黃維冬　張　倫　張小松

(東南大學(xué)能源與環(huán)境學(xué)院，南京　210096)

?

間接蒸發(fā)冷卻多級新風(fēng)處理系統(tǒng)的性能分析

黃維冬張倫張小松

(東南大學(xué)能源與環(huán)境學(xué)院，南京210096)

摘要:基于蒸發(fā)冷卻技術(shù)的熱回收特性，設(shè)計了一種蒸發(fā)冷卻新風(fēng)處理系統(tǒng)，并對核心模塊采用實驗數(shù)據(jù)及文獻中的實驗數(shù)據(jù)進行驗證，在此基礎(chǔ)之上建立模塊和系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型．模擬結(jié)果表明:該系統(tǒng)對于新風(fēng)獨立降溫除濕過程具有較大的節(jié)能效果和潛力．在新風(fēng)狀態(tài)參數(shù)為35℃、21．68 g /kg，送風(fēng)狀態(tài)參數(shù)為19．3℃、9．0 g /kg，全熱回收模塊中噴淋填料傳質(zhì)單元數(shù)為2．5，表冷器換熱能力為1．65 kW /K條件下，系統(tǒng)全熱回收效率和排風(fēng)利用效率在循環(huán)水流量為1．6 kg /s時達到最大，分別為72．6%和82．2%．最佳循環(huán)水流量隨進口空氣濕差和溫差的增大及表冷器換熱能力的減小而增大，噴淋填料傳質(zhì)單元數(shù)的變化對最佳循環(huán)水流量影響較小．當(dāng)噴淋填料傳質(zhì)單元數(shù)大于1．3時，表冷器換熱能力對系統(tǒng)全熱回收效率的影響比噴淋填料換熱能力要大．

關(guān)鍵詞:蒸發(fā)冷卻;表冷器;熱回收;分析

引用本文:黃維冬，張倫，張小松．間接蒸發(fā)冷卻多級新風(fēng)處理系統(tǒng)的性能分析［J］．東南大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版)，2016，46(1) : 55－61．DOI: 10．3969/j．issn．1001－0505．2016．01．010．

隨著經(jīng)濟的快速發(fā)展，能源短缺日益嚴重，空調(diào)作為建筑物的主要能耗之一，其節(jié)能性和經(jīng)濟性越來越受到重視．隨著人們健康意識的提高，建筑物內(nèi)必須保證足夠的新風(fēng)量以滿足人們對室內(nèi)空氣品質(zhì)的要求［1］．目前的新風(fēng)處理方式大多采用板翅式換熱器或轉(zhuǎn)輪式熱交換器對排風(fēng)進行顯熱或全熱回收［2］，然后新風(fēng)和回風(fēng)混合，統(tǒng)一進行熱濕處理．這樣的處理方式往往需要將送風(fēng)再熱或采用二次回風(fēng)與送風(fēng)混合．蒸發(fā)冷卻作為一種環(huán)保、節(jié)能、經(jīng)濟型空調(diào)技術(shù)已在國內(nèi)外得到廣泛的應(yīng)用．徐方成等［3］將管式蒸發(fā)冷卻器、冷卻塔與采用蒸發(fā)式冷凝器的機械制冷系統(tǒng)相結(jié)合，在夏季對新風(fēng)進行預(yù)冷，當(dāng)新風(fēng)比為20%時，可減少機械制冷系統(tǒng)10%運行負荷，降低了高品位能源消耗．Maheshwari等［4］利用蒸發(fā)冷卻技術(shù)對一部分室外空氣進行絕熱加濕，同時將產(chǎn)生的低溫冷水用于預(yù)冷另一部分新風(fēng)，結(jié)果表明產(chǎn)生同樣制冷量間接蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)的能耗只有傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)的25%左右．Mazzei等［5］研究了蒸發(fā)冷卻與傳統(tǒng)壓縮式制冷相結(jié)合的復(fù)合式系統(tǒng)的性能，結(jié)果表明該復(fù)合式系統(tǒng)能節(jié)能20%．

