热泵型蓄能多联机空调系统

孟建军 武卫东 唐恒博 张华

（上海理工大学制冷与低温工程研究所 上海 200093）

热泵型蓄能多联机空调系统

孟建军 武卫东 唐恒博 张华

（上海理工大学制冷与低温工程研究所 上海 200093）

为了提高多联机夏季运行制冷能力和COP并解决系统冬季运行因蒸发温度降低而导致的系统制热量衰减等问题，研制了一种兼具有蓄冷和蓄热功能的多联机蓄能空调系统，并进行了蓄冰、融冰释冷、蓄热、释热等运行模式下系统的性能实验研究。结果表明：在（夏季）夜间用电低谷蓄冰模式运行时间约8 h，能够蓄存380 MJ的冷量，用于增加白天运行时制冷剂的过冷度，铜管外结冰厚度约为35 mm，能够保证系统融冰供冷8 h；在释冷运行模式下机组制冷量可提高29%，COP提高到136.4%；在（冬季）夜间低谷时蓄能桶中贮存热水，白天释热运行模式下，通过提高压缩机的吸气温度／蒸发温度解决了系统制热量衰减的问题，并缓解了机组结霜现象。

空调机组；过冷度；多联机；蓄能

随着空调器的使用普及，空调制冷用电尤其值得关注［1］。近年来夏季高温，全国电网不堪重负，我国空调用电正在持续增加，预计到2020年，全国用于制冷的电力高峰负荷将会比现在翻两番［2］。由于空调用电主要集中在夏季温度较高的时间内，而夜间的用电量则显著降低，从而造成峰谷负荷差的不断拉大。夜间低谷电力过剩，电站在低负荷、低效率下运行，使得电网整体的平均负荷率降低［3］。发展蓄冷空调是移峰填谷的措施之一。蓄冷空调是将低谷期的电量用于制冷，将冷量储存在蓄冷介质的潜热或显热中；在电网负荷高峰期，再将冷量释放出来供给空调系统使用，以承担高峰期空调所需的全部或部分负荷［4－5］。蓄冷空调系统，不但可起到移峰填谷的作用，还可以减小制冷主机容量；节省电力增容费用；缓解我国电网供电不足的同时，为用户带来经济效益，具有较大的社会效益和经济效益［6］。

由于传统蓄冰装置的融冰供冷过程不稳定，影响了空调系统的正常运作，特别是鉴于一些小型建筑供冷供热场合的需求，小型冰蓄冷空调系统及过冷式蓄冷空调机理及系统引起了较广泛关注。方贵银等［7］研究了小型冰蓄冷空调系统的变工况性能，发现制冷系统过冷度的增加，会使空调机组的制冷量和COP得到较大提高；姬长发等［8］分析了小型冰蓄冷空调系统，得出大温差过冷方案适用于小型家用空调器；张龙等［9］建立了过冷式小型冰蓄冷系统火用分析模型，分析了减少火用损失的途径，为系统的改进和优化提供了有力的理论参考；肖洪海等［10］设计了制冷量为30 kW的过冷式冰蓄冷多联空调系统，并对该系统进行了经济性分析；刘红绍等［11］对制冷剂为R22的过冷型多联机冰蓄冷空调研究发现，释冷运行时系统COP可提高约26.9%。本文在前人研究的基础上，设计开发了兼具有蓄冷和蓄热功能的多联机蓄能空调系统。考虑到蓄冰运行对整个系统运行效果的关键影响作用，还建立了冰盘管蓄冷系统物理模型，为蓄冰设备的优化设计提供重要依据。

1 系统方案设计

根据小型空调的使用特点，系统采用直膨式蒸发制冰，内融式冰盘管以及制冷剂过冷等方案，制冷剂选用R22。如图1所示为所设计热泵型蓄能多联机空调系统，该系统由室外机、蓄能桶及管路转换组件、室内机组成，可以实现蓄冰、融冰释冷、蓄热、释热、常规制冷和热泵六种运行模式的转换。在夏季，该系统在夜间运行蓄冷模式，蓄存的冷量用于增加白天运行时制冷剂的过冷度，从而提高机组制冷能力和COP；冬季时，蓄能桶中贮存热水，通过释热运行，提高压缩机的吸／排气温度及机组蒸发温度，以解决系统制热量衰减问题，并缓解机组结霜现象的发生。

