王宏朝, 單希壯, 楊志剛

(同濟(jì)大學(xué)上海地面交通工具風(fēng)洞中心, 201804, 上海)

基于矩陣風(fēng)扇的車輛前端換熱優(yōu)化

王宏朝, 單希壯, 楊志剛

(同濟(jì)大學(xué)上海地面交通工具風(fēng)洞中心, 201804, 上海)

為提升實(shí)車散熱器的換熱性能,在傳統(tǒng)乘用車單風(fēng)扇系統(tǒng)的基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)出5種風(fēng)扇矩陣型式,利用數(shù)值仿真分析不同矩陣型式對(duì)散熱器換熱性能的影響,并提出差速控制策略,進(jìn)一步優(yōu)化車輛冷卻前端換熱。結(jié)果表明:不同矩陣風(fēng)扇型式對(duì)散熱器換熱性能的影響不同,其中矩陣風(fēng)扇(風(fēng)扇數(shù)N=6)所實(shí)現(xiàn)的換熱量最大,為最優(yōu)的布置型式;對(duì)于矩陣風(fēng)扇(N=6),當(dāng)?shù)蜏貐^(qū)風(fēng)扇以較高轉(zhuǎn)速運(yùn)行時(shí),能夠減少怠速工況下車輛前端的熱回流,降低發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)部的平均溫度,有效改善發(fā)動(dòng)機(jī)艙的熱環(huán)境;同時(shí)在怠速工況下當(dāng)轉(zhuǎn)速比為3時(shí),散熱器換熱量達(dá)到6.61 kW,相比勻速工況提高1.71%,而當(dāng)車輛低速行駛且轉(zhuǎn)速比為1.8時(shí),散熱器換熱量為10.73 kW,相比勻速工況增加1.2%;此外,低溫區(qū)風(fēng)扇以較高轉(zhuǎn)速運(yùn)行還能夠抑制發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)部及護(hù)板下方的流動(dòng)分離,并降低車輛低速行駛時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)部流道的沿程阻力。

矩陣風(fēng)扇;散熱器;換熱性能;差速控制

隨著高性能發(fā)動(dòng)機(jī)的不斷普及以及對(duì)乘員艙環(huán)境舒適性要求的不斷提高,同時(shí)受限于車身造型趨勢(shì)的變化,現(xiàn)代車輛前端的冷卻模塊需要滿足更為嚴(yán)苛的設(shè)計(jì)目標(biāo)[1-2]。傳統(tǒng)乘用車的前端冷卻模塊大都為CRFM型式,即冷凝器、散熱器、風(fēng)扇并排布置,進(jìn)氣量低、換熱效率差成為目前車輛前端冷卻模塊普遍存在的問(wèn)題[3-5]。

為優(yōu)化前端冷卻模塊,Delphi推出CFRM型式,即將風(fēng)扇放置在冷凝器與散熱器中間,并通過(guò)仿真得出在相同進(jìn)氣量下,該型式能夠減少19%風(fēng)扇能耗[6]。Suvankar等人通過(guò)優(yōu)化導(dǎo)風(fēng)罩的結(jié)構(gòu)型式提高了前端進(jìn)氣量,并一定程度上抑制了熱回流[7]。近年來(lái),在車輛領(lǐng)域逐漸引入了矩陣風(fēng)扇的概念,即采用一組小尺寸的風(fēng)扇組合來(lái)代替原有的單風(fēng)扇系統(tǒng)。Nikolaos Staunton通過(guò)采用矩陣風(fēng)扇系統(tǒng),實(shí)現(xiàn)風(fēng)扇系統(tǒng)能耗降低17kW,整車燃油經(jīng)濟(jì)性提升5%[8]。AVID提出的e-Fans冷卻系統(tǒng)采用了矩陣風(fēng)扇型式,通過(guò)對(duì)搭載該系統(tǒng)的車輛進(jìn)行測(cè)試表明,發(fā)動(dòng)機(jī)的寄生負(fù)荷得到明顯降低,整車油耗能夠降低15%[9]。EMP公司對(duì)矩陣風(fēng)扇系統(tǒng)中存在的流動(dòng)干涉問(wèn)題進(jìn)行了研究,并通過(guò)調(diào)整不同小風(fēng)扇之間的轉(zhuǎn)向減少了二次流的產(chǎn)生[10]。Clemson大學(xué)基于其所設(shè)計(jì)的矩陣風(fēng)扇系統(tǒng),通過(guò)先進(jìn)的非線性算法來(lái)控制風(fēng)扇的運(yùn)轉(zhuǎn)數(shù)目及轉(zhuǎn)速,風(fēng)扇系統(tǒng)能耗最高可降低67%[11-12]。國(guó)內(nèi)方面,福田歐輝提出的e-AIR發(fā)動(dòng)機(jī)智能冷卻系統(tǒng)同樣采用了一組電驅(qū)動(dòng)的風(fēng)扇組合,不僅使整車能耗降低3%～5%,客車的內(nèi)外噪聲也能夠降低2～3 dB[13]。