本文根據(jù)建筑物中空調(diào)新風(fēng)負荷逐漸變大、室內(nèi)排風(fēng)溫度、含濕量較低等特點，提出了一種間接蒸發(fā)冷卻多級新風(fēng)處理系統(tǒng)，并對不同運行參數(shù)條件下的熱回收效率、排風(fēng)利用效率及各個設(shè)備的損失量進行計算分析，以指導(dǎo)和改進優(yōu)化系統(tǒng)．

1　模型建立及驗證

1．1表冷器熱質(zhì)傳遞模型［6］

空氣側(cè)換熱系數(shù)計算采用j因子法，根據(jù)Mc-Quiston關(guān)聯(lián)式可計算出管排數(shù)在4排及4排以上的j因子數(shù)．水側(cè)換熱系數(shù)可采用Gnielinski關(guān)聯(lián)式計算得到，并利用現(xiàn)有試驗臺對McQuiston關(guān)聯(lián)式和Gnielinski關(guān)聯(lián)式進行了實驗驗證，實驗結(jié)果表明各關(guān)聯(lián)式有很高的準(zhǔn)確性．

在表冷器模擬計算中，當(dāng)盤管數(shù)超過4排時，空氣與水的流動可以看作為逆流．近似把翅片內(nèi)的溫度分布看作為沿翅片方向的一維穩(wěn)態(tài)分布．傳熱傳質(zhì)過程的導(dǎo)熱微分方程為

式中，t為溫度，℃; U為翅片橫截面周長，m;αa為顯熱換熱系數(shù)，W /(m2·K) ;λ為導(dǎo)熱系數(shù)，W /(m·℃) ; A0為翅片橫截面積，m2;αD為空氣與水之間的傳質(zhì)系數(shù)，kg /(m2·s) ; r0為汽化潛熱，J/kg;ω為含濕量，kg /kg;下標(biāo)f，a分別表示翅片和空氣．

圖1為模擬所得結(jié)果與文獻［7］中的實驗結(jié)果對比．由圖可見，表冷器的出口空氣干球溫度、濕球溫度和出口水溫偏差均在6．5%以內(nèi)．

圖1　表冷器實驗值與模擬值比較

1．2直接蒸發(fā)冷卻器熱質(zhì)傳遞模型

在模擬計算過程中，采用的假設(shè)條件為:①水和空氣的熱質(zhì)交換過程為穩(wěn)態(tài);②水與環(huán)境之間不存在熱質(zhì)交換;③傳熱阻力集中在空氣側(cè);④水均勻噴灑，傳熱與傳質(zhì)界面相同;⑤不考慮軸向的熱濕傳遞［8］．

在水與濕空氣的熱質(zhì)交換過程中，遵循質(zhì)量守恒和能量守恒關(guān)系式，水與濕空氣之間傳熱量計算式為

水與濕空氣之間傳質(zhì)量計算式為

式中，hT，sat為空氣與水達到平衡時的表面空氣焓值，kJ/kg; ha為空氣焓值，kJ/kg;ωT，sat為微元體水溫度對應(yīng)飽和空氣的含濕量，kg /kg;劉易斯數(shù)Le =αc/(αDcp，a)，αc為換熱系數(shù)，W /(m2·K)，cp，a為定壓比熱容，J/(kg·℃) ;傳質(zhì)單元數(shù)NTU = αDαwHWL/ma，αw為比表面積，m2/m3，H，W，L分別為填料的高、寬、縱向長度，m，ma為空氣流量，kg/s．

圖2為數(shù)值模型的預(yù)測結(jié)果與文獻［9］中的實驗測試結(jié)果對比．由圖可見，空氣出口干球溫度、空氣出口濕球溫度及出口水溫度偏差均在5%以內(nèi)．

