燃料電池車用離心壓縮機(jī)窄帶嘯叫噪聲實(shí)驗(yàn)測試與分析

韋開君， 左曙光， 吳旭東， 萬 玉， 許思傳

(同濟(jì)大學(xué) 新能源汽車工程中心，上海 201804)

燃料電池車用離心壓縮機(jī)窄帶嘯叫噪聲實(shí)驗(yàn)測試與分析

韋開君， 左曙光， 吳旭東， 萬 玉， 許思傳

(同濟(jì)大學(xué) 新能源汽車工程中心，上海 201804)

以某燃料電池車用離心壓縮機(jī)為研究對象，測試并分析其在不同工況下的氣動性能及氣動噪聲。試驗(yàn)結(jié)果表明：當(dāng)離心壓縮機(jī)工作在高效率的額定工況區(qū)時(shí)，進(jìn)口處氣動噪聲最小，總聲壓級峰值出現(xiàn)在輕度喘振線附近；額定工況和阻塞工況的主要噪聲源為旋轉(zhuǎn)基頻噪聲；輕度喘振工況的主要噪聲源為窄帶嘯叫噪聲，其頻率約為轉(zhuǎn)頻的3.9倍；深度喘振工況時(shí)550～ 2 000 Hz的寬頻噪聲明顯上升；葉片通過頻率噪聲與流量無明顯關(guān)系，且對總體噪聲貢獻(xiàn)量不大。應(yīng)用商業(yè)軟件CFX對輕度喘振工況下離心壓縮機(jī)窄帶嘯叫噪聲的產(chǎn)生機(jī)理進(jìn)行分析。仿真結(jié)果表明：當(dāng)離心壓縮機(jī)流量低于額定流量時(shí)，進(jìn)口沖角增大，導(dǎo)致主葉片、分流葉片前緣及擴(kuò)壓器內(nèi)靠近輪罩面出現(xiàn)嚴(yán)重的二次流，葉片前緣和擴(kuò)壓器的同時(shí)失速是造成輕度喘振工況下窄帶嘯叫噪聲的主要原因。

燃料電池車；離心壓縮機(jī)；噪聲試驗(yàn)；嘯叫；輕度喘振；CFD仿真

燃料電池汽車(Fuel Cell Vehicle, FCV)是一種使用質(zhì)子交換膜燃料電池(Proton Exchange Membrane Fuel Cell, PEMFC)作為驅(qū)動電源的新能源汽車。車用燃料電池的工作原理為將氫氣和氧氣通過電極反應(yīng)直接轉(zhuǎn)化為電能并產(chǎn)生水[1]。由于消除了內(nèi)燃機(jī)這一噪聲源，且燃料電池的電化學(xué)反應(yīng)并不依賴機(jī)械運(yùn)動，燃料電池汽車通常被認(rèn)為具有效率高、噪音低、無污染物排出等優(yōu)點(diǎn)。然而，試驗(yàn)表明燃料電池汽車與傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)汽車相比，總體聲壓級并無明顯優(yōu)勢，同時(shí)聲品質(zhì)較差[2]。進(jìn)一步分析顯示，燃料電池汽車的噪聲源主要來自空輔系統(tǒng)中空氣壓縮機(jī)產(chǎn)生的氣動噪聲[3]。

離心壓縮機(jī)由于其結(jié)構(gòu)緊湊、壓比高的優(yōu)點(diǎn)，在車用中高壓燃料電池的空輔系統(tǒng)中得到廣泛應(yīng)用。研究表明，提高空壓機(jī)壓比能夠降低電堆膜電阻從而提升系統(tǒng)性能，應(yīng)盡量使空壓機(jī)工作在高壓比、低流量工況以降低寄生功率消耗[4]。這一需求特性使得燃料電池車用離心壓縮機(jī)時(shí)常工作在近喘振工況，將產(chǎn)生更嚴(yán)重的振動噪聲問題。