雖然矩陣風(fēng)扇的應(yīng)用已較為廣泛,但對(duì)最優(yōu)矩陣風(fēng)扇型式及其控制策略的研究仍較少。因此,本文首先分析不同矩陣風(fēng)扇型式對(duì)散熱器換熱性能的影響,之后從主動(dòng)層面研究如何利用差速控制進(jìn)一步優(yōu)化前端冷卻模塊。

1 仿真模型

1.1 數(shù)值模型設(shè)定

本文首先建立某乘用車的幾何模型,該模型為1∶1整車模型,基本保留了所有的實(shí)車細(xì)節(jié),并忽略對(duì)流場(chǎng)影響較小的組件,如圖1所示。該乘用車前端冷卻模塊由冷凝器、散熱器、風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩組成,其中冷卻風(fēng)扇為單風(fēng)扇布置型式,風(fēng)扇直徑為356 mm,散熱器包含完整的上水室、散熱器芯體、下水室,芯體的幾何尺寸為700 mm×400 mm×18 mm。

計(jì)算域參照同濟(jì)大學(xué)環(huán)境風(fēng)洞進(jìn)行創(chuàng)建,如圖2所示。面網(wǎng)格劃分采用三角形網(wǎng)格,體網(wǎng)格劃分采用以六面體為核心的剪裁體網(wǎng)格,具體各區(qū)域的網(wǎng)格尺寸參考表1進(jìn)行設(shè)置,并對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙、車身底部等關(guān)鍵區(qū)域進(jìn)行局部加密,最終劃分的體網(wǎng)格數(shù)約為2 500萬(wàn)。

湍流模型選擇可實(shí)現(xiàn)k-ε模型,近壁面使用Two-Layer All y+Wall Treatment以減少對(duì)邊界層網(wǎng)格質(zhì)量的敏感性[14]。

圖1 冷卻模塊、發(fā)動(dòng)機(jī)艙及車身底部布置

圖2 計(jì)算域模型及中截面網(wǎng)格

域網(wǎng)格尺寸/mm車身前部車身底部發(fā)動(dòng)機(jī)艙壁面邊界層高度/mm地面(6層)其他(2層)545503

入口邊界設(shè)為質(zhì)量流量入口,出口邊界設(shè)為分散流出口,壁面邊界條件取固定壁面。忽略輻射換熱的影響,對(duì)于放熱部件,將其設(shè)定為均勻的溫度壁面邊界,其他部件則設(shè)為絕熱壁面條件,環(huán)境溫度設(shè)為28 ℃。

本文選取怠速工況及低速爬坡工況(40 km/h)作為研究對(duì)象。所有算例皆采用穩(wěn)態(tài)計(jì)算,迭代5 000步后殘差降至10-4數(shù)量級(jí),認(rèn)為計(jì)算收斂。

1.2 冷卻模塊建模

流體通過(guò)散熱器芯體所產(chǎn)生的壓降使用多孔介質(zhì)模型來(lái)模擬,其黏性阻力系數(shù)和慣性阻力系數(shù)通過(guò)單體測(cè)試數(shù)據(jù)擬合得到(見(jiàn)表2)。為模擬散熱器芯體中冷卻液和冷卻空氣之間的換熱,本文采用雙流體換熱器模型,該模型是基于試驗(yàn)測(cè)得的冷卻空氣流量與換熱速率的擬合關(guān)系(見(jiàn)圖3)計(jì)算出實(shí)際散熱量[15]。散熱器的冷卻液入口設(shè)為質(zhì)量流量入口,并給定質(zhì)量流量為0.462 kg/s,入口溫度為97.26 ℃。