圖2　噴淋填料實驗值與模擬值比較

2　蒸發(fā)冷卻新風(fēng)系統(tǒng)模擬

2．1蒸發(fā)冷卻新風(fēng)處理裝置

間接蒸發(fā)冷卻多級新風(fēng)處理系統(tǒng)的原理是在

蒸發(fā)冷卻器中，利用循環(huán)水對室內(nèi)回風(fēng)進行加熱加濕，并使循環(huán)水溫度降低，然后利用循環(huán)水對新風(fēng)進行降溫除濕處理，實現(xiàn)對室內(nèi)回風(fēng)的全熱回收，系統(tǒng)的裝置圖如圖3所示．回風(fēng)先經(jīng)過由換熱器1 和6組成的水循環(huán)空氣－空氣顯熱換熱器(模塊1)，并對新風(fēng)進行顯熱回收，使新風(fēng)達到合適的送風(fēng)溫度．然后進入由噴淋填料和表冷器組成的全熱回收模塊中，全熱回收裝置可由兩級或多級全熱回收模塊組成(噴淋填料2(2)和表冷器4(2)組成模塊2，噴淋填料2(1)和表冷器4(1)組成模塊3)，經(jīng)過噴淋填料全熱回收后回風(fēng)濕球溫度較高，但干球溫度仍比室外環(huán)境溫度低很多，再利用板翅式換熱器(模塊4)對回風(fēng)進行顯熱回收．室內(nèi)回風(fēng)在進入噴淋填料前，經(jīng)過了顯熱回收裝置的降溫過程，回風(fēng)與水的傳質(zhì)過程更貼近于飽和線，可有效避免傳熱傳質(zhì)過程中的損失，提高了系統(tǒng)全熱回收效率，制備出的冷卻水極限溫度可達室內(nèi)回風(fēng)的露點溫度．

圖3　蒸發(fā)冷卻新風(fēng)處理系統(tǒng)流程圖

本文利用Matlab軟件對該系統(tǒng)進行模擬仿真，模擬分析都是基于典型工況(回風(fēng)狀態(tài)參數(shù)26℃，10．5 g /kg;室內(nèi)的送風(fēng)狀態(tài)參數(shù)為19．3℃，9．0 g /kg)．

2．2蒸發(fā)冷卻新風(fēng)處理系統(tǒng)性能評價

采用全熱回收效率評價該間接蒸發(fā)冷卻多級新風(fēng)處理系統(tǒng)的性能，即

式中，hF1，hF4，hR1分別為圖3中對應(yīng)點的焓值，kJ/kg．令ηE為排風(fēng)經(jīng)過系統(tǒng)熱回收后減少的值利用效率，其數(shù)學(xué)表達式為

式中，EF1，EF4，ER1，ER5分別為圖3中對應(yīng)點的總能［9］，kW．

3　參數(shù)對系統(tǒng)運行效率的影響

3．1進口新風(fēng)參數(shù)的影響

以夏季室外環(huán)境狀態(tài)參數(shù)35℃，21．68 g /kg為例，循環(huán)水流量取1．0 kg /s．各換熱器換熱能力如表1所示，噴淋填料傳質(zhì)單元數(shù)NTU為2．5．經(jīng)模擬計算得到全熱回收效率為72%，排風(fēng)利用效率為80%．新風(fēng)處理過程中由冷凍水提供的冷量為28．1 kW，熱回收所得冷量為27．3 kW．空氣處理過程如圖4所示．

表1　各換熱器換熱能力　kW /K

保持表冷器和噴淋模塊的結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，全熱回收模塊中循環(huán)水流量為1．0 kg /s．圖5為排風(fēng)全熱回收效率和利用效率隨室外空氣干球溫度及含濕量的變化情況，該蒸發(fā)冷卻新風(fēng)處理系統(tǒng)在夏季的全熱回收效率較高，可達65%～77%，利用率可達64%～84%，對于新風(fēng)需求量較大的場合，具有很大的節(jié)能潛力．由于室內(nèi)回風(fēng)在進入噴淋填料前經(jīng)過了顯熱回收裝置的降溫過程，更加接近飽和線，故該系統(tǒng)的排風(fēng)利用效率高于現(xiàn)有其他熱回收裝置．排風(fēng)的利用效率和全熱回收效率隨新風(fēng)含濕量的減小而增加，新風(fēng)含濕量越大，新風(fēng)干球溫度對排風(fēng)利用效率的影響也越大．

圖4　空氣處理流程圖

圖5　室外環(huán)境參數(shù)對系統(tǒng)運行性能的影響

3．2循環(huán)水流量對系統(tǒng)運行參數(shù)的影響

為了更好地分析全熱回收模塊中循環(huán)水流量對系統(tǒng)運行性能的影響，首先分析循環(huán)水流量對單級全熱回收模塊的影響．在熱濕傳遞過程中，當(dāng)空氣流量和水流量滿足下面公式［10］時，傳熱傳質(zhì)過程中由于流量比不匹配而引起的不可逆損失被降到最低:

