系統(tǒng)和常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)具有相同的能耗時(shí)，地表水源熱泵相對(duì)傳統(tǒng)空調(diào)的節(jié)能率為零。此時(shí)，對(duì)應(yīng)的取水溫度為該取水能耗基礎(chǔ)上的地表水源熱泵的取水溫度限值。當(dāng)系統(tǒng)取水溫度低于此溫度值時(shí)，才具備節(jié)能性。研究地表水源熱泵系統(tǒng)的節(jié)能性，取水溫度限值是基礎(chǔ)。因此，有必要對(duì)地表水源熱泵系統(tǒng)的取水溫度限值計(jì)算方法作研究。

1 模型建立及計(jì)算方法簡(jiǎn)介

1.1 能耗模型的建立方法

取水溫度限值的計(jì)算以系統(tǒng)能耗模型的建立為前提和基礎(chǔ)。能耗模型的建立是計(jì)算系統(tǒng)能效比的關(guān)鍵，也是對(duì)比分析的前提。為確保模型建立的準(zhǔn)確性及穩(wěn)定性，取水水泵、循環(huán)水泵、冷凍水泵的能耗模型根據(jù)實(shí)際測(cè)試得到的運(yùn)行數(shù)據(jù)，結(jié)合水泵性能曲線應(yīng)用Matlab擬合而成；機(jī)組、常規(guī)空調(diào)冷卻塔、末端風(fēng)系統(tǒng)等能耗模型則采用前人已有的模型，模型中各系數(shù)則由運(yùn)行參數(shù)確定。

1.2 計(jì)算方法簡(jiǎn)介及比較對(duì)象

1.2.1 計(jì)算方法簡(jiǎn)介 對(duì)于給定的工程而言，各參數(shù)明確的情況下，傳統(tǒng)的計(jì)算方法只能計(jì)算得到某種工況下的不同系統(tǒng)效率之間的能耗差異，而無(wú)法計(jì)算得到各影響參數(shù)變化條件下整個(gè)系統(tǒng)能效的動(dòng)態(tài)變化規(guī)律。而取水溫度限值是定義在系統(tǒng)節(jié)能率基礎(chǔ)上的，表示能使水源熱泵系統(tǒng)節(jié)能的最高動(dòng)態(tài)取水溫度值。取水溫度限值的動(dòng)態(tài)性是因?yàn)橄到y(tǒng)負(fù)荷的動(dòng)態(tài)變化導(dǎo)致機(jī)組能效、取水能耗的變化，從而尋求得到保證系統(tǒng)相對(duì)于傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)節(jié)能性的動(dòng)態(tài)取水溫度限值變化趨勢(shì)。

取水溫度限值的計(jì)算首先應(yīng)該在不同系統(tǒng)負(fù)荷、不同取水水泵揚(yáng)程、不同室外氣象參數(shù)下分別計(jì)算不同的取水溫度下水源熱泵系統(tǒng)的系統(tǒng)能效比；通過(guò)計(jì)算得到不同工況點(diǎn)下不同冷卻塔出水溫度下的取水溫度限值，最后運(yùn)用Matlab線性回歸得到不同取水方式下關(guān)于水源熱泵系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)取水溫度限值之間的的數(shù)學(xué)關(guān)系式。主要計(jì)算步驟如下：

1）根據(jù)實(shí)際工程具體參數(shù)建立水源熱泵系統(tǒng)和常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)各部分的能耗模型；

2）分別計(jì)算不同負(fù)荷率、不同取水方式、不同取水溫度下水源熱泵系統(tǒng)的能效比；

3）分別計(jì)算不同負(fù)荷率、不同冷卻塔出水溫度下常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的能效比；

4）以常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的能效比作為基準(zhǔn)，分別比較不同工況點(diǎn)下二者的能效比，得到能效比相同的工況點(diǎn)；