表2 散熱器多孔介質(zhì)阻力系數(shù)

圖3 散熱器換熱性能曲線

1.3 矩陣風(fēng)扇建模

風(fēng)扇模擬采用多重參考系模型(MRF),通過(guò)對(duì)包圍風(fēng)扇葉片的流體區(qū)域設(shè)定旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系來(lái)模擬風(fēng)扇轉(zhuǎn)動(dòng),風(fēng)扇轉(zhuǎn)速由風(fēng)洞試驗(yàn)中怠速工況下測(cè)得的轉(zhuǎn)速給定。為對(duì)比不同的矩陣風(fēng)扇型式,在原有單風(fēng)扇系統(tǒng)的基礎(chǔ)上,共設(shè)計(jì)風(fēng)扇數(shù)N=2,4,6,8,15的5種矩陣風(fēng)扇型式[16],如圖4所示。

1.4 模型驗(yàn)證

(a)原單風(fēng)扇結(jié)構(gòu) (b)矩陣風(fēng)扇N=2

(c)矩陣風(fēng)扇N=4 (d)矩陣風(fēng)扇N=6

(e)矩陣風(fēng)扇N=8 (f)矩陣風(fēng)扇N=15圖4 矩陣風(fēng)扇型式

圖5 車輛前端總壓驗(yàn)證試驗(yàn)

圖6 車輛前端總壓試驗(yàn)與仿真結(jié)果的對(duì)比

通過(guò)對(duì)比車輛前端總壓來(lái)驗(yàn)證模型,在車頭前端200 mm處安裝總壓排,該總壓排共布置28個(gè)直徑為1 mm的總壓管,驗(yàn)證試驗(yàn)在同濟(jì)大學(xué)環(huán)境風(fēng)洞(見(jiàn)圖5)中進(jìn)行。試驗(yàn)風(fēng)速為120 km/h,圖6所示為試驗(yàn)與仿真的結(jié)果對(duì)比,可以看出在核心射流區(qū),仿真所得的總壓分布與試驗(yàn)結(jié)果吻合較好,平均誤差約為1.14%,考慮到建模過(guò)程中由于模型簡(jiǎn)化所引入的模型誤差,可認(rèn)為該模型具有較高的數(shù)值精度。

2 結(jié)果及分析

2.1 不同矩陣型式下散熱器換熱性能對(duì)比

基于原單風(fēng)扇系統(tǒng)的直徑和轉(zhuǎn)速根據(jù)風(fēng)機(jī)的流量相似定律計(jì)算得到各矩陣風(fēng)扇的等效轉(zhuǎn)速(見(jiàn)表3),在各矩陣風(fēng)扇的驅(qū)動(dòng)下,散熱器所實(shí)現(xiàn)的換熱量如圖7所示,相比原單風(fēng)扇系統(tǒng),使用N=2,6,8的矩陣風(fēng)扇皆能夠提升散熱器換熱量,其中在N=6的矩陣風(fēng)扇下散熱器所實(shí)現(xiàn)的換熱量最高,達(dá)到8.23 kW,相比原單風(fēng)扇系統(tǒng)提升5.28%。

表3 矩陣風(fēng)扇等效轉(zhuǎn)速

圖7 各矩陣風(fēng)扇型式下散熱器換熱量

為分析不同矩陣型式下散熱器換熱性能差異的原因,引入空氣側(cè)換熱效率

(1)

圖8 不同矩陣風(fēng)扇型式下散熱器空氣側(cè)換熱效率及風(fēng)扇面積覆蓋率

式中:Tc,o、Tc,i分別為芯體空氣側(cè)出口以及入口的溫度;Th,i為冷卻液入口溫度。圖8所示為各矩陣風(fēng)扇型式下散熱器空氣側(cè)的換熱效率以及風(fēng)扇總投影面積相對(duì)于芯體的覆蓋比例,能夠看出兩者存在較明顯的正相關(guān)性。由于面積覆蓋率的提高,擴(kuò)大了風(fēng)扇的作用范圍,使得散熱器空氣側(cè)的換熱效率得到提升,其中N=6的矩陣風(fēng)扇面積覆蓋率最高,達(dá)到46.4%,相應(yīng)所實(shí)現(xiàn)的散熱器空氣側(cè)換熱效率最高,達(dá)到33.72%,因此可以推出N=6的矩陣風(fēng)扇為最優(yōu)布置型式。

