排氣再循環(huán)與燃燒邊界條件耦合對增壓汽油機有效熱效率的影響

胡鵬,王偉,鄧康耀,王孟軻

(1.奇瑞汽車股份有限公司前瞻院/發(fā)動機工程研究院,241009,安徽蕪湖;2.上海交通大學機械與動力學院,200240,上海)

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排氣再循環(huán)與燃燒邊界條件耦合對增壓汽油機有效熱效率的影響

胡鵬1,2,王偉1,鄧康耀2,王孟軻1

(1.奇瑞汽車股份有限公司前瞻院/發(fā)動機工程研究院,241009,安徽蕪湖;2.上海交通大學機械與動力學院,200240,上海)

在一臺小型增壓進氣道噴射汽油機上開展了排氣再循環(huán)技術與關鍵燃燒邊界協(xié)同性對發(fā)動機燃油經濟性和燃燒循環(huán)波動影響的試驗研究。結果表明:增壓技術、排氣再循環(huán)技術和壓縮比協(xié)同控制較為重要,協(xié)同性明顯影響燃油經濟性和燃燒循環(huán)波動;轉速為2 000 r/min、負荷為0.2～0.4 MPa時排氣再循環(huán)對燃油經濟性改善不明顯;轉速為1 500～2 500 r/min、負荷為0.6～1.0 MPa時排氣再循環(huán)率對汽油機燃油經濟性改善明顯,燃油消耗率降幅為2%～7%;考慮高能點火系統(tǒng)本身能耗,轉速為2 000 r/min、負荷為0.2～1.0 MPa時多重火花電容放電的高能點火系統(tǒng)對燃油經濟性改善不明顯,但循環(huán)波動得到了改善;對于上市整車匹配1.6 L進氣道噴射汽油機,采取集增壓技術、排氣再循環(huán)技術、高滾流進氣道和1.3 L排量措施后的進氣道噴射汽油機的整車循環(huán)油耗降低了8.86%,整車具備達到相應油耗水平的潛力。

進氣道噴射汽油機;排氣再循環(huán);燃燒邊界;燃油消耗率;燃燒循環(huán)波動

伴隨著國內宏觀經濟形勢進入了經濟發(fā)展新常態(tài),家用型轎車便處于家庭購置的高峰階段,轎車在改善生活便捷的同時,帶來了能源緊張和環(huán)境危機的問題。針對該問題,我國于2015年1月1日頒布了第4階段油耗法規(guī),面對國家油耗和排放法規(guī),研究機構和企業(yè)催生出一系列新的汽油機技術,其中增壓小型化汽油機逐漸成為新一代發(fā)動機的發(fā)展方向之一[1-2]。

增壓高滾流進氣道汽油機的燃燒過程具有以下特點[3-4]:①熱負荷和爆震傾向較高;②更規(guī)則的大尺度旋渦形成,缸內瞬態(tài)滾流比更高,缸內油氣分布更均勻,湍流燃燒速率提高[5-6];③在保持相同動力性的前提下汽油機排量降低、泵氣損失減小,中小負荷時燃燒的穩(wěn)定性和循環(huán)波動得以改善。增壓高滾流進氣道噴射汽油機的燃燒特點與排氣再循環(huán)(EGR)技術[7-8]相互補充,能改善汽油機燃燒過程,提高熱效率。

目前已有眾多研究者開展了通過排氣再循環(huán)改善汽油機性能與排放的研究,但研究機型卻不能代表最近2～3 a汽油機的發(fā)展水平,而排氣再循環(huán)與汽油機本體密切相關。鑒于此,本文選擇具有代表進氣道噴射汽油機(PFI)發(fā)展水平的1.3 L增壓汽油機,來研究排氣再循環(huán)與關鍵燃燒邊界(轉速、負荷、點火能量和壓縮比)的協(xié)同性,同時探討了1.3 L增壓汽油機在改善熱效率和整車油耗方面的潛力。

1 試 驗

1.1 發(fā)動機基本參數

以1.3 L排量的進氣道噴射增壓汽油機為對象進行了試驗,該汽油機采用了高滾流進氣道技術,增壓器為三菱增壓器,氣缸點火順序為氣缸1—氣缸3—氣缸4—氣缸2,具體結構參數見表1。

