多級離心泵葉輪時序?qū)φ駝有阅苡绊懙臄?shù)值研究

談明高, 戴菡葳, 劉厚林, 丁　劍 , 丁　榮

(江蘇大學(xué) 流體機(jī)械工程技術(shù)研究中心，江蘇 鎮(zhèn)江　212013)

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多級離心泵葉輪時序?qū)φ駝有阅苡绊懙臄?shù)值研究

談明高, 戴菡葳, 劉厚林, 丁劍 , 丁榮

(江蘇大學(xué) 流體機(jī)械工程技術(shù)研究中心，江蘇 鎮(zhèn)江212013)

節(jié)段式多級離心泵廣泛應(yīng)用于工業(yè)、環(huán)保和城市排水等領(lǐng)域。在這些應(yīng)用場合中，多級離心泵的振動及噪聲問題日益受到關(guān)注。多級離心泵工作時產(chǎn)生的振動和噪聲主要來源于機(jī)械和水力兩方面[1]。在多級離心泵正常工作運(yùn)行條件下，葉片通過頻率BPF是引發(fā)泵振動及噪聲的最為常見的激勵。在BPF以及BPF諧頻上較大的振幅將引起泵的振動和噪聲，同時可能導(dǎo)致泵部件磨損和軸承失效等安全隱患[2]。

葉片通過頻率是由于離心泵內(nèi)部動靜干涉導(dǎo)致葉輪出口不均勻出流而產(chǎn)生的周期性激勵。Gulich[3]指出多級離心泵中可通過各級葉輪在軸上的交錯布置來減小葉片通過頻率上的振動激勵，但他沒有進(jìn)一步闡述其原理及其優(yōu)化布置方法。事實(shí)上目前國外的節(jié)段式多級泵產(chǎn)品多采用葉輪級間交錯布置的設(shè)計(jì)。改變?nèi)~片交錯布置的做法在雙吸泵中也有應(yīng)用，Spence[4-6]首先對雙吸泵葉輪交錯布置進(jìn)行了系統(tǒng)研究，結(jié)果表明雙吸葉輪兩邊葉片交錯為葉片角度一半時，壓力脈動明顯降低。姚志峰等[7-8]和劉梅清等[9]也對雙吸泵的葉輪交錯方式進(jìn)行了研究，其中王福軍的研究結(jié)果進(jìn)一步表明在葉片交錯布置的同時，增加葉片后蓋板的包角，并使雙吸葉輪兩邊葉片出口邊傾斜，可明顯降低泵內(nèi)葉頻壓力脈動幅值。文獻(xiàn)[7-9]中對于雙吸泵時序效應(yīng)的研究都是基于壓力脈動信號的分析。傳統(tǒng)上普遍認(rèn)為壓力脈動幅值大小可以作為評價BPF激勵強(qiáng)度的指標(biāo)。常規(guī)離心泵中有大量關(guān)于通過壓力脈動優(yōu)化泵幾何和工況參數(shù)的研究[10-14]。

節(jié)段式多級離心泵與雙吸泵在結(jié)構(gòu)上有較大區(qū)別，因此二者葉輪時序效應(yīng)影響機(jī)理也未必相同。但至今還未見有關(guān)多級泵葉輪轉(zhuǎn)子時序效應(yīng)的研究報(bào)道。本文在CFD流場計(jì)算和有限元振動分析的基礎(chǔ)上，開展節(jié)段式多級離心泵葉輪轉(zhuǎn)子時序效應(yīng)對壓力脈動和振動的影響研究，研究結(jié)果對多級泵生產(chǎn)實(shí)踐均具有一定的指導(dǎo)和借鑒意義。

1泵結(jié)構(gòu)及轉(zhuǎn)子時序方案

選取比轉(zhuǎn)速為76.5的兩級節(jié)段式泵為研究模型，如圖1所示。該泵最優(yōu)工況點(diǎn)流量Q=400 m3/h，單級揚(yáng)程H=169.2 m，轉(zhuǎn)速n=2 950 r/min。模型泵葉輪及導(dǎo)葉主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

圖1　多級泵結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of the multistage pump