2.2 N=6的矩陣風(fēng)扇差速運(yùn)行下車輛前端的流動(dòng)分布

圖9為車輛前端中截面的速度流線圖,可以看出隨著發(fā)動(dòng)機(jī)艙的結(jié)構(gòu)環(huán)境變得日趨復(fù)雜,同時(shí)受到進(jìn)氣格柵、保險(xiǎn)杠等組件的影響,空氣在到達(dá)冷卻模塊時(shí)已變得極為不均勻,且下格柵的進(jìn)氣效率明顯高于上格柵。怠速時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)護(hù)板下方存在明顯的流動(dòng)分離,使得由發(fā)動(dòng)機(jī)艙底部流出的高溫氣體回流至格柵入口,即產(chǎn)生所謂的熱回流現(xiàn)象,造成冷卻模塊空氣側(cè)的入口溫度升高,進(jìn)而降低其換熱性能。低速工況下,受沖壓氣流的作用,發(fā)動(dòng)機(jī)護(hù)板下方的流動(dòng)分離得到抑制,但格柵入口的進(jìn)氣不均勻性增加,可以看出冷卻模塊上端存在一個(gè)明顯的低速區(qū)。

圖9 車輛前端速度流線圖

為進(jìn)一步優(yōu)化前端冷卻模塊的換熱性能,基于N=6的矩陣風(fēng)扇提出差速控制策略。通過(guò)冷卻液在散熱器芯體中的流向,將N=6的矩陣風(fēng)扇劃分為高溫區(qū)風(fēng)扇和低溫區(qū)風(fēng)扇兩部分(見(jiàn)圖10),并設(shè)定1.2、1.4、1.6、1.8、2、2.5、3共7種轉(zhuǎn)速比α,同樣根據(jù)流量相似定律求得不同轉(zhuǎn)速比下的運(yùn)行轉(zhuǎn)速[17],如表4所示。

圖11為車輛怠速時(shí)矩陣風(fēng)扇以不同轉(zhuǎn)速比運(yùn)行時(shí)車輛前端中截面的速度流線圖,在怠速工況下,當(dāng)高溫區(qū)風(fēng)扇以較高轉(zhuǎn)速運(yùn)行且轉(zhuǎn)速比α≥1.8時(shí),發(fā)動(dòng)機(jī)護(hù)板下方的渦得到抑制,但會(huì)進(jìn)一步降低格柵前端的靜壓,誘導(dǎo)更多的熱空氣回流至發(fā)動(dòng)機(jī)艙。

當(dāng)N=6的矩陣風(fēng)扇的低溫區(qū)風(fēng)扇以較高轉(zhuǎn)速運(yùn)行時(shí),在各轉(zhuǎn)速比下,發(fā)動(dòng)機(jī)護(hù)板下方的流動(dòng)分離

表4 不同轉(zhuǎn)速比轉(zhuǎn)速設(shè)置

圖10 高低溫區(qū)域風(fēng)扇劃分

圖11 怠速工況矩陣風(fēng)扇差速運(yùn)行下車輛前端中截面速度流線圖

皆能夠得到完全抑制,減少了前端熱回流。此外,通過(guò)冷卻模塊的氣流更多的由發(fā)動(dòng)機(jī)下方直接流出,使繞過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)總成并沿乘員艙隔熱層流出的氣流減少,在加強(qiáng)對(duì)排氣歧管、柔性節(jié)等高溫部件進(jìn)行散熱的同時(shí),也有利于對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)部熱敏感部件的熱防護(hù)。