式中，cp，e為等效比熱容，cp，e=Δha/Δta，Δha為進、出口空氣焓差，Δta為進、出口空氣平均溫差; mw為循環(huán)水流量，kg /s．

圖6為當(dāng)噴淋填料進口空氣狀態(tài)參數(shù)為19．3℃，10．5 g /kg，表冷器進口空氣狀態(tài)參數(shù)為24．4℃，19．35 g /kg，新風(fēng)和回風(fēng)流量為1．0 kg /s時，不同換熱能力下單級全熱回收模塊換熱量隨循環(huán)水流量的變化．當(dāng)噴淋填料NTU和表冷器換熱能力改變時，模擬所得最佳循環(huán)水流量與由式(6)計算所得最佳循環(huán)水流量如表2所示．表冷器換熱能力對最佳循環(huán)水流量影響較大，隨表冷器換熱能力的增大，cp，e值減小，最佳循環(huán)水流量減小．而噴淋填料NTU對最佳循環(huán)水流量的影響不大．

圖6　循環(huán)水流量對單級全熱回收模塊運行性能的影響

表2　不同換熱能力下最佳循環(huán)水流量及各參數(shù)的計算結(jié)果

圖7　不同新風(fēng)參數(shù)下循環(huán)水流量對單級全熱回收模塊運行性能的影響

當(dāng)表冷器換熱能力為1．65 kW/K，噴淋填料NTU = 2．5，噴淋填料進口空氣參數(shù)為19．3℃，10．5 g/kg時，不同進口空氣參數(shù)下循環(huán)水流量對單級全熱回收模塊運行性能的影響(見圖7)．當(dāng)表冷器進口空氣含濕量為19．35 g /kg，干球溫度從24．4℃增加到28．4℃時，最佳循環(huán)水流量從1．6 kg /s增大到1．8 kg /s．當(dāng)表冷器進口空氣干球溫度為24．4℃，含濕量從17．35 g /kg增加到19．35 g /kg時，最佳循環(huán)水流量從1．4 kg /s增大到1．6 kg /s．進口空氣溫差和濕差的增大，使得熱回收過程中最佳循環(huán)水流量增大．

圖8　循環(huán)水流量對整個系統(tǒng)運行效率的影響

圖8為進口新風(fēng)狀態(tài)參數(shù)35℃，21．68 g /kg，回風(fēng)狀態(tài)參數(shù)26℃，10．5 g /kg，空氣流量均為1．0 kg /s時，循環(huán)水流量發(fā)生變化對整個系統(tǒng)運行性能的影響．由圖可知，在系統(tǒng)處于不同換熱能力下，排風(fēng)全熱回收效率均開始隨循環(huán)水流量的增加而增加，并逐漸達到最大值．之后隨循環(huán)水流量的增加，系統(tǒng)全熱回收效率開始降低．當(dāng)新風(fēng)和回風(fēng)參數(shù)不變時，系統(tǒng)換熱能力越大，需要循環(huán)水流量越小，熱回收過程中的溫差和濕差分布越均勻，熱回收過程中的損失減少，系統(tǒng)熱回收效率增大．圖9為噴淋填料NTU =2．5、表冷器換熱能力為1．65 kW /K、循環(huán)水流量分別為0．6，1．6和2．2 kg /s時，熱回收過程中各部件的損失量，而排風(fēng)損失量分別為0．5，0．44和0．46 kW．由圖可知，當(dāng)循環(huán)水滿足流量匹配關(guān)系時(即流量為1．6 kg /s)，各部件以及排風(fēng)的損失量最小，此時系統(tǒng)全熱回收率為72．6%，利用率為82．2%．

