班智博，謝 輝，何 宇

(天津大學(xué)內(nèi)燃機燃燒學(xué)國家重點實驗室，天津 300072)

汽油機全可變氣門機構(gòu)的運行能耗

班智博，謝 輝，何 宇

(天津大學(xué)內(nèi)燃機燃燒學(xué)國家重點實驗室，天津 300072)

在汽油機中配置可變氣門機構(gòu)會改變因驅(qū)動氣門機構(gòu)而消耗的能量．為了研究全可變氣門機構(gòu)汽油機氣門機構(gòu)消耗的能量，在實驗臺架上測取了可變氣門正時(VVT)、可變氣門升程(VVL)執(zhí)行器消耗的電能以及驅(qū)動氣門機構(gòu)的扭矩，并計算了驅(qū)動功率．實驗結(jié)果表明，VVT及VVL電子執(zhí)行器消耗的電能較小，氣門機構(gòu)驅(qū)動消耗機械能量相對較大．發(fā)動機轉(zhuǎn)速為 1,500,r/min，機油溫度為 60,℃時，氣門升程從 9,mm 下降到 1,mm，氣門機構(gòu)驅(qū)動功率從700,W下降到50,W．負氣門重疊角負荷控制在發(fā)動機轉(zhuǎn)速1,500,r/min，平均有效壓力0.2 MPa時最高可節(jié)油18.8%，進排氣門最大升程均較小是其節(jié)油的重要原因．

可變氣門正時；可變氣門升程；能耗；驅(qū)動功率

和柴油機相比，汽油機因壓縮比小、泵氣損失大、比熱比小導(dǎo)致熱效率較低[1]．在部分負荷，汽油機的泵氣損失及摩擦損失消耗了很大一部分能量，使得汽油機有效熱效率下降．因此，國內(nèi)外研究機構(gòu)及廠家對降低汽油機泵氣損失及降低摩擦損失進行了大量研究[2-6]，采用可變氣門機構(gòu)是提高汽油機燃油經(jīng)濟性的行之有效的方法[7-10]．

為了提高充氣效率，傳統(tǒng)的汽油機進排氣門升程都比較大，在要求改變發(fā)動機負荷時則由控制節(jié)氣門開度來實現(xiàn)．氣門機構(gòu)的驅(qū)動功率一般占整個機械損失功率的 2%～3%[11]，在發(fā)動機額定工況下所占燃料燃燒總能量的百分比很小，但在低速小負荷時，它的比例將增大．

在氣門打開的過程中，曲軸帶動配氣機構(gòu)克服氣門彈簧力做功，這部分功在氣門關(guān)閉的過程中由于氣門彈簧回位而回收了一部分能量，另一部分能量則因機構(gòu)摩擦和碰撞損失掉．

傳統(tǒng)的汽油機配氣機構(gòu)的相位和升程是固定不變的，配氣機構(gòu)損失的能量僅與發(fā)動機狀態(tài)有關(guān)，如發(fā)動機溫度、轉(zhuǎn)速、負荷等．而對于靠氣門升程控制負荷的汽油機來說，由于氣門最大升程是變化的，不同升程下摩擦力不同，會影響配氣機構(gòu)的驅(qū)動功耗．此外，實現(xiàn)配氣機構(gòu)參數(shù)的可變一般需要電子執(zhí)行器(如通?？勺儦忾T正時(variable valve timing，VVT)需要電磁閥，可變氣門升程(variable valve lift，VVL)需要直流電機)，執(zhí)行器消耗的電能也需要進行測量及優(yōu)化．

當(dāng)前國內(nèi)外對氣門機構(gòu)能耗的研究較少. Perugia大學(xué)的 Postrioti等[12]在自主研發(fā)的液壓式可變升程機構(gòu)中加入了回油通道，以此在氣門回位過程中將高壓液壓油回收到高壓油腔，防止液壓油直接排入低壓油箱，從而回收液壓油的能量．Postrioti等[12]還對液壓式可變升程機構(gòu)的驅(qū)動能耗進行研究，在一款2,L,16氣門 SI汽油機中，在全負荷時，驅(qū)動液壓式VVA機構(gòu)所需要的摩擦平均有效壓力(friction mean effective pressure，F(xiàn)MEP)為 29.6,kPa，略高于傳統(tǒng)的汽油機(FMEP為 25.0,kPa)，而在部分負荷時，氣門機構(gòu)的FMEP為20.8,kPa，遠小于傳統(tǒng)汽油機的驅(qū)動能耗. 因此對于全可變氣門機構(gòu)來說，氣門機構(gòu)的驅(qū)動能耗有很大的優(yōu)化空間．

