微混電動車自動變速器雙泵系統(tǒng)的動態(tài)分析與控制策略?

劉 洋，吳學雷，郭 偉，程云江，董 鵬，徐向陽

微混電動車自動變速器雙泵系統(tǒng)的動態(tài)分析與控制策略?

劉 洋1，吳學雷1，郭 偉2，程云江3，董 鵬2，徐向陽2

(1.北京航天發(fā)射技術研究所，北京 100076； 2.北京航空航天大學交通科學與工程學院，北京 100191；3.國家乘用車自動變速器工程技術研究中心，濰坊 261205)

為實現(xiàn)自動變速器與微混電動汽車的匹配并提高自動變速器的傳動效率，設計了雙油泵(機械泵與電動泵)液壓系統(tǒng)。在整車動力學模型的基礎上建立了自動變速器的冷卻潤滑需求和液壓閥板泄漏的計算模型。基于對雙泵液壓系統(tǒng)的動態(tài)仿真分析，以效率最高為優(yōu)化目標，設計了為滿足流量需求的雙泵智能協(xié)同供油控制策略。多個典型駕駛循環(huán)仿真結果表明，采用最優(yōu)控制的雙泵系統(tǒng)可比傳統(tǒng)單油泵系統(tǒng)節(jié)油約2.5%。臺架試驗和整車試驗結果，驗證了所建模型和控制策略的可行性和雙泵系統(tǒng)的可靠性。

微混電動汽車；自動變速器；電動泵；控制策略

前言

微混技術是混合動力的入門級技術，其主要功能是發(fā)動機怠速起停，與深度混合動力和純電動技術相比，微混技術具有成本低、改動小和見效快的優(yōu)點[1－2]，國內各大整車廠都在加快推出微混車型。目前國內乘用車市場上自動變速器的裝車率非常高，自動變速器換擋過程靠液壓系統(tǒng)執(zhí)行[3]，液壓系統(tǒng)由油泵供油，傳統(tǒng)自動變速器的油泵由發(fā)動機驅動，發(fā)動機停止工作時油泵也停止工作，在發(fā)動機重新起動再帶動油泵時，會因為液壓油不能及時供應而產生換擋反應遲滯大約0.8s，這不僅會影響汽車的起步響應，也會對乘坐舒適性造成影響，成為制約自動變速器與微混汽車怠速起停技術匹配的最大技術短板，極大地影響了微混技術的推廣。

為實現(xiàn)自動變速器與微混技術的兼容，日本Aisin和德國奔馳都在其AT產品的液壓系統(tǒng)中增加了電動泵作為輔助液壓源[4－5]，而德國ZF則采用了蓄能器技術[6]。同樣的原因，雙油泵系統(tǒng)也被廣泛應用于CVT和DCT[7－8]。文獻[9]中通過仿真定量分析了傳統(tǒng)機械泵在DCT變速器中造成的能耗損失。文獻[10]中從原理上分析了雙泵供油系統(tǒng)的合理性。文獻[11]和文獻[12]中提出了一種混動自動變速器用電動泵的控制方法。文獻[13]中搭建了一種自動變速器油泵測試系統(tǒng)。綜上所述，鑒于傳統(tǒng)機械泵的不足，為匹配各種混合動力技術和提高傳動效率，國內外自動變速器廠商和學者都趨向于采用雙油泵供油系統(tǒng)。

本文中以某款8AT自動變速器為研究對象，針對微混技術特點，設計了雙泵液壓系統(tǒng)并進行建模仿真，研究雙泵系統(tǒng)協(xié)同供油控制策略，正向設計研發(fā)一款支持微混技術的高效率AT自動變速器。

1 整車動力學建模

1.1 微混整車平臺介紹

微混電動汽車的發(fā)動機采用增強型起動機方案，傳統(tǒng)起動機更換為增強型起動機，以滿足頻繁起停的壽命和耐久性要求，并提高起動速度[14]。自動變速器內增加電動泵。EMS(發(fā)動機管理系統(tǒng))增加啟停控制邏輯，TCU(自動變速器電控單元)增加電動泵控制策略，并針對微混技術特點對換擋策略和離合器控制等做出修改與標定。整車增加AGM蓄電池、制動真空度和坡道傳感器等相關附件，以保證發(fā)動機頻繁而安全地起停。

