安装在办公楼的吸收太阳能空调系统的数值模拟和性能评估翻译.docx
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安装在办公楼的吸收太阳能空调系统的数值模拟和性能评估翻译
能动学院
SCHOOLOFENERGYANDPOWERENGINEERING
OFJIANGSUUNIVERSITY
外文文献翻译
学生学号:
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专业班级:
指导教师:
指导教师职称:
2012年3月
安装在办公楼的吸收太阳能空调系统的数值模拟和性能评估
塞巴斯蒂安·托马斯,菲利普·安德烈
科学和环境管理处,列日大学,185大道,6700阿尔隆,比利时
摘要
为了最大限度地减少空调所产生的二氧化碳对环境的影响,评估一种清洁能源的前景是合理的。
通过集热器,太阳能可以提供的供暖需求的一部分。
此外,它可以驱动吸收式制冷机,以满足建筑物的冷却需求。
这项工作的目标是要准确评估带有太阳能驱动式吸收式制冷机的空调系统的能量消耗。
完整的仿真环境包括吸收式制冷机,冷却塔,太阳能集热器,场,热水器,存储设备,泵,加热冷却装置,排放系统和建筑物。
当使用使用太阳能空调系统来代替传统的加热和冷却装置时,用于加热和冷却主要能源消耗下降了22%。
每个子系统的模拟都是十分详尽的。
TRNSY软件模块化方法为模拟和仿真这个完整的系统提供了可能。
关键字
TRNSY
太阳能冷却
吸收
文章历史
收稿:
2011-8-4
修订:
2011-12-5
接受:
2011-12-8
1.引言
太阳能空调是一个很好的方式,它使用可再生能源来代替化石燃料以满足建筑物加热和冷却的需求。
这意味着在减少了能源的消耗和二氧化碳的排放。
在2010年,全球所确定的使用这种操作系统的有600个左右,而大约500个位于欧洲(雅各布2011年)。
这些技术仍然没有受到足够的重视。
太阳能空调(SAC)技术的发展与它的经济盈利能力有着密切的联系。
为了检测太阳能空调的真实效益是什么,计算它的能源节约以及它们的基本参数是很有必要的(卡萨尔斯2006年)。
之前关于加热和冷却消耗的研究(2008年 -巴博萨和门德斯)建议考虑使用一种整体的方法来评估能源的节约。
而且,太阳能空调系统的性能很大程度上取决于外部环境和冷负荷动态(毕节多等2008年)。
因此,考虑到整个系统是非常重要的(Mugnier2002年,Eicker和Pietruschka2009年)。
这项研究涉及一个普通的太阳能空调系统。
一个太阳能集热场提供热水给存储罐,然后可用热水来加热建筑物或补给吸收机。
最后的设备是用来产生冷水(埃罗尔德等1996)。
由于没有足够的太阳能用于全年的加热和冷却整个建筑,这就用到备份系统。
升温,传统使用燃气锅炉。
对于冷却,两个选择可以考虑:
加热水补给吸收式制冷机或使用传统的蒸气压缩式制冷机(电力驱动)。
从能源的角度来看,之前的研究(托马斯和安德烈2009年)指出第二个方法是最好的选择,这项研究中将会采用。
这里提到的上述两个选择可以粗略总结如下。
燃气锅炉,即“热备份”通常每千瓦时的能量产生0.63千瓦时的冷量(锅炉产量的0.9乘以吸收式制冷机热系数0.7),而蒸汽压缩式制冷机即“冷备份”大概每千瓦时的能量产生1.12 千瓦时的冷量(主电力的1/2.5乘以蒸汽压缩式制冷机的电力系数2.8)。
这一页中将会使用TRNSYS(2006)来展示一个完整的仿真环境。
一般来说,分析集中于建筑物基本的加热和冷却负荷。
在这里,模拟并连接了许多其他的设备和效果:
符号表
ABS吸收式制冷机VCC蒸汽压缩式制冷机
COP热性能系数λ材料的导热系数(W/(m·K))
COPelec电性能系数ρ密度(kg/m3)
热容量(J/(kg·K))简写
ETC真空采集管coldcoldwater(tocoolthebuilding)