天津大學(xué)自主研發(fā)的多缸機全可變氣門機構(gòu)(four variable valve actuating system，4VVAS)在BMW公司的Valvetronic機構(gòu)的基礎(chǔ)上，增加了排氣側(cè)氣門升程連續(xù)調(diào)整功能，可以實現(xiàn)進排氣門相位和升程均連續(xù)調(diào)整[13]．

由于該機構(gòu)的進排氣門升程均連續(xù)可調(diào)，因此可以實現(xiàn)無節(jié)氣門負荷控制，即通過降低氣門最大升程的方法來減小發(fā)動機負荷，從而取消了汽油機的節(jié)氣門．采用了無節(jié)氣門負荷控制之后，由于在中小負荷氣門最大升程降低，驅(qū)動氣門機構(gòu)的能耗必然下降，因此有必要研究在不同的氣門升程下氣門機構(gòu)的能量消耗情況．

本文在自主開發(fā)的測試平臺及發(fā)動機臺架上對全可變氣門機構(gòu)的能量消耗進行了實驗研究，對全可變氣門機構(gòu)各執(zhí)行器的電能及氣門機構(gòu)驅(qū)動機械能消耗進行測試和分析．

1 實驗裝置及設(shè)備

本實驗的研究對象4,VVAS示意如圖1所示．圖1所示的系統(tǒng)實現(xiàn)了氣門升程的連續(xù)可調(diào)．其原理是：在凸輪軸 8與氣門 6之間增加了中間擺桿 9，并且在缸蓋上增加了一根偏心軸2，偏心軸2上設(shè)計了偏心軸凸輪．回位彈簧 3使得中間擺桿 9的小滾輪與偏心軸2的凸輪始終保持接觸，中間擺桿9的大滾輪與進氣凸輪始終保持接觸，這樣，中間擺桿 9的運動由凸輪軸8與偏心軸2共同決定；凸輪軸8通過中間擺桿 9上的弧線驅(qū)動搖臂 4，進而控制氣門 6運動．當(dāng)偏心軸2相位不變時，中間擺桿9在凸輪軸8的驅(qū)動下圍繞某一個中心旋轉(zhuǎn)，中間擺桿9弧線發(fā)生作用的為弧線的某一段區(qū)域；當(dāng)伺服電機通過渦輪蝸桿機構(gòu)驅(qū)動偏心軸2旋轉(zhuǎn)一定角度后，中間擺桿9旋轉(zhuǎn)中心的位置就會發(fā)生變化，改變了中間擺桿9弧線發(fā)生作用的區(qū)域，進而改變了氣門升程．

圖1 全可變氣門機構(gòu)示意Fig.1 Layoutof 4VVAS

圖2為全可變氣門機構(gòu)能夠?qū)崿F(xiàn)的調(diào)整功能，采用全可變氣門機構(gòu)可以實現(xiàn)發(fā)動機進排氣門最大升程在 0～9,mm之間連續(xù)調(diào)整，自主設(shè)計的可變氣門正時相位器(發(fā)明專利授權(quán)號 201110219766.5)如圖3所示，本相位器安裝在凸輪軸8上，可以在100°CA范圍內(nèi)連續(xù)調(diào)整配氣正時．

圖2 全可變氣門機構(gòu)的功能Fig.2 Function schematic of 4VVAS

全可變氣門機構(gòu)的能耗可分為2部分：一部分為電能消耗，主要是控制配氣相位的電磁閥及控制氣門最大升程的直流電機所消耗的電能；另一部分是機械能消耗，在發(fā)動機運轉(zhuǎn)過程中由于凸輪軸旋轉(zhuǎn)及氣門的打開和關(guān)閉等消耗一部分機械能，這部分機械能還與氣門升程大小、發(fā)動機轉(zhuǎn)速及潤滑油的潤滑性能相關(guān)．