1.2 整車建模

對雙泵液壓系統(tǒng)的數(shù)學建模以整車動力學模型為基礎，首先搭建整車傳動系模型。該項目匹配的整車為一款城市SUV，其主要技術參數(shù)見表1，發(fā)動機采用2.0L排量的渦輪增壓發(fā)動機，配備一臺8擋液力自動變速器，該變速器8個前進擋速比分別是4.17，2.65，1.69，1.42，1.17，1，0.84和0.64，倒擋速比為2.96。TCU軟件模塊中包括了運動、經濟、綜合和坡道等不同的換擋模式，控制策略的設計考慮了不同工況和用戶的需求。

表1 整車主要技術參數(shù)

圖1為整車系統(tǒng)模型圖，主要包括發(fā)動機、8AT自動變速器(含液力變矩器)、主減速器、差速器、輪胎、制動器、駕駛員、車架和電池附件等模型。在發(fā)動機和自動變速器建模時，將相關控制策略也集成到模型中。

圖1 整車傳動系統(tǒng)模型

整車建模采用逆向為主、正向為輔的建模方法。通過仿真，可獲得在不同駕駛循環(huán)工況下的發(fā)動機轉速、轉矩等關鍵參數(shù)，以及8AT內各齒輪、行星排和軸等關鍵部件的轉速和轉矩數(shù)據(jù)，為雙泵液壓系統(tǒng)關鍵特性建模提供支持。

2 雙泵液壓系統(tǒng)數(shù)學建模

2.1 液壓系統(tǒng)原理

目前，大部分傳統(tǒng)自動變速器產品僅有一個純機械方式驅動的油泵，一般直接由發(fā)動機驅動，設計的排量較大，其設計依據(jù)是為在發(fā)動機最低怠速時也能滿足變速器的潤滑冷卻和換擋需求，而當發(fā)動機轉速到達高轉速范圍時實際上大排量機械泵輸出的流量已遠遠超過了變速器需求，繼而造成了大量的流量損失，極大地降低了變速器的效率。

圖2為本文中設計的微混8AT液壓系統(tǒng)原理圖，主要包括5個部分:離合器控制系統(tǒng)、液力變矩器控制系統(tǒng)、冷卻潤滑系統(tǒng)、壓力與流量調節(jié)系統(tǒng)和雙泵供油系統(tǒng)。該液壓系統(tǒng)與傳統(tǒng)AT液壓系統(tǒng)最大的不同是采用了機械泵與電動泵的組合。采用雙泵系統(tǒng)后，一方面電動泵可以滿足發(fā)動機怠速起停的要求，在發(fā)動機熄火而機械泵停轉時保持工作以維持一定的系統(tǒng)主油壓，提供離合器接合所需要的壓力，從而加快再次起步時的離合器響應；另一方面由于電動泵控制靈活，不依賴發(fā)動機轉速，故可以減小機械泵排量以減小損失，在發(fā)動機低速時電動泵可協(xié)助機械泵供油，總體上優(yōu)化了系統(tǒng)效率。

圖2 微混8AT液壓系統(tǒng)原理圖

離合器控制系統(tǒng)采用先導式控制，主要由離合器控制機械閥(如圖中C4-CV)和電磁閥(如圖中C4-PV)組成，通過控制電磁閥電流比例調節(jié)離合器壓力，液力變矩器和系統(tǒng)壓力控制系統(tǒng)同樣采用這種方式。流量調節(jié)閥OF-CV的作用是當系統(tǒng)流量過多時打開卸油。

此外，手動換擋閥ML-SV、跛行回家模式激活閥LH-AV是為手動換擋和安全而設[15－17]。

2.2 冷卻潤滑需求流量模型

油泵系統(tǒng)主要作用是給自動變速器提供足夠的ATF油(自動變速器潤滑冷卻油)來冷卻潤滑。變速器熱量來自于變速器內部的各種功率損失，主要是各運動副的摩擦損耗，包括換擋元件摩擦損失、軸承轉動損失、齒輪嚙合損失和液力變矩器攪油損失等。變速器殼體和離合器等都布有冷卻潤滑油道，ATF流經這些油道帶走熱量，最后經過油冷器散熱。為了深入分析潤滑冷卻需求流量，建立離合器、軸承和液力變矩器的功率損失模型。離合器接合時滑摩過程產生的功率損失[18]為