2 系统蓄冷／蓄热运行过程

2.1 蓄冷运行

蓄冷运行时（如图1所示），制冷剂由压缩机B出来经四通换向阀A进入冷凝器C，冷凝放热后到达储液器E，电磁阀3关闭，制冷剂经过电子膨胀阀2节流后进入蓄能桶F，此时蓄能桶内盘管作为蒸发器，蒸发盘管外结冰存储冷量，经电磁阀7通过四通换向阀回到压缩机。夜间蓄冷运行时，因蒸发温度较常规空调工况下低，导致COP会降低，但由于夜间冷凝温度也较白天低，这样将部分抵消蒸发温度降低而带来的影响。因此在现有的分时电价制度下，确保所需蓄冰量时，应结合经济要求来设计制冷系统的蒸发温度和结冰厚度［12］。

图1 热泵型蓄能多联机空调系统图Fig.1 Heat pump energy⁃storage VRF air conditioning system

2.2 释冷运行

融冰释冷运行时（图1），制冷剂由压缩机B出来经四通换向阀A进入冷凝器C，冷凝放热后到达储液器E，这时阀门2关闭阀门3打开，阀门5关闭阀门6打开，制冷剂进入蓄能桶F过冷度增大，再分别经电子膨胀阀8、9节流后进入室内机G、H，从室内机出来后再经四通换向阀回到压缩机完成一次循环。在该系统的融冰释冷运行下，因制冷剂过冷度得到提高，增加了系统制冷量，从而可减少用电量［13］。系统在压⁃焓图以及温⁃熵图上的表示如图2（1⁃2⁃3⁃4⁃1为常规循环，1⁃2’⁃3’⁃4’⁃1为过冷循环）所示。

图2 释冷运行时系统压⁃焓图与温⁃熵图Fig.2 lg p⁃h and T⁃S diagram under cold⁃release operation

由图2可知，过冷循环对应的性能系数：

式中：c′为制冷剂液体的平均比热容，kJ／（kg·℃）；ΔT为过冷度，K；hi（i＝1，2，3，3’，4，4’）为对应各点的比焓值，kJ／kg。

过冷循环中因过冷度引起的单位制冷量增加量：

由式（1）～式（2）可知，制冷剂过冷时单位制冷量和COP都将会增加，且过冷度越大，提高的越多。

2.3 蓄热运行

蓄热运行时（图1），制冷剂由压缩机B出来经四通换向阀A进入室内机G、H，阀门6、阀门8和阀门9打开，而阀门5关闭，制冷剂冷凝放热后通过电磁阀6进入蓄能桶F中继续冷凝放热储存热量，从蓄能桶出来后经电子膨胀阀1节流进入室外机C，再经四通换向阀回到压缩机完成一次循环。在蓄热运行工况下，系统经过约3 h的运行，可以在蓄能桶中储存50℃的热水供释热时使用。

2.4 释热运行

蓄热运行时（图1），从压缩机B出来的高压气体经室内机G、H冷凝放热后，通过室内电子膨胀阀8、阀门9（全开）和阀5后分为两路：一部分制冷剂直接通过室外电子膨胀阀1节流后进入室外换热器蒸发；另一部分制冷剂经电子膨胀阀2节流后进入桶体，由于桶体内水温较高，利用蓄存的热量对进入的制冷剂进行完全蒸发，蒸发后的制冷剂气体与室外机制冷机气体混合后回到压缩机。

对于常规的多联机系统，在冬季极低温时，蒸发温度和压力的降低导致压缩机的吸／排气压力／温度下降，使得系统供热能力下降，为了确保室内供暖的效果，压缩机的压缩比要增加，这样会减少压缩机的使用寿命。本文设计的系统在释热运行时，由于一部分制冷剂流经蓄热桶，使得压缩机吸／排气温度提高，从而可缓解冬季制热量衰减问题。释热运行时系统在lg p⁃h图上的表示如图3，其中，h⁃e⁃f⁃g⁃h为常规制热循环，b⁃d⁃f⁃i⁃b为制冷剂分两路流经蓄能桶和室外热交换器时的制热循环，a点为制冷剂在室外换热器出口状态，c点为制冷剂在蓄能桶出口状态，b点为两路制冷剂混合的状态。