圖3 可變氣門正時相位器Fig.3 Variable valve timing phaser

圖 4和圖 5為全可變氣門機構(gòu)測試評價平臺的主要部件及傳感器．

圖 4為配置了全可變氣門機構(gòu)的缸蓋及其執(zhí)行器．圖 5所示為扭矩傳感器．主要測試設(shè)備包括示波器(型號：Yokogawa DL9,040)、電流鉗和扭矩傳感器(量程為 50,N·m，線性度為 0.1%，響應(yīng)時間為100,ms，精度為0.5%)．

圖4 全可變氣門機構(gòu)缸蓋及其執(zhí)行器Fig.4 Cylinder head and actuators of 4VVAS

圖5 扭矩傳感器照片F(xiàn)ig.5 Photo of torque sensor

圖6為配備了全可變氣門機構(gòu)的實驗發(fā)動機，發(fā)動機參數(shù)如表1所示．

圖6 全可變氣門機構(gòu)實驗發(fā)動機Fig.6 Experimental engine of 4VVAS

表1 發(fā)動機參數(shù)Tab.1 Engine parameters

2 可變氣門正時機構(gòu)控制電磁閥的能耗

可變氣門正時機構(gòu)的執(zhí)行器為電液比例電磁閥.對電磁閥的控制主要是對其電流的控制，通過電壓占空比的變化，改變電流大小，進而改變電磁閥中間柱塞的位置，以此來控制通過電磁閥的液壓油流量與方向．在實驗中電磁閥控制電壓在 0和 12,V之間跳變，控制電流在0到1,A變化．通過示波器采集到瞬態(tài)電壓和電流，并采用梯形積分法計算各占空比下電磁閥消耗的功率，電磁閥消耗的功率隨電磁閥占空比的變化規(guī)律如圖7所示．

圖7 電磁閥消耗功率隨占空比的變化規(guī)律Fig.7 Effect of duty ratio on electromagnetic valve power consumption

對圖7中曲線擬合，呈現(xiàn)二次多項式的關(guān)系，即

式中：P為電磁閥消耗的功率；x為電磁閥占空比．

電磁閥中間柱塞受電磁力及柱塞端部彈簧力的作用．為了維持電磁閥中間柱塞穩(wěn)定在某一個位置，需要克服中間柱塞端部彈簧力，從而消耗電能．占空比越高、彈簧的壓縮量越大，需要的能量也越多．彈簧因壓縮而產(chǎn)生的彈性勢能與彈簧的壓縮量為二次方關(guān)系，因此電磁閥消耗功率隨占空比基本呈二次多項式的關(guān)系．

如圖7所示，電磁閥功率在0～14,W之間，相對于發(fā)動機的功率是非常小的，對其進行優(yōu)化的潛力不大．

3 可變升程機構(gòu)直流電機的電能消耗

可變氣門升程機構(gòu)的執(zhí)行器為直流電機，它的控制是反饋控制，反饋值為偏心軸的角度．控制器根據(jù)偏心軸的目標角度和實際角度的偏差進行計算，發(fā)出控制指令，該控制指令影響了驅(qū)動直流電機的占空比和控制電流，驅(qū)動直流電機旋轉(zhuǎn)到目標角度，從而改變氣門的最大升程．在整個過程中，可變氣門升程機構(gòu)中有3種作用力影響機構(gòu)的能耗：一是氣門開啟和關(guān)閉過程中氣門彈簧的彈簧力，彈簧力與氣門升程的大小基本呈正比例關(guān)系；二是偏心軸扭簧的作用力，在氣門開啟及關(guān)閉過程中該作用力也隨偏心軸轉(zhuǎn)角的變化而變化；三是機構(gòu)的摩擦力．這 3種力隨著偏心軸轉(zhuǎn)角的變化而變化，對能耗造成不同的影響．

由于電機特性及機械機構(gòu)的特點，驅(qū)動電壓的占空比需要超過一定的閾值偏心軸才會發(fā)生旋轉(zhuǎn)，且在旋轉(zhuǎn)過程中阻力矩并非固定值．