FCU风机盘单元hothotwater(fromhotwaterstorage)
fnc标称容量的吸收式制冷机分数primprimaryenergy
fdei设计容量的吸收式制冷机分数nomnominal
SF太阳能分数ratedratedconditions
Q热量流功率(kW)
U壁的导热系数(W/
·K))
●建筑物
内部收益,调光,可移动的太阳能保护,潜在负载
●冷热分布和排放
风机盘管机组,水泵,管道
●热水和冷水的生产和储存
●燃气锅炉,太阳能循环,热水储存,吸收式制冷机,冷却塔,蒸汽压缩式制冷机(仅用于备份)。
●气候
这四个子系统构成了模拟环境如
图1。
图1.仿真层
这种实施方法为分析吸收式制冷机和建筑物之间的关系提供了可能。
此外,这种做法的模块化合适模型切换。
不同层次的建模与仿真在接下来的章节中描述。
为了便于比较能源消耗,定义了“传统空调”作为参考。
它包括一个电力驱动的用于产生冷量的蒸汽压缩式制冷机和一个用于加热锅炉,但不包括太阳能电池板以及存储设备。
比较的是净能耗和一次能源消耗。
这份评估还比较了照明系统、电器及通风系统的耗电量。
这样就考虑到了建筑物的所有的能耗。
2.建筑物建模
分析采用了欧洲现有的大型办公楼的典型代表。
Stabat在IEA-ECBCS的附件48中的一个叫《热泵及可逆空调》一栏中对此做出了定义。
它是一个拥有12个相同的楼层,占地15万平方米建筑,大约住有1000人。
从建模的角度来看,只建模了一层楼,但所有楼层可以用同样的方法处理。
一个三层楼的建筑用来太阳能集热场设计(参见4.4节)。
2.1几何描述
几何描述见图2。
五个区域共1250平方米。
图2.典型办公楼层
2.2表面
研究大楼是现有建筑物的代表,因此,保温不是很有效。
南北表面同样地都基本上上釉,而东部和西部是盲墙。
房间高3米,窗户高2米。
表1描述了墙的构成和墙的导热系数。
2.3内部获热
人
办公楼和会议室有着两种不同的日程安排以及不同的占用率。
办公楼的尺寸设计是按每个人占12平方米(会议室则是每个人占3.5平方米)。
每个人正常的所释放的热量理论上是105w,释放的水分是0.09kg/h。
空间轮廓如图3所示。
比率是现在的占用率除以施胶度。
没有将假期考虑在内。
在周末,电器消耗为零。
电器
如前所述,电器消耗已经定义。
图3显示没个尺寸范围内电器消耗率为每平方米15W。
这些电器是必不可少的计算机,并且只在办公楼中有。
照明系统
办公楼和会议室的照明能量设置为每平方米18w,其中12w用于流通领域,6w用在厕所。
根据Alessandrini等的研究,人造灯光的照明取决与工人们能够用的自然光。
0到100lx(光照度单位)之间,人造灯光的利用率为90%,100到700lx之间,线性下降到30%,当可利用的的自然光超过2500lx时,利用率下降到0%。
可利用的光是TRNSYS考虑穿过窗户照射进来的光计算得到的。
这用到了一个基本的法则,并且认为太阳能的辐射范围和可见光一样。
只有在利用期间才打开光源,在正常流通区域和厕所通常是从早上6点到晚上7点。
2.4太阳能保护
手工的太阳能保护装置已将设计好。
他们利用了在一定区域内人们的行为。
当太阳能保护装置安全关闭时,能量传递率只有20%。
太阳能保护装置的公开使用要通过使用者来实现,根据外部的光度,7%到45%之间太阳能保护器就会关闭,太阳能保护器在没有利用时的状态与有利用时的最后一个小时的状态是相同的。
2.5通风设备和渗透物
建筑物在使用时,持续的大量的气流吹进建筑物(如图4),相当于在办公楼中每人每小时需要25m3的新鲜空气,在会议室则是30m3。
而且没有利用重获热量装置。
在没有使用时,机械的通风系统处于关闭状态,渗透物达到每小时0.373个容积。
除了会议室外,所有区域的通风器的功率是330w(仅通风流量),对于会议室,采用了无重获性双流量通风器,这导致风扇功率达到两倍。