1.2 排氣再循環(huán)結構

圖1為排氣再循環(huán)系統(tǒng)原理圖。在部分負荷工況下廢氣經過排氣再循環(huán)中冷器后分別引入氣缸的進氣歧管和進氣道的交接處,并由排氣再循環(huán)閥控制缸內的廢氣量。排氣再循環(huán)系統(tǒng)由Valeo公司提供,排氣再循環(huán)冷卻采用臺架冷卻水直接冷卻,排氣再循環(huán)控制采用臺架手動開環(huán)控制。圖2為帶排氣再循環(huán)系統(tǒng)的發(fā)動機臺架系統(tǒng)。

表1 試驗汽油機的主要結構參數

圖1 排氣再循環(huán)系統(tǒng)原理圖

圖2 帶排氣再循環(huán)系統(tǒng)的發(fā)動機臺架

排氣再循環(huán)率φEGR通過測得的進、排氣中CO2體積分數計算得出,計算式為

%

(1)

式中:φ(CO2)in、φ(CO2)ex為進、排氣中CO2質量分數;φ(CO2)air為大氣中CO2質量分數。

1.3 高能點火系統(tǒng)

原機為傳統(tǒng)的電感式點火系統(tǒng),其點火能量為50 mJ。試驗中采用美國BKC公司的電容放電點火系統(tǒng),即BK-3200半獨立點火系統(tǒng),單個火花能量達115 mJ。

1.4 不同壓縮比下的活塞

壓縮比從10.5提高到12是通過修改活塞頂部形狀實現的。圖3為2種壓縮比下的活塞數模。

(a)壓縮比為10.5 (b)壓縮比為12圖3 2種壓縮比下的活塞數模

1.5 試驗方案

本文選取轉速為2 000、2 500、3 000 r/min在部分負荷下的排氣再循環(huán)協(xié)同關鍵燃燒邊界,來研究燃油經濟性和燃燒循環(huán)波動,同時研究適用于家庭經濟型轎車(1 500、2 500 r/min)的排氣再循環(huán)率對燃油消耗率的影響。

通過固定進排氣氣門正時、調節(jié)排氣再循環(huán)率、配合優(yōu)化點火時刻、選擇最低油耗進行最優(yōu)化處理。試驗中測功機型號為DynoRoad 202/12SL,測速精度為≤±0.5%,扭矩精度為±0.3%;油耗儀型號為AVL735S,密度測量不確定性滿足≤0.000 5 g/cm3;燃燒分析儀型號為AVL Indicom 621;機油溫控儀型號為AVL 753C;冷卻液溫控儀的型號為AVL 554;燃油溫控儀型號為AVL 553。使用燃燒分析儀采集信號并計算燃燒特征參數,其中采樣循環(huán)數為100,采樣間隔為0.5°。排氣再循環(huán)率通過調節(jié)排氣再循環(huán)閥的開度來控制;冷卻水溫控制在85 ℃,機油溫度控制在(90±5) ℃,燃油溫度為25 ℃;環(huán)境大氣溫度為298 K,壓力為0.1 MPa,相對濕度在40%左右。

2 結果與討論

2.1 排氣相位/增壓器對油耗的影響

圖4為排氣再循環(huán)與排氣相位/增壓器耦合對有效燃油消耗率η的影響,其中轉速為2 000 r/min,負荷為0.2、0.8 MPa,點火系統(tǒng)為BKC高能點火系統(tǒng),試驗時關閉增壓器系統(tǒng)。