圖 8所示為實驗測得的電機控制占空比與能量消耗之間的關(guān)系．實驗是在發(fā)動機靜止時進行的，每次實驗的偏心軸初始轉(zhuǎn)角一致．通過上位機軟件發(fā)送占空比指令，測量不同占空比下 VVL機構(gòu)中電機帶動偏心軸正向和反向轉(zhuǎn)動的功率消耗．

圖8 電機正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)時不同占空比對應(yīng)的功率消耗Fig.8 Effect of duty ratio on DC motor power consumption in positive and reverse rotations

由圖8可擬合出功率與占空比之間的關(guān)系，大致呈二次多項式關(guān)系．

在電機正轉(zhuǎn)時兩者的擬合關(guān)系為

式中mpP′為直流電機正轉(zhuǎn)達時消耗的功率．

在電機反轉(zhuǎn)時兩者的擬合關(guān)系為

式中mrP′為直流電機反轉(zhuǎn)時消耗的功率．

占空比信號控制電流時，電流隨著占空比的增加而逐漸增大，因而功率消耗隨占空比增加而增大．

為了消除蝸輪蝸桿機構(gòu)之間的間隙，偏心軸后端裝有回位扭簧，偏心軸正向旋轉(zhuǎn)和反向旋轉(zhuǎn)時回位扭簧的壓縮量不同，使得偏心軸正向調(diào)節(jié)和反向調(diào)節(jié)的扭矩存在差異，電機在正向調(diào)節(jié)與反向調(diào)節(jié)時消耗的功率不同．正向調(diào)節(jié)時回位扭簧壓縮量大，偏心軸受到的作用力大，因此正向調(diào)節(jié)時功率消耗較大．由于在占空比超過 20%時，偏心軸才開始旋轉(zhuǎn)，所以這一差異在占空比較小時不明顯，隨占空比的增大，偏心軸回位扭簧受力增大，正反調(diào)節(jié)的能耗差異變大．

偏心軸驅(qū)動電機消耗的功率范圍在 0～120,W，比電磁閥略大．但由于在發(fā)動機運轉(zhuǎn)過程中偏心軸并不總是調(diào)整，只在需要調(diào)整負荷時才給電機通電，因此電機消耗的功率在發(fā)動機燃油經(jīng)濟性的考慮中比例很小，也可以忽略不計．

4 全可變氣門機構(gòu)的機械能損失

4.1 氣門最大升程對氣門機構(gòu)驅(qū)動功率的影響

圖 9是發(fā)動機轉(zhuǎn)速為 1,500,r/min、機油溫度為60,℃時測得的不同氣門升程下氣門機構(gòu)消耗的平均扭矩，實驗中保持進排氣門升程相同．

圖9 1,500,r/min時氣門最大升程對氣門機構(gòu)驅(qū)動扭矩的影響Fig.9 Effect of valve maximum lift on valve train driven torque at 1,500,r/min

從圖9中可以看出，氣門機構(gòu)消耗的扭矩隨氣門升程的增大呈單調(diào)增加的趨勢．氣門機構(gòu)平均消耗的功率、扭矩和發(fā)動機轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系為

式中：PV為氣門機構(gòu)驅(qū)動功率，kW；T為驅(qū)動氣門機構(gòu)的扭矩，N·m；n為轉(zhuǎn)速，r/min．

根據(jù)式(4)可計算出氣門機構(gòu)驅(qū)動功率，如圖 10所示．

從圖 10所示的曲線中可以看出，當(dāng)氣門最大升程為 1,mm時，氣門機構(gòu)驅(qū)動功率為 128,W，當(dāng)氣門最大升程為 9,mm時，氣門機構(gòu)驅(qū)動功率為 713,W，而傳統(tǒng)的汽油機最大氣門升程都在 9,mm附近或更大．氣門機構(gòu)驅(qū)動功率隨升程的單調(diào)遞增規(guī)律，是由于隨氣門升程的增大，氣門彈簧的壓縮量增大，氣門彈簧的作用力增強，導(dǎo)致氣門機構(gòu)動作時摩擦力增大，同時氣門機構(gòu)各部件之間的碰撞也會加劇，從而消耗的功率增加．

圖10 1,500,r/min時氣門最大升程對氣門機構(gòu)驅(qū)動功率的影響Fig.10 Effect of valve maximum lift on valve train driven power at 1,500,r/min

