龍?zhí)旌?張 偉

?

燃?xì)馊?lián)供和江水源熱泵復(fù)合系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的建立和分析

龍?zhí)旌?張 偉

（重慶大學(xué) 重慶 400045）

當(dāng)今世界能源緊缺，燃?xì)馊?lián)供和江水源熱泵的復(fù)合系統(tǒng)能提高能源利用率，且之前研究較少。針對(duì)冷熱電三聯(lián)供和江水源熱泵組成的復(fù)合聯(lián)供系統(tǒng)，通過建立復(fù)合系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，對(duì)復(fù)合聯(lián)供系統(tǒng)進(jìn)行分析。建模的主要設(shè)備包括內(nèi)燃機(jī)、煙氣熱水型吸收式制冷機(jī)組、江水源熱泵機(jī)組。分析發(fā)現(xiàn)，內(nèi)燃機(jī)的發(fā)電效率隨著機(jī)組負(fù)載率的增加而增加，當(dāng)機(jī)組負(fù)載率低于50%時(shí)，機(jī)組發(fā)電效率隨著負(fù)載率降低而急劇下降，機(jī)組發(fā)電高效區(qū)間出現(xiàn)在50%-100%。煙氣熱水型吸收式制冷機(jī)組熱力系數(shù)受冷卻水溫度及煙氣溫度的影響，冷卻水溫度越高熱力系數(shù)越低，煙氣溫度越高熱力系數(shù)越高。

分布式冷熱電三聯(lián)供系統(tǒng)；水源熱泵；復(fù)合聯(lián)供系統(tǒng)；數(shù)學(xué)模型

0 引言

在當(dāng)今世界能源緊缺的大背景下，節(jié)能已成為社會(huì)的主要議題，提高能源利用率作為重要節(jié)能手段已備受關(guān)注。分布式冷熱電三聯(lián)供系統(tǒng)同時(shí)可提供冷、熱和電等多種終端能源，符合“溫度對(duì)口，梯級(jí)利用”的科學(xué)用能原則，實(shí)現(xiàn)了能源的梯級(jí)、高效利用，有效提高能源利用率。而水源熱泵系統(tǒng)能通過輸入少量高品位電能實(shí)現(xiàn)將低溫位熱能向高溫位轉(zhuǎn)移，是國(guó)家鼓勵(lì)大力發(fā)展的可再生能源利用技術(shù)。本文針對(duì)冷熱電三聯(lián)供和江水源熱泵組成的復(fù)合聯(lián)供系統(tǒng)，建立了復(fù)合系統(tǒng)冷熱源的數(shù)學(xué)模型，并對(duì)其進(jìn)行了分析。

1 復(fù)合聯(lián)供系統(tǒng)形式

本文依托項(xiàng)目為重慶某CBD江水源熱泵分布式能源項(xiàng)目。項(xiàng)目全年總需冷量為50035.8MWh，全年耗熱量為17812.7MWh，建筑群冬夏季空調(diào)負(fù)荷均呈現(xiàn)低負(fù)荷率、離散性大的特點(diǎn)，其中，夏季空調(diào)負(fù)荷主要集中在滿負(fù)荷的50%以下，冬季大部分時(shí)間負(fù)荷率為20%～50%，夏季和冬季負(fù)荷率大于50%時(shí)間頻率僅為0.2130和0.1191，冬夏季高負(fù)荷率出現(xiàn)時(shí)間有限。全年生活熱水負(fù)荷總耗熱量為14475.9MWh，全年最高負(fù)荷為5238.76kW，出現(xiàn)在冬季，過渡季最大負(fù)荷為3797.46kW。

考慮到本項(xiàng)目建筑群密集度比較高，冷熱負(fù)荷特性比較一致，且靠近長(zhǎng)江，具有就近利用可再生能源的先天優(yōu)勢(shì)。同時(shí)，該地區(qū)有充足方便的天然氣供應(yīng)，因此，該項(xiàng)目非常適合建設(shè)天然氣冷熱電三聯(lián)供系統(tǒng)和江水源熱泵系統(tǒng)，并具備區(qū)域集中供冷供熱的條件。此復(fù)合能源系統(tǒng)的設(shè)計(jì)中，采用“以熱定電，熱電平衡”運(yùn)行方式，能源站的基本電力需求由動(dòng)力裝置供應(yīng)，電力不足部分由電網(wǎng)補(bǔ)充，電量富余部分進(jìn)行上網(wǎng)，由電網(wǎng)統(tǒng)一輸配。