低速工況下,從發(fā)動(dòng)機(jī)艙中截面的速度流線圖(見(jiàn)圖12)可以看出,矩陣風(fēng)扇的差速運(yùn)行對(duì)車輛前端的流動(dòng)分布影響不大,但當(dāng)?shù)蜏貐^(qū)風(fēng)扇以較高轉(zhuǎn)速運(yùn)行時(shí),導(dǎo)風(fēng)罩后方的渦能夠得到抑制,使得冷卻模塊與發(fā)動(dòng)機(jī)總成之間的氣流速度梯度減小,降低了發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)部流道的沿程阻力。

圖12 低速工況矩陣風(fēng)扇差速運(yùn)行下車輛前端中截面速度流線圖

2.3 矩陣風(fēng)扇N=6差速運(yùn)行下車輛前端的換熱性能

2.2節(jié)中指出當(dāng)車輛怠速時(shí),車輛前端會(huì)產(chǎn)生熱回流,這一現(xiàn)象也可由前端中截面的溫度分布云圖看出,如圖13所示,發(fā)動(dòng)機(jī)護(hù)板下方以及格柵與冷凝器之間的區(qū)域溫度有明顯上升。當(dāng)N=6的矩陣風(fēng)扇以一定的轉(zhuǎn)速比差速運(yùn)行時(shí),如圖14所示,車輛前端的溫度分布發(fā)生明顯的變化。當(dāng)高溫區(qū)風(fēng)扇以較高轉(zhuǎn)速運(yùn)行時(shí),由于前端熱回流的增加(見(jiàn)2.2節(jié)),冷卻模塊前端的溫度持續(xù)升高,且發(fā)動(dòng)機(jī)艙空氣側(cè)的溫度也有所增加。反之,當(dāng)?shù)蜏貐^(qū)風(fēng)扇以較高轉(zhuǎn)速運(yùn)行時(shí),冷卻模塊前端的溫度有明顯下降,且隨著轉(zhuǎn)速比的增加,發(fā)動(dòng)機(jī)艙整體的平均溫度逐漸降低,有效改善了發(fā)動(dòng)機(jī)艙的熱環(huán)境。

圖13 怠速工況下車輛前端溫度分布云圖

圖14 怠速工況下矩陣風(fēng)扇差速運(yùn)行下車輛前端溫度分布云圖

從各工況下散熱器所實(shí)現(xiàn)的換熱量來(lái)看(見(jiàn)圖15),在怠速工況下,當(dāng)高溫區(qū)風(fēng)扇轉(zhuǎn)速較高時(shí),隨著轉(zhuǎn)速比的增加,散熱器換熱量逐漸降低,而當(dāng)?shù)蜏貐^(qū)風(fēng)扇以較高轉(zhuǎn)速運(yùn)行時(shí),隨著轉(zhuǎn)速比的增加,散熱器換熱量呈現(xiàn)先降低后增加的變化趨勢(shì),當(dāng)轉(zhuǎn)速比α=1.4時(shí),換熱量最低,為6.36 kW,當(dāng)轉(zhuǎn)速比α≥2.5時(shí),散熱器的換熱量超過(guò)勻速運(yùn)轉(zhuǎn)工況,特別是當(dāng)轉(zhuǎn)速比α=3時(shí),換熱量達(dá)到6.61 kW,相比勻速工況提高1.71%。對(duì)于低速行駛工況,矩陣風(fēng)扇在差速運(yùn)行時(shí)皆能夠提升散熱器的換熱性能,當(dāng)高溫區(qū)風(fēng)扇轉(zhuǎn)速較高時(shí),提升幅度較小,但隨著轉(zhuǎn)速比的變化趨勢(shì)不明顯。當(dāng)?shù)蜏貐^(qū)風(fēng)扇轉(zhuǎn)速較高時(shí),換熱量增幅顯著,且當(dāng)轉(zhuǎn)速比α≥1.6時(shí),換熱量趨于穩(wěn)定,當(dāng)轉(zhuǎn)速比α=1.8時(shí),散熱器獲得最大換熱量,達(dá)到10.73 kW,相比勻速工況增加1.2%。

