龔金科　田應(yīng)華　黃張偉　賈國海

湖南大學(xué)汽車車身先進(jìn)設(shè)計制造國家重點(diǎn)實驗室，長沙，410082

基于耦合傳熱的渦輪增壓器渦輪箱有限元分析

龔金科田應(yīng)華黃張偉賈國海

湖南大學(xué)汽車車身先進(jìn)設(shè)計制造國家重點(diǎn)實驗室，長沙，410082

基于渦輪增壓器渦輪箱傳熱機(jī)理，采用專業(yè)CFD軟件和FEM軟件分別建立了渦輪箱流體區(qū)域和固體區(qū)域網(wǎng)格仿真模型。在流體域建立多重旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系，精確計算出渦輪箱流場、壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)及溫度。應(yīng)用流固耦合的仿真方法對渦輪箱進(jìn)行耦合傳熱分析，得到渦輪箱固體域的溫度場并對其進(jìn)行熱應(yīng)力分析。與實驗結(jié)果對比發(fā)現(xiàn)，仿真模型的溫度場符合實際渦輪箱溫度分布，最大誤差僅為3.3%。該渦輪箱耦合傳熱模型具有較高的精度，為渦輪增壓器的設(shè)計優(yōu)化提供了依據(jù)。

渦輪箱；耦合傳熱；溫度場；熱應(yīng)力

0　引言

渦輪增壓器安裝在發(fā)動機(jī)的進(jìn)排氣歧管上,在高溫、高壓和高速運(yùn)轉(zhuǎn)的惡劣環(huán)境下工作，其各部件的溫度分布不均勻[1-3]。隨著渦輪增壓技術(shù)的發(fā)展，渦輪增壓器各零部件的工作環(huán)境越來越惡劣，渦輪箱等零部件的熱負(fù)荷也逐漸增大，而渦輪箱的溫度場和熱應(yīng)力狀況很大程度上決定了渦輪增壓器的可靠性[4]。長期以來,國內(nèi)外渦輪增壓器的研究多集中在渦輪葉片以及軸承體上，缺乏對渦輪箱流場、溫度場和熱疲勞的整體研究[5-7]。

本文基于渦輪箱傳熱機(jī)理，利用專業(yè)CFD軟件和FEM軟件對某發(fā)動機(jī)渦輪增壓器渦輪箱進(jìn)行耦合傳熱數(shù)值仿真研究，通過在流體區(qū)域建立多重旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系，模擬渦輪箱內(nèi)腔廢氣的流動，得到渦輪高速旋轉(zhuǎn)時渦輪箱流體域的流場、壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)和溫度場分布，以及其固體域的溫度場,分析了其熱應(yīng)力，并將仿真計算值與實驗值進(jìn)行了對比驗證。

1　渦輪增壓器渦輪箱傳熱原理

采用有限單元法對流體的流動與傳熱進(jìn)行數(shù)值仿真，首先需要建立反映流體工程本質(zhì)的數(shù)學(xué)模型。

高溫廢氣在渦輪箱中的流動與傳熱過程都遵從質(zhì)量守恒、動量守恒和能量守恒定律。

廢氣在渦流道內(nèi)的流動屬于湍流運(yùn)動。簡化的標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型方程如下[8]。

湍流動能k方程：

(1)

式中，k為湍流動能；ui為湍流速度；μ為流體動力黏度；ρ為流體密度；μt為湍流動黏度;Gk為由平均速度梯度引起的湍流動能k的產(chǎn)生項；Sk為湍流動能源項;σk為湍流動能k對應(yīng)的Prandtl數(shù)，σk=1.0;ε為湍流耗散率。

湍流耗散率ε方程：

(2)

式中,Sε為湍流耗散源項;σε為湍流動能耗散率ε對應(yīng)的Prandtl數(shù),σε=1.3;C1ε和C2ε為經(jīng)驗常數(shù),C1ε=1.44,C2ε=1.92。

渦輪增壓器渦輪箱的傳熱是一個非常復(fù)雜的傳熱過程,其內(nèi)表面以對流和熱傳導(dǎo)的方式與高溫廢氣進(jìn)行換熱的同時,又以熱傳導(dǎo)的方式向渦輪箱體進(jìn)行傳熱。