图3 释热运行系统lg p⁃h图Fig.3 lg p⁃h diagram under heat⁃release operation

3 冰盘管系统的物理模型

3.1 物理模型

本文建立了冰盘管系统的物理模型［14－15］，对冰盘管的外结冰时间进行计算，以了解蓄冰时间的变化规律，为蓄冰设备的设计提供重要依据。根据蓄冰过程的实际情况和设备的实际使用条件，对盘管蓄冰模拟的物理模型做以下假设和简化［16］：1）蓄冰罐是绝热的，与环境没有热交换；2）传热管外壁与固液两相界面之间为同心圆，且因冰层的厚度远小于管长，冰层内的传热过程仅按径向导热过程考虑；3）潜热蓄冷开始时，罐内水温近似达到0℃，不出现过冷现象；4）结冰过程中，管内制冷剂处于蒸发状态，可认为管内制冷剂温度为蒸发温度，且在轴向上保持不变，管内壁温度恒定。

3.2 传热分析

1）单位长度盘管导热热流量

式中：q为单位长度盘管导热热流量，W／m；Tout为管外水温，K；Tin为管内制冷机温度，K；λ铜管为盘管导热系数，W／（m·K）；λice为冰的导热系数，W／（m ·K）；d1为盘管内径，m；d2为盘管外径，m；d3为某时刻结冰盘管外径，m。

2）微元dr结冰放出热量

式中：Q0为单位长度管道结冰dr厚度时放出的热量，J／m；Adr为dr环形面积，m2；rice为冰融化潜热，取值3.35×105J／kg；ρ为冰密度，取值917 kg／m3。

3）形成为厚度dr冰层需要的时间

3.3 计算与分析

取微元dr为0.01 mm，随着d3的增加，计算出不同的Δt，总时间即为Δt的累计。取不同的蒸发温度，经过编程计算，可以得到不同蒸发温度时蓄冰时间与厚度之间的关系，如图4所示。可以看出，随着冰层厚度的增加，同一蒸发温度下，结冰速度越来越慢，结冰所花的时间越来越长；为了达到同一冰层厚度，蒸发温度越低所花的结冰时间越短。结合公式（3）分析可知，当传热热阻一定时，加大传热温差（即降低系统蒸发温度）有利于克服传热热阻，在相同条件下能够传递更多的热量。但是，当系统所用压缩机和冷凝温度确定后，蒸发温度下降会导致COP降低。所以在蓄冰桶／蓄冷量设计计算时，需要考虑蒸发温度、蓄冰时间和冰层厚度等制约因素，当满足蓄冷时间不高于8 h，冰直径最大可达90 mm时，蒸发温度最高约为－9℃。本系统蓄冰运行时蒸发温度约为－6℃，由图可知冰直径约为80 mm，外冰层厚度约为35 mm。

图4 不同蒸发温度时蓄冰时间随冰直径变化Fig.4 Ice storage time vs frozen ice⁃layer diam eter at different evaporating temperatures

综上所述：已知蓄冰运行时蒸发温度约为－6℃，根据夜间环境温度取冷凝温度约为45℃；当系统主机输入功为11.4 kW时，对蓄冰运行理论计算可得：系统制冷量为25.8 kW，COP为2.26；当蓄冰层厚度为35 mm时，由图4可知，蓄冰时间为7.8 h。

已知释冷运行时蒸发温度约为4℃，根据白天环境温度取冷凝温度约为50℃；当系统主机输入功为11.4 kW 时，对该大温差过冷系统选取过冷度为29℃，计算可得：系统制冷量为36.8 kW，COP为3.23。而同种工况下，常规制冷系统制冷量为28 kW，COP为2.46。

4 实验及结果分析

4.1 实验装置与数据测量

利用环境实验室模拟室内外环境温湿度，环境室构造如图5所示，左侧为室内环境，右侧为室外环境。实验设备主要包括室外机、室内机、蓄能桶和数据采集监控系统。主机输入功率为11.4 kW，主机制冷标准能力为30 kW，制冷剂为R22。室外系统主要包括涡旋压缩机、翅片管式换热器、蓄能桶（桶体的外部尺寸为1440 mm×970 mm×1725 mm，内部换热面积为7.91 m2）、电子膨胀阀及各模式切换用电磁阀、四通阀和控制模块。室内机组采用6台风机盘管室内机，分别为两台2.5 kW，两台5 kW，两台7.5 kW。