目前國內(nèi)外對于燃料電池車用離心壓縮機(jī)的氣動噪聲，尤其是近喘振工況下的氣動噪聲特性研究尚不充分。中高壓燃料電池系統(tǒng)中使用的高速離心壓縮機(jī)與渦輪增壓器的壓氣機(jī)端類似，可類比相關(guān)研究。左曙光等[5]對某燃料電池車用離心鼓風(fēng)機(jī)的氣動噪聲進(jìn)行了試驗(yàn)研究，但沒有全面分析不同流量、壓比下的噪聲特性。且離心鼓風(fēng)機(jī)的壓比較低，其結(jié)構(gòu)形式也與高速離心壓縮機(jī)不同。HA等[6]通過試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)燃料電池車用離心壓縮機(jī)在額定工況的主要噪聲源是葉片通過頻率(Blade Passing Frequency, BPF)的階次噪聲，在低流量工況時(shí)的主要噪聲源是窄帶的葉頂間隙噪聲(Tip Clearance Noise, TCN)。溫華兵等[7]同樣認(rèn)為在試驗(yàn)中測得的窄帶噪聲為葉頂間隙噪聲。然而，GALINDO等[8]的試驗(yàn)和仿真結(jié)果顯示葉頂間隙與離心壓縮機(jī)的氣動噪聲并無直接關(guān)系，也不會影響近喘振工況的窄帶噪聲分布。EVANS等[9-12]將這種窄帶噪聲稱為嘯叫(Whoosh Noise, WN)，通常發(fā)生在渦輪增壓器的接入工況和近全負(fù)荷工況，即離心壓縮機(jī)的近喘振工況。各學(xué)者對WN的頻率特性、產(chǎn)生機(jī)理、控制方法等有較大爭議，目前尚無定論。該現(xiàn)象在燃料電池車用離心壓縮機(jī)中尚無報(bào)道。

針對上述問題，本文對某燃料電池車用離心壓縮機(jī)進(jìn)行了不同工況下的氣動性能及噪聲測試。分別分析了近阻塞工況、額定工況和近喘振工況下離心壓縮機(jī)的氣動噪聲特性，并對主要噪聲源進(jìn)行識別。針對試驗(yàn)在輕度喘振工況下測得的窄帶嘯叫噪聲，采用三維CFD(Computation Fluid Dynamics)仿真詳細(xì)分析了該窄帶噪聲特性及產(chǎn)生機(jī)理。本文的工作為離心壓縮機(jī)的噪聲控制提供了研究基礎(chǔ)。

1 試驗(yàn)方法

1.1 試驗(yàn)臺架和測點(diǎn)布置

被測對象為某燃料電池車用離心壓縮機(jī)，其結(jié)構(gòu)如圖1所示，壓縮機(jī)主葉片和分流葉片各8片，采用無葉擴(kuò)壓器，離心壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)采用水潤滑軸承支承，由直流無刷永磁同步電機(jī)驅(qū)動，驅(qū)動電機(jī)及控制器采用水冷。圖2為試驗(yàn)臺架布置圖，控制系統(tǒng)能夠?qū)υ囼?yàn)過程進(jìn)行遠(yuǎn)程控制，遠(yuǎn)程調(diào)節(jié)主氣路、軸承水路及冷卻水路的閥門開度，控制電機(jī)轉(zhuǎn)速，并實(shí)時(shí)記錄離心壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速、流量、壓力、溫度等性能參數(shù)。

1-蝸殼；2-葉輪；3-無葉擴(kuò)壓器;4-軸承石墨套;5-冷卻水套;6-電機(jī)定子;7-電機(jī)磁鋼

圖2 試驗(yàn)臺架布置示意圖Fig.2 Diagram of test bench

試驗(yàn)現(xiàn)場布置如圖3所示，排氣管道、冷卻及潤滑系統(tǒng)安裝在測試臺架機(jī)柜內(nèi)部，臺架機(jī)柜內(nèi)壁做消聲處理，以便盡可能降低背景噪聲。為避免氣流對傳聲器的影響，壓縮機(jī)進(jìn)口噪聲測點(diǎn)與管道軸線成45°，距離管道進(jìn)口0.5 m；另外兩個(gè)噪聲測點(diǎn)分別位于壓縮機(jī)正上方和正后方距離0.5 m處。噪聲測試采用G.R.A.S. 40PH 1/2′傳聲器，試驗(yàn)數(shù)據(jù)采集及分析采用LMS Test.Lab系統(tǒng)。