1.1 燃?xì)獍l(fā)電機(jī)組的確定

在冷熱電三聯(lián)供系統(tǒng)中，因?yàn)橐獫M足供熱和供冷的需求，所以余熱鍋爐的利用情況較少，主要是利用煙氣或熱水型吸收機(jī)，吸收發(fā)電機(jī)的煙氣和缸套水余熱作為熱源，實(shí)現(xiàn)供冷、供熱要求。燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)由于其發(fā)電效率高、對(duì)燃?xì)鈮毫σ筝^低的突出優(yōu)勢(shì)在國(guó)內(nèi)外城市中小型分布能源項(xiàng)目中得到廣泛應(yīng)用。根據(jù)本項(xiàng)目條件以及運(yùn)行方式，突出分布式發(fā)電系統(tǒng)對(duì)電網(wǎng)的貢獻(xiàn)，選擇4臺(tái)總?cè)萘繛?460kW的燃?xì)鈨?nèi)燃發(fā)電機(jī)組方案作為本項(xiàng)目?jī)?yōu)先考慮的系統(tǒng)方案。

1.2 余熱利用設(shè)備和輔助冷熱源的確定

燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)組的余熱形式為高溫?zé)煔夂透邷乩鋮s水，由此確定了冷熱電三聯(lián)供系統(tǒng)的流程。

在供冷季，溴化鋰雙效吸收式制冷機(jī)組吸收發(fā)電機(jī)組的高溫排煙作為高壓發(fā)生器的高溫?zé)嵩催M(jìn)行供冷，再排出溫度約160℃左右的煙氣。內(nèi)燃機(jī)組的缸套冷卻水進(jìn)入溴化鋰雙效吸收式制冷機(jī)組的低壓發(fā)生器，作為吸收機(jī)的低溫?zé)嵩粗迫±淞?，冷?fù)荷不足部分由江水源熱泵機(jī)組進(jìn)行補(bǔ)充。經(jīng)過吸收機(jī)回收利用后的缸套水有10～15℃的溫降，這個(gè)溫度變化基本能滿足內(nèi)燃機(jī)的冷卻水要求。燃?xì)鈨?nèi)燃發(fā)電機(jī)組低溫冷卻水出口溫度約50℃，水溫較低并且熱能較少，因此一般不再加以利用，直接利用江水換熱或是通過換熱器進(jìn)行冷卻至設(shè)定溫度再回到發(fā)電機(jī)，如圖1所示。

圖1 夏季復(fù)合系統(tǒng)流程圖

在供暖季，內(nèi)燃機(jī)機(jī)組的高溫排煙進(jìn)入溴化鋰雙效吸收式制冷機(jī)組的高壓發(fā)生器，與供暖回水進(jìn)行換熱，排煙溫度降至約160℃。同時(shí)缸套水通過板式熱交換器回收余熱，共同提供空調(diào)供熱或是生活熱水，不足部分由江水源熱泵機(jī)組補(bǔ)充，如圖2所示。燃?xì)鈨?nèi)燃發(fā)電機(jī)組低溫冷卻水流程與夏季相同。過渡季時(shí)只開啟動(dòng)力裝置，通過回收余熱制取生活熱水，不足部分通過吸收式機(jī)組補(bǔ)燃來補(bǔ)充。

因此，先根據(jù)內(nèi)燃機(jī)組的余熱排熱量確定溴化鋰吸收式制冷機(jī)組的額定制冷量，吸收機(jī)與內(nèi)燃機(jī)采用一對(duì)一進(jìn)行配置；再按照建筑群的熱負(fù)荷確定江水源熱泵機(jī)組的臺(tái)數(shù)及容量。

綜合比較之下，確定采用發(fā)電機(jī)余熱優(yōu)先保證空調(diào)使用的原則，在空調(diào)負(fù)荷大的時(shí)段，衛(wèi)生熱水利用天然氣鍋爐加熱，非空調(diào)季節(jié)和空調(diào)負(fù)荷低的時(shí)段，衛(wèi)生熱水利用內(nèi)燃發(fā)電機(jī)余熱加熱的方式，簡(jiǎn)化系統(tǒng)控制，提高運(yùn)行可靠性。