式中:Δn為離合器主、從動端間的轉速差；r/min；Tf為離合器摩擦片與鋼片間的摩擦轉矩，N·m。Tf的計算公式[19]為式中:pSE為實際作用于離合器油缸的油壓，bar；pspring為克服回位彈簧預緊力的油壓；μd為離合器動摩擦因數(shù)；N為摩擦片個數(shù)；A為摩擦接觸面積，mm2；rm為摩擦片當量半徑，mm。表2為變速器5個濕式離合器的主要技術參數(shù)。

該變速器采用的軸承大部分是滾動軸承，共有30多個，分別為球軸承、圓錐滾子軸承、圓柱滾子軸承和滾針軸承。軸承上的功率損失是由于滾動體和座圈之間接觸摩擦產生的，軸承產生的功率損失[20－21]為

式中:Ploss＿B為軸承功率損失，W；K4為尺寸系數(shù)，當MR單位為N·m時，K4＝0.105；nbearing為軸承的轉速，r/min；MR為軸承摩擦轉矩，N·m，它包括兩部分，一部分與轉速相關，一部分與負載相關。

液力變矩器在打開狀態(tài)下會因內部攪油產生功率損失，繼而使液力變矩器發(fā)熱，該功率損失為

式中:Tp和Tt分別為泵輪轉矩和渦輪轉矩，N·m；np和nt分別為泵輪轉速和渦輪轉速，r/min。

齒輪嚙合也會產生功率損失，但齒輪傳動效率很高，相對于離合器和軸承等可忽略不計。圖3為各個主要功率損失在NEDC駕駛循環(huán)下的仿真結果，其中離合器滑摩時間設為500ms。由圖可見，離合器損失和液力變矩器損失隨著擋位和液力變矩器閉鎖狀態(tài)變化而變化，在每次換擋時離合器都會因接合滑摩產生損失，液力變矩器則在打開時產生功率損失(圖3(c)中1代表閉鎖，0代表打開)。軸承損失主要受轉速和轉矩影響，對應圖3(a)的駕駛循環(huán)，在車輛加速和高速行駛時，軸承的功率損失相對高一些。由圖可見，離合器的滑摩損失是最大的，峰值可達10kW以上，根據(jù)式(1)和式(2)，在接合油壓和滑差一定時，功率損失主要受換擋時間的影響，因此現(xiàn)在很多先進AT變速器都致力于通過發(fā)動機升降矩等輔助控制措施來縮短換擋時間，加快換擋響應，同時又可減小功率損失。

圖3 功率損失仿真結果

在得到功率損失后，根據(jù)熱容公式[22]，推導出冷卻潤滑需求流量的計算公式:

式中:cATF為ATF油的比熱容，J/(kg·K)；ΔT為ATF油流經機械系統(tǒng)后帶走熱量產生的溫升，與變速器油冷器能力相關，這里取30°C。實際上，極小一部分功率損失產生的熱量會通過變速器殼體耗散，這里將其忽略。

圖4 潤滑需求量仿真結果

圖4 為根據(jù)式(5)在NEDC循環(huán)下的仿真結果。對應圖3可見，潤滑需求流量的峰值與離合器換擋損失同步，可見離合器是自動變速器需求冷卻的最主要部分。通過理論仿真得到的結果曲線異常“尖銳”，現(xiàn)實中油泵輸出的流量不可能實現(xiàn)這種效果，在后面的控制策略設計中將會對其優(yōu)化。

2.3 閥板泄漏模型

如圖2所示，液壓系統(tǒng)包含機械閥和電磁閥兩類閥，所有閥都會產生泄漏。機械閥的泄漏是由于閥體與閥芯之間的間隙公差造成的，因此可稱之為間隙泄漏，其泄漏模型如圖5(a)所示。8AT中所有的電磁閥均為Bosch的VBS(variable bleeding solenoid)閥，是一種常開式比例控制電磁閥，電磁閥打開時油液流經電磁閥進入油底殼造成泄漏，其泄漏模型可等效為小孔節(jié)流模型，如圖5(b)所示。

圖5 閥板泄漏模型

機械閥泄漏量[23]為

式中:d為閥芯直徑；l為閥芯與閥體間的重合部分長度；Δp為流經管路的壓差；e為偏心距；s為閥芯與閥體間的半徑差；νATF為ATF油液的運動黏度，mm2/s，受油溫影響很大；ρATF為ATF油密度。