表1.墙的构成
构成导热系数
外部墙壁外层:
水泥0.13米
(ρ=1900kg/m3,λ=0.58W/(m·K),cp=1000J/(kg·K))
绝缘材料0.024米
(ρ=56kg/m3,λ=0.029W/(m·K),cp=1220J/(kg·K))0.8
内层:
石膏0.012米
(ρ=1860kg/m3,λ=0.72W/(m·K),cp=840J/(kg·K))
窗户双层玻璃的宽度为0.004米,空气空间为0.008米。
2.95
地板和天花板水泥0.1米(ρ=1900kg/m3,λ=0.58W/(m·K),cp=1000J/(kg·K))5.8
屋顶外层:
0.13米
(ρ=1900kg/m3,λ=0.58W/(m·K),cp=1000J/(kg·K))
绝缘材料0.06米
(ρ=56kg/m3,λ=0.029W/(m·K),cp=1220J/(kg·K))0.4
内层:
石膏0.012米
(ρ=1860kg/m3,λ=0.72W/(m·K),cp=840J/(kg·K))
内墙石膏0.02m36
图3.电器和日常占用表
图4.通风气流
图5.排放分布应用组合
2.6温度和湿度设置点
在所有加热区(办公室和会议室)利用期间,加热设定点是21℃-40%的相对湿度 。
所有过去一年,这些区域最低温度 是15℃。
冷却设定点则是24℃-60%相对湿度。
据DIN 1946德国规范,26℃的室内空气 温度是为人们所接受。
如果外部温度 大于29℃,那么一个更高的内部温度比较舒适。
其他时段没有上限区域温度 。
两个仿真模型都在运行,一个温度设定点是普通的温度(24℃)和另一个则设定为DIN 1946规范(26℃)。
3.加热和冷却的排放和布置
这部分的重点是冷热的排放以及普通办公楼的分布层。
它不包括有利于安装太阳能空调的任何设备(比如冷却天花板)。
与其它层的连接绘制在图1中,这层的应用则绘制在图5中,TRNSYS类型的数量也被提到,在这座受分析的建筑物中,加热和冷却负荷有时是相同的加热和冷却系统有自
己的管道网络。
它与建筑物层的联系体现在加热和冷却由每个房间的风机盘管(FCU)和管道的损失所释放的显热和潜热中。
每个房间的温度充当风机盘管控制输入。
和生产层联系的是每个网络的温度和质量流量。
3.1管道
正如书中所述,热或冷网络总结为两个管道(一个用于供给,一个用于返回),每个管道的总长为65米,每米管道上的损失为0.28W/K。
建筑物会恢复散失到环境中的能量损失的80%(全年温度为22℃)。
3.2泵
压降,泵效率,质量流量都已经设定(根据风机盘管的数量和他们的特性)。
热网的泵的功率为475W,而冷泵为1485W。
第一泵只有当有供热需求时才运作,而第二个则是永远处于打开状态。
此外,整个泵的能量都被转移给流体。
3.3风机盘管
加热—冷却盘管有效地将热量和冷量传给建筑物。
通过阀门调节质量流量以满足室温设定值。
为尽可能准确地构建冷热排放模型,决定构建一个新的、性能与制造商的数据尽可能接近的的风机盘管,(我们希望它与现实相近)。
要做到这一点,要估算出现实性能的评估多项式(2008年-巴博
萨和门德斯)。
选择的风机盘管(载波2007年)的应有的特点详述在表2中。
风机盘管模型的目标是估计由于一些变量造成的盘管所提供的热量或冷量。
对于加热盘管,加热和冷却是不一样的:
合理的热量取决于水的质量流量和进水温度和室内干球温度之间的差异,对于冷却盘管,合理的冷负荷取决于冷却盘管进口温度和室内温度。
在通常情况下,应考虑冷热水供应和返回温度之间的差距,但是这涉及收敛问题。
取决于质量流量和供水温度和室温之间的差距的合理的加热功率在图6中显示。
当评估制造商提供的所有运行点时,用Matlab计算的多项式近似平均误差为0.9%。
其他的盘管模型测试:
●在TRNSYS中,一些现有的加热冷却盘管只符合一个参数:
