0 引言
近些年高温热泵蒸汽技术发展迅速,日本神户制钢公司2011年推出了全球首款热泵蒸汽机组SGH120和SGH165,采用R245fa和R718的双级压缩循环,吸收工业余热制取200 kPa和700 kPa饱和蒸汽[7]。随后意大利的欧适能公司推出IWWDS和IWWDSS机组,采用自研OKO和R245fa冷媒的机械压缩式循环,制取130 ℃工业蒸汽[8]。德国Vicking热机公司推出HeatBooster S4,采用245fa和R1336mzz（Z）生产150 ℃工业蒸汽[9]。由此可见,高温热泵蒸汽技术在全球范围内得到了广泛关注和快速发展。但是高温热泵蒸汽技术在中国的研究仍处于起步阶段,主要集中在系统热力循环模拟仿真和样机研制等方面[10,11,12],对于其热力循环上优化研究和在工业蒸汽替代可行性上的研究较少。
本文在前期研究的基础上,对热泵蒸汽机组的两种热力循环分别开展㶲效率和热力性能分析,研究其在供应蒸汽方面替代工业锅炉的可行性,通过数值计算建立不同热源温度、供汽温度下热泵蒸汽机组与燃煤锅炉和燃气锅炉的等费用曲线和等排放曲线,并结合典型城市的能源价格,分析获得热泵蒸汽技术在我国的节能减排效果,为热泵蒸汽技术大范围应用提供助力,推动“双碳目标”顺利实施。
1 系统介绍
Fig. 1 Flowsheet (a) and T-S diagram (b) of the circulating flash heat pump steam generator system图1 闪蒸循环式热泵蒸汽系统工作流程图（a）和温-熵（T-S）图（b） |
Fig. 2 Flowsheet (a) and T-S diagram (b) of the direct evaporative heat pump steam generator system图2 直接蒸发式热泵蒸汽系统工作流程图（a）和T-S图（b） |
以CF-SGHP系统为例,系统包括冷媒循环回路和水循环回路,具体包括预热器、蒸发器、经济器、冷媒压缩机、冷凝器、闪蒸器、蒸汽压缩机、补水泵、循环泵及减压阀等。常温软化水从补水入口（状态点1）进入系统,经预热器加热和补水泵加压后分成两部分,其中大部分（状态点3）进入闪蒸器,补充闪蒸蒸发消耗的水分,另外分出一小部分进入蒸汽压缩机的喷液冷却口（状态点9）,减缓蒸汽压缩过程的过热状态。闪蒸器底部的饱和液态水（状态点4）经过循环泵进入热泵系统冷凝器,被加热成高温高压热水（状态点6）经过一个减压阀进入闪蒸器内完成闪蒸蒸发过程,闪蒸器内蒸发的水蒸气（状态点8）进入水蒸气压缩机,升温升压后（状态点10）排出系统。中温热源水（状态点11）进入热泵系统蒸发器,放热降温后进入预热器再次放热,最后以低温热源水（状态点13）排出系统。冷媒循环回路中,低温低压气态冷媒（状态点21）从吸气口进入冷媒压缩机,经过提升后变为高温高压气态冷媒（状态点23）进入冷凝器,通过冷凝相变放热后变为高温高压液态冷媒（状态点24）,其中一股支路经减压阀降压后（状态点26）进入经济器完成汽化蒸发过程,通过压缩机补气口（状态点22）进入冷媒压缩机,其中主回路冷媒同样进入经济器继续放热进一步降温（状态点27）,然后再经过减压阀进入蒸发器,完成吸热汽化过程后回到冷媒压缩机完成循环过程。
2 数学模型
2.1 模型假设
同样对燃煤、燃气锅炉的计算过程进行简化,做出以下假设[15]：①锅炉热效率按照工业锅炉额定热效率目标选取,热效率保持不变;②锅炉产生蒸汽同样为饱和蒸汽。
2.2 物性参数
以R245fa作为热泵系统循环工质,R718作为中间加热介质,建模过程中其物性特征参考NIST Refprop物性查询工具,基本特性如表1所示。
Table 1 Basic physical properties of R245fa and R718表1 R245fa和R718工质的基本物性 |
| 工质 | 相对分子量 | 沸点/℃ | 临界温度/℃ | 临界压力/kPa | 消耗臭氧潜能值 | 全球变暖潜能值 |
|---|---|---|---|---|---|---|
| R245fa | 134 | 15.3 | 154.00 | 3 650 | 0 | 1 030.0 |
| R718（水） | 18 | 100.0 | 373.95 | 22 060 | 0 | 0.2 |
Table 2 Calorific value and carbon emission factors of major energy sources表2 主要能源的热值和碳排放因子 |