4.2 發(fā)動機轉(zhuǎn)速及機油溫度對氣門機構(gòu)驅(qū)動扭矩的影響

圖 11所示為在 60,℃機油溫度下氣門機構(gòu)驅(qū)動扭矩隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律．在發(fā)動機轉(zhuǎn)速增加的過程中，由于需要在更短的時間驅(qū)動氣門機構(gòu)動作，需要更大的驅(qū)動扭矩來增大機構(gòu)的加速度．另一方面，隨轉(zhuǎn)速的增大，因氣門機構(gòu)各部件間的碰撞加強而引起的損失增大，因此氣門機構(gòu)驅(qū)動扭矩隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速的增加呈單調(diào)遞增的規(guī)律．

圖11 60,℃機油溫度下發(fā)動機轉(zhuǎn)速對氣門機構(gòu)驅(qū)動扭矩的影響Fig.11 Effect of engine speed on valve train driven torque with oil temperature at 60,℃

如圖12所示，隨機油溫度的增加，機油黏度下降，機油流動性能增加，潤滑性能改善，因此氣門機構(gòu)摩擦損失減小，驅(qū)動功率減?。?dāng)機油溫度大于50,℃時，機油黏度的減小不再明顯，氣門機構(gòu)驅(qū)動功率略有降低．另外，隨溫度的增加，黏性摩擦因數(shù)下降[14]，這也是溫度升高導(dǎo)致氣門機構(gòu)驅(qū)動功率下降的另一原因．

圖12 1 500,r/min時機油溫度對氣門機構(gòu)驅(qū)動扭矩的影響Fig.12 Effect of oil temperature on valve train driven torque at 1,500 r/min

另外，氣門型線及氣門彈簧剛度也會對氣門機構(gòu)運動過程中的摩擦力產(chǎn)生一定影響，若摩擦力增大，則氣門機構(gòu)驅(qū)動功率也相應(yīng)增大．由于實驗條件及加工條件的限制，沒有進行不同氣門型線及氣門彈簧剛度的影響規(guī)律測試實驗．

5 全可變氣門機構(gòu)對發(fā)動機燃油經(jīng)濟性影響

在圖6和表1所示的發(fā)動機上進行了3種負荷控制方式的實驗，這 3種負荷控制方式包括：傳統(tǒng)的節(jié)氣門開度負荷控制、進氣門升程負荷控制(取消節(jié)氣門)、負氣門重疊角負荷控制(取消節(jié)氣門)，3種負荷控制方式的氣門型線如圖13所示．

圖13所示是采用全可變氣門機構(gòu)進行負荷控制的 3種氣門型線．節(jié)氣門控制下的 SI燃燒采用固定的氣門型線，進排氣門升程均為 9,mm，開啟持續(xù)期均為 201°CA，氣門重疊角為 30°CA．進氣門升程負荷控制下的 SI燃燒的氣門型線：保持排氣門型線不變，進氣門開啟時刻不變，進氣門最大升程從0.9,mm變化到 2.5,mm 可實現(xiàn)負荷(平均有效壓力 pe) 0.2,MPa到0.6,MPa的燃燒，而進氣門開啟持續(xù)期從50°CA變化到 98°CA．對于負氣門重疊角控制的燃燒，進排氣門相位及升程均有所變化，排氣門升程1.4,mm，排氣門持續(xù)期為 75°CA，進氣門升程在0.9,mm到 2.7,mm之間變化，進氣門持續(xù)期 50°CA到 105°CA．為了優(yōu)化燃燒，在最大升程變化的同時會適當(dāng)調(diào)整進排氣門正時．

圖13 3種負荷控制方式的氣門型線Fig.13 Valve profiles for three load control methods

如圖 14所示，3種負荷控制方式下氣門機構(gòu)消耗的驅(qū)動功率隨平均有效壓力增加變化不大，主要是因為隨負荷增加氣門最大升程變化很小，但三者之間差別較大．傳統(tǒng)的節(jié)氣門負荷控制進排氣門最大升程均較大，驅(qū)動功率也較高，約為 700,W．其次是進氣門升程負荷控制，驅(qū)動功率最小的是負氣門重疊角負荷控制．負氣門重疊角負荷控制由于進排氣門最大升程均較小，消耗的氣門機構(gòu)驅(qū)動功率僅為 50,W左右．