圖2 冬季復(fù)合系統(tǒng)流程圖

根據(jù)本文依托項(xiàng)目的建設(shè)情況，復(fù)合系統(tǒng)冷熱源設(shè)備容量如表1所示。

表1 復(fù)合系統(tǒng)冷熱源設(shè)備容量表

2 冷熱源數(shù)學(xué)模型

2.1 內(nèi)燃機(jī)

為了響應(yīng)建筑負(fù)荷變化，內(nèi)燃機(jī)不可避免地長(zhǎng)時(shí)間在部分工況模式下運(yùn)行，因此這里主要分析內(nèi)燃機(jī)的變工況特性。

一般將內(nèi)燃機(jī)燃料燃燒放出的熱量分為5部分，內(nèi)燃機(jī)熱平衡即指輸入發(fā)電機(jī)的總能量的分配情況，可表示為：

式中：Q為發(fā)電機(jī)所消耗燃?xì)馊紵懦龅目偰芰浚琸W；Q為轉(zhuǎn)化為有用功的熱量，kW；Q為冷卻水帶走的熱量，kW；Q為排氣帶走的熱量，kW；Q為潤(rùn)滑油帶走的熱量，kW；Q為其他散熱損失，kW。

一般的內(nèi)燃機(jī)可回收的余熱主要包括缸套水和煙氣帶走的熱量。內(nèi)燃機(jī)的冷卻水系統(tǒng)包括高溫冷卻水（缸套水）和中溫冷卻水，高溫冷卻水出口溫度一般在70℃-100℃，這部分熱量能量品位較低，但數(shù)量較大，中溫冷卻水是用于冷卻內(nèi)燃機(jī)增壓器的出口空氣，提高進(jìn)入燃燒室空氣密度，溫度一般在50℃左右，數(shù)量較少，直接通過換熱器排給江水。內(nèi)燃機(jī)排煙能達(dá)到350-450℃，這部分煙氣余熱可直接進(jìn)入煙氣型吸收機(jī)高溫發(fā)生器進(jìn)行制冷，也可提供生活熱水[1-5]。

進(jìn)一步對(duì)內(nèi)燃機(jī)進(jìn)行性能分析，內(nèi)燃機(jī)工作時(shí)各性能參數(shù)與物理量間有如下關(guān)系：

式中：發(fā)電為發(fā)電機(jī)的耗氣量，m3/h；為天然氣低位熱值，kWh/Nm3（取9.7kWh/Nm3）；C、、分別為缸套水的比熱、密度、體積流量；ΔT、ΔT分別為缸套水進(jìn)出口溫差、排煙回收溫差（按最終排煙溫度160℃計(jì)算）；C、分別為內(nèi)燃機(jī)排煙的比熱、質(zhì)量流量；η、η、η分別為缸套水熱利用率、煙氣熱利用率、發(fā)電效率。

內(nèi)燃機(jī)煙氣余熱利用有很多種形式，本項(xiàng)目中采用吸收式制冷機(jī)組直接連接，高溫?zé)煔庵苯舆M(jìn)入吸收機(jī)組高溫發(fā)生器進(jìn)行放熱，在吸收機(jī)組中換熱至160℃后再排出，缸套水直接進(jìn)入吸收機(jī)機(jī)組低溫發(fā)生器進(jìn)行換熱，回水溫度為70℃。

關(guān)于內(nèi)燃機(jī)的變工況模型，國(guó)內(nèi)外學(xué)者都做過很多研究[6-9]，這里參考之前學(xué)者所得出的通用特性關(guān)系，該通用特性關(guān)系是作者根據(jù)大量數(shù)據(jù)得到，如式（8）、（9）：