| 燃料 | 单位热量 | CO2碳排放因子 |
|---|---|---|
| 标准煤 | 29 307 kJ/kg | 2.77 kg/kg |
| 天然气 | 33 500 kJ/m³ | 2.29 kg/m³ |
| 电能 | 3 600 kJ/(kW∙h) | 0.584 kg/(kW∙h) |
2.3 质量及能量守恒
$\sum{{{m}_{\text{in}}}}\text{=}\sum{{{m}_{\text{out}}}}$ (1)
$\begin{align} & \sum{{{m}_{\text{in}}}}\cdot {{h}_{\text{in}}}+\sum{{{W}_{\text{in}}}}+\sum{{{Q}_{\text{in}}}}\text{=}\sum{{{m}_{\text{out}}}}\cdot {{h}_{\text{out}}}+ \\ & \sum{{{W}_{\text{out}}}+}\sum{{{Q}_{\text{out}}}} \end{align}$ (2)
式中：min、hin、Win、Qin分别为各控制单元的流入流体质量、流入流体焓值、对控制单元做功、控制单元吸热;mout、hout、Wout、Qout分别为各控制单元的流出流体质量、流出流体焓值、控制单元对外做功、控制单元放热。
2.4 㶲平衡方程
$\begin{align} & \sum{{{m}_{\text{in}}}}\cdot {{e}_{\text{in}}}+\sum{{{E}_{\text{heat,in}}}}\text{+}\sum{{{E}_{\text{power,in}}}}\text{=} \\ & \sum{{{m}_{\text{out}}}}\cdot {{e}_{\text{out}}}+\sum{{{E}_{\text{heat,out}}}}\text{+}\sum{{{E}_{\text{power,out}}}+}\Delta E \\ \end{align}$ (3)
$\sum{{{E}_{\text{heat}}}}\text{=}\sum{\left( 1-{{{T}_{0}}}/{T}\; \right)\cdot }Q$ (4)
$e=h-{{h}_{0}}-{{T}_{0}}\cdot \left( s-{{s}_{0}} \right)$ (5)
式中：ein、Eheat,in、Epower,in分别为各控制单元的流入比㶲、流入热量㶲、流入功量㶲;eout、Eheat,out、Epower,out、ΔE分别为各控制单元的流出比㶲、流出热量㶲、流出功量㶲和㶲损失;T0、h0、s0分别为环境参数下的温度、比焓和熵值,本文环境状态下的温度和压力分别设定为293.15 K和101.3 kPa[20]。
2.5 热泵性能评价参数
对两种SGHP系统各设备的评价指标为系统总㶲损失Isys、系统㶲效率ƞex和系统能效系数（coefficient of performance, COP）ε。其计算式如下：
${{I}_{\text{sys}}}\text{=}\sum{\Delta {{E}_{i}}}$ (6)
${{\eta }_{\text{ex}}}\text{=}{\sum{{{E}_{\text{out}}}}}/{\sum{{{E}_{\text{in}}}}}\;$ (7)
式中：ΔEi、Ein、Eout分别为各控制单元的㶲损失、系统的流入有效㶲和流出有效㶲。
$\varepsilon \text{=}{\left( {{m}_{10}}{{h}_{10}}-{{m}_{1}}{{h}_{1}} \right)}/{\left( {{W}_{\text{refc}}}+{{W}_{\text{vapc}}}+{{W}_{\text{pump}}} \right)}\;$ (8)
式中：Wrefc、Wvapc、Wpump分别为系统冷媒压缩机功耗、蒸汽压缩机功耗和循环泵功耗。
2.6 经济性评价指标
采用热泵蒸汽机组、燃气锅炉、燃煤锅炉制取蒸汽的供热量计算表达式如下：
${{Q}_{\text{sghp}}}\text{=}A\times \varepsilon \times 3600$ (9)