换热器的效率或旁路空气分数(克莱因2007年)。
这些模型对风机盘管使用的全范围(753型的平均误差10.2%至670型的平均误差16.5%)是不正确的。
●其他模型采用了一个外部文件中制造商数据(例如,697b型)这是一个很好的方式来具有现实的风机盘管的性能。
然而它需要将所有工作点翻译成一个合适的文件格式(这可能是很多错误源)。
表2风机盘管特性42N60模型(标称高速运行离心风扇)
图6.风机盘管电源多项式近似(ΔT=供水温度—室温)
风机盘管总数的选择依据为冷却或加热的最大负荷和风机盘管电源标称功率。
整个楼层的风机盘管数为25。
它们分布在三个区域中:
办公楼南部7个,北部11个,会议室7个。
同一区域的所有风机盘管的控制类似。
每个风机盘管的风机功率为113W。
只有在这个区域中有加热或冷却负荷时,它才被接通。
因为缺乏制造商的数据,文章中提出的模型并没有处理潜在负荷。
不过,在水的循环考虑到了这点。
TRNSYS建筑模型计算出的用于维持设定值的潜在负载被处理为进入返回管前的水流的温度差异。
这是处理这个负载的一个非常简单的方法,但这大约只占总冷负荷的10%。
未来更好的风机盘管模型应该会处理潜在的负荷。
4.加热和制冷生产和储藏
本节突出的是仿真的加热与冷却的生产层。
这一层包含图7中最重要的组成元素。
之前的段落涉及的是传统的建设和系统,这部分是真正谈到利用太阳能来加热或冷却空间。
由锅炉和太阳能采集场提供热量,而由吸收式制冷机和传统的蒸汽压缩式制冷机提供冷量。
这层和分布之间的联系是温度以及冷热水的流速。
图7.生产和存储层
4.1吸收式制冷机
由太阳能集热器提供的热量被储存起来并用于吸收式制冷机来生产冷水。
在市场上各种热驱动制冷机中,选择了锂-溴化水吸收式制冷机。
这种类型的制冷机在办公楼的太阳能空调系统使用的最为广泛(Sparber和纳波利塔诺2009年)。
根据制造商的105kW吸收式制冷机(热性能系数为0.695)的曲线(矢崎2008年),一种新的TRNSYS255型拥有了吸收式制冷机的性能(几乎与现在的TRNSYS107型是相同的),它能满足模拟地板的供冷需求。
现有的模型(107型)模拟的是能量的平衡,但没有制冷机惯性,也没有其他的动态影响。
吸收式制冷机工作时的三个能量流:
高温流量(>70℃)驱动机器;冷流(7-12℃)满足建筑物的冷负荷;中间温度的释放流(35-40℃),将被释放到大气中。
图8.热系数和吸收式制冷机的标称性能的分数
(1)
(2)
(3)
该模型解决了这个能量平衡,冷热流之间的关系是由热性能系数管理的(公式
(1))。
此外,根据目前的热水和释放水的温度状况定义最大冷流量(图8)。
这个模型读取了数据文件中的这两个变量来计算能量平衡。
图8显示了从制造商的一次释放温度数据中获得的与冷水设置点之间的不同。
107和255型的数据文件需要的标称性能的一部分和设计输入能量的一部分。
因此,根据式
(2)和(3),我们可以根据这数据文件计算出可用Qcold和Qhot和两个参数:
额定热性能系数COP和额定Qcold。
模型分析显示了107型的差异。
首先,在这样的冷水机中,额定制冷功率一般不是最高的制冷功率(图8)。
然而,107型的标称性能的分数是依据额定功率计算得到的并且不大于一(克莱因2007年)。
这是然后在最大容量的条件而不是额定的条件下,需要输入两个参数(COP以及Qcold)。
其次,部分负荷运转(标称性能分数)独立于目前的状况(三种流温度)。
这意味着创建数据文件的不便。
新的255型一直在发展,它对外部数据文件有第二个呼叫。
第一个呼叫用于在现在状况下揭示最大性能容量,第二个呼叫用于部分负荷评估。
这样,我们能够再建由生产数据所描述的性能。
在吸收式制冷机的建模与仿真中任然缺乏准确性。
由于缺乏制造商数据在整个制冷机组运行时,水的质量流量是设想得出的。
COP是依据3个输入温度和标称质量流量计算而来的。