內(nèi)燃機(jī)煙氣溫度隨負(fù)荷率變化情況見圖3。

圖3 內(nèi)燃機(jī)煙氣溫度隨負(fù)荷率的變化

根據(jù)擬選用機(jī)組參數(shù)及內(nèi)燃機(jī)通用特性關(guān)系得到煙氣溫度T關(guān)于負(fù)載率的關(guān)系式：

圖4 內(nèi)燃機(jī)發(fā)電效率隨負(fù)荷率的變化

圖4為內(nèi)燃機(jī)發(fā)電效率隨機(jī)組負(fù)載率變化情況。

根據(jù)廠家所提供數(shù)據(jù)，通過軟件origin8.0對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行擬合，即可得到發(fā)電機(jī)組耗氣量發(fā)電和機(jī)組負(fù)載率之間的關(guān)系式：

根據(jù)廠家提供的各個(gè)過程的熱量數(shù)據(jù)，結(jié)合公式（14），可得到內(nèi)燃機(jī)變工況下缸套水熱利用率曲線。

在公式（4）中，為了便于計(jì)算分析，假定內(nèi)燃機(jī)排煙煙氣組成成分的質(zhì)量分?jǐn)?shù)比，則查標(biāo)準(zhǔn)壓力下的煙氣熱物理性質(zhì)表，取多個(gè)溫度點(diǎn)數(shù)據(jù)再進(jìn)行擬合可得到煙氣定壓比熱與煙氣溫度的關(guān)系式。結(jié)合上述得到煙氣溫度、流量模型及公式（6）可得到內(nèi)燃機(jī)排煙溫度換熱至160℃時(shí)的煙氣余熱回收利用率曲線。

聯(lián)立不同部分負(fù)荷下的內(nèi)燃機(jī)發(fā)電效率、缸套水利用率及煙氣余熱利用率，就可獲得燃?xì)鈨?nèi)燃發(fā)電機(jī)的能源總利用率情況，如圖5所示。

圖5 JGS320內(nèi)燃機(jī)的總能源利用率構(gòu)成

用origin8.0軟件進(jìn)行數(shù)據(jù)擬合得到本項(xiàng)目所選用內(nèi)燃機(jī)JGS320缸套水余熱利用率η，煙氣余熱利用率η，發(fā)電效率η與機(jī)組負(fù)載率關(guān)系式如下：

2.2 BrLi吸收式制冷機(jī)組模型分析

煙氣熱水型吸收式制冷機(jī)組影響機(jī)組性能的因素一般有機(jī)組負(fù)荷率、供冷溫度及流量、冷卻水回水溫度及流量、供熱溫度及流量等，在冷卻水定流量情況下，吸收式機(jī)組負(fù)荷率變化很小，煙氣流量基本不變，所以這里主要考慮煙氣溫度和冷卻水進(jìn)水溫度對(duì)機(jī)組性能的影響，當(dāng)吸收機(jī)進(jìn)行補(bǔ)燃時(shí)，天然氣燃燒所得煙氣與內(nèi)燃機(jī)排煙混合后進(jìn)入高溫發(fā)生器，此時(shí)可以認(rèn)為煙氣溫度為額定煙氣溫度。夏季制冷工況下，根據(jù)廠家提供的相關(guān)數(shù)據(jù)，得到吸收機(jī)組性能特性曲線如圖6、7所示。

圖6 吸收機(jī)的性能特性曲線

圖7 吸收機(jī)補(bǔ)燃工況下的性能特性曲線

用軟件對(duì)曲線進(jìn)行擬合可得到機(jī)組關(guān)于冷卻水進(jìn)水溫度T和煙氣溫度T的關(guān)系式：

冬季制熱工況時(shí)，低壓發(fā)生器、冷凝器、吸收器均不工作，不通冷卻水，所以冬季制熱系數(shù)與冷卻水無(wú)關(guān)，只受煙氣溫度的影響，由于煙氣熱水型吸收機(jī)同時(shí)由煙氣和低溫缸套水制熱，其綜合制熱系數(shù)較穩(wěn)定，所以吸收機(jī)的冬季制熱系數(shù)為其額定制熱系數(shù)0.93。