${{Q}_{\text{gb}}}\text{=}B\times 33500\times {{\eta }_{\text{gb}}}$ (10)
${{Q}_{\text{cb}}}\text{=}C\times 29307\times {{\eta }_{\text{cb}}}$ (11)
式中：Qsghp、Qgb、Qcb分别为热泵蒸汽机组、燃气锅炉、燃煤锅炉的制热量;A、B、C分别为其消耗的电量、标方天然气量、标准煤量;ƞgb、ƞcb分别为燃气锅炉效率和燃煤锅炉效率。
采用热泵蒸汽机组、燃气锅炉、燃煤锅炉制取蒸汽的运行费用计算表达式如下：
${{C}_{\text{sghp}}}\text{=}A\times {{P}_{\text{e}}}$ (12)
${{C}_{\text{gb}}}\text{=}B\times {{P}_{\text{g}}}$ (13)
${{C}_{\text{cb}}}\text{=}C\times {{P}_{\text{c}}}$ (14)
式中：Csghp、Cgb、Ccb分别为热泵蒸汽机组、燃气锅炉、燃煤锅炉的运行费用;Pe、Pg、Pc分别为电力价格、天然气价格、标准煤价格。
采用热泵蒸汽机组、燃气锅炉、燃煤锅炉制取蒸汽的CO2排放量计算表达式如下：
${{M}_{\text{sghp}}}\text{=}A\times 0.584$ (15)
${{M}_{\text{gb}}}\text{=}B\times 2.29$ (16)
${{M}_{\text{cb}}}\text{=}C\times 2.77$ (17)
式中：Msghp、Mgb、Mcb分别为热泵蒸汽机组、燃气锅炉、燃煤锅炉的CO2排放量。
3 热力性能及经济性分析
在工业用热领域,蒸汽供应主要由热电厂、燃煤锅炉、燃气锅炉等燃烧化石能源产生。考虑到热电厂供热过程中发电和供热比例的灵活性现状和供应蒸汽本质来源于燃烧煤炭、天然气等化石能源的特点,因此将工业供应蒸汽的方式简化为燃煤锅炉供汽和燃气锅炉供汽。本文对采用CF-SGHP和DE-SGHP系统供应蒸汽的经济性进行分析,并分别与燃煤锅炉供汽（Coal-B）和燃气锅炉供汽（Gas-B）的节能性和减碳效果进行对比研究。
3.1 模型计算与典型工况性能
Table 3 Input values of the typical parameters表3 主要输入参数值 |
| 典型工况参数 | 输入值 |
|---|---|
| 环境温度T0 | 20 ℃ |
| 环境压力P0 | 101.3 kPa |
| 物料入口流量m0 | 1 kg/s |
| 冷凝温度Tcond | 85 ~ 110 ℃ |
| 冷媒压缩机吸气过热度Tssh | 5 ℃ |
| 冷凝器出口过冷度Tdsc | 10 ℃ |
| 循环倍率Pr | 75 |
| 补给水温度T1 | 25 ℃ |
| 热源水入口温度Thsw | 50 ~ 70 ℃ |
| 蒸汽出口温度Tout | 150 ~ 165 ℃ |
| 冷媒压缩机等熵效率ηrefc | 0.70 |
| 蒸汽压缩机等熵效率ηstec | 0.65 |
| 循环泵效率ηpump | 0.60 |
| 燃气锅炉效率ηgb | 0.92 |
| 燃煤锅炉效率ηcb | 0.81 |
3.2 CF-SGHP和DE-SGHP系统性能对比
CF-SGHP和DE-SGHP系统都是双级压缩系统,其冷媒冷凝温度对系统热力性能具有重要影响。考虑到蒸汽压缩机的抽真空能力以及两种系统冷媒加热并生成中间蒸汽的温差不同,两种系统的冷媒冷凝温度变化范围分别设定为98 ~ 110 ℃和85 ~ 105 ℃,从图3可以看出,当温度从98 ℃升高到110 ℃时,CF-SGHP系统的Isys由40.63 kW降低到35.93 kW。CF-SGHP系统的COP先增后减,存在一个最优Tcond为102 ℃,使COP达到最大值。而DE-SGHP系统的Isys始终低于CF-SGHP系统,平均下降15.9%,DE-SGHP系统的COP始终高于CF-SGHP系统,平均增加8.8%,其最佳Tcond为91 ℃,两种系统的最大㶲效率分别为62.98%和67.74%,最大COP分别为2.49和2.71。主要由于随着冷媒冷凝温度的升高,一方面冷媒循环系统的温升增大,冷媒压缩机的功耗增加,另一方面系统产生的中间蒸汽温度增大,即蒸汽压缩机的入口蒸汽压力增大,相同出口蒸汽参数下,蒸汽压缩机功耗降低,因此存在最佳的冷媒冷凝温度Tcond使得系统综合功耗最低,系统COP最大。