5）對(duì)不同的工況點(diǎn)下的取水溫度限值做MATLAB回歸，得到動(dòng)態(tài)取水溫度限值曲線。

1.2.2 對(duì)比對(duì)象 為了更好的進(jìn)行對(duì)比分析，把對(duì)比的對(duì)象和范圍做一個(gè)明確的界定：

1）對(duì)比的對(duì)象為使用冷卻塔的常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)，其冷水機(jī)組的耗功率與水源熱泵機(jī)組的耗功率模型相同，其回歸系數(shù)因二者運(yùn)行參數(shù)不同而不同。

2）僅對(duì)系統(tǒng)在夏季運(yùn)行時(shí)的系統(tǒng)能效進(jìn)行對(duì)比。

3）由于2種系統(tǒng)末端形式一致，計(jì)算時(shí)不考慮冷凍水泵及末端系統(tǒng)的能耗。

4）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，冷卻塔的進(jìn)出水溫差均保持為5℃。

本文的計(jì)算基準(zhǔn)選取重慶某賓館、酒店類建筑，該工程空調(diào)系統(tǒng)的冷負(fù)荷為1 800kW。系統(tǒng)采用開(kāi)式湖水源熱泵系統(tǒng)。系統(tǒng)的主要設(shè)備及參數(shù)如表1。

當(dāng)采用常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)時(shí)，系統(tǒng)主要設(shè)備及參數(shù) 如表2。

表1 水源熱泵系統(tǒng)主要設(shè)備及參數(shù)表

表2 常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)主要設(shè)備及參數(shù)表

1.3 模型簡(jiǎn)介

開(kāi)式湖水水源熱泵系統(tǒng)運(yùn)行能效比的數(shù)學(xué)方程式可用下式表達(dá)。

式中：EER為熱泵系統(tǒng)的運(yùn)行能效比；Q為熱泵機(jī)組制冷（熱）量，kW；W為熱泵系統(tǒng)的總能耗，kW。

水源熱泵系統(tǒng)的總能耗包括：水源熱泵機(jī)組的能耗，源水側(cè)取水水泵的能耗，水處理設(shè)備的能耗，冷、熱循環(huán)水泵的能耗，末端風(fēng)系統(tǒng)的能耗等。為了能清楚的了解熱泵系統(tǒng)的能耗構(gòu)成，以該工程實(shí)際運(yùn)行參數(shù)為基礎(chǔ)，對(duì)其系統(tǒng)各部分的能耗建立模型：

1）機(jī)組的能耗計(jì)算采用ASHRAE Handbook上推薦的模型，模型的系數(shù)由運(yùn)行參數(shù)確定［27］。

式中：f1為熱泵機(jī)組耗功量，kW；N為熱泵機(jī)組的名義耗功率，kW；Tc1為水源水側(cè)機(jī)組進(jìn)水溫度，℃；Tel為空調(diào)水側(cè)機(jī)組進(jìn)水溫度，℃；ˉTc1為回歸用水源水側(cè)機(jī)組進(jìn)水溫度參數(shù)平均值，℃；ˉTe1為回歸用空調(diào)水側(cè)機(jī)組進(jìn)水溫度參數(shù)平均值，℃；Dij為回歸系數(shù)，由機(jī)組實(shí)際性能決定。