在渦輪箱和高溫氣體接觸的流固邊界上,傳熱過程是一個涉及固體、流體和溫度場等多個物理場同時作用的耦合傳熱過程。流固耦合是典型的弱耦合，只在邊界上存在熱量交換，其邊界上的溫度、傳熱系數(shù)都應(yīng)看成是計算結(jié)果的一部分，而不是已知條件，在渦輪箱流固耦合傳熱邊界上有[9]

qw|solid=qw|f luid

(3)

當(dāng)黏性流體在貼近壁面附近流動且流速很小時,其相對運(yùn)動可忽略不計。在渦輪箱廢氣與壁面交界處的固體一側(cè),由傅里葉導(dǎo)熱定律可知[10]：

qw|solid=-λgradt

(4)

式中,λ為熱導(dǎo)率;gradt為貼近壁面法線方向上流體溫度變化率。

對流傳熱的牛頓冷卻公式為[10]

qw|f luid=h(tw-tf)

(5)

式中,tw和tf分別為交界面和附近冷卻液的溫度;h為渦輪箱對流傳熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)。

由式(4)、式(5)可以得到對流傳熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)與流體溫度場的關(guān)系式：

(6)

在采用數(shù)值法進(jìn)行研究時，若只應(yīng)用單一綜合性有限元軟件對正常工況下渦輪增壓器渦輪箱進(jìn)行數(shù)值模擬仿真計算,很難在減小計算量的同時保證較高的計算精度[9]。

本文采用ABAQUS軟件提供的流固耦合傳熱交界面模型，如圖1所示。在進(jìn)行流固耦合傳熱仿真計算時，固體域和流體域之間可通過此交界面進(jìn)行數(shù)據(jù)傳遞。當(dāng)利用STAR-CCM+軟件仿真計算出流體區(qū)域的壁面溫度和傳熱系數(shù)后,將數(shù)據(jù)映射到圖1所示的耦合傳熱交界面上,這將成為ABAQUS軟件計算的第三類熱邊界條件。計算得到渦輪箱固體區(qū)域的溫度場，再通過耦合傳熱交接面將固體區(qū)域內(nèi)腔壁面溫度映射到流體區(qū)域,這將成為流體軟件STAR-CCM+計算的壁面溫度條件。如此反復(fù)計算，直到渦輪箱體節(jié)點(diǎn)上的溫度不再發(fā)生變化為止。得到精確的渦輪箱固體區(qū)域溫度場分布后，將此溫度場導(dǎo)入ABAQUS預(yù)定義場，并利用其力學(xué)模塊計算渦輪箱熱應(yīng)力，其過程如圖2所示。

圖1　耦合傳熱交界面

圖2　計算過程

2　渦輪增壓器渦輪箱仿真模型

2.1渦輪增壓器渦輪箱網(wǎng)格仿真模型

圖3　渦輪箱固體區(qū)域網(wǎng)格模型

在進(jìn)行數(shù)值仿真計算前，對渦輪箱外表面倒角和細(xì)小結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡化，可避免計算出錯并使計算收斂更快。通過幾何處理后采用四面體網(wǎng)格對渦輪箱劃分體網(wǎng)格，圖3為渦輪增壓器渦輪箱固體區(qū)域網(wǎng)格模型，其節(jié)點(diǎn)數(shù)為69 230，網(wǎng)格數(shù)為312 358。建立渦輪箱流固耦合模型，還需對流體區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格劃分。為了精確模擬流體流動需要采用邊界層網(wǎng)格，在進(jìn)出口區(qū)域設(shè)置拉伸層網(wǎng)格，以保證流體流動的穩(wěn)定性。運(yùn)用幾何編輯軟件將導(dǎo)入的渦輪箱的外表面刪除，提取內(nèi)腔壁面，對進(jìn)出口處進(jìn)行封面處理，將其轉(zhuǎn)換為實體并分割為三部分，即進(jìn)口段、出口段以及渦輪旋轉(zhuǎn)區(qū)域，如圖4所示。