(a)負荷為0.2 MPa

(b)負荷為0.8 MPa圖4 排氣相位/增壓器對有效燃油消耗率的影響

由圖4可知,在相同工況下,提高燃油經濟性與采用增壓器系統(tǒng)有關,與排氣相位密切相關。通過推遲排氣正時可降低增壓器對燃油經濟性的影響程度,這是由于增壓器系統(tǒng)會增加排氣背壓,而增壓器管路會通過進排氣系統(tǒng)影響進排氣歧管氣體壓力的峰值和相位,使得原有的最優(yōu)進排氣相位發(fā)生改變,雖然通過優(yōu)化排氣相位可以緩解,但并不能徹底解決。在2 000 r/min、0.2 MPa工況下,排氣凸輪正時為21°、24°、27°時由增壓器系統(tǒng)增加的有效燃油消耗率分別為5.83、4.11、4.99 g/(kW·h),相對應的有效熱效率降幅為0.34%、0.24%、0.29%。由圖4b可知,增壓與排氣再循環(huán)技術協(xié)同控制更有利于提高燃油經濟性和汽油機的有效熱效率。當無增壓系統(tǒng)時,排氣再循環(huán)率的容忍度為10%,此時有效燃油消耗率從251.81 g/(kW·h)降低至247.71 g/(kW·h),降幅為1.63%,有效熱效率為0.54%;當采用增壓系統(tǒng)時,排氣再循環(huán)率的容忍度為20%,仍可穩(wěn)定燃燒,此時有效燃油消耗率從251.81 g/(kW·h)降低至240.62 g/(kW·h),降幅為4.44%,有效熱效率增幅為1.51%。在相同的工況和排氣再循環(huán)率下,從增壓器系統(tǒng)工作和不工作的燃油經濟性來看,外部排氣再循環(huán)氣體的溫度會影響汽油機熱效率。相同排氣再循環(huán)率下缸內燃燒過程的差異來自缸內氣體溫度,高溫氣體會產生2個效果:①減小不可逆燃燒損失;②增加氣體熱傳導損失。不同溫度下,二者影響程度不同[9]。對于0.8 MPa、2 000 r/min工況,缸內氣體溫度較高,此時通過進一步增加氣體溫度來減小不可逆燃燒損失很有限,而增加氣體溫度會使得氣體傳熱損失快速增大。也就是說,該工況下外部排氣再循環(huán)協(xié)同控制(協(xié)同性影響燃燒和泵氣損失,繼而影響燃油經濟性)或者排氣再循環(huán)對中冷器出口溫度影響較大。

2.2 排氣再循環(huán)率對部分負荷燃油消耗率的影響

圖5是排氣再循環(huán)率對增壓汽油機燃油經濟性的影響。工況:轉速為2 000 r/min、負荷為0.2～0.8 MPa;轉速為2 500、3 000 r/min,負荷為1.0 MPa。試驗中進排氣可變氣門正時相位不變,調節(jié)點火提前角保持燃燒重心(燃燒重心為累計放熱率達50%時對應的曲軸轉角)處于上止點后8°。排氣再循環(huán)對缸內進氣充量存在兩方面影響,其一是廢氣稀釋和比熱容效應,其二是廢氣對進氣充量的加熱作用。廢氣加熱可產生2個效果:①促進燃油蒸發(fā)、霧化,使油氣混合更加均勻,不可逆燃燒損失減小,缸內燃燒得以改善;②氣體熱傳導損失增加。

由圖5可知:在轉速為2 000 r/min、負荷為0.2～0.4 MPa下,采用普通點火系統(tǒng)且在保持穩(wěn)定燃燒時排氣再循環(huán)的能力有限且對燃油經濟性無改善作用,甚至產生輕微不利影響。出現這種現象的原因包括:在負荷為0.2～0.4 MPa下進氣量較小,而排氣再循環(huán)的稀釋作用降低了進氣充量中氧的濃度,由此降低了氧分子與可燃分子的碰撞機率;受排氣再循環(huán)的高比熱容效應的影響,燃燒室部分能量被吸收,火焰?zhèn)鞑ニ俣葴p緩,盡管通過調節(jié)點火提前角后燃燒重心未變、燃燒穩(wěn)定、循環(huán)波動降低,但是火焰發(fā)展期和快速燃燒期延長,整個燃燒過程的等容度降低,所以有效熱效率未得到改善。在轉速為2 000 r/min、負荷為0.6～1.0 MPa下,排氣再循環(huán)率對燃油經濟性的改善效果明顯。當調整點火提前角使得循環(huán)波動范圍保持在5%時,在負荷為0.6、0.8、1.0 MPa下排氣再循環(huán)率容忍度分別為20%、10%、20%,相應的有效燃油消耗率降幅為5.13、10.93、18.11 g/(kW·h),有效熱效率提高0.64%、1.48%、2.27%。這是由于負荷增加,缸內進氣充量增加,泵氣損失降低,加之排氣再循環(huán)氣體稀釋和高比熱容效應降低,通過排氣再循環(huán)高溫加熱來減小不可逆燃燒損失的作用增強,所以有效熱效率提高。在轉速為2 000 r/min、負荷為0.6和0.8 MPa下,排氣再循環(huán)率最佳值為15%左右。進一步增加排氣再循環(huán)率,有效熱效率增加,但增幅很小。這是因為排氣再循環(huán)率進一步增加,湍流燃燒速率下降,等容度下降,從而抵消了高排氣再循環(huán)率在改善傳熱損失效應方面的作用,所以最終有效燃油消耗率未得到改善,這表明在該進氣道滾流比下,排氣再循環(huán)率已飽和,無需再增加排氣再循環(huán)率。所以,通過綜合考慮,15%的排氣再循環(huán)率比較合適。轉速為2 000、2 500、3 000 r/min,負荷為1.0 MPa時,排氣再循環(huán)能有效降低燃油經濟性。當調整點火提前角使得循環(huán)波動范圍保持5%時,在轉速為2 000、2 500、3 000 r/min下排氣再循環(huán)率容忍度分別為10%、5%、15%,相應的有效燃油消耗率降幅為18.11、9.87、14.38 g/(kW·h),有效熱效率提高了2.27%、1.27%、1.96%。