Fig. 3 Comparative performance analysis of two heat pump generator steam systems图3 两种热泵蒸汽系统的性能对比分析 |
3.3 SGHP与Gas-B和Coal-B的经济性区间分析
因SGHP系统与Gas-B和Coal-B系统使用的能源不同,前者使用二次能源电能,后者使用一次能源天然气或煤炭。经济性分析采用相同的供热量,结合式（9）~ 式（11）,则Qsghp = Qgb = Qcb,即
$A\times \varepsilon \times 3600\text{=}B\times 33500\times {{\eta }_{\text{gb}}}$ (18)
$A\times \varepsilon \times 3600\text{=}C\times 29307\times {{\eta }_{\text{cb}}}$ (19)
代入的ηgb、ηcb进一步转化可得到A与B、C满足如下关系式：
$B\text{=}A\times \varepsilon /8.5611$ (20)
$C\text{=}A\times \varepsilon /6.5941$ (21)
在对比两种系统的实际运行经济性时需要考虑电力价格、天然气价格和煤炭价格。定义天然气价格与电价之比为Rge（简称为气电比）,则Rge的表达式为：
${{R}_{\text{ge}}}\text{=}{{P}_{\text{g}}}/{{P}_{\text{e}}}$ (22)
定义煤炭价格与电价之比为Rce（简称为煤电比）,则Rce的表达式为：
${{R}_{\text{ce}}}\text{=}{{P}_{\text{c}}}/{{P}_{\text{e}}}$ (23)
结合式（12）~ 式（14）,采用SGHP系统供汽与采用Gas-B和Coal-B供汽的运行费用之比定义为Crge和Crce,其表达式为：
$C{{r}_{\text{ge}}}\text{=}\frac{8.5611}{\varepsilon \times {{R}_{\text{ge}}}}$ (24)
$C{{r}_{\text{ce}}}\text{=}\frac{\text{6}.5941}{\varepsilon \times {{R}_{\text{ce}}}}$ (25)
综上所述,Crge等于1时为SGHP与Gas-B两系统运行费用相同的临界点,采用SGHP系统供汽在Crge<1时运行更经济,反之Gas-B系统供汽更经济。图4和图5分别给出了采用SGHP系统与采用Gas-B和Coal-B供应蒸汽的经济性曲线图,图中的实线为不同供汽温度下的等费用线,在等费用线上方为SGHP经济运行区,等费用线下方为锅炉系统运行经济区,可见气电比和煤电比越大,SGHP系统越经济。由图4可以看出,随着供汽温度从130 ℃上升至170 ℃,CF-SGHP系统与Gas-B的等运行费用气电比值从2.84上升到3.50,而DE-SGHP系统的等运行费用气电比值从2.49上升到3.25,平均比CF-SGHP系统的低9%,说明供汽温度越低,SGHP系统的经济性越好,并且DE-SGHP系统的经济性高于CF-SGHP系统。从图5还可以看出,SGHP系统与Coal-B系统的运行经济曲线表现出相同的变化趋势,但是随着供汽温度从130 ℃上升至170 ℃,CF-SGHP系统与Coal-B的等运行费用煤电比值从2.18上升到2.7,相同条件下DE-SGHP系统的等运行费用煤电比值也逐渐上升,但始终低于CF-SGHP系统。
Fig. 4 Economic curves of two SGHP vs. Gas-B at different steam supply temperatures图4 不同供汽温度下两种SGHP与Gas-B的经济性曲线图 |
Fig. 5 Economic curves of two SGHP vs. Coal-B at different steam supply temperatures图5 不同供汽温度下两种SGHP与Coal-B的经济性曲线图 |