圖4　流體區(qū)域網(wǎng)格模型

在進(jìn)行流體計算時，為了更精確地模擬高溫廢氣的流動，需建立交界面INTERFACE模型和多重旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系MRF模型：分別在渦輪旋轉(zhuǎn)區(qū)域與流體進(jìn)口段和出口段設(shè)置接觸面INTERFACE1和INTERFACE2，用于不同區(qū)域之間的物質(zhì)及能量傳遞；在渦輪旋轉(zhuǎn)區(qū)域，建立MRF模型，并定義其旋轉(zhuǎn)方向和轉(zhuǎn)速，實現(xiàn)動網(wǎng)格的高速旋轉(zhuǎn)。圖4為渦輪箱流體區(qū)域網(wǎng)格模型，共有354 380個節(jié)點(diǎn)，1 327 725個單元。

2.2物理模型材料

準(zhǔn)確的材料物性參數(shù)是仿真分析獲得準(zhǔn)確結(jié)果的重要前提。在ABAQUS軟件中，對于固體域通常需要提供固體材料的熱導(dǎo)率、質(zhì)量熱容、密度等參數(shù)。渦輪增壓器渦輪箱的材料選用灰鑄鐵，其密度為7010 kg/m3，質(zhì)量熱容為510 J/(kg·K),泊松比為0.274,熱導(dǎo)率為47W/(m·K),線膨脹系數(shù)為1.5×10-5K-1,彈性模量為160 GPa。

2.3邊界條件

渦輪箱承受的熱載荷與發(fā)動機(jī)氣缸數(shù)、廢氣溫度等密切相關(guān)，是一個隨時間變化的交變載荷。本文在研究渦輪箱溫度及熱應(yīng)力時，視高溫廢氣的流動為三維不可壓縮的黏性湍流流動，湍流模型采用k-ε湍流模型。入口采用質(zhì)量流量邊界條件，根據(jù)提供資料，選取渦輪轉(zhuǎn)速為220 kr/min,使用GT-Power/Endenvironment模塊建模,計算得到正常工況下廢氣溫度T及質(zhì)量流量qm隨時間變化情況,并導(dǎo)入STAR-CCM+,成為流體計算的入口邊界條件,如圖5所示。

圖5　增壓器入口端廢氣質(zhì)量流量及溫度隨時間變化

渦輪箱采用壓力出口邊界條件,由于渦輪葉片高速旋轉(zhuǎn)導(dǎo)致氣流在出口端產(chǎn)生湍動,故其出口壓力p同樣隨時間變化,具體情況如圖6所示。

圖6　渦輪增壓器出口端廢氣壓力隨時間變化

3　計算結(jié)果分析

3.1渦輪箱流場分析

通過流體計算得到渦輪箱內(nèi)部廢氣壓力以及速度分布。圖7顯示出了渦流道的壓降過程，越靠近渦輪處，壓降越明顯。在渦輪葉片處，由于廢氣高速沖擊渦輪，導(dǎo)致葉片與廢氣直接接觸的一側(cè)壓力較高,而葉片的另一側(cè)，壓力最低，為0.116 40 MPa。圖8為廢氣在渦流道內(nèi)的速度矢量圖，在入口端，速度最小且分布均勻。當(dāng)廢氣進(jìn)入渦流道后，由于流道的引流作用，廢氣速度增大，對比其壓降云圖，由于能量守恒，流道內(nèi)廢氣的勢能轉(zhuǎn)換為動能,在達(dá)到渦輪葉片時呈現(xiàn)最高速度,為594.28 m/s,保證了渦輪獲得動能最大。

圖7　渦輪箱渦流道壓力場分布

圖8　渦輪箱渦流道速度場分布

3.2渦輪箱內(nèi)壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)與溫度分布

發(fā)動機(jī)廢氣具有很高的動能和勢能，渦輪箱與之直接接觸，會接收從廢氣中傳出的大量能量。渦輪增壓器渦輪箱內(nèi)壁面的傳熱系數(shù)直接反映了高溫廢氣和渦輪箱傳熱情況。

圖9為流體計算得到的渦輪箱內(nèi)壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)的分布云圖，其傳熱系數(shù)處于569.07～4083.9 W/(m2·K)之間。從渦流道至出口端面,傳熱系數(shù)先減小后增大，顯示出明顯的傳熱系數(shù)梯度。最高傳熱系數(shù)分布在進(jìn)口端渦流道與渦輪旋轉(zhuǎn)區(qū)域交界面處，在此區(qū)域高溫廢氣高速沖擊渦輪葉片，并伴隨著大量勢能和動能之間的轉(zhuǎn)換。整個渦流道由于在能量轉(zhuǎn)換之前與高溫廢氣充分接觸，故此區(qū)域整體傳熱系數(shù)較大。