奥尔蒂斯等人(2009年)模拟了吸收式制冷机流量变化的效果(50%至120%之间的额定值)。
没有遇到明显的热COP的变化(COP在0.65和0.75之间变化)。
此外,尽管冷却的需求低于制冷能力,但制冷机能产生确切的冷量来达到设定值(这个例子是7℃),这意味着没有最低制冷功率。
最后,为了与现实保持一致,温度水平必须在制造商的数据范围内。
评估这些点的范围之外的点可能是有趣的。
第七章将会得到在同样类型的吸收式制冷机上测量的到的热性能系数的比较。
冷却生产设备必须有明智的控制策略以满足冷却需求,同时减少能源消耗(托马斯和安德烈2009年)。
首先,当存储器顶部的水低于指定的临界值时,吸收式制冷机关闭,蒸汽压缩式制冷机打开。
其次,临界值要根据冷负荷计算得到。
基本上,当冷负荷不高时,吸收热水供应温度不必如此高(图8)。
实际上,根据冷却网络回水温度,最低吸收式制冷机热水供水温度在70℃和83℃之间。
最后,为了避免制冷机之间的开/关切换这两种冷水机组,安装了一个带有3℃盲区的磁滞控制器。
4.2热存储
生产储存层的最基本要素是存储箱(TRNSYS534型),如图7所示,三个电路直接连接到它(存储箱中无热交换器):
太阳能集热器,建筑物供热网和吸收式制冷机热水循环。
太阳辐射是给存储箱提供能量的唯一能量源。
一层0.2米厚的岩棉保温层用于减少储存损失。
存储箱容积为7立方米,这对于应用是足够的。
4.3冷却塔
吸收式制冷机需要一个释放电路来评估两个能量流(从采集器和建筑物获得的能量)。
热释放控制对保证吸收式制冷机的良好的性能是至关重要的。
使用的模型是510型它代表一个封闭的冷却塔。
根据作者(Zweifel1995年),它能够只依靠一个设定值就能准确地计算出释放的能量。
对现有的标称排放功率为263kw的机器(AEC2007),这一点已经得到了证实。
是通过修改冷却塔风机速度来实现对出水温度的控制。
这里所做的假设是风扇速度从零(当入口温度为27℃时)连续变化到其额定功率3.7千瓦(入口温度为35℃)。
这样全年就可以得到较低的冷却塔回水温度(30℃以下)。
4.4太阳能采集场
使用真空管集热器系统(ETC)是因为它们可以达到稍高的温度。
与常用的平板型集热器比较,这些采集器在吸收式制冷机的工作温度范围(70-95℃)内能够产生更多的能量。
主要因为经济上的原因,一些安装的吸收式太阳能空调系统从不使用平板型集热器。
71型已被选来安装包括采集量,入射角改变器和质量流量的变化的制造商数据。
必须制定规则来设计采集量的大小。
这项研究采用下面的假设:
唯一可变的空间是建筑物的平屋顶。
一考虑的是一个三层楼而不是在第2节中提到的十二层。
这样每层太阳能可吸收面积就为142平方米。
而且,优化设计找到了最佳设计采集场:
4个15°的斜坡并位于南方。
采集场的大小明显影响到太阳能分数。
这项工作所选择的假设可以使大约每2.5每平方米集热面积产生1kW的额定负载(50千瓦,见6.3节图14)。
这是安装的太阳能空调系统的平均价值。
考虑到各组之间的遮挡,因而采用了特殊型号(551型)。
最后,太阳能循环通过效率持续为95%的热交换器与存储箱连接起来。
每个集热器的质量流量已被设置为30公斤/小时(2009年Eicker和Pietruschka)。
4.5辅助燃气锅炉
当存储箱最高温度低于加热曲线给定的温度(图9),燃气锅炉作为备份。
燃气锅炉的性能如下:
产量是89.2%时负荷是100%,产量是30%时负荷为88.2%;0损失时负荷为1.3千瓦。
插值这三个点之间进行。
根据最大的楼层采暖负荷。
这个装置额定功率是150千瓦。
如果没有取暖需求,该装置处于关闭状态。
4.6蒸汽压缩式制冷机
正如在介绍中提到的,冷却的备份系统是一个传统的蒸汽压缩式制冷机。
在国际能源署框架中,TRNSYS开始应用可逆的风冷热泵。
该模型依靠制造商的性能曲线而组成。