電磁閥泄漏量為

式中:αD為流量系數(shù)，取0.65；A0為小孔截面積。

對于機械閥，泄漏模型兩端的壓差可認為是主油壓。而對于電磁閥，如圖2所示，由于液壓系統(tǒng)中“CP-RV”減壓閥的存在，電磁閥最大壓力被限制在0.5MPa的低壓。圖6為閥板泄漏仿真結果，ATF油溫設為變速器正常工作溫度90°C。在仿真中假設電磁閥控制電流只有0和1 000mA兩個極值，對應電磁閥完全打開和完全關閉。由圖可見，電磁閥的泄漏在擋位保持時基本保持穩(wěn)定，在800s時擋位換入空擋時突然增大約0.8L/min，這是因為換入空擋時會有一個離合器的電磁閥打開，因此瞬間多了一個電磁閥的泄漏，相當于一個電磁閥全開的泄漏，即0.8L/min。由圖6(c)可以看出，系統(tǒng)泄漏量明顯隨著主油壓的升高而增加，系統(tǒng)主油壓在0.8～1.5MPa之間變化，車輛加速時，由于離合器需要傳遞更大的轉矩，系統(tǒng)主油壓也相應地提高，造成系統(tǒng)泄漏量的增大。

圖6 閥板泄漏仿真結果

在前面的分析中，ATF油的黏度是一個重要的參數(shù)，對于泄漏量計算的影響很大。ATF油的運動黏度隨油溫的變化很大，根據(jù)美國材料與試驗協(xié)會的ASTM D341標準，采用Walther公式[24]計算黏度與溫度間的關系:

式中:T為潤滑油的絕對溫度；a和b為常數(shù)。圖7為依據(jù)式(8)，加上供應商提供的已知的兩組數(shù)據(jù)，通過插值得到的全溫度范圍的黏度-溫度特性曲線，該特性被集成到液壓系統(tǒng)模型中，以提高仿真精度。

3 電動泵控制策略

圖7 ATF運動黏度隨溫度變化曲線

機械泵直接與泵輪相連，其驅動轉速即為發(fā)動機轉速，是不可控的。根據(jù)前面的分析可得到微混AT在不同工況下自動變速器的需求流量，基于流量需求設計電動泵控制策略:在發(fā)動機自動停機期間電動泵需要開啟，補充變速器內部泄漏，以維持一定的主油壓來加快起步時的離合器響應；當發(fā)動機重新起動車輛起步時，電動泵需要根據(jù)流量需求協(xié)助機械泵工作；當發(fā)動機轉速升高到一定值而機械泵可單獨滿足系統(tǒng)需求時電動泵關閉以節(jié)省能耗。因此電動泵的輸出流量為

式中:QLeakage為總泄漏量；ne為發(fā)動機轉速；VMOP為減小后的機械泵排量；ηMOP＿vol為機械泵的容積效率；Qdemand為變速器的實時需求流量值；QClu＿fill為離合器的充油流量。

當變速器處于換擋過程中時，根據(jù)AT的離合器對離合器式的換擋方式[15]，即一個離合器打開的同時，另一個離合器閉合，故需要給一個離合器充油，這也是雙泵系統(tǒng)相對于傳統(tǒng)單機械泵的優(yōu)點之一，可通過靈活的電泵控制防止換擋瞬間離合器充油造成的系統(tǒng)主油壓下降。離合器充油流量為

式中:ro＿p和ri＿p為活塞的外部和內部半徑；tfill為離合器充油控制時間，設為350ms；spis為離合器活塞總行程。

如圖4所示，根據(jù)模型計算出的冷卻潤滑需求流量往往峰值很高且很“尖銳”，這是由于換擋離合器在短短的幾百毫秒內產生了很高的功率損失，而實際上這些功率損失所產生的熱量并不可能同時在短短幾百毫秒內全部被ATF油冷卻帶走，現(xiàn)實中離合器的冷卻是一個緩慢的過程。因此在實際控制中，對Qdemand增加一個1階慣性環(huán)節(jié)函數(shù)，起到“削峰填谷”的作用，將平滑后的值作為輸出流量的控制值。圖8為該函數(shù)的作用效果。由圖可見，雖然曲線峰值減小了，但同樣也增加了峰值周圍的曲線范圍，最終理論流量和實際流量曲線與時間軸所圍成的總的面積是相等的，即冷卻流量帶走的功率總損失相等，不影響冷卻效果。