參數(shù)首級次級進(jìn)口直徑d1/mm202192出口直徑d2/mm358358葉輪葉片數(shù)z77葉片出口角β2/(°)2828葉輪出口寬度b2/mm20.320.3基圓直徑d3/mm366387進(jìn)口寬度b3/mm24.5—導(dǎo)葉葉片數(shù)z119導(dǎo)葉出口寬度b4/mm28.5—導(dǎo)葉出口直徑d4/mm446138

為研究葉輪時序效應(yīng)，對次級葉輪周向位置進(jìn)行交錯布置。圖2為次級葉輪交錯布置角度φ示意圖。因首級及次級葉輪的葉片數(shù)均為7，且每個葉輪上的葉片參數(shù)相同，考慮到除去葉片厚度的兩個葉片間夾角為47.8°，故采用四套交錯角度計(jì)算方案，分別為：φ=0°、φ=8°、φ=16°及φ=24°。

圖2　次級葉輪時序位置Fig.2 Clocking position of second stage

2計(jì)算方法

2.1流體計(jì)算方法

將模型泵的流體域分為8個部分：進(jìn)口段、首級泵腔、首級葉輪、首級導(dǎo)葉、次級泵腔、次級葉輪、次級導(dǎo)葉和出口段，如圖3(a)所示。每個部分單獨(dú)建模并采用ICEM對模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。以φ=0°時的最優(yōu)工況揚(yáng)程的預(yù)測結(jié)果達(dá)到穩(wěn)定為判斷標(biāo)準(zhǔn)來檢查網(wǎng)格無關(guān)性。最終網(wǎng)格總數(shù)量1 780 807個網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)，其中首、次級葉輪網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)327 600個和296 964個，首、次級泵腔為172 800和155 520個，首、次級導(dǎo)葉為194 887和137 692個，進(jìn)口段為51 042個，出口段為114 026個。網(wǎng)格如圖3(b)所示。

圖3　模型泵流體計(jì)算域(b)和網(wǎng)格Fig.3 Fluid computational domain (b) and mesh of the pump

采用CFX對泵內(nèi)流場進(jìn)行定常及非定常求解計(jì)算。采用多重坐標(biāo)系對動靜干涉進(jìn)行模擬，將首、次級葉輪置于旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系中，其余部件均置于靜止坐標(biāo)系中。動靜計(jì)算域之間通過設(shè)置交界面來實(shí)現(xiàn)，在穩(wěn)態(tài)計(jì)算時采用凍結(jié)轉(zhuǎn)子模型(Frozen Rotor)，在瞬態(tài)計(jì)算時采用瞬態(tài)動靜交界面(Transient Rotor/stator interface)。

計(jì)算中采用進(jìn)口總壓，出口靜壓的邊界條件組合。這種邊界條件組合方式對壓力脈動具有較高的計(jì)算精度[15]。采用k-ωSST模型來模擬湍流作用，該模型是計(jì)算精度和計(jì)算量之間的良好折衷。采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)來計(jì)算邊界層變量。

計(jì)算過程中對流離散項(xiàng)采用二階高精度格式，將平均殘差作為計(jì)算收斂判據(jù)，其值設(shè)為1E-4。瞬態(tài)流場計(jì)算以定常計(jì)算結(jié)果為初始條件，瞬態(tài)求解時間步長為2.26E-4 s，即葉輪旋轉(zhuǎn)一個周期需90個時間步長。

圖4為揚(yáng)程預(yù)測值和試驗(yàn)值的對比(φ=0°)。由圖4可以看出，二者趨勢一致，計(jì)算值略高于試驗(yàn)值，總體預(yù)測精度較高，這說明采用的CFD方法是正確的。

圖4　揚(yáng)程預(yù)測試驗(yàn)驗(yàn)證 (φ=0°)Fig.4 Experimental verification of the head

2.2結(jié)構(gòu)振動計(jì)算方法

受內(nèi)流激振，離心泵結(jié)構(gòu)振動動態(tài)響應(yīng)方程為

(1)

式中：[M]為質(zhì)量矩陣，[C]為阻尼矩陣，[K]為剛度矩陣，{δ}為結(jié)構(gòu)節(jié)點(diǎn)位移矢量，{P(t)}為施加在結(jié)構(gòu)上的動力載荷矢量。阻尼矩陣[C]依據(jù)Rayleigh理論可表示為質(zhì)量矩陣和剛度矩陣的線性組合：