圖15 不同工況下散熱器換熱量

3 結(jié) 論

本文在傳統(tǒng)乘用車單風(fēng)扇系統(tǒng)的基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)了5種風(fēng)扇矩陣型式,并利用數(shù)值模擬技術(shù)分析不同矩陣型式對(duì)散熱器換熱性能的影響,最后基于最優(yōu)矩陣風(fēng)扇型式提出差速控制策略,進(jìn)一步優(yōu)化車輛冷卻前端換熱,結(jié)果如下。

(1)不同矩陣風(fēng)扇型式對(duì)散熱器換熱性能的影響不同,由于N=6的矩陣風(fēng)扇的芯體覆蓋面積最大,所實(shí)現(xiàn)的散熱器空氣側(cè)換熱效率最高,相應(yīng)的換熱量也最大,達(dá)到8.23 kW,相比原單風(fēng)扇系統(tǒng)提升5.28%。

(2)對(duì)于N=6的矩陣風(fēng)扇,當(dāng)?shù)蜏貐^(qū)風(fēng)扇以較高轉(zhuǎn)速運(yùn)行時(shí),能夠減少怠速工況下車輛前端的熱回流,降低發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)部的平均溫度,改善了發(fā)動(dòng)機(jī)艙的熱環(huán)境,同時(shí)當(dāng)車輛怠速且轉(zhuǎn)速比α=3時(shí),換熱量達(dá)到6.61 kW,相比勻速工況提高1.71%,而當(dāng)車輛低速行駛且轉(zhuǎn)速比α=1.8時(shí),散熱器換熱量為10.73 kW,相比勻速運(yùn)行工況增加1.2%。

(3)同樣地,低溫區(qū)風(fēng)扇以較高轉(zhuǎn)速運(yùn)行還能夠抑制發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)部及護(hù)板下方的流動(dòng)分離,并降低車輛低速行駛時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)部流道的沿程阻力。

綜上所述,采用適合的矩陣風(fēng)扇型式并配合差速控制策略能夠在不增加風(fēng)扇系統(tǒng)能耗的前提下,有效提升散熱器的換熱性能,同時(shí)能夠改善發(fā)動(dòng)機(jī)艙的熱環(huán)境。

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HeatDissipationOptimizationofVehicleFrontEndBasedonMatrixFan

WANG Hongchao, SHAN Xizhuang, YANG Zhigang

(Shanghai Automotive Wind Tunnel Center, Tongji University, Shanghai 201804, China)

To improve the heat dissipation performance of vehicle radiator, based on the single fan configuration of a traditional passenger car, this paper designs five different matrix fan configurations, and numerically analyzes of the effect of different configurations on the heat dissipation performance of radiator. With the differential control strategies introduced, a further optimization of the thermal management on the vehicle front end is conducted. The final results indicate that different matrix fan configurations have different effects on the heat dissipation performance of radiator, the matrix fan (N=6) is the optimal configuration due to the largest heat dissipation achieved. As the fans run in low-temperature region at higher speed, this matrix fan can decrease the hot air recirculation at idle and lower the average temperature in underhood, thus effectively improving the thermal environment of underhood. In the idle condition, when the rotation speed ratioα=3, the heat dissipation reaches 6.61 kW, which is improved by 1.71% compared with the uniform speed condition; and similarly, in the low-speed condition, when the rotation speed ratioα=1.8, the heat dissipation reaches 10.73 kW, which is improved by 1.2%. Moreover, the fans running in low-temperature region at higher speed also can suppress the flow separation in underhood and beneath the engine board, and decrease the flow resistance in underhood as the vehicle runs at a low speed.

matrix fan; radiator; heat dissipation performance; differential control

2017-07-16。 作者簡(jiǎn)介: 王宏朝(1987—),男,博士生;單希壯(通信作者),男,教授,博士生導(dǎo)師。 基金項(xiàng)目: 國(guó)家國(guó)際技術(shù)合作專項(xiàng)項(xiàng)目(2014DFA10610);上海市地面交通工具風(fēng)洞專業(yè)技術(shù)服務(wù)平臺(tái)項(xiàng)目(16DZ2290400)。

時(shí)間: 2017-10-18

網(wǎng)絡(luò)出版地址: http:∥kns.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20171018.1628.006.html

10.7652/xjtuxb201801011

U467.1

A

0253-987X(2018)01-0069-08

(編輯 荊樹(shù)蓉 苗凌)