实验步骤主要包括：每次性能测试之前，先使环境室温、湿度达到所要求的数值，而后依次进行蓄冷、释冷、蓄热、释热等模式下机组的性能实验。数据采集系统主要由数据采集仪、温度传感器（精度±0.1℃）、压力／压差传感器（±0.5%）和用于测试室内外风机及压缩机电耗的功率表等组成。其中吸／排气压力测点位于压缩机的吸气口和排气口，蓄冷桶内水温测点位于中轴线上高度分别为400 mm、800 mm、1200 mm的三点。机组制冷量采用空气焓差法测量。内机风量通过标准喷嘴测量，喷嘴之间压差由差压计测量；空气温度与湿度采用干湿球温度计测量。为保证获得的实验结果精确可信，本文实验数据为在相同稳定工况条件下七组重复实验的算术平均值。

图5 环境室布置图Fig.5 Environmental chamber layout diagram

4.2 蓄冷和释冷实验

在蓄冰运行模式下，机组利用夜间低电价时段蓄冰储存冷量，图6为蓄冷运行时压缩机吸／排气压力及桶内水温变化曲线。由图6可知，水箱内初始水温为20℃，在蓄冰前期，水温下降较快，而且温度下降过程存在波动现象，由于冷量主要用于水的显热蓄冷，桶内水出现明显的温度分层现象；在结冰以后，冷量主要用于水的潜热蓄冷，温度分层逐渐消失且蓄冷量成线性增加，水温下降速度变缓，在4 h后基本处于稳定状态。系统运行时间约8 h后完成蓄冰（这时桶内热交换管路外的冰层厚度约35 mm，能够蓄存的冷量约380 MJ），与理论预测的7.8 h相近。图7所示为蓄冰过程蒸发盘管外结冰图片。另从图6可以看出，机组在蓄冰运行下排气压力约为1.59 MPa，吸气压力约为0.26 MPa，均低于常规制冷模式。

图8为融冰释冷运行时机组制冷量及压缩机吸／排气压力曲线。从图8中可以看出，融冰释冷运行时排气压力约为1.34 MPa，正如理论分析一样，低于常规制冷运行模式（常规制冷模式排气压力约为1.75 MPa），吸气压力与常规制冷大体相同。在整个融冰释冷运行中，由于刚开始阶段系统不稳定，制冷量较小，随后逐渐增大，运行1.5 h后基本维持稳定，由于后期冰层已经大量融化导致制冷量下降；融冰释冷运行1.5～6.5 h期间制冷量相对稳定，系统平均制冷能力能够达到36 kW（与理论计算中融冰时系统制冷量为36.8 kW相符），与常规制冷测得的平均28 kW能力相比，蓄冰机组制冷能力增加约29%。

图7 蓄冰过程铜管外结冰图片Fig.7 Photograph of frozen ice layer outside the hold⁃over coil

图8 融冰释冷运行制冷量及压缩机吸／排气压力变化曲线Fig.8 Cooling capacity and inlet／discharge pressures during the cold⁃release operation

融冰释冷运行时机组COP及桶内水温变化曲线如图9所示。从图9可知，系统在融冰释冷过程机组COP在3上下浮动，与常规制冷相比COP增加到136.4%（这与理论计算中COP增加到131.3%的情况接近）；桶内水温开始时接近而略高于0℃，随着融冰过程的进行逐渐增大，而且运行初始2 h，由于融冰量较小，桶内水的温升比较缓慢，之后有部分水产生导致温升速率逐渐增大；当融冰循环进行6.5 h后，水温接近25℃，由于室外温度的下降，此时所需冷量也将减少，利用低温水的过冷，可以满足供冷要求。

图9 融冰释冷运行COP及桶内水温曲线Fig.9 COP and temperature of water in the tank during the cold⁃release operation

4.3 蓄热和释热实验

与其它常规冰蓄冷空调相比，该系统还具有蓄热与释热运行，使得蓄能桶在制冷、热泵运行时都能够加以利用，有利于缩短经济回收期。在（热泵）蓄热运行时，机组制热量用于蓄热剂水的加热，由于是显热储能，蓄热量基本呈线性增加，历经3 h后，水温从20℃可被加热到50℃。在释热运行下，使节流后的部分制冷剂流经蓄能桶体，此时桶体内部水温约50℃，蓄热桶体相当于与室外换热器并联的蒸发器，在桶体内蒸发后的制冷剂与室外机的制冷剂混合后引入压缩机，导致吸气温度与排气温度大大提高，与常规制冷模式的制热量相比，机组制热量提高，同时室外机蒸发温度也提高，使得机组结霜现象得到了有效缓解。