[C]=α[M]+β[K]

(2)

其中:系數(shù)α，β可用下式表示

(3)

其中:ωi和ωj分別為第i階和第j階固有頻率；ζi和ζj分別為第i階和第j階振型的阻尼比。假定ζ=ζi=ζj，阻尼比根據(jù)試錯法和文獻(xiàn)[16-17]取為0.04，則方程(3)可轉(zhuǎn)化為

(4)

通過提取CFD計(jì)算的流體外表面上時域壓力分布，采用桶式搜索算法[18]將流體壓力數(shù)據(jù)映射到結(jié)構(gòu)上，作為泵殼體上的動力載荷矢量。基于有限元方法對流體壓力動載荷下的結(jié)構(gòu)響應(yīng)進(jìn)行計(jì)算。計(jì)算中泵體的材料為各向同性，其彈性模量E=200 GPa，密度ρ=7 870 kg/m3，泊松比μ=0.29。

圖5　泵體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格單元及約束條件Fig.5 Pump structure mesh and the constraints

除了將流體壓力載荷作為激勵邊界，還需定義泵體約束。圖5為泵體結(jié)構(gòu)的網(wǎng)格單元和約束條件。如圖5所示，泵體結(jié)構(gòu)單元為四面體，包含單元數(shù)305 059，節(jié)點(diǎn)數(shù)72 489；分別在泵體的四個地腳以及進(jìn)、出口法蘭位置施加完全約束ux=uy=uz=0。

3壓力脈動

葉片通過頻率在離心泵內(nèi)反映為壓力脈動信號。選取動靜干涉較明顯的首、次級導(dǎo)葉進(jìn)口位置作為壓力脈動監(jiān)測點(diǎn)，監(jiān)測點(diǎn)位置如圖6所示。

圖6　首級及次級導(dǎo)葉進(jìn)口監(jiān)測點(diǎn)位置Fig.6 Monitoring points at the inlet of the first diffuser and the second diffuser

圖7　導(dǎo)葉進(jìn)口監(jiān)測點(diǎn)壓力時域圖Fig.7 Time-domain pressure at the inlet

圖8　導(dǎo)葉進(jìn)口監(jiān)測點(diǎn)壓力脈動頻域圖Fig.8 Frequency-domain pressure pulsation at the inlet

圖8(a)和(b)分別為首級和次級導(dǎo)葉進(jìn)口處頻域壓力脈動隨轉(zhuǎn)子時序角度的變化情況。由圖8可知，壓力脈動的主導(dǎo)頻率是一倍葉頻；圖8(a)表明首級內(nèi)壓力脈動的幅值和頻率基本不受葉輪時序角度的影響；圖8(b)表明次級內(nèi)壓力脈動的頻率特征不變，其幅值隨時序角度的變化有一定程度的變化，但變化較小。為進(jìn)一步分析壓力脈動，將CFD計(jì)算獲得的次級葉輪壁面所有節(jié)點(diǎn)上的壓力脈動，經(jīng)FFT加Hanning窗變換并重新映射到次級葉輪壁面各節(jié)點(diǎn)位置，獲得葉輪上頻域壓力脈動云圖。圖9表示了BPF頻率上的壓力脈動幅值在次級葉輪上的分布情況，尺度P為壓力脈動幅值。由圖9可以看出，次級葉輪在一階BPF上的壓力脈動振幅受時序效應(yīng)的影響不明顯；隨著時序角度的增加有輕微增大的趨勢；可見多級泵的時序效應(yīng)機(jī)制與雙吸泵并不相同。

圖9　次級葉輪在BPF頻率上的壓力脈動幅值分布Fig.9 Distribution of BPF amplitude of the pressure pulsation on the second impeller

圖10給出了次級葉輪壁面所有節(jié)點(diǎn)上壓力脈動在一階BPF上的相位云圖。從圖中可以看出，相位存在較大的偏移，在時序角為0°時，相位平均值為-150°；時序角為8°時，相位均值為150°；時序角為16°時，相位均值為120°；時序角為24°，相位均值為70°。可以得出，時序角度由0°變化至8°時，相位偏移60°；由0°變化至16°時，相位偏移90°；時序角度由0°變化至24°時，相位偏移180°。因此時序角為0°和24°時存在180°相位偏移，即方向相反。