圖9　渦輪箱內(nèi)壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)分布圖

傳熱系數(shù)直接影響溫度的分布,如圖10所示，可以看出渦輪箱內(nèi)腔溫度分布明顯不均勻。總體從渦輪箱入口端至出口端呈現(xiàn)明顯的下降趨勢，高溫區(qū)域分布在渦輪旋轉(zhuǎn)區(qū)域，此區(qū)域由于劇烈傳熱導(dǎo)致局部溫度較高，最高達(dá)到1185.7 K。進(jìn)口渦流道總體溫度較高，在1063.1 K以上,出口區(qū)域溫度最低，僅為572.72 K。

圖10　渦輪箱內(nèi)壁面溫度分布圖

3.3渦輪增壓器渦輪箱溫度及熱應(yīng)力分析

渦輪箱在正常工作時，由于高溫廢氣傳熱,故將其流體區(qū)域傳熱系數(shù)及溫度映射到渦輪箱固體網(wǎng)格內(nèi)腔壁面上，作為計算固體域溫度場的第三類熱邊界條件。

在ABAQUS軟件中進(jìn)行計算,得到渦輪箱溫度場分布情況，如圖11所示，渦輪箱溫度分布趨勢總體上向出口端遞減，這是由于渦輪箱主要的熱源來自發(fā)動機(jī)排放的廢氣，高溫廢氣通過渦輪箱流道時與之充分接觸，熱量迅速傳遞到渦流道壁面上，且廢氣大量勢能轉(zhuǎn)化為渦輪葉片的動能，越靠近出口端溫度越低。渦輪箱整體溫度較高，在624.2～1176 K之間。最高溫度在進(jìn)氣渦道、進(jìn)氣法蘭及V形圈邊，都超過1130 K,最低溫度分布在渦輪箱尾部出口端下緣,局部甚至溫度不足700 K。渦輪箱入口端和出口端溫差較大,從1176 K迅速降低到624 K。渦輪箱進(jìn)氣法蘭端面溫度分布不均勻,在900～1100 K之間,越靠近渦流道的區(qū)域溫度越高。

圖11　渦輪箱整體溫度分布

圖12為渦輪箱熱應(yīng)力分布情況，渦流道入口、V形圈邊等部位，熱應(yīng)力遠(yuǎn)大于其他部分熱應(yīng)力，渦輪箱有兩邊向中間擠壓的變形趨勢,這主要由于渦輪箱進(jìn)出口端被安裝固定，溫度變化使得渦輪箱高溫的部位產(chǎn)生膨脹，而這種膨脹受到法蘭、閥門圈座等固定部位的限制，從而產(chǎn)生局部熱應(yīng)力。

圖12　渦輪箱整體熱應(yīng)力分布

圖13顯示了渦輪箱流道截面溫度分布情況，在正常工作狀態(tài)下，渦流道長時間承受高溫，其內(nèi)壁面的溫度達(dá)到最高，接近排氣溫度，渦輪箱流道整體溫度在1100 K以上，在渦流道導(dǎo)向噴嘴處，其內(nèi)外側(cè)溫差較大。

圖13　渦輪箱渦流道截面溫度分布

圖14所示為渦輪箱渦流道截面熱應(yīng)力分布情況,當(dāng)發(fā)動機(jī)冷卻60 s后,內(nèi)外側(cè)受熱狀況不一樣，渦流道外壁面迅速降溫，內(nèi)表面由于殘氣繼續(xù)加熱，溫度下降較慢，導(dǎo)致溫度梯度增大，故渦流道局部溫度不均而產(chǎn)生熱應(yīng)力，越靠近固定法蘭處熱應(yīng)力越大。渦流道導(dǎo)向噴嘴處由于壁厚較薄，在冷卻過程中其內(nèi)外側(cè)溫差較大,易產(chǎn)生較大熱應(yīng)力。設(shè)計時在保證能量轉(zhuǎn)換效率下適當(dāng)增加導(dǎo)向噴嘴厚度，可有效減小熱應(yīng)力。