(a)轉速為2 000 r/min

(b)負荷為1.0 MPa圖5 排氣再循環(huán)率對增壓汽油機燃油經濟性的影響

2.3 壓縮比對有效燃油消耗率的影響

圖6為不同負荷下排氣再循環(huán)與壓縮比耦合對燃油經濟性的影響。由圖6可知:在無排氣再循環(huán)下,轉速為2 000 r/min,壓縮比分別為12、10.5,負荷分別為0.2、0.4 MPa時,燃油經濟性呈降低趨勢,但降幅不大;當負荷為0.6、0.8、1.0 MPa時,增加壓縮比能顯著降低有效燃油消耗率,分別降低了3.99、1.45、14.14 g/(kW·h),降幅為1.54%、0.58%、5.33%,有效熱效率提高了0.49%、0.19%、1.74%。增加壓縮比,最佳排氣再循環(huán)率發(fā)生變化。從表2可知:在2 000 r/min、0.8 MPa下,與單獨實施壓縮比為12(方法1)或采用排氣再循環(huán)技術(方法2)相比,1.3 L增壓汽油機采用協(xié)同控制(方法3)可使有效燃油消耗率再次降低4.0 g/(kW·h),而在其他工況下3種方法基本持平,表明排氣再循環(huán)與壓縮比協(xié)同對降低燃油經濟性有著重要影響。

(a)不同的壓縮比下

(b)不同的負荷下 圖6 不同負荷下排氣再循環(huán)與壓縮比耦合對燃油經濟性的影響

表2 不同措施下燃油經濟性對比

2.4 排氣再循環(huán)與高能點火系統(tǒng)耦合對有效燃油消耗率的影響

圖7為點火能量與排氣再循環(huán)耦合對燃油經濟性和燃燒循環(huán)波動的影響。由圖7可知:在2 000 r/min、0.2 MPa下,對比圖6a(發(fā)動機供電+普通點火系統(tǒng)和獨立供電+BKC高能點火系統(tǒng))發(fā)現,高能點火系統(tǒng)本身消耗的能量折算為該工況的有效燃油消耗率約為5.53 g/(kW·h);當排氣相位處于最佳狀態(tài)時,采用BKC高能點火系統(tǒng)明顯改善了燃燒穩(wěn)定性,但改善不明顯,隨著排氣相位延遲,該燃油經濟性呈下降趨勢。單純從燃燒角度考慮,相對于常規(guī)點火系統(tǒng),BKC高能點火使發(fā)動機在排氣相位延遲較大時仍可穩(wěn)定燃燒,燃油消耗降幅為1.1%。在轉速為2 000 r/min、負荷為0.8 MPa下,BKC高能點火系統(tǒng)在采用高排氣再循環(huán)率時的燃燒穩(wěn)定性略有改善,但燃油經濟性依舊。

(a)不同供電方式下(0.2 MPa,2 000 r/min)