5 结论

1）设计研发了同时具有蓄冷蓄热功能的热泵型蓄能多联机空调机组系统，由于蓄能箱体兼作蓄冷／蓄热同时使用，用户经济回收期缩短（经计算约为3年）。

2）蓄冰运行下，压缩机排气压力约为1.59 MPa，吸气压力约为0.26 MPa，均低于常规制冷模式；蓄冰结束后冰盘管外蓄冰厚度约为35 mm，机组可蓄存的冷量约为380 MJ。

3）融冰释冷运行时压缩机排气压力约为1.34MPa，低于常规制冷运行模式；由于融冰释冷运行导致过冷度的增加，机组制冷量提高约29%，COP相比于常规制冷运行提高到136.4%。

4）系统通过释热运行，提高了压缩机的吸／排气温度及室外机蒸发温度，解决了系统制热量衰减的问题，并缓解了机组的结霜现象。

本文受上海市自然科学基金（14ZR1429000）项目资助。（The project was supported by the Natural Science Foundation of Shanghai（No.14ZR1429000）.）

［1］ 樊瑛，龙惟定.冰蓄冷系统的碳减排分析［J］.同济大学学报（自然科学版），2011，39（1）：105⁃108.（Fan Ying，Long Weiding.Carbon dioxide emissions reduction analysis of ice storage system［J］.Journal of Tongji Uni⁃versity（Natural Science），2011，39（1）：105⁃108.）

［2］ 张永铨.我国蓄冷技术的现状及发展［C］／／中国制冷学会2007学术年会论文集.杭州：中国制冷学会，2007：785⁃789.

［3］ 华泽钊.蓄冷技术及其在空调工程中的应用［M］.上海：科学技术出版社，1997：24⁃27.

［4］ Li C，Wang R Z，Wang L W，et al.Experimental study on an adsorption icemaker driven by parabolic trough solar col⁃lector［J］.Renewable Energy，2013，57：223⁃233.

［5］ 方贵银.蓄能空调技术［M］.北京：机械工业出版社，2006：1⁃5.

［6］ 李秀伟，张小松，王芳.低含湿量冰蓄冷系统的核心过程研究［J］.制冷学报，2014，35（3）：16⁃20.（Li Xi⁃uwei，Zhang Xiaosong，Wang Fang.Research on the key processes of a low humidity ice storage system［J］.Journal of Refrigeration，2014，35（3）：16⁃20.）

［7］ 方贵银，杨帆，邢琳.小型蓄冷空调系统性能研究［J］.低温与特气，2005，23（1）：16⁃19.（Fang Guiyin，Yang Fan，Xing Lin.Study on performance of small cool storage air conditioning system［J］.Low Temperature and Special⁃ty Gases，2005，23（1）：16⁃19.）

［8］ 姬长发，王美.小型冰蓄冷空调系统运行方式分析［J］.流体机械，2005，33（4）：76⁃77.（Ji Changfa，Wang Mei.Analysis of running scheme of small⁃sized air condition system with ice storage［J］.Fluid Machinery，2005，33（4）：76⁃77.）

［9］ 张龙，孙畅，陈杰，等.过冷式小型冰蓄冷系统 分析［J］.节能技术，2005，23（4）：306⁃308.（Zhang Long，Sun Chang，Chen Jie，et al.Exergy analysis of minitype overcooled refrigeration with ice storage system［J］.Energy Conservation Technology，2005，23（4）：306⁃308.）

［10］肖洪海，张桃，黄玉优，等.蓄能式商用数码多联机组的设计研究［J］.暖通空调，2007，37（10）：73⁃75.（Xi⁃ ao Honghai，Zhang Tao，Huang Yuyou，et al.Design and research of commercial digital VRF multi⁃couple units with ice storage system［J］.Journal of HV＆AC，2007，37 （10）：73⁃75.）

［11］刘红绍，肖传晶，张华.一种过冷型多联机冰蓄冷空调系统试验研究［J］.制冷与空调（北京），2008，8（1）：69⁃71.（Liu Hongshao，Xiao Chuanjing，Zhang Hua.Ex⁃perimental study on sub⁃cooled multi⁃system with ice stor⁃age air⁃conditioning［J］.Refrigeration and Air⁃condition⁃ing，2008，8（1）：69⁃71.）