圖10　次級葉輪在BPF上的壓力脈動相位云圖Fig.10 Distribution of phase of the pressure pulsation at BPF on the second impeller

4振動分析

由于CFD計(jì)算中主要關(guān)注動靜干涉作用，因此葉頻及其諧頻處的振動響應(yīng)是本文關(guān)注的重點(diǎn)。圖11為第一階BPF處多級泵體振動速度響應(yīng)。由圖11可以看出，隨著時序角度的增大，模型泵整體振動水平下降，軸向振動明顯降低。在時序角為0°時，泵體振動偏向泵進(jìn)口方向；隨著角度的偏移，軸向振動逐漸偏向泵出口方向，使得泵體的軸向整體振動降低；當(dāng)時序角為24°時，振動水平達(dá)到最低。

圖11　一階BPF處泵體振動速度Fig.11 Vibration velocity of the pump on first-order BPF frequency

圖12　二階BPF處泵體振動速度Fig.12 Vibration velocity of the pump on second-order BPF frequency

圖12為第二階BPF處振動速度響應(yīng)。很明顯，2階BPF處的振動幅度遠(yuǎn)高于一階BPF。該頻率處的振型主要為軸向振動，振動幅度隨著轉(zhuǎn)子時序角增加先升高后降低，在時序角度為24°時達(dá)到最低值。

圖13　泵體振動監(jiān)測點(diǎn)示意圖Fig.13 Schematic of pump vibration monitoring points

圖14　多級泵泵體監(jiān)測點(diǎn)振動速度頻域圖Fig.14 Frequency spectra of vibration velocity of the monitoring points

通過在泵體外表面布置A1、A2、A3和A4等4個測點(diǎn)來監(jiān)測振動的頻域特征，監(jiān)測點(diǎn)位置如圖13所示。

圖14(a)～(d)分別為不同時序角度下各監(jiān)測點(diǎn)的振動頻域。由圖14可以看出，除了BPF及其2倍諧頻外，還存在多個明顯的振幅：490 Hz、639 Hz和737 Hz。這三個頻率分別對應(yīng)10倍、13倍和15倍的軸頻。計(jì)算獲得泵體前7階固有頻率，如表2所示?？梢钥闯?，這三個頻率分別與泵1階、3階和5階固有頻率接近，導(dǎo)致在這三個頻率上出現(xiàn)較大振動幅度。從圖14可以看出，這5個頻率處的振動隨著時序角度的增加，振動幅度明顯降低；當(dāng)φ=24°時，振動最小。

圖15給出了泵體1階、3階和5階固有頻率處的陣型。由圖可以看出，三個振型均在軸系方向上。結(jié)合圖11和圖12可知，葉輪時序布置可以有效地降低泵體軸向的振動。

圖15　固有頻率上泵體振型Fig.15 Pump vibration modes on natural frequencies

階數(shù)N1234567頻率/Hz489560598728738807974

由此并綜合圖7至圖10可知，轉(zhuǎn)子時序位置的變化，對流體壓力的振幅和頻率影響不明顯，但會引起流體壓力的相位偏移。當(dāng)時序角為24°時，即為葉輪葉片間隔角度(360°/7)一半時，次級轉(zhuǎn)子內(nèi)壓力脈動相位剛好與首級錯開180°，壓力脈動方向與首級相反。流體通過首級葉輪和導(dǎo)葉產(chǎn)生的軸向流體激振力，與流經(jīng)次級葉輪和導(dǎo)葉產(chǎn)生的流體激振力存在相位偏移，當(dāng)交錯角為葉片間隔角度一半時，首級產(chǎn)生的流體激振力與級次產(chǎn)生的流體激振力有180°的相位偏移，因而首級和次級的軸向流體激振力相抵消，從而使得軸向的振動位移量大幅降低。

5結(jié)論

結(jié)合CFD和FEM方法對節(jié)段式多級離心泵葉輪時序效應(yīng)進(jìn)行了研究和分析，得到如下結(jié)論：

(1) 首級內(nèi)壓力脈動的頻率、幅值和相位不受時序效應(yīng)的影響；次級內(nèi)壓力脈動的頻率同樣沒有發(fā)生變化，幅值隨著時序角度的增大有微小增幅，而相位隨著時序角度的改變發(fā)生明顯變化。