图6和图7给出了采用SGHP系统在不同热源温度下的经济性曲线图,在供汽温度为165 ℃条件下,随着热源温度的不断上升,两种SGHP系统与锅炉系统的等运行费用气电比呈现逐渐下降的趋势,说明热源温度越高,SGHP系统的经济性越好。从图6可以看出,随着热源温度从50 ℃上升至70 ℃,CF-SGHP系统与Gas-B的等运行费用气电比值从3.81降低到3.18,而DE-SGHP系统的等运行费用气电比值从3.51降低到2.86。从图7可以看出,随着热源温度从50 ℃上升至70 ℃,CF-SGHP系统与Coal-B的等运行费用煤电比值从2.94降低到2.45,相同条件下的DE-SGHP系统的等运行费用煤电比值从2.70降低到2.20。
Fig. 6 Economic curves of two SGHP vs. Gas-B at different heat source temperatures图6 不同热源温度下两种SGHP与Gas-B的经济性曲线图 |
Fig. 7 Economic curves of two SGHP vs. Coal-B at different heat source temperatures图7 不同热源温度下两种SGHP与Coal-B的经济性曲线图 |
4 典型城市的SGHP经济性分析
4.1 节能率分析
选择几个典型城市的实际能源价格,针对SGHP系统和锅炉系统供热的节能率和减排率进行分析。经查询2022年各地发改委、交易所和供电局公开资料,其中天然气价格参考典型城市非居民天然气管网价格,煤炭价格参考典型城市及周边煤炭交易的折算成标准煤的价格,运行电力费用参考当地一般工商业全天平均用电,具体见表4。
Table 4 Energy price in typical cities表4 典型城市的能源价格表 |
| 项目所在城市 | 天然气/(元/m3) | 煤炭/(元/kg) | 电力/[元/(kW∙h)] | 气电比 | 煤电比 |
|---|---|---|---|---|---|
| 北京 | 2.87 | 1.147（天津港） | 0.74 | 3.88 | 1.55 |
| 上海 | 3.15 | 1.789（温州） | 0.73 | 4.32 | 2.45 |
| 广州 | 3.80 | 1.698 | 0.73 | 5.21 | 2.33 |
| 郑州 | 2.80 | 1.160 | 0.77 | 3.64 | 1.51 |
| 重庆 | 2.37 | 1.360 | 0.61 | 3.88 | 2.23 |
定义采用SGHP系统相比锅炉系统的节能率为Sr,其表达式为
$S{{r}_{\text{ge}}}\text{=}\left( \text{1}-{{C}_{\text{sghp}}}/{{C}_{\text{gb}}} \right)\times \text{100 }\!\! \% \!\!\text{ =}\left( \text{1}-\frac{8.2075}{{{R}_{\text{ge}}}\times \varepsilon } \right)\times 100 \% $ (26)
$S{{r}_{\text{ce}}}\text{=}\left( \text{1}-{{C}_{\text{sghp}}}/{{C}_{\text{cb}}} \right)\times \text{100 }\!\! \% \!\!\text{ =}\left( \text{1}-\frac{\text{6}\text{.472}}{{{R}_{\text{ce}}}\times \varepsilon } \right)\times 100\text{ }\!\! \% \!\!\text{ }$ (27)
Fig. 8 Energy saving rates of SGHP vs. Gas-B in typical cities under different steam supply temperatures图8 不同供汽温度下典型城市的SGHP相比Gas-B的节能率 |
Fig. 9 Energy saving rates of SGHP vs. Coal-B in typical cities under different steam supply temperatures图9 不同供汽温度下典型城市的SGHP相比Coal-B的节能率 |