2）取水水泵能耗模型及系數(shù)根據(jù)取水水泵性能曲線、運(yùn)行參數(shù)擬合得出式（3）。

式中：W1為取水水泵能耗，kW；Gq為水源水流量，m3／h。

3）空調(diào)水循環(huán)水泵的能耗模型及系數(shù)根據(jù)循環(huán)水泵性能曲線、運(yùn)行參數(shù)擬合得出式（4）。

式中：W2為取水水泵能耗，kW；G為冷凍水流量，m3／h。

4）水處理設(shè)備能耗模型引起占系統(tǒng)總能耗比例很小，作為常數(shù)考慮。

其中：W3為水處理設(shè)備能耗，kW。

5）冷卻塔的能耗模型及系數(shù)參照前人已有模型［9］得出式（6）。

其中：Wl為冷卻塔能耗，kW；Gc為冷卻水流量，m3／h。

2 取水方案及冷卻水系統(tǒng)的確定

2.1 取水水泵的選取

首先，考慮一個(gè)基準(zhǔn)化，理想化的開(kāi)式系統(tǒng)取水情況。取水水泵揚(yáng)程受到影響的因素較多如：水體到機(jī)房的水平距離；水體與機(jī)房之間高差；水處理設(shè)備的阻力等。而取水水泵能耗是系統(tǒng)能耗中的關(guān)鍵因素。為此，選取一個(gè)與傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)冷卻水泵揚(yáng)程相近的水泵揚(yáng)程作為基準(zhǔn)。由此，確定水泵揚(yáng)程H26m為基準(zhǔn)揚(yáng)程。一般實(shí)際工程中由于各種原因取水水泵的揚(yáng)程都比基準(zhǔn)揚(yáng)程大。

參考多個(gè)水泵廠家的單級(jí)單吸立式離心清水泵樣本，根據(jù)該工程系統(tǒng)最大取水水量（395m3／h）選擇取水水泵，以H＝26m為基準(zhǔn)揚(yáng)程，得到不同揚(yáng)程下水泵的能耗，如表3。

由表3可知，對(duì)于給定的系統(tǒng)取水水量，其水泵的能耗隨揚(yáng)程的變化是不連續(xù)的。為分析方便，以1H為基準(zhǔn)，得到基于計(jì)算基準(zhǔn)揚(yáng)程下的各取水水泵參數(shù)，表征不同取水方式下的取水水泵揚(yáng)程。

表3 不同揚(yáng)程下水泵參數(shù)表

2.2 取水系統(tǒng)形式的設(shè)定

冷卻水系統(tǒng)為變流量系統(tǒng)，即系統(tǒng)負(fù)荷發(fā)生變化時(shí)系統(tǒng)的取排水溫差保持恒定而取水量隨負(fù)荷動(dòng)態(tài)變化。由于水源熱泵系統(tǒng)的取水系統(tǒng)所需的水泵、水處理設(shè)備型號(hào)和地表水體與空調(diào)機(jī)房的相對(duì)位置及水體水質(zhì)情況等有著密切聯(lián)系。為了說(shuō)明這些因素對(duì)水源熱泵系統(tǒng)能效產(chǎn)成的影響，針對(duì)源水直接進(jìn)機(jī)組的直接取水方式，并參照表3中取水水泵的選型，對(duì)取水系統(tǒng)做如下5種方式的設(shè)定。（采用板式換熱器的取水方案取水能耗高、系統(tǒng)節(jié)能性較差，其分析方法與直接進(jìn)水的取水方式相同，本文中暫不考慮。）

1）當(dāng)系統(tǒng)采用上文中理想化的取水方式時(shí)，源水側(cè)取水水泵設(shè)定揚(yáng)程為H（H＝26m），水泵變頻運(yùn)行。這種取水系統(tǒng)形式簡(jiǎn)稱為“直進(jìn)H”。

2）水體水質(zhì)較好，取水可經(jīng)簡(jiǎn)單水處理后直接進(jìn)入機(jī)組。在采取這種取水形式時(shí)，源水側(cè)取水水泵設(shè)定揚(yáng)程為1.3H（35m），水泵變頻運(yùn)行。這種取水系統(tǒng)形式簡(jiǎn)稱為“直進(jìn)1.3H”。

3）水體水質(zhì)較差，取水必需經(jīng)過(guò)大量的水處理設(shè)備，然后直接進(jìn)入機(jī)組。由于水處理設(shè)備增加了取水系統(tǒng)的局部阻力，源水側(cè)取水水泵的揚(yáng)程設(shè)定為1.7H（45m），水泵變頻運(yùn)行。這種取水方案簡(jiǎn)稱為“直進(jìn)1.7H”。

4）水體水位較低，取水水泵需要克服比較大的水位差，取水水泵的揚(yáng)程增大，采用直接進(jìn)水的取水方式，源水側(cè)取水水泵的揚(yáng)程設(shè)定為2.2H（57m）。這種取水方式簡(jiǎn)稱為“直進(jìn)2.2H”。