(b)負荷為0.8 MPaC:平均指示壓力變動系數圖7 點火能量與排氣再循環(huán)耦合對燃油經濟性的影響

2.5 排氣再循環(huán)對外特性性能的影響

圖8是轉速為1 500、2 500 r/min時排氣再循環(huán)對外特性燃燒的影響,其中進排氣凸輪軸相位和過量空氣系數保持不變,壓縮比為10.5。

由圖8可知:轉速為1 500 r/min時,通過提高增壓壓力(增壓度從43%提高至56%)可使扭矩保持在139.0～139.59 N·m范圍內,此時排氣再循環(huán)率為7%,燃油經濟性趨于穩(wěn)定,燃燒循環(huán)波動較大,達到4.94%,接近汽油機限值;進一步增加排氣再循環(huán)率,燃油經濟性進一步降低,降幅非常小,燃燒循環(huán)波動降低,這有利于穩(wěn)定燃燒,此時燃油消耗降幅為5.75%;排氣再循環(huán)率從7%增至8%時,點火提前角提前1.5°,表明排氣再循環(huán)改善了汽油機抗爆性。隨著轉速增加至2 500 r/min,排氣再循環(huán)率容忍度增強,相同排氣再循環(huán)率下燃燒循環(huán)波動明顯降低,此時排氣再循環(huán)率從5%增加至為8%,有效燃油消耗率從274.36 g/(kW·h)降低至267.58 g/(kW·h),燃油消耗降幅為2.47%,有效熱效率提高0.76%。

2.6 不同工況下整車循環(huán)油耗預估對比

輸入整車質量、迎風面積、風阻系數、滑行阻力、輪胎滾動半徑、主減速比以及變速箱各減速比等信息,根據試驗結果、借助AVL CRUISE軟件對原機和搭載樣進行了對比,結果顯示搭載樣機的整車節(jié)油效果比較明顯,如表3所示,在相同的變速箱變速比下,搭載樣機的整車比歐洲油耗及排放評定標準(NEDC)的循環(huán)節(jié)油8.86%,在其他工況下均有不同程度提高,且隨著車速提高,整車節(jié)油效果增強。

3 結 論

(1)在低負荷下,增壓器系統(tǒng)會提高燃油經濟性,該影響與排氣相位密切相關,通過推遲排氣正時可降低增壓器對燃油經濟性的影響。增壓技術與排氣再循環(huán)技術協(xié)同控制更加有利于提高燃油經濟性。

(2)轉速為2 000 r/min、負荷為0.2～0.4 MPa時,排氣再循環(huán)對燃油經濟性的改善不明顯;負荷為0.6～1.0 MPa時,排氣再循環(huán)率對燃油經濟性的改善明顯,燃油消耗降幅為2%～7%;負荷為1.0 MPa、轉速為2 000、2 500、3 000 r/min時,排氣再循環(huán)能有效提高燃油經濟性,對應的排氣再循環(huán)率容忍度分別為10%、5%、15%,有效熱效率分別提高2.27%、1.27%、1.96%;轉速為1 500、2 500 r/min時,排氣再循環(huán)對外特性燃油經濟性的改善更大,燃油消耗降幅分別為5.75%和2.47%。

(3)在無排氣再循環(huán)情況下,轉速為2 000 r/min、增加壓縮比且在負荷為0.2～0.4 MPa時,燃油經濟性改善不明顯;負荷為0.6～1.0 MPa時,增加壓縮比能顯著提高燃油經濟性,有效熱效率分別提高0.49%、0.19%、1.74%。轉速為2 000 r/min、負荷為0.8 MPa時,高壓縮比與排氣再循環(huán)協(xié)同控制有利于改善燃油經濟性。

(4)考慮高能點火系統(tǒng)本身能耗,在2 000 r/min、0.2～1.0 MPa下,BKC高能點火系統(tǒng)對燃油經濟性改善不明顯,但可改善燃燒循環(huán)波動。

(5)采用集增壓、排氣再循環(huán)、高滾流進氣道和1.3 L排量措施后汽油機可有效降低整車NEDC和等速油耗,整車達到相應要求的油耗水平。

[1] LECOINTE B, MONNIER G. Downsizing a gasoline engine using turbocharging with direct injection, SAE 2003-01-0542 [R]. Washington, DC, USA: SAE, 2003.

[2] 馬志豪, 康寧, 高定偉, 等. 過量空氣系數與廢氣再循環(huán)率耦合對汽油機性能的影響 [J]. 農業(yè)工程學報, 2014, 30(1): 34-39. MA Zhihao, KANG Ning, GAO Dingwei, et al. Effect of exhaust gas recirculation rate with different excess air coefficients on performance of gasoline engine [J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering, 2014, 30(1): 34-39.