(2) 多級泵葉輪時序布置后，葉頻及其諧頻上的振動水平得到明顯降低；在泵體的共振頻率上，葉輪時序布置同樣能夠有效地降低軸向振動，避免過大的共振破壞。

(3) 當(dāng)時序角為葉輪葉片間隔角度(360°/7)的一半時，次級轉(zhuǎn)子內(nèi)壓力脈動相位剛好與首級錯開180°，壓力脈動方向與首級相反。這導(dǎo)致軸向的激勵減小，軸向振動存在相反的量，使得泵體的整體振動水平下降。該分析結(jié)果可為節(jié)段式多級離心泵優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考和借鑒。

參 考 文 獻(xiàn)

[1] Dürrer B, Wurm F H, Ag W. Noise sources in centrifugal pumps[C]//Proceedings of the 2nd WSEAS Int. Conference on Applied and Theoretical Mechanics, Venice, Italy,2006: 203-207.

[2] Birajdar R, Patil R, Khanzode K.Vibration and noise in centrifugal pumps - sources and diagnosis methods[C]// Proceedings of the 3rdInternational Conferences on Integrity, Reliability and Failure, Porto/Portugal, 20-24 July, 2009: S1163-P0437.

[3] Gulich J F. Centrifugal pumps[M]. Springer, 2010.

[4] Spence R, Amaral-Teixeira J. Investigation into pressure pulsations in a centrifugal pump using numerical methods supported by industrial tests[J]. Computers & fluids, 2008, 37(6): 690-704.

[5] Spence R, Amaral-Teixeira J. A CFD parametric study of geometrical variations on the pressure pulsations and performance characteristics of a centrifugal pump[J]. Computers & Fluids, 2009, 38(6): 1243-1257.

[6] Spence R.CFD analyses of centrifugal pumps with emphasis on factors affecting internal pressure pulsations[D]. Cranfield University, 2006.

[7] 姚志峰，王福軍，楊敏，等. 葉輪形式對雙吸離心泵壓力脈動特性影響試驗(yàn)研究[J]. 機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2011，47(12): 133-137.

YAO Zhi-feng, WANG Fu-jun, YANG Min, et al. Effects of impeller type on pressure fluctuations in double-suction centrifugal pump[J]. Journal of Mechanical Engineering, 2011, 47(12): 133-137.

[8] 瞿麗霞，王福軍，劉竹青，等. 大型雙吸離心泵非定常流場數(shù)值分析[J]. 工程熱物理學(xué)報(bào)，2010，31(增刊1):81-84.

QU Li-xia, WANG Fu-jun, LIU Zhu-qing, et al .Numerical analysis of unsteady flow in a large double-suction centrifugal pump[J]. Journal of Engineering Thermophysics, 2010, 31(Sup1): 81-84.

[9] 劉梅清，李秋瑋，白耀華，等. 采用交錯布置葉輪的雙吸離心泵壓力脈動分析[J]. 工程熱物理學(xué)報(bào)，2010，31(增刊1): 61-64.

LIU Mei-qing, LI Qiu-wei, BAI Yao-hua, et al. Pressure pulsation analysis of a double suction centrifugal pump with staggered arrangement impeller[J]. Journal of Engineering Thermophysics, 2010, 31(Sup1): 61-64.

[10] Parrondo-Gayo J L, Gonzalez-Perez J, Fernaández-Francos J. The effect of the operating point on the pressure fluctuations at the blade passage frequency in the volute of a centrifugal pump[J]. Journal of fluids engineering, 2002, 124(3): 784-790.

[11] Dong R, Chu S, Katz J. Effect of modification to tongue and impeller geometry on unsteady flow, pressure fluctuations, and noise in a centrifugal pump[J]. Journal of Turbomachinery, 1997, 119(3): 506-515.

[12] Barrio R, Fernández J, Blanco E, et al. The effect of impeller cutback on the fluid-dynamic pulsations and load at the blade-passing frequency in a centrifugal pump[J]. Journal of Fluids Engineering, 2008, 130(11), article number:111102.