圖3 測試現(xiàn)場布置Fig.3 Experimental setup

1.2 測試工況

測試分為穩(wěn)態(tài)工況和瞬態(tài)工況。穩(wěn)態(tài)測試工況分為35 000 r/min、40 000 r/min、45 000 r/min、50 000 r/min、55 000 r/min五個(gè)穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)速。調(diào)節(jié)電機(jī)控制器使壓縮機(jī)穩(wěn)定工作在某轉(zhuǎn)速下，調(diào)節(jié)壓縮機(jī)出口閥門；使壓縮機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行在該轉(zhuǎn)速下的某工況點(diǎn)，在近喘振工況點(diǎn)，緩慢調(diào)節(jié)壓縮機(jī)出口微調(diào)閥門，直至壓縮機(jī)失穩(wěn)。穩(wěn)態(tài)工況采集離心壓縮機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行20 s內(nèi)的噪聲、振動信號及流量、壓力、穩(wěn)定等性能參數(shù)信號。

瞬態(tài)測試工況分為兩種：① 控制離心壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為50 000 r/min，緩慢關(guān)閉壓縮機(jī)出口閥門，采集該段時(shí)間內(nèi)離心壓縮機(jī)的噪聲和振動信號；② 控制離心壓縮機(jī)出口閥門開度為50%和40%，將離心壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速分別從25 000 r/min加速至50 000 r/min，采集該段時(shí)間內(nèi)離心壓縮機(jī)的噪聲和振動信號。

2 試驗(yàn)結(jié)果及分析

2.1 離心壓縮機(jī)氣動性能

穩(wěn)態(tài)測試可獲取不同轉(zhuǎn)速下離心壓縮機(jī)氣動性能，其中總壓壓比πc、等熵效率ηad和折合質(zhì)量流量mcor是衡量壓縮機(jī)氣動性能的主要參數(shù)，其計(jì)算方法可由式(1)～式(3)確定

(1)

(2)

(3)

式中：pti、pto分別為壓縮機(jī)進(jìn)、出口總壓；Tti、Tto分別為壓縮機(jī)進(jìn)、出口總溫；m為測得的壓縮機(jī)質(zhì)量流量，參考溫度Tref=298 K，參考壓力pref=100 kPa。

圖4所示為試驗(yàn)測得的壓縮機(jī)性能曲線。恒定轉(zhuǎn)速下，隨流量的減小，壓比-流量曲線的梯度從陡峭逐漸變得平緩，定義梯度由負(fù)變正的工況點(diǎn)為輕度喘振點(diǎn)。輕度喘振發(fā)生后，繼續(xù)減小流量，壓比幾乎無變化甚至降低，直到發(fā)生深度喘振。

圖4 壓縮機(jī)性能曲線Fig.4 Performance map of compressor

2.2 離心壓縮機(jī)氣動噪聲特性

各穩(wěn)態(tài)工況下離心壓縮機(jī)進(jìn)口噪聲總聲壓級分布如圖5所示，P0為額定工況點(diǎn)，P1為近阻塞點(diǎn)，P2為輕度喘振點(diǎn)，P3為深度喘振點(diǎn)。對比圖4、圖5(a) 可知：壓縮機(jī)工作在高效率的額定工況區(qū)時(shí)，氣動噪聲相對較??；大流量的近阻塞工況區(qū)和小流量的近喘振工況區(qū)總聲壓級均高于額定工況區(qū)；總聲壓級峰值出現(xiàn)在輕度喘振線附近而非深度喘振區(qū)。

圖5(b)為50 000 r/min恒轉(zhuǎn)速線的噪聲分布，由圖5(b)可知：當(dāng)閥門開度減小到某臨界值時(shí)，會出現(xiàn)3～3.5 kHz的窄帶嘯叫聲，且幅值高于BPF噪聲，與渦輪增壓器的嘯叫十分類似。圖5(c)、圖5(d)、圖5(e)分別為50 000 r/min時(shí)近阻塞點(diǎn)P1、輕度喘振點(diǎn)P2與深度喘振點(diǎn)P3的噪聲頻譜。由圖5(c)～圖5(e)可知：P1點(diǎn)的噪聲峰值主要分布在旋轉(zhuǎn)基頻和葉片通過頻率；P2點(diǎn)的噪聲峰值為3 250 Hz左右的窄帶嘯叫噪聲，且能量明顯高于其他頻率成分；P3點(diǎn)的窄帶嘯叫噪聲并不顯著，550～2 000 Hz的寬頻噪聲明顯上升。