图9给出了典型城市采用SGHP供汽相比Coal-B的节能率。从图中可以看出,采用SGHP供汽系统相比Coal-B系统的节能率在全国呈现出不同变化关系,采用DE-SGHP系统供应蒸汽在上海有稳定的节能效率,但是随着供汽温度从130 ℃升高170 ℃,上海地区DE-SGHP系统的节能率从21%降低至1%。广州、重庆地区存在供应低温蒸汽其节能率为正、供应高温蒸汽为负的情况。在北京和郑州,由于周边煤炭资源丰富,煤炭价格低廉,导致采用SGHP系统始终比Coal-B供汽费用更高。因此,采用SGHP系统供应蒸汽相比Coal-B供汽在广州、上海等地区具有一定的节能性,但是在煤炭资源丰富的城市及周边地区,其运行费用高于Coal-B系统。
4.2 减碳率分析
减排效果分析同样采用相同的供热量,结合式（15）~ 式（17）,采用SGHP系统供汽与采用Gas-B和Coal-B供汽的CO2排放量的降低率定义为Mr,其表达式分别为：
$M{{r}_{\text{ge}}}=\left( 1-2.18/\varepsilon \right)\times 100 \% $ (28)
$M{{r}_{\text{ce}}}=\left( 1-1.39/\varepsilon \right)\times 100\text{ }\!\! \% \!\!\text{ }$ (29)
由此可见,采用SGHP系统供应蒸汽的减排效果主要与COP有关,图10给出了SGHP系统在不同供汽温度下相比Gas-B和Coal-B的CO2排放量的降低率。图中可见,在热源温度为60 ℃情况下,采用SGHP系统供应蒸汽均具有较好的减碳效果,尤其是相比Coal-B系统的减排率十分显著。随着供汽温度从130 ℃上升至170 ℃,采用SGHP系统供汽的减碳率逐渐降低,相比Gas-B和Coal-B系统,CF-SGHP系统减碳率分别从28%、54%降低至11%和43%。相比Gas-B和Coal-B系统,DE-SGHP系统减碳率分别从37%、60%降低至17%和47%,DE-SGHP系统相比CF-SGHP系统平均减碳率提高了36.8%和10.4%。可见,采用SGHP系统供应蒸汽相比锅炉系统具有更高的减碳效益。
Fig. 10 Emission reduction rates of SGHP vs. boiler systems at different steam supply temperatures图10 不同供汽温度下SGHP与锅炉系统的减排率 |
5 结论
高温热泵蒸汽技术（SGHP）具有良好的节能、减碳效果,在全球碳中和的背景下受到了广泛关注。针对CF-SGHP和DE-SGHP两种系统进行了热力性能分析,并研究其在不同供汽温度、不同热源温度下相比工业锅炉供汽的节能效果和减排效益,发现SGHP技术应用在华东和华南地区的节能减排效果最为显著,推荐率先开展推广应用,具体结论如下：
（1）DE-SGHP系统相比CF-SGHP系统具有更高的㶲效率和COP,相同条件下DE-SGHP系统的COP平均提高了8.8%,主要是由于取消了闪蒸循环的水泵和减压阀,降低了系统总㶲损失,相同中间冷凝温度和排汽温度下,降低了系统的总功耗。
（2）采用SGHP系统供应蒸汽的经济性、热泵系统COP与气电比、煤电比密切相关,气电比、煤电比越大,SGHP系统供汽节能效果越好。
（3）存在等运行费用气电比、煤电比,其值随着Tout升高逐渐升高,随着Thsw升高逐渐降低。
（4）采用SGHP系统供应蒸汽的减排效果与热泵系统COP成对应关系,与当地能源价格无关,在中国所有地区,供应130 ~ 170 ℃蒸汽情况下采用SGHP系统相比锅炉系统均具有显著的减排效果。
（5）在中国大部分城市,采用SGHP供汽相比Gas-B具有更好的节能效果,但是与Coal-B系统相比只有在华南和华东地区具有一定的节能性。
符号表：
mi 各状态点的质量流量,kg/s
Ti 各状态点温度,℃
hi 各状态点热焓值,kJ/kg
ei 各状态点㶲值,kW/kg
ΔEi 各单元㶲损失,kW
Isys 系统㶲损失,kW
Tout 供应蒸汽温度,℃
Tcond 冷凝温度,℃
Tssh 冷媒压缩机吸气过热度,K
Thsw 热源温度,℃
Tdsc 冷凝器出口过冷度
Pr 循环倍率
ε 能效系统
W 输入功率,kW
Q 制热量,kJ
C 运行费用,元
M CO2排放量,kg
Cr 运行费用比值
Rge 气电价格比
Rce 煤电价格比
η 效率
ηex 㶲效率
qgas 标准天然气低位热值,kJ/m3
qbzm 标准煤低位热值,kJ/kg
Sr 节能率,%
Mr CO2减排率,%
下角标：
recf 冷媒压缩机
vapf 蒸汽压缩机
pump 循环水泵
gb 燃气锅炉
cb 燃煤锅炉
sghp 热泵蒸汽
ge 燃气锅炉与电热泵
ce 燃煤锅炉与电热泵