[13] 江偉，李國君，張新盛. 離心泵葉片出口邊傾斜角對壓力脈動的影響[J]. 排灌機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2013，31(5):369-372.

JIANG Wei, LI Guo-jun, ZHANG Xin-sheng. Effect of oblique angle of blade trailing edge on pressure fluctuation in centrifugal pump[J]. Journal of Drainage and Irrigation Machinery Engineering, 2013, 31(5): 369-372.

[14] Solis M, Bakir F, Khelladi S, et al. Numerical study on pressure fluctuations reduction in centrifugal pumps: influence of radial gap and splitter blades[J]. ISRN Mechanical Engineering, 2011, 2011.

[15] Majidi K. Numerical study of unsteady flow in a centrifugal pump[J]. Journal of Turbomachinery, 2005,127(2):363-371.

[16] Marscher W D. An end-user’s guide to centrifugal pump rotordynamics[C]// Proceedings of the 23rd Pump Users Symposium. 2007: 69-93.

[17] Kaiser T F, Osman R H, Dickau R O. Analysis guide for variable frequency drive operated centrifugal pumps[C]//Proceedings of the 24th International Pump User’s Symposium, Texas: Texas A&M University,USA.2008: 81-106.

[18] Bonet J, Peraire J. An alternating digital tree (ADT) algorithm for 3D geometric searching and intersection problems[J]. International Journal for Numerical Methods in Engineering, 1991, 31(1): 1-17.

第一作者 談明高 男，副研究員，1980年9月生

摘要：為研究節(jié)段式多級離心泵葉輪時序位置對流致振動的影響，結(jié)合CFDFEM方法對考慮葉輪交錯角度的泵體在水力激勵作用下結(jié)構(gòu)的動力響應(yīng)進(jìn)行了計(jì)算分析。結(jié)果表明，首級內(nèi)壓力脈動的頻率、幅值和相位不受葉輪時序位置的影響；次級內(nèi)壓力脈動的頻率同樣沒有發(fā)生明顯變化，幅值隨著時序角度的增大有微小增幅，而相位隨著時序角度的改變發(fā)生明顯變化。當(dāng)時序角度剛好為葉輪葉片角度的一半時，次級轉(zhuǎn)子內(nèi)壓力脈動相位剛好與首級錯開90°，壓力脈動方向與首級相反，導(dǎo)致軸向的激勵減小，軸向振動存在相反的量，使得泵整體振動水平明顯下降。

關(guān)鍵詞：多級離心泵；時序效應(yīng)；壓力脈動；振動

Numerical simulation on the effect of impeller clocking position on vibration of multistage centrifugal pumps

TANMing-gao,DAIHan-wei,LIUHou-lin,DINGJian,DINGRong(Research Center of Fluid Machinery Engineering and Technology, Jiangsu University, Zhenjiang 212013, China)

Abstract:In order to study the effect of impeller clocking position in multistage centrifugal pumps on the fluid-induced vibration, the structural dynamic response of the pump casing under fluid excitation was analyzed based on the combination of CFD and FEM methods. The simulation results indicate that the impeller clocking position has no influence on the frequency, amplitude and phase of the pressure pulsation in the first stage. The frequency of the pressure fluctuation in the second stage is also independent of the clocking position, and the amplitude increases slightly with the clocking position variation; however, the phase changes significantly with the change of clocking position. When the clocking angle is just half the blade angle, the phase of the pressure pulsation in the second stage is shifted by 90 degrees compared with the pressure fluctuation in the first stage. As such, the direction of the pressure pulsation in the second stage is opposite to that in the first stage. This leads to a reduction of axial flow excitation and an opposite component of axial vibration, making the overall vibration level drop obviously.

Key words:multistage centrifugal pump; clocking effect; pressure pulsation; vibration

中圖分類號:TH311

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2015.24.020

收稿日期：2014-09-01修改稿收到日期：2014-11-26

基金項(xiàng)目：國家自然科學(xué)基金(51309119,51209105,51309120);國家科技支撐計(jì)劃(2011BAF14B03,2013BAF01B02);江蘇省產(chǎn)學(xué)研項(xiàng)目(BY2014123-07,BY2014123-09);江蘇高校優(yōu)勢學(xué)科建設(shè)工程資助項(xiàng)目(PAPD)