圖14　渦輪箱渦流道截面熱應(yīng)力分布

圖15為渦輪箱整體截面的溫度分布云圖，從渦流道至出口端，溫度下降較快，形成明顯溫度梯度。針對本模型的單流道渦輪箱，其入口端的渦流道溫度較高，都處于1100 K以上,因此區(qū)域在高溫、高壓、高速的惡劣工況下工作并伴隨大量能量的轉(zhuǎn)換。渦輪箱整體渦流道部分溫度分布不均勻，越靠近廢氣出口端的渦流道部位溫度越低。

圖15　渦輪箱截面溫度分布

圖16顯示了渦輪箱截面熱應(yīng)力分布情況。對于入口端，停機(jī)冷卻時，由于內(nèi)部受到殘余廢氣的繼續(xù)加熱，其溫度較為穩(wěn)定，而法蘭的邊緣溫度下降較快，由于螺栓固定住了法蘭面，導(dǎo)致法蘭面高溫區(qū)域膨脹受擠壓，故產(chǎn)生熱應(yīng)力及變形。在法蘭端螺栓孔處設(shè)置凸臺，可減小螺栓孔熱應(yīng)力，同時在保證密封前提下采用彈性墊圈可緩解法蘭端部分熱應(yīng)力。在V形圈邊處可適當(dāng)增加其厚度，并在保證密封前提下采用彈性墊圈，可緩解由于限制熱膨脹而產(chǎn)生的熱應(yīng)力。

圖16　渦輪箱截面熱應(yīng)力分布

4　實驗驗證

對于機(jī)械零部件而言，熱應(yīng)力產(chǎn)生的主要原因有兩個方面：一方面是不同材料由于不同的熱膨脹系數(shù)導(dǎo)致變形不均；另一方面是相同材料本身冷熱不均致使熱脹冷縮產(chǎn)生變形以及變形位移受到某些限制而導(dǎo)致。對于渦輪箱而言，箱體由相同材料構(gòu)成，熱膨脹系數(shù)的不同由溫度差異造成，而這些差異不足以對熱膨脹系數(shù)產(chǎn)生太大的影響，可以忽略，因而，渦輪箱熱應(yīng)力的主要來源是冷熱不均。渦輪箱處于冷熱交替變化的工作環(huán)境中，因而對其熱應(yīng)力的研究實際在很大程度上可以等價為對其溫度場的研究[11]?；诒疚闹械臏u輪增壓器實驗臺架，對渦輪增壓器渦輪箱的溫度分布進(jìn)行實驗研究,能夠為流固耦合數(shù)值模擬計算提供更準(zhǔn)確的邊界條件,同時也可以用于實驗結(jié)果與數(shù)值模擬結(jié)果的對比分析。

在渦輪增壓器渦輪箱的傳熱實驗中，采用WRTK-112工業(yè)鎧裝熱電偶分別對渦輪箱內(nèi)外表面進(jìn)行溫度測量并驗證模擬仿真的準(zhǔn)確性[12]。由于測試條件的限制，部分測點(diǎn)的溫度無法直接測量，需要進(jìn)行間接測量，如本文的渦輪箱溫度實驗，常用的方法是在渦輪箱壁面上，從外部向內(nèi)部開測量孔，測量孔直徑為1 mm，測點(diǎn)底部安裝熱電偶球頭，位置距離渦輪箱內(nèi)壁面為0.5 mm,溫度測量結(jié)果作為估算渦輪箱內(nèi)壁面溫度值參考?？紤]零件工藝要求和安裝的便捷性，溫度測點(diǎn)布置如圖17所示，其中測點(diǎn)1～6、10～12主要用于進(jìn)行渦輪箱溫度測量實驗及結(jié)果分析；測點(diǎn)7～9、13～16采用間接測量的方式，在渦輪箱壁面上開測量孔，測量渦輪箱內(nèi)壁面的溫度，主要用于進(jìn)行傳熱邊界測量實驗。