圖8 1階慣性環(huán)節(jié)功能效果仿真結果

圖9 (a)為雙泵系統(tǒng)根據(jù)協(xié)同控制策略在NEDC下的仿真結果，機械泵排量被減小到7mL(原傳統(tǒng)8AT產品機械泵排量為17mL)，工作油溫設為90℃。由圖可見，車輛停止時電動泵單獨工作輸出大約5L/min的流量，即為閥板的泄漏量。車輛起步后在行駛中加速時，由于傳遞轉矩增大，系統(tǒng)需求會隨著增加，同時機械泵的輸出流量也隨著發(fā)動機轉速升高而增加，當機械泵滿足不了系統(tǒng)需求時電動泵保持工作以協(xié)助機械泵。當發(fā)動機轉速達到一定值且機械泵可單獨滿足系統(tǒng)流量需求時電泵即關

圖9 雙泵協(xié)同供油控制策略仿真結果

式中:ηEOP＿vol(t)為電泵的容積效率；VEOP為其排量，mL。

圖9(b)為轉速仿真結果，電動泵排量取6.5mL。在實際工程應用中，會進一步標定優(yōu)化，減小電動泵轉速的波動。閉，而當車輛再次加速，系統(tǒng)需求流量增大時，電泵會再次開啟。控制策略在整個過程中很好的跟隨了系統(tǒng)需求，同時減小了能耗。

電動泵由轉子泵、控制器和電機組成，控制器通過CAN通信接受TCU發(fā)出的轉速命令信號對電機進行控制。雖然是通過轉速控制，但實際上還是基于流量需求，通過以下公式轉換為轉速:

4 雙泵系統(tǒng)對燃油經濟性的影響

一個循環(huán)工況下油泵的能量消耗[25]為

式中:PMOP和PEOP分別為機械泵和電動泵的功率；pline為主油壓；ηmech為機械泵的機械效率；ηEOP為電動泵總效率，其為電泵的容積效率、機械效率和電機效率3者的乘積。

根據(jù)雙泵協(xié)同供油策略，機械泵與電動泵的選型是互相影響的，機械泵排量越大其輸出的流量就越大，相應的對電動泵的流量和功率要求就越低，不同的機械泵與電泵組合在一個工況下會產生不同的總能耗，將油泵能耗模型與整車模型相結合，通過工況仿真和枚舉法分析油泵的設計對整車燃油經濟性的影響，并得到最佳的雙泵選型。

設置不同的機械泵排量，電動泵則根據(jù)控制策略產生相應的功率需求，在幾個典型循環(huán)下仿真，計算累積的總能耗，結果如圖10所示。圖中最左邊和最右邊分別對應只采用電泵和機械泵的方案，中間數(shù)據(jù)點對應電泵和機械泵的不同組合。由圖可見:所有曲線都呈現(xiàn)拋物線趨勢，即存在一個最低能耗點；在大部分的循環(huán)下當機械泵排量取值7mL左右時總能量消耗最低；唯有極限競速循環(huán)下，由于發(fā)動機轉速常處于較高水平，因此更小的機械泵也可滿足系統(tǒng)需求。

圖10 不同方案組合總功耗對比

圖11 為依照圖10選擇的最優(yōu)雙泵系統(tǒng)(7mL機械泵，電動泵需求為500W)與原單機械泵系統(tǒng)(17mL)在NEDC下的功率仿真對比。雙泵相比單機械泵的節(jié)油率為

式中:EMOP和EEOP＿MOP分別為單機械泵方案和最優(yōu)雙泵方案的能耗；Te為發(fā)動機輸出轉矩。

圖11 NEDC下雙泵與單泵功率對比仿真

根據(jù)式(14)得到的結果表明，雙泵系統(tǒng)比單機械泵系統(tǒng)在NEDC下可以節(jié)約2.5%的燃油，再加上起停功能可以節(jié)約大約5%燃油[14]，總體上采用了雙泵AT的微混汽車可以達到7.4%的節(jié)油率，在對整車改動最小的前提下，這是一個很大的提升。