圖9　不同循環(huán)水流量下各部件的?損失

3．3傳熱傳質(zhì)能力對系統(tǒng)運行參數(shù)的影響

模擬過程中新風(fēng)狀態(tài)參數(shù)為35℃，21．68 g /kg，回風(fēng)狀態(tài)參數(shù)為26℃，10．5 g /kg，新風(fēng)、回風(fēng)和循環(huán)水流量均為1．0 kg /s．圖10為噴淋填料NTU =2．5時，系統(tǒng)全熱回收效率隨表冷器換熱能力增大的變化趨勢．由圖可知，系統(tǒng)全熱回收效率隨表冷器換熱能力的增加，保持穩(wěn)定的增長趨勢．圖11為表冷器結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，換熱能力為1．64 kW /K時，系統(tǒng)全熱回收效率隨噴淋填料NTU的變化．系統(tǒng)全熱回收效率隨噴淋填料NTU的增大而增大，且噴淋填料對系統(tǒng)全熱回收效率的影響隨噴淋填料NTU的增加而逐漸變?。?dāng)噴淋填料NTU較小時，噴淋填料換熱能力比表冷器換熱能力對系統(tǒng)熱回收效率影響大;當(dāng)噴淋填料NTU＞1．3時，表冷器換熱能力比噴淋填料換熱能力對系統(tǒng)全熱回收效率的影響大．當(dāng)填料塔NTU = 2．5時，表冷器換熱能力從0．82 kW /K增大到1．65 kW /K，全熱回收效率則從60%增大到72%，排風(fēng)利用效率從74%增大到80%．保持表冷器結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，換熱能力為1．65 kW /K時，填料塔NTU由1．0增加到2．5，則系統(tǒng)全熱回收效率從65%增大到72%，利用效率從76．5%增大到80%．由圖12和表3可知，當(dāng)表冷器和噴淋填料的換熱能力較小時，在全熱回收模塊中，由于換熱能力的限制，新風(fēng)與回風(fēng)進行熱質(zhì)交換時平均溫差和濕差較大，導(dǎo)致傳熱傳質(zhì)過程中損失增大，利用效率較低．當(dāng)表冷器和噴淋填料的換熱能力較大時，總的換熱量增大，在全熱回收模塊中的損失量增大，但排風(fēng)的損失量減小，且增大了排風(fēng)的利用效率．受換熱能力影響最大的是換熱器3中的損失量，如圖12(d)所示．在表冷器和噴淋填料的換熱量較小時，在全熱回收模塊中的換熱量減少，新風(fēng)與回風(fēng)在板翅式換熱器中的換熱溫差和換熱量都增大，損失量增大．

圖10　表冷器換熱能力對系統(tǒng)運行效率的影響

圖11　噴淋填料換熱能力對系統(tǒng)運行效率的影響

表3　不同換熱能力下排風(fēng)損失量　kW

表3　不同換熱能力下排風(fēng)損失量　kW

NTU =2．5 kA =1．65 kW/K　 kA =1．65 kW/K 0．45　0．64 =0．82 kW/K NTU =1 kA 0．56

4　結(jié)論

1)采用水為介質(zhì)進行回風(fēng)和新風(fēng)的全熱回收，設(shè)備簡單可靠，生產(chǎn)成本低，系統(tǒng)全熱回收效率較高．與直接冷凝除濕相比，新風(fēng)的送風(fēng)溫度得到升高，可以直接送入室內(nèi)．

2)充分利用了回風(fēng)的可回收能量，在夏季排風(fēng)全熱回收效率可達到65%～77%，利用效率可達到64%～84%，減少了冷源投入的冷量，提高了新風(fēng)處理裝置的總體能效．

3)全熱回收模塊中最佳循環(huán)水流量可按式(6)計算得到，最佳循環(huán)水流量隨進口空氣的濕差、溫差的增大而增大，隨表冷器換熱能力的增大而減小，噴淋填料NTU的變化對最佳循環(huán)水流量影響不大．

圖12　各換熱能力對系統(tǒng)運行性能的影響

參考文獻(References)

［1］Sundell J，Levin H，Nazaroff W W，et al．Ventilation rates and health: Multidisciplinary review of the scientific literature［J］．Indoor Air，2011，21(3) : 191－204．DOI: 10．1111/j．1600－0668．2010．00703．x．

［2］Mardiana-Idayu A，Riffat S B．Review on heat recovery technologies for building applications［J］．Renewable and Sustainable Energy Reviews，2012，16(2) : 1241－1255．DOI: 10．1016/j．rser．2011．09．026．