5）水體水質(zhì)較差，取水必需經(jīng)過(guò)大量的水處理設(shè)備，水處理設(shè)備增大了取水系統(tǒng)的局部阻力；同時(shí)地表水體水位較低，取水水泵需要克服比較大的水位差。因此，取水水泵的揚(yáng)程增大，采用直接進(jìn)水的取水方式，源水側(cè)取水水泵的揚(yáng)程設(shè)定為2.6H（68m）。這種取水方式簡(jiǎn)稱為“直進(jìn)2.6H”。

2.3 冷卻塔參數(shù)及能耗說(shuō)明

冷卻塔的出水溫度與當(dāng)?shù)氐氖彝饪諝獾臐袂驕囟扔嘘P(guān)，一般冷卻塔的出水溫度要高于當(dāng)?shù)厥彝饪諝獾臐袂驕囟?～5℃［28］。參照冷卻塔樣本及其性能曲線，得到其按冷卻塔的水溫降為5℃時(shí)不同的冷卻塔出水溫度對(duì)應(yīng)的室外濕球溫度值，見(jiàn)表4。

表4 冷卻塔出水溫度與室外濕球溫度對(duì)照表

分別以冷卻塔出水溫度為26、28、30、32℃為例，分析不同冷卻塔出水溫度下水源熱泵系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)取水溫度限值。由于冷卻塔出水溫度與室外氣象參數(shù)有關(guān)，與建筑夏季冷負(fù)荷的變化作動(dòng)態(tài)變化。當(dāng)建筑的冷負(fù)荷較低時(shí)，機(jī)組的負(fù)荷也較低，同時(shí)，冷卻塔出水溫度也相對(duì)較低，所需冷卻水量也相應(yīng)減少，三者呈現(xiàn)出耦合的關(guān)系。

3 系統(tǒng)動(dòng)態(tài)取水溫度限值分析

根據(jù)已建模型結(jié)合機(jī)組性能曲線可計(jì)算出當(dāng)冷卻塔出水溫度為26℃時(shí)，冷卻水泵揚(yáng)程為25m時(shí)常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)在部分負(fù)荷率下的能效比曲線；同理，結(jié)合水源熱泵機(jī)組性能曲線可得到取水水泵揚(yáng)程為H＝26m、流量為400m3／h時(shí)系統(tǒng)在部分負(fù)荷率下的能效比曲線。見(jiàn)圖1。

圖1 相同進(jìn)水溫度下2種系統(tǒng)的能效比隨部分負(fù)荷率的變化

從圖1可以看出，該工程條件下，水源熱泵機(jī)組的能效高于傳統(tǒng)冷水機(jī)組，不同的工程情況和設(shè)備選型，其部分負(fù)荷率下的能效曲線可能不一致，但仍可以采取此分析方法。

由圖2可知：采用源水直接進(jìn)進(jìn)組時(shí)，當(dāng)水源熱泵取水溫度27.5℃，冷卻塔出水溫度為26℃時(shí)，傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)與水源熱泵系統(tǒng)在部分負(fù)荷率下的能效比曲線基本重合。在部分負(fù)荷率為0.3時(shí)，兩者的能效比差值最大為0.09，相對(duì)差值僅為2.6%。因此，工程應(yīng)用條件下可以認(rèn)為此時(shí)傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)與水源熱泵系統(tǒng)無(wú)論是在滿負(fù)荷時(shí)還是在部分負(fù)荷時(shí)都有相同的系統(tǒng)能效比。即冷卻塔出水溫度為26℃時(shí)，當(dāng)水源熱泵系統(tǒng)的取水溫度超過(guò)27.5℃時(shí)水源熱泵系統(tǒng)的相對(duì)于傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)來(lái)說(shuō)就不再節(jié)能。

圖2 不同進(jìn)水溫度下2種系統(tǒng)的能效比隨部分負(fù)荷率的變化

由此可以得到：采用源水直接進(jìn)機(jī)組的取水方式、取水水泵揚(yáng)程為H（26m）、冷卻塔出水溫度為26℃時(shí)，水源熱泵系統(tǒng)的取水溫度限值為27.5℃。以同樣的計(jì)算方法可得在冷卻塔出水溫度分別為28、30、32℃時(shí)水源熱泵機(jī)組的取水溫度限值。