圖5 壓縮機(jī)進(jìn)口處噪聲分布以及50 000 r/min聲譜圖，包括三個(gè)不同流量的頻譜圖Fig.5 Noise map of compressor inlet and spectrogram of 50 000 r/min isoline, including spectra of three operating points

為進(jìn)一步分析離心壓縮機(jī)不同工況下的噪聲特性，對不同閥門開度下的壓縮機(jī)加速噪聲進(jìn)行測試和分析。圖6、圖7所示分別為閥門開度50%、40%時(shí)，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速分別從25 000 r/min加速至50 000 r/min的進(jìn)口噪聲譜圖。由圖6可知，中高流量下壓縮機(jī)的主要階次噪聲體現(xiàn)為旋轉(zhuǎn)基頻和葉片通過頻率。由圖7可知，小流量下窄帶嘯叫噪聲最為顯著，并且呈現(xiàn)一定的階次特性，約為3.9倍轉(zhuǎn)頻。

圖6 閥門開度為50%時(shí)壓縮機(jī)進(jìn)口處聲譜圖Fig.6 Spectrogram of compressor inlet at 50% valve degree

圖7 閥門開度為40%時(shí)壓縮機(jī)進(jìn)口處聲譜圖Fig.7 Spectrogram of compressor inlet at 40% valve degree

2.3 噪聲貢獻(xiàn)量分析

為進(jìn)一步分析不同工況下離心壓縮機(jī)的噪聲貢獻(xiàn)量，分別對比35 000 r/min和55 000 r/min下進(jìn)口總聲壓級與各主要階次噪聲，如圖8、圖9所示。由圖8可知，低轉(zhuǎn)速時(shí)氣動噪聲主要由旋轉(zhuǎn)基頻貢獻(xiàn)。轉(zhuǎn)頻噪聲在阻塞點(diǎn)幅值最高，過渡到額定工況區(qū)時(shí)逐漸減小。流量減小至輕度喘振點(diǎn)時(shí)，旋轉(zhuǎn)基頻噪聲降至最低，窄帶嘯叫噪聲上升。隨流量進(jìn)一步減小，窄帶嘯叫噪聲下降，轉(zhuǎn)頻噪聲升高，并重新成為主導(dǎo)。

圖8 35 000 r/min下各階次噪聲與進(jìn)口總聲壓級對比Fig.8 Comparison of overall and other orders SPLs at 35 000 r/min

由圖9可知，隨著轉(zhuǎn)速上升，中高流量時(shí)BPF噪聲貢獻(xiàn)量上升，但仍非主導(dǎo)。轉(zhuǎn)頻噪聲和窄帶嘯叫噪聲的變化規(guī)律與低轉(zhuǎn)速時(shí)類似，區(qū)別在于高轉(zhuǎn)速時(shí)窄帶嘯叫噪聲的幅值更高。

圖9 55 000 r/min下各階次噪聲與進(jìn)口總聲壓級對比Fig.9 Comparison of overall and other orders SPLs at 55 000 r/min

3 窄帶嘯叫噪聲機(jī)理分析

為進(jìn)一步分析窄帶嘯叫噪聲的產(chǎn)生機(jī)理，對圖5(a) 中50 000 r/min下的額定工況點(diǎn)P0和輕度喘振點(diǎn)P2進(jìn)行三維CFD仿真，并對其內(nèi)流場進(jìn)行分析。由于深度喘振時(shí)壓縮機(jī)處于失穩(wěn)狀態(tài)，數(shù)值計(jì)算難以獲得收斂解，因此沒有對深度喘振點(diǎn)P3進(jìn)行計(jì)算。