［3］徐方成，黃翔，武俊梅．蒸發(fā)冷卻與機械制冷復(fù)合空調(diào)系統(tǒng)分析［J］．西安工程大學(xué)學(xué)報，2008，22(6) : 741－745．DOI: 10．3969/j．issn．1674－649X．2008．06．017．Xun Fangcheng，Huang Xiang，Wu Junmei．Analysis of composite air system of evaporative cooling and mechanical refrigeration［J］．Journal of Xi'an Polytechnic University，2008，22(6) : 741－745．DOI: 10．3969/ j．issn．1674－649X．2008．06．017．(in Chinese)

［4］Maheshwari G P，Al-Ragom F，Suri R K．Energy-saving potential of an indirect evaporative cooler［J］．Applied Energy，2001，69(1) : 69－76．DOI: 10．1016/ S0306-2619(00) 00066-0．

［5］Mazzei P，Palombo A．Economic evaluation of hybrid evaporative technology implementation in Italy［J］．Building＆Environment，1999，34 (5) : 571－582．DOI: 10．1016/S0360-1323(98) 00049-3．

［6］Zhang E Z，Chi Y T．Numerical simulation of the thermal performance of cooling coils［J］．Energy Research ＆Information，2001，17 (4) : 232－238．DOI: 10．13259/j．cnki．eri．2001．04．011．

［7］許金鋒．表冷器傳熱系數(shù)K的數(shù)值分析與研究［D］．上海:同濟大學(xué)土木工程學(xué)院，2000．

［8］路則鋒，陳沛霖，張旭．逆流填料式液體除濕系統(tǒng)傳熱傳質(zhì)過程解析解［J］．同濟大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版)，2000，28(3) : 342－347．Lu Zefeng，Chen Peilin，Zhang Xu．Analytical solution of heat and mass transfer processes in packed type counterflow liquid desiccant systems and its verification［J］．Journal of Tongji University(Natural Science)，2000，28(3) : 342－347．(in Chinese)

［9］Zhang Lun，Liu Xiaohua，Jiang Yi．Exergy analysis of parameter unmatched characteristic in coupled heat and mass transfer between humid air and water［J］．International Journal of Heat＆Mass Transfer，2015，84: 327 －338．DOI: 10．1016/j．ijheatmasstransfer．2015．01．023．

［10］Jiang Yi，Xie Xiaoyun．Theoretical and testing performance of an innovative indirect evaporative chiller ［J］．Solar Energy，2010，84 (12) : 2041－2055．DOI: 10．1016/j．solener．2010．09．012．

Performance analysis of multistage indirect evaporative cooling fresh air processing system

Huang Weidong Zhang Lun Zhang Xiaosong
(School of Energy and Environment，Southeast University，Nanjing 210096，China)

Abstract:According to the heat recovery characteristic of evaporation cooling，an evaporative cooling fresh air processing system was proposed．Mathematical models of modules and the system were established based on cardinal module verifications using experimental data and literature data．The simulation results show that: during independent cooling and dehumidification of fresh air，this system exhibits remarkable energy-saving effect and potential．Under the condition that the temperature of fresh air is 35℃(moisture content 21．68 g)，the temperature of supply air is 19．3℃(moisture content 9．0 g)，the mass transfer unit number of the packings in heat recovery module is 2．5 and the cooling coil heat transfer capability is 1．65 kW /K，the heat recovery efficiency and exhaust exergy utilization efficiency can reach the maximum values of 72．6% and 82．2%，respectively，when circulating water flow is 1．6 kg /s．The optimum circulating water flow rate increases with the increase of the humidity difference and the temperature difference of the inlet air，or the decrease of the heat transfer capability of the cooling coil．A little variation of the optimum flow rate is observed with the changed mass transfer unit number．When the mass transfer unit number of the packing is greater than 1．3，the cooling coil heat transfer capability has greater impact on the heat recovery efficiency than the packing heat transfer capability．

Key words:evaporative cooling; cooling coil; heat recovery;exergy analysis

基金項目:“十一五”國家科技支撐計劃資助項目(2011BAJ03B14)、國家自然科學(xué)基金資助項目(51376044)．

收稿日期:2015-08-19．

作者簡介:黃維冬(1990—)，男，碩士生;張倫(聯(lián)系人)，男，博士，講師，zhanglun@ seu．edu．cn．

DOI:10．3969/j．issn．1001－0505．2016．01．010

中圖分類號:TK123

文獻標(biāo)志碼:A

文章編號:1001－0505(2016) 01-0055-07