［12］盛健，周志钢，吴兆林，等.一种新型家用热泵型蓄能空调系统分析［J］.制冷，2009，28（3）：28⁃32.（Sheng Jian，Zhou Zhigang，Wu Zhaolin，et al.Analysis of a new heat pump residential thermal⁃storage air conditioning［J］. Refrigeration，2009，28（3）：28⁃32.）

［13］杜艳利，何世辉，肖睿，等.直接蒸发内融式冰蓄冷空调的蓄冷和释冷特性［J］.制冷学报，2007，28（3）：31⁃35.（Du Yanli，He Shihui，Xiao Rui，et al.Charac⁃teristics of the charging process and discharging process of direct evaporative internal⁃melt ice storage system［J］. Journal of Refrigeration，2007，28（3）：31⁃35.）

［14］Soltan B K，Ardehali M M.Numerical simulation of water solidification phenomenon for ice⁃on⁃coil thermal energy storage application［J］.Energy Conversion and Manage⁃ment，2003，44（1）：85⁃92.

［15］Jose H M Neto，Moncef Krarti.Parametric analysis of an internal⁃melt ice⁃on⁃coil tank［J］.ASHRAE Transaction，1997，103：322⁃333.

［16］张奕，黄虎，张小松.盘管冰蓄冷装置管外结冰过程研究［J］.哈尔滨工业大学学报，2004，36（10）：1310⁃1313.（Zhang Yi，Huang Hu，Zhang Xiaosong.Ice⁃form⁃ing process on the outside of coils a simplified heat transfer model and experimental study［J］.Journal of Harbin Insti⁃tute of Technology，2004，36（10）：1310⁃1313.）

武卫东，男，博士，副教授，制冷与低温工程研究所副所长，上海理工大学能源与动力工程学院，（021）55271875，E⁃mail：usstwwd＠163.com。研究方向：制冷系统节能与优化、传热传质强化、蓄冷／蓄热技术。

About the corresponding author

Wu Weidong，male，Ph.D.，associate professor，Deputy Director of Institute of Refrigeration and Cryogenics，School of Energy and Power Engineering，University of Shanghai for Science and Tech⁃nology，＋86 21⁃55271875，E⁃mail：usstwwd＠163.com.Re⁃search fields：energy conservation and optimization of refrigeration systems，heat and mass transfer intensification，heat and cold stor⁃age technologies.

Energy⁃storage VRF Air Conditioning System

Meng Jianjun Wu Weidong Tang Hengbo Zhang Hua

（Institute of Refrigeration and Cryogenic Engineering，University of Shanghai for Science and Technology，Shanghai，200093，China）

Water In order to improve the refrigerating capacity and coefficient of performance（COP）of system in summer and reduce the damp⁃ing of heating capacity in winter，a novel variable refrigerant flow（VRF）system／unit with both cold and heat storage was developed in this work，and the performance of the system was experimentally investigated under the various operating modes，i.e.ice⁃storage，cold⁃release，heat⁃storage，heat⁃release.The experimental results showed that when the system worked continuously about 8 hours under the ice⁃storage mode（during off⁃peak period at night in summer），the cooling capacity stored in the ice layer was up to around 380 MJ，which could be used to increase the subcooling degree of the system running in the day，and in case of about 35 mm of the ice thickness outside the coil，the system could work incessantly about 8 hours under the cold⁃release mode（during peak period of electricity）.Com⁃pared with the conventional air conditioning system，the cooling capacity of the system was increased by 29%and the COP was increased to 136.4%.In winter，hot water was stored in the energy⁃storage tank during off⁃peak period at night；under the heat⁃release operating mode in the daytime，the problems such as heating capacity deceleration and frosting of the unit were relieved by increasing the compressor suction and evaporating temperatures of the system.

air handling unit；degree of subcooling；VRF；energy⁃storage

TU831.3；TQ051.5

A

0253－4339（2015）04－0092－06

10.3969／j.issn.0253－4339.2015.04.092

简介

国家科技支撑计划（2015BAD19B0222）资助项目。（The project was supported by the Key Technologies R＆D Program of China（No. 2015BAD19B0222）.）

2014年11月5日