實(shí)際實(shí)驗(yàn)中，壓縮機(jī)進(jìn)口管道長度為630 mm，出口管道長度為3 100 mm。為了穩(wěn)定流場，加快計(jì)算收斂，同時(shí)考慮到計(jì)算效率，將進(jìn)出口段各延長至200 mm，約為5倍管徑。計(jì)算域分為進(jìn)口段、葉片旋轉(zhuǎn)區(qū)域、蝸殼區(qū)域和出口段，其中蝸殼區(qū)域采用四面體非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，其他區(qū)域全部采用六面體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，網(wǎng)格總數(shù)約700萬，計(jì)算域如圖10所示。流場計(jì)算采用商業(yè)軟件ANSYS CFX，湍流模型采用SST模型，壁面函數(shù)采用Scalable Wall，差分格式為二階，邊界條件采用總壓進(jìn)口和質(zhì)量流量出口。

圖10 計(jì)算域網(wǎng)格Fig.10 Mesh of computational domain

仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對比如表1所示。由表1可知，在給定相同的轉(zhuǎn)速和流量邊界條件時(shí)，仿真計(jì)算得到的總壓壓比及等熵效率與試驗(yàn)數(shù)據(jù)的相對誤差<3%，滿足工程分析需求。仿真所得性能參數(shù)略高于試驗(yàn)數(shù)據(jù)，是因?yàn)榉抡嬷袥]有考慮實(shí)際中由壁面摩擦等引起的損耗。

表1 試驗(yàn)與仿真結(jié)果對比

圖11所示為額定工況和輕度喘振工況的進(jìn)口沖角對比，橫坐標(biāo)表示從輪轂面到輪罩面 (0～1) 的無量綱距離。由圖11可知，與額定工況點(diǎn)相比，輕度喘振點(diǎn)的進(jìn)口沖角增加，并且在靠近輪轂和輪罩面處變化較為劇烈。

圖11 額定工況和輕度喘振工況的進(jìn)口沖角對比Fig.11 Comparison of inlet incident angles, design operating point vs. mild surge point

圖12所示為仿真得到的子午面流線圖。由圖12可知：額定工況點(diǎn)葉輪子午面的流動均勻；進(jìn)入輕度喘振點(diǎn)后，主葉片和分流葉片前緣靠近輪罩面處出現(xiàn)二次流，擴(kuò)壓器內(nèi)也出現(xiàn)大范圍二次流。

(a) 額定工況點(diǎn) (b) 輕度喘振點(diǎn)

圖13所示為仿真得到的葉輪表面速度矢量分布。由圖13可知，在額定工況點(diǎn)，葉輪主葉片和分流葉片的壓力面及吸力面流動均為全附著。在輕度喘振工況點(diǎn)，葉輪主葉片前緣出現(xiàn)流動分離，并在葉頂間隙流動分離的影響下形成二次流，主葉片和分流葉片的吸力面出現(xiàn)嚴(yán)重的流動分離和再附著，葉片壓力面流動全附著。

(a) 額定工況點(diǎn)

(b) 輕度喘振點(diǎn)

從上述分析可以得出，當(dāng)離心壓縮機(jī)流量降低時(shí)，進(jìn)口沖角增大，主葉片和分流葉片前緣及吸力面出現(xiàn)嚴(yán)重的流動分離，與葉尖泄露流摻混在葉片前緣靠近輪罩面處形成二次流，同時(shí)葉片尾緣在擴(kuò)壓器內(nèi)靠近輪罩面也形成二次流。這些二次流通常被認(rèn)為是旋轉(zhuǎn)失速渦團(tuán)[13]，在葉輪的帶動下進(jìn)行周向運(yùn)動，并具有一定周期性，失速頻率約為0.2～1.2倍旋轉(zhuǎn)基頻。KAMMER等[14]的研究顯示，當(dāng)葉片的進(jìn)口和出口同時(shí)出現(xiàn)失速時(shí)，葉片將周期性切割失速渦團(tuán)，旋轉(zhuǎn)失速的頻率較高，約為0.2～1.2倍葉片通過頻率。當(dāng)壓縮機(jī)流量進(jìn)一步降低，周向的旋轉(zhuǎn)失速逐漸轉(zhuǎn)化為沿管道軸向的低頻振蕩[15]，壓縮機(jī)進(jìn)入深度喘振。結(jié)合前文的仿真結(jié)果分析，當(dāng)壓縮機(jī)流量減小至達(dá)到輕度喘振工況時(shí)，進(jìn)口沖角的增大導(dǎo)致葉片前緣和擴(kuò)壓器同時(shí)失速，引起3.9倍轉(zhuǎn)頻的高頻旋轉(zhuǎn)失速，約為0.5倍葉片通過頻率。而在深度喘振工況，離心壓縮機(jī)表現(xiàn)為低頻喘振，窄帶嘯叫噪聲消失。因此，葉片前緣和擴(kuò)壓器的同時(shí)失速是造成輕度喘振工況下窄帶嘯叫噪聲的主要原因。