由上述分析可得在采用源水直接進(jìn)機(jī)組的取水方案，取水水泵揚(yáng)程為H（26m），流量為400m3／h時(shí)不同冷卻塔出水溫度下水源熱泵系統(tǒng)的取水溫度限值，如圖3所示。

圖3 不同冷卻塔出水溫度下系統(tǒng)的取水溫度限值

由圖3可知，水源熱泵系統(tǒng)的取水溫度限值與常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)冷卻塔的出水溫度之間呈現(xiàn)近似線性的關(guān)系：y＝0.85x＋5.35，R2＝0.996 6，相關(guān)性較好。其中：y為水源熱泵系統(tǒng)的取水溫度限值；x為常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)冷卻塔的出水溫度。

用上述計(jì)算方法可分別得出：當(dāng)采用直進(jìn)1.3H方案，直進(jìn)1.7H方案，直進(jìn)2.2H方案時(shí)水源熱泵系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)取水溫度限值，如表5。

表5 源水直接進(jìn)機(jī)組，系統(tǒng)動(dòng)態(tài)取水溫度限值表

圖4 不同取水方案下系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)取水溫度限值

由此可得另外3種取水方式下取水溫度限值的計(jì)算關(guān)系式：

直進(jìn)1.3H方案：y＝x－1，R2＝1。

直進(jìn)1.7H方案：y＝1.35x－13.9，R2＝0.991 8。

直進(jìn)2.2H方案：y＝1.625x－26.917，R2＝0.998。

其中：y為水源熱泵系統(tǒng)的取水溫度限值；x為常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)冷卻塔的出水溫度。

由圖4可知：隨著取水水泵揚(yáng)程的增加，取水溫度限值直線的斜率逐漸增大；在冷卻塔出水溫度相同的條件下，取水水泵揚(yáng)程越大，取水溫度限值越低。并且在取水水泵揚(yáng)程為2.2H時(shí)，出現(xiàn)當(dāng)冷卻塔出水溫度為30℃時(shí)，即使取水溫度為22℃系統(tǒng)也不節(jié)能。而當(dāng)冷卻塔出水溫度為32℃時(shí)，只要取水溫度低于25℃，就可實(shí)現(xiàn)一定的節(jié)能率。

4 系統(tǒng)節(jié)能率分析

在計(jì)算出水源熱泵系統(tǒng)動(dòng)態(tài)取水溫度限值的基礎(chǔ)上，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)能特性，還可以分析得到選擇不同的取水方式時(shí)，水源熱泵系統(tǒng)在不同的取水溫度下的節(jié)能率。下面本文就以水源熱泵系統(tǒng)采用直進(jìn)H方案為例，分析系統(tǒng)在滿負(fù)荷工況下運(yùn)行時(shí)的節(jié)能率（以冷卻塔出水溫度為32℃的常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)能效比作對(duì)比）。

表6 直接進(jìn)水H方案、冷卻塔出水32℃時(shí)，不同取水溫度下的節(jié)能率

在實(shí)際工程中，應(yīng)盡量采用直接進(jìn)水的取水方式。同時(shí)，不同的建筑負(fù)荷所需的水量不同，水泵選型和機(jī)組能效也不同。這些可變因素均可能影響到取水溫度限值的確定。

5 結(jié) 論

1）以系統(tǒng)的取水溫度為主要研究對(duì)象，建立了相對(duì)于傳統(tǒng)空調(diào)節(jié)能率的水源熱泵系統(tǒng)動(dòng)態(tài)取水溫度限值的計(jì)算方法，計(jì)算得到了取水能耗的水源熱泵系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)取水溫度限值。

2）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。

3）不同取水溫度、不同取水方案和不同水泵能耗均影響開(kāi)式地表水源熱泵系統(tǒng)的能效，采用能耗模型計(jì)算方法可以得到動(dòng)態(tài)運(yùn)行工況下的系統(tǒng)能效。該方法可以作為水源熱泵系統(tǒng)的節(jié)能性研究的基礎(chǔ)，也可以用于地表水源熱泵系統(tǒng)可行性實(shí)施的計(jì)算依據(jù)。

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