[3] TAYLOR J, GURNEY D, FREELAND P, et al. Intake manifold length effects on turbocharged gasoline downsizing engine performance and fuel economy, SAE 2012-01-0714 [R]. Washington, DC, USA: SAE, 2012.

[4] TAYLOR J, FRASER N, DINGELSTADT R, et al. Benefits of late inlet valve timing strategies afforded through the use of intake cam in cam applied to a gasoline turbocharged downsized engine, SAE 2011-01-0360 [R]. Washington, DC, USA: SAE, 2011.

[5] 張小矛, 高衛(wèi)民, 辛軍, 等. 進氣道對缸內直噴增壓汽油機性能的影響 [J]. 內燃機學報, 2011, 29(4): 300-306. ZHANG Xiaomao, GAO Weimin, XIN Jun, et al. Intake port effect on the performance of a turbo charged gasoline direct injection engine [J]. Transactions of CSICE, 2011, 29(4): 300-306.

[6] 宋金甌, 姚春德, 姚廣濤, 等. 汽油機廢氣滾流分層技術燃燒放熱規(guī)律的研究 [J]. 內燃機學報, 2006, 24(2): 157-161. SONG Jin’ou, YAO Chunde, YAO Guangtao, et al. Study on heat release of gasoline engine with tumble generating stratified-EGR technique [J]. Transactions of CSICE, 2006, 24(2): 157-161.

[7] AMANN M, ALGER T, MEHTA D. The effect of EGR on low-speed pre-ignition in boosted SI Engines, SAE 2011-01-0339 [R]. Washington, DC, USA: SAE, 2011.

[8] BOURHIS G, CHAUVIN J, GAUTROT X, et al. LP EGR and IGR compromise on a GDI engine at middle load, SAE 2013-01-0256 [R]. Washington, DC, USA: SAE, 2013.

[9] 趙金星. 基于神經網絡和遺傳算法的Atkinson循環(huán)發(fā)動機全負荷范圍性能優(yōu)化研究 [D]. 上海: 上海交通大學, 2013: 27-29.

(編輯 苗凌)

Effect of Exhaust Gas Recirculation with Combustion Boundary Conditions on Thermal Efficiency of Turbocharged Port Fuel Injection Gasoline Engine

HU Peng1,2,WANG Wei1,DENG Kangyao2,WANG Mengke1

(1. Academy of Science and Advanced Technology/Engine Engineering Research Institute, Chery Automobile Co., Ltd.,Wuhu, Anhui 241009, China; 2. School of Mechanical Engineering, Shanghai Jiaotong University, Shanghai 200240, China)

The influence of exhaust gas recirculation coupled with various combustion boundary conditions on brake specific fuel consumption and cyclic variations of indicated mean effective pressure is investigated in a 1.3 L turbocharged port fuel injection gasoline engine. Results show that it is important to make supercharging technology, exhaust gas recirculation and high compression ratio control harmoniously, which favors to both brake specific fuel consumption and cyclic variations. Introducing exhaust gas recirculation into gasoline engine can improve the brake specific fuel consumption under medium and high loads (including wide open throttle operation) at 1 500-2 500 r/min, however, it has little improvement on brake specific fuel consumption under the loads of 0.2-0.6 MPa BMEP (brake mean effective pressure) and engine speed of 2 000 r/min. Considering the high energy consumption of the capacitor discharge high-energy ignition system, introducing exhaust gas recirculation into gasoline engine does not effectively improve brake specific fuel consumption but improve cyclic variations under the loads of 0.2-1.0 MPa BMEP and engine speed of at 2 000 r/min. Fuel consumption per 100 km for the vehicle equipped with the turbocharged gasoline engine coupled with supercharging, exhaust gas recirculation, high tumble inlet ports and 1.3 L displacement is estimated 8.86% under NEDC (new European driving cycle) condition, which is lower than that equipped with 1.6 L displacement naturally aspirated engine.

port fuel injection gasoline engine; exhaust gas recirculation; combustion boundary; fuel consumption rate; cyclic variation

2015-03-23。 作者簡介:胡鵬(1986—),男,博士,工程師。 基金項目:國家高技術研究發(fā)展計劃資助項目(2012AA11171)。

時間:2015-10-23

網絡出版地址:http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20151023.1102.004.html

10.7652/xjtuxb201601006

TK421.5

A

0253-987X(2016)01-0034-07