5 試驗驗證

為驗證所建的模型、仿真分析和控制策略設計的正確性，搭建了臺架和整車測試環(huán)境。圖12(a)所示為GIF 3E試驗臺，主要組成包括一個驅動電機和兩個負載電機，分別模擬發(fā)動機和車輛負載，電機上都附有轉矩測量儀和轉速傳感器，以獲得變速器的輸入和輸出功率，繼而相減得到總功率損失。圖13為一個加載試驗中的功率損失測試結果，實測數(shù)據(jù)同樣表明在每次換擋過程中會產生大量的功率損失。低擋位區(qū)間比高擋位損失更大，這是由于離合器傳遞的轉矩更大。實測數(shù)據(jù)略高于仿真數(shù)據(jù)，因為仿真中沒有考慮電器發(fā)熱、攪油損失和密封件等損失。

圖12 微混8AT樣機及試驗設備

圖13 功率損失臺架測試結果

圖12 (b)和圖12(c)所示為微混8AT樣機和試驗整車，測試標定工具為Vector CANcase 3。為驗證雙泵系統(tǒng)的可靠性，在整車搭載時進行了劇烈駕駛測試，結果如圖14所示。由圖可見，ATF油溫初始值約為102°C，已是高于正常工作油溫，車輛整個工況中都處于高速且頻繁地加減速，油溫急劇上升但未超過允許最高工作油溫(120°C)，未發(fā)現(xiàn)離合器摩擦片和軸承燒損的現(xiàn)象，TCU也未發(fā)出失效警報。試驗證明了所設計的雙泵協(xié)同供油控制策略的合理性和可靠性，保證變速器可以持續(xù)正常地工作。

圖14 整車高溫工況測試部分數(shù)據(jù)

6 結論

設計了自動變速器雙泵液壓系統(tǒng)，建立了微混整車動力學模型，分析了自動變速器內部的主要功率損失，基于功率損失建立了冷卻潤滑需求流量計算模型和液壓閥板的泄漏量計算模型。基于流量需求設計了雙泵系統(tǒng)協(xié)同供油的最優(yōu)控制策略，仿真結果表明，雙泵協(xié)同供油控制策略可很好地跟隨系統(tǒng)需求并提高整車燃油經濟性。臺架試驗和整車試驗證明了建模仿真的正確性和雙泵系統(tǒng)的可靠性，具備工程化應用價值。

本文中的研究不但解決了自動變速器與微混技術的匹配問題，還在很大程度上提高了自動變速器的傳動效率。該研究方法也可適用于各種混合動力與DCT和CVT等帶液壓系統(tǒng)的自動變速器的匹配和優(yōu)化設計。

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Dynamic Analysis and Control Strategy of Dual-pump System for Automatic Transmission of Microhybrid Electric Vehicle

Liu Yang1，Wu Xuelei1，Guo Wei2，Cheng Yunjiang3，Dong Peng2＆Xu Xiangyang2
1.Beijing Institute of Space Launch Technology，Beijing 100076；2.School of Transportation Science and Engineering，Beihang University，Beijing 100191；3.National Engineering Technology Research Center for Passenger Car Automatic Transmissions，Weifang 261205

In order to achieve the matching of micro hybrid electric vehicle with automatic transmission (AT)and enhance the transmission efficiency of AT，a dual-pump(mechanical and electric oil pumps)hydraulic system is designed.The models for the demanded cooling/lubricating oil flow rate and the leakage rate of hydraulic valves are established on the basis of vehicle dynamics model.To meet the demand of oil flow rate，a control strategy for dual-pump intelligent cooperated oil supply is devised based on the dynamic simulation of dual-pump hydraulic system，with maximizing efficiency as optimization objective.The results of several typical driving cycle simulations indicate that the fuel consumption when adopting dual-pump system with optimal control is about 2.5%less than that with traditional single pump system，and the results of both bench and filed tests verify the feasibility of the models built and the control strategy adopted and the reliability of dual-pump system.

microhybrid electric vehicle；automatic transmission；electrical oil pump；control strategy

10.19562/j.chinasae.qcgc.2017.08.004

?國家科技支撐計劃(2011BAG11B01)資助。

原稿收到日期為2016年5月13日，修改稿收到日期為2016年10月23日。

劉洋，工程師，博士，E-mail:kaka19881019＠126.com。