2.3 江水源熱泵

離心式機(jī)組最大特點(diǎn)是：機(jī)組高負(fù)載率時(shí)能效很高，機(jī)組低負(fù)載率時(shí)，能效很低。實(shí)際運(yùn)行時(shí)，應(yīng)盡量讓離心機(jī)在高效區(qū)運(yùn)行，避免機(jī)組低效率的出現(xiàn)。本項(xiàng)目中的江水源機(jī)組均采用離心機(jī)，考慮到本項(xiàng)目中熱泵機(jī)組是作為輔助冷熱源，大部分工況中，熱泵機(jī)組處于部分負(fù)荷率下運(yùn)行，同時(shí)由于采用的是江水源作為系統(tǒng)的冷熱源，而江水溫度隨著季節(jié)也在時(shí)刻發(fā)生著變化，因此找出機(jī)組在不同負(fù)荷率以及江水溫度下的運(yùn)行規(guī)律，對(duì)機(jī)組高效運(yùn)行起著至關(guān)重要的作用。有學(xué)者介紹了機(jī)組負(fù)荷率、冷卻水進(jìn)出水溫度以及蒸發(fā)器進(jìn)出水溫度對(duì)機(jī)組性能的影響，經(jīng)驗(yàn)證模型具有較高的精確度，能夠較精確地確定機(jī)組在特定負(fù)荷率、冷卻水進(jìn)出水溫度、蒸發(fā)器進(jìn)出水溫度下的性能。具體模型如下所示[10-12]：

制冷工況：

制熱工況：

式中：COP為基礎(chǔ)性能系數(shù)，額定蒸發(fā)器及冷凝器水溫工況；Φ為冷凝器水溫修正系數(shù)，用于描述冷凝器水溫在非額定工況時(shí)機(jī)組的變化情況；Φ為蒸發(fā)器水溫修正系數(shù)，用于描述蒸發(fā)器水溫在非額定工況時(shí)機(jī)組的變化情況；COP為用戶選用的機(jī)組額定工況下的；為機(jī)組負(fù)荷率；t為冷凝器進(jìn)水溫度，℃；t為蒸發(fā)器進(jìn)水溫度，℃；t為冷凝器出水溫度，℃；t為蒸發(fā)器出水溫度，℃。

3 模型分析

由圖3可知煙氣溫度越高，能量品位越高，越有利于余熱利用設(shè)備進(jìn)行利用，應(yīng)盡量避免使機(jī)組在低負(fù)荷率工況下運(yùn)行。

由圖4可以看出，機(jī)組發(fā)電高效區(qū)間出現(xiàn)在50%-100%，機(jī)組JGS320基本能達(dá)到36%以上，機(jī)組JMS616能達(dá)到38%以上。所選用兩臺(tái)內(nèi)燃機(jī)都具有較好的部分負(fù)荷特性，都能保證機(jī)組負(fù)載率高于50%時(shí)保持較高的發(fā)電效率。

由圖5可看出，內(nèi)燃機(jī)雖然在部分負(fù)荷下的發(fā)電效率變化較大，尤其是低負(fù)載率時(shí)的發(fā)電效率急劇下降，但總能源利用率較穩(wěn)定。

由圖6可知，在冷卻水進(jìn)水溫度相同的情況下，機(jī)組COP隨著煙氣溫度的升高而緩慢升高。由圖7可知，機(jī)組COP隨冷卻水進(jìn)口溫度的升高而降低，且基本呈線性下降的趨勢(shì)。所以，在夏季制冷工況時(shí)，應(yīng)避免吸收機(jī)組的冷卻水進(jìn)水溫度過高。

4 總結(jié)

本文主要結(jié)合依托項(xiàng)目的特點(diǎn)，確定燃?xì)饫錈犭娙?lián)供和江水源熱泵復(fù)合系統(tǒng)形式，包括動(dòng)力裝置、余熱利用裝置等的選擇。

（1）從內(nèi)燃機(jī)為基礎(chǔ)的復(fù)合冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)變工況性能分析出發(fā)，以項(xiàng)目實(shí)際數(shù)據(jù)為依據(jù)，分析內(nèi)燃機(jī)在部分負(fù)荷下的運(yùn)行性能。機(jī)組發(fā)電高效區(qū)間出現(xiàn)在50%-100%，且總能源利用率較穩(wěn)定。

（2）發(fā)電機(jī)在變工況模型下運(yùn)行時(shí)煙氣熱水型吸收式制冷機(jī)組的熱力系數(shù)模型主要考慮冷卻水溫度和煙氣溫度的影響。其熱力系數(shù)隨冷卻水溫升高而降低，在冷卻水進(jìn)水溫度相同的情況下，熱力系數(shù)隨著煙氣溫度的升高而緩慢升高。

（3）江水源熱泵的熱力系數(shù)主要考慮江水溫度和負(fù)荷率的影響，建立冷熱源變工況模型。

[1] 孔祥強(qiáng),李瑛,王如竹.天然氣驅(qū)動(dòng)微型冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)方案對(duì)比與節(jié)能分析[J].山東科技大學(xué)學(xué)報(bào),2008, 27(3):72-76.