4 結(jié) 論

本文對某燃料電池車用離心壓縮機(jī)進(jìn)行了不同工況下的氣動性能及噪聲試驗(yàn)，分析了各工況下的氣動噪聲特性及聲源貢獻(xiàn)量，并結(jié)合CFD仿真分析了近喘振工況下離心壓縮機(jī)窄帶噪聲的產(chǎn)生機(jī)理。主要結(jié)論如下：

(1)離心壓縮機(jī)工作在高效率的額定工況區(qū)時(shí)，氣動噪聲相對較??；近阻塞工況區(qū)和近喘振工況區(qū)總聲壓級均高于額定工況區(qū)；總聲壓級峰值出現(xiàn)在輕度喘振線附近。

(2)中高流量工況的主要噪聲源為旋轉(zhuǎn)基頻噪聲，其幅值在阻塞點(diǎn)最高，過渡到額定工況區(qū)時(shí)逐漸減小，在輕度喘振點(diǎn)達(dá)到最低，在深度喘振區(qū)升高并重新成為主導(dǎo)；輕度喘振點(diǎn)的主要噪聲源為窄帶嘯叫噪聲，其頻率約為轉(zhuǎn)頻的3.9倍，其幅值隨轉(zhuǎn)速升高而增大；深度喘振區(qū)550～2 000 Hz的寬頻噪聲明顯上升；BPF噪聲隨轉(zhuǎn)速升高而增大，與流量無明顯關(guān)系，對總體噪聲貢獻(xiàn)量不大。

(3)當(dāng)離心壓縮機(jī)流量降低時(shí)，進(jìn)口沖角增大，葉片前緣、吸力面和葉頂間隙均出現(xiàn)嚴(yán)重的流動分離，主葉片、分流葉片前緣和擴(kuò)壓器內(nèi)靠近輪罩面處形成二次流；葉片前緣和擴(kuò)壓器的同時(shí)失速是是造成輕度喘振工況下窄帶嘯叫噪聲的主要原因。

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Measurement and analysis for whoosh noise of a centrifugal compressor in a fuel cell vehicle

WEI Kaijun, ZUO Shuguang, WU Xudong, WAN Yu, XU Sichuan

(Clean Energy Automotive Engineering Center, Tongji University, Shanghai 201804, China)

The performance and acoustic characteristics of a centrifugal compressor in a fuel cell vehicle were measured under different operating conditions. The test results showed that the lowest overall sound pressure level of the compressor inlet occurs in the rated condition area, while the highest level occurs near the mild surge line; the main noise source is the rotational fundamental frequency noise under the rated condition and the blocking condition; the main noise source under the mild surge condition is the narrow-band whoosh noise, its frequency is about 3.5 times of the rotating frequency; the broadband noise in a range of 550 - 2 000 Hz increases obviously under the deep surge condition; the blade passing frequency noise has no obvious relation to the flow rate and little influence on the overall sound pressure level. The commercial software CFX was used to further analyze the generation mechanism of the narrow-band whoosh noise under the mild surge condition. The CFD simulation results showed that when the flow rate of the compressor is lower than the rated one, the increase in the inlet incident angle inlet causes severe secondary flows at the main blade, the blade front edge and diffuser near the wheel cover; the simultaneous stall of the blade front edge and diffuser is the main cause of the narrow-band whoosh noise under the mild surge condition.

fuel cell vehicle; centrifugal compressor; noise test; whoosh noise; mild surge; computation fluid dynamics(CFD) simulation

國家重大科研儀器設(shè)備專項(xiàng)(2012YQ150256)；國家自然科學(xué)基金資助(51375343)；國家科技支撐計(jì)劃(2015BAG06B01)

2015-12-01 修改稿收到日期：2016-02-22

韋開君 女，博士生，1989年生

左曙光 男，教授，博士生導(dǎo)師，1968年生

TH452；U469.72

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.07.003