在这项工作中,开发这种机器来产生7℃的冷水。
蒸汽压缩式制冷机具有的功率为105kW,其季节性额外系数为是3.5(包括风机和水泵)。
4.7太阳能空调的额外辅助系统
取决于太阳能空调系统的辅助器的用电消耗已经得到评估。
对于泵,在不同的循环中,没有发现典型的压降值。
因为用于释放层分布,并未对泵建模。
常见的能量消耗值:
●太阳能系统每千瓦时的热量需要0.02千瓦时的电能
●对于热释放每千瓦时热能需要0.03千瓦时的电能
●吸收式制冷机每千瓦时的热能需要0.01千瓦时的电能
这些量包括泵消耗及其他辅助设备如冷却塔,风机。
图9锅炉出水温度设定点
5.气候
TRNSYS软件在建筑物和气象之间也建立了联系。
选择了ParisMontsouris州来作为仿真。
要用到平常的“典型气象年”。
包括干球温度,相对湿度,太阳能释放和全部辐射,太阳的位置。
Paris的温度是温和温度,图10显示了月度平均温度以及范围内的总太阳辐射能。
图10.ParisTMY2数据(年度区域辐射为1036kWh/m2)
6.结果
下面现实的建筑物和HVAC装置是TRNSYS采用十分钟的步仿真而来。
这个仿真能够评估建筑物的能量消耗,结果和分析见下。
考虑到了三个不同时间间隔的加热和冷却消耗。
分别处理了辅助设备如照明,电器和风机(6.4节)。
得到的是与传统的太阳能空调的比较。
有时提到一次能源,为了将净能量(提供给功能器的能量)变为总能量,电能的放大系数为2.5,烟气为1。
这些传递系数依据不同的国家而不同。
德国是电力放大系数为2.6,自然烟气则为1.1,但是欧洲平均电能放大系数为2.5。
6.1年度结果
建筑物加热和冷却能量消耗的年度结果显示如下。
每年建筑物内部区域的能量单位以KWh(计图11),全年中包括了各种能量流:
锅炉能量,蒸汽压缩式制冷机。
这些最初的结果主要是加热和冷却设置点在21℃至24℃之间的净能量网。
如前面章节所述,太阳能用来加热和冷却。
有了太阳能空调,能量消耗降幅为22%,冷却能量耗损下降40%。
最后一部分对于整个建筑物的能量利用的影响很小。
SAC意味着额外的电力消耗(太阳能附加电力)。
图11中将会看到太阳能系统的加热和冷却的负荷中的这一部分。
太阳能空调的加热负荷高于传统空调的负荷。
这是因为加热网络中的高温(高损失)以及水温变化导致的不精确的控制。
太阳能的40%用于加热,60%用于冷却。
整个建筑物的加热和冷却消耗见图12和表3。
它们包括了两个不同冷却设置点的仿真。
现在的建筑中24℃是常见的,而DIN1946标准的大部分时间里则是26℃。
使用了太阳能空调能领消耗大约下降了23%。
而且,设置点的变化对于能量使用的影响很小(分别使净能量和总能量下降5%至9%)。
对于这个位置,建筑物的加热对能量损耗甚至总能量的影响都比较大。
图11.加热和冷却年度净能量消耗
图12.加热和冷却的年度净能量和总能量
其他的有趣的数据也可以在这里介绍一下。
通常,太阳能空调系统的性能由太阳能分数或每个采集器区域节省的能量决定(定义在4.4节),可以找到很多的太阳能分数定义;第一个(公式4)是依据消耗能量的加热和冷却的太阳能分数,第二个定义是加热或冷却太阳能分数,其依据是负荷。
SF=采集器能量/(采集器能量+锅炉能耗+蒸汽压缩式制冷机能耗)
冷却SF=吸收式制冷机负荷/(吸收式制冷机负荷+蒸汽压缩式制冷机负荷)
加热SF=太阳能存储负荷/(太阳能存储负荷+锅炉负荷)
太阳能空调的相关性能指标见表4。
对于加热和冷却所需的总能量的40%来自于能量采集器。
此外吸收式制冷机提供一半的制冷负荷。
采集器能量似乎比普通太阳能用器小。
这可以解释为控制区内的高温和周末的无能量消耗。
如果在周末使用建筑物,那么采集器的能量将会达到每平方米采集器400kWh。
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