[2] 孔祥強(qiáng),李瑛,王如竹,等.基于吸附制冷的微型冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)研究[J].工程熱物理學(xué)報(bào),2006,27(S1): 5-8.

[3] 朱天生,吳靜怡,吳大為.基于燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)的分布式冷熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)應(yīng)用分析[J].暖通空調(diào),2009,39(10): 108-111.

[4] X Q Kong, R Z Wang, Y Li, et al. Experimental investigation of a micro-combined cooling, heating and power system driven by a gas engine[J]. International Journal of Refrigeration, 2005,50(3):530-538.

[5] M Talbi, B Agnew. Energy recovery from diesel engine exhaust gases for performance enhancement and air conditioning[J]. Applied Thermal Engineering, 2002, 22(6):693-702.

[6] Ajav E A, Bachchan Singh, Bhattacharya T K. Performance of a stationary diesel engine using vapourized ethanol as supplementary fuel[J]. Biomass and Bioenergy, 1998,15(6):493-502.

[7] 何曉紅.內(nèi)燃機(jī)熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)的變工況特性研究[D].北京:中國(guó)科學(xué)院研究生院,2008.

[8] 王錫,楊勇平,宋之平.內(nèi)燃機(jī)聯(lián)產(chǎn)雙源系統(tǒng)的敏感性和變工況特性[J].中國(guó)電機(jī)工程學(xué)報(bào),2010,30(20):22-27.

[9] C C Chuang, D C Sue. Performance effects of combined cycle power plant with variable condensor pressure and loading[J]. Energy, 2005,(30):1973-1801.

[10] Kavanaugh S P, Woodhouse J G, Carter J R. Test results of water-to-air heat pumps with high cooling efficiency for ground-coupled applications [J]. ASHRAE Transacti- ons, 1991.

[11] A L Snijders. Aquifer Seasonal Cold Storage for Space Conditioning: Some Cost-effective Applications[J]. ASHRAE Transactions, 1992,98:1015-1022.

[12] Jarvis peter, Jefferson Bruce, Parsons Simon. Floe structural characteristics using conventional coagulation for a high doc low alkalinity surface water source[J]. Water Research Abbreviated, 2006,40(14):2727-2737.

Mathematical Modelling and Studying of the Composite System of CCHP and River Water Source Heat Pump

Long Tianhe Zhang Wei

( Chongqing university, Chongqing, 400045 )

The composite system of CCHP and river water source heat pump can increase energy efficiency, but few researches have been undertaken about it under the background of lack of energy. Aiming at the composite cogeneration system composed of the cold heat and power tri-generation system and the river water source heat pump system, this article carries on analysis of the composite cogeneration system through building the mathematical model. The main equipment includes internal combustion engines, gas hot water operated absorption refrigeration units and river water source heat pump units. Analysis shows that the power generation efficiency of internal combustion engine increases as the unit load rate increases. When the unit load rate is lower than 50%, the efficiency of generating units fall sharply as the load rate reduces. Generating efficient range of generating units appeared in 50%-100%. The thermal coefficient of hot water operated flue gas absorption refrigeration unit is affected by cooling water temperature and the flue gas temperature, the higher the cooling water temperature refrigeration coefficient is lower, the higher the flue gas temperature refrigeration coefficient is higher.

The Distributed Combined Cooling, Heating and Power Tri-Generation System; Water Source Heat Pump; Composite Cogeneration System; Mathematical Modelling

TU831.3

A

1671-6612（2018）02-125-06

四川省科技計(jì)劃項(xiàng)目（計(jì)劃編號(hào)：2014GZ0133）

龍?zhí)旌樱?993.12-），男，在讀碩士研究生，E-mail：459005220@qq.com

盧 軍（1966.10-），男，博士，教授，E-mail：1181367768@qq.com

2017-09-12