圖17　渦輪箱測溫點(diǎn)分布

流固耦合傳熱邊界實驗在實驗臺架穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況下進(jìn)行，使用燃燒時加熱后排出的氣體模擬發(fā)動機(jī)廢氣驅(qū)動渦輪增壓器，在渦輪增壓器穩(wěn)定運(yùn)行20 min后讀取各測點(diǎn)溫度值(圖18)。測量實驗測點(diǎn)溫度與數(shù)值模擬實驗結(jié)果對比如表1所示,各測點(diǎn)計算溫度值與實測值最大誤差僅為3.3%。即經(jīng)過實驗驗證，利用流固耦合數(shù)值模擬的方法對渦輪增壓器渦輪箱內(nèi)氣體流動及傳熱分析是準(zhǔn)確及可靠的。

圖18　實驗設(shè)備

測點(diǎn)編號實測值(K)計算值(K)誤差(%)測點(diǎn)編號實測值(K)計算值(K)誤差(%)11152.11137.31.39822.4819.10.421119.91126.7-0.610812.8800.41.531162.51130.82.811895.9914.22.041104.61127.1-2.012979.8967.21.351143.41126.51.513929.8960.7-3.361083.41066.31.6141025.21056.9-3.071014.4991.62.3151051.31078.7-2.68888.9898.8-1.8161113.41138.7-2.2

5　結(jié)論

(1)基于MRF模型對渦輪箱進(jìn)行流體計算，得到流體域的流場、壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)及溫度分布情況。計算結(jié)果表明，廢氣的勢能和動能在渦輪處轉(zhuǎn)化最劇烈；從渦流道至出口端，傳熱系數(shù)先減小后增大，顯示出明顯的傳熱系數(shù)梯度，最大傳熱系數(shù)分布在流固耦合交界面處，其次是渦流道區(qū)域；傳熱系數(shù)直接影響渦輪箱的溫度分布，溫度總體上呈現(xiàn)從進(jìn)口端向出口端遞減趨勢，在渦輪箱出口端溫度最低。

(2)渦輪箱整體溫度較高使得高溫的部位產(chǎn)生膨脹，各部位由于溫度不均使膨脹程度不一致，且受到法蘭等固定部位的限制，從而產(chǎn)生局部熱應(yīng)力。其中進(jìn)氣法蘭端面、渦流道以及導(dǎo)向噴嘴等處熱應(yīng)力最大，應(yīng)在設(shè)計時進(jìn)行優(yōu)化。

(3)通過測量實驗測點(diǎn)溫度并與數(shù)值模擬實驗結(jié)果進(jìn)行對比，可知數(shù)值模擬結(jié)果非常接近實驗值，驗證了利用流固耦合數(shù)值模擬對渦輪增壓器渦輪箱內(nèi)廢氣流動及傳熱分析的方法準(zhǔn)確性和可靠性。

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(編輯王艷麗)

Finite Element Analysis on Turbocharger Turbine Box Based on Coupled Heat Transfer

Gong JinkeTian YinghuaHuang ZhangweiJia Guohai

State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacture for Vehicle Body of Hunan University,Changsha,410082

Based on the heat transfer mechanism of the turbocharger turbine box,a fluid mesh model and a solid one for simulation were built by using the professional software CFD and FEM respectively.The multiple coordinate system of rotation in the fluid domain was established to calculate accurately the flow field of turbine boxes,heat transfer coefficient and temperature.Coupled heat transfer analysis of the turbocharger turbine box was carried out by the fluid-solid coupling method,and then the temperature field for solid areas was obtained.Based on the temperature,its thermal stress analysis was carried out. In comparison with the experiments,the temperature distribution of the simulation model accords with that of the realistic turbocharger turbine box, the maximum deviation is only 3.3%.The coupled heat transfer model for the turbocharger turbine box has a high accuracy,which provides the basis for better design of turbocharger turbine.

turbine box;coupled heat transfer;temperature field;thermal stress

2014-07-04

國家高技術(shù)研究發(fā)展計劃(863計劃)資助項目(2008AA11A116);汽車車身先進(jìn)設(shè)計制造國家重點(diǎn)實驗室自主課題資助項目(61075002);湖南省自然科學(xué)基金資助項目(10JJ6080)

TK411.8DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.10.012

龔金科,男,1954年生。湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。主要研究方向為汽車排放及控制技術(shù)，熱動力設(shè)備新技術(shù)等。田應(yīng)華，男，1988年生。湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院碩士研究生。黃張偉，男，1986年生。湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院碩士研究生。賈國海，男，1986年生。湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院博士研究生。