圖15所示是3種負荷控制方式下的燃油經(jīng)濟性對比．從圖中可以看出，采用升程較小的負荷控制方法，發(fā)動機油耗較小，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速 1,500,r/min，平均有效壓力為 0.2,MPa時油耗較傳統(tǒng)的節(jié)氣門開度負荷控制方法降低 18.8%．氣門升程的降低是燃油經(jīng)濟性改善的重要原因之一．除此之外，泵氣損失的降低及燃燒速度的加快也是燃油經(jīng)濟性改善的原因．

對于傳統(tǒng)的發(fā)動機而言，由于沒有可變升程機構(gòu)，為保證發(fā)動機的動力性，通常氣門最大升程設(shè)計的較大，在額定工況點能夠取得較佳的充氣效率[15]，而在中小負荷則消耗了大量的驅(qū)動功率．

對于采用可變升程機構(gòu)的發(fā)動機，在不同的負荷采用不同的氣門最大升程，在取消節(jié)氣門后可以同時兼顧充氣效率以及氣門機構(gòu)驅(qū)動能耗，同時泵氣損失還因為取消了節(jié)氣門而大幅度下降，因此能夠取得較好的發(fā)動機燃油經(jīng)濟性[13]．

圖14 發(fā)動機轉(zhuǎn)速 1,500,r/min時不同負荷下的氣門機構(gòu)驅(qū)動功率Fig.14 Valve train driven power under different engine loads at 1,500,r/min

圖15 發(fā)動機轉(zhuǎn)速為 1,500,r/min、不同 BMEP下，3種負荷控制方式的有效比油耗Fig.15 Effect of BMEP on brake specific fuel consumption of three load control methods at 1,500 r/min

6 結(jié) 語

本文對全可變氣門機構(gòu)的能量消耗進行了實驗研究．測量了VVT電磁閥、VVL直流電機的電能消耗以及不同氣門升程、不同機油溫度、不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速下氣門機構(gòu)的驅(qū)動功率消耗．實驗結(jié)果表明，電磁閥和直流電機消耗的電能較?。畾忾T機構(gòu)驅(qū)動功率隨氣門最大升程增加變化較大，氣門最大升程從1,mm增加到9,mm，氣門機構(gòu)驅(qū)動功率從59,W增加到 700,W．采用氣門升程控制負荷的方法，由于氣門機構(gòu)能耗降低等原因，發(fā)動機燃油經(jīng)濟性有大幅度的改善，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速 1,500,r/min，平均有效壓力為0.2,MPa時油耗降低18.8%．

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(責(zé)任編輯：孫立華)

Energy Consumption on a Variable Valve Actuating System of Gasoline Engine

Ban Zhibo，Xie Hui，He Yu
(State Key Laboratory of Engines，Tianjin University，Tianjin 300072，China)

Application of the variable valve actuation (VVA) system is an effective way to reduce the gasoline engine fuel consumption. Energy consumption of valve train system will be changed after VVA system applied on the gasoline engine. Aim of the study is to understanding the energy consumption of VVA system which is equipped on the gasoline engine. Experimental data on the electronic power consumption of both the electromagnetic valve for variable valve timing (VVT) system and DC motor for variable valve lift (VVL) system were analyzed. The driven power of valve train system was measured and analyzed. Results show that the energy consumption of both the electromagnetic valve and DC motor is quite small compared to the driven power of the valve train system. At 1 500 r/min engine speed and 60 ℃ oil temperature，the decrease of valve lift from 9 mm to 1 mm has led to valve train energy consumption reduction from 700,W to 50,W. Engine load controlled by negative valve overlap can reduce fuel consumption by 18.8% at 1,500,r/min and 0.2 MPa BMEP(brake mean effective pressure). Small intake and exhaust valve lifts are key reason of reducing fuel consumption.

variable valve timing(VVT)；variable valve lift(VVL)；energy consumption；driven power

TK417

A

0493-2137(2014)08-0665-07

10.11784/tdxbz201210025

2012-10-15；

2012-12-19.

國家自然科學(xué)基金資助項目(50776061).

班智博（1984— ），男，博士研究生，banzhibo@163.com.通訊作者：謝 輝，xiehui@tju.edu.cn.