王軍， 郭珍， 徐宏， 蘇鐵熊， 張翼

(1. 中北大學(xué)， 山西 太原 030051； 2. 中國北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津)， 天津 300400)

?

某先進(jìn)高速柴油機(jī)氣缸蓋結(jié)構(gòu)評(píng)估

王軍1， 郭珍2， 徐宏1， 蘇鐵熊1， 張翼1

(1. 中北大學(xué)， 山西 太原 030051； 2. 中國北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津)， 天津 300400)

以某引進(jìn)的高速柴油機(jī)氣缸蓋為研究對(duì)象，采用有限元方法對(duì)氣缸蓋的溫度場、熱機(jī)耦合作用下的疲勞強(qiáng)度和密封性進(jìn)行了數(shù)值仿真和分析，探討其設(shè)計(jì)理念及進(jìn)一步提升性能的可行性，為國產(chǎn)化改進(jìn)和設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。結(jié)果表明，該柴油機(jī)強(qiáng)化程度達(dá)26 MPa·m/s，但氣缸蓋仍保持足夠的強(qiáng)度、較低的溫度和良好的密封，最大工作應(yīng)力195 MPa，最高溫度355 ℃，疲勞安全系數(shù)為1.7，在進(jìn)一步提升柴油機(jī)性能時(shí)，該氣缸蓋的剛強(qiáng)度仍有足夠的裕度。

柴油機(jī)； 氣缸蓋； 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)； 有限元分析

氣缸蓋是組成柴油機(jī)燃燒室的關(guān)鍵零件之一，其內(nèi)部布置有進(jìn)排氣道、冷卻水腔、氣門導(dǎo)管孔、噴油器安裝孔、螺栓孔等功能結(jié)構(gòu)，形狀十分復(fù)雜。氣缸蓋在燃?xì)庾饔昧?、螺栓預(yù)緊力和高溫傳熱綜合作用下，承受著很大的熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷，溫度場、疲勞強(qiáng)度、密封性能等是氣缸蓋設(shè)計(jì)的重點(diǎn)[1-3]。

目前針對(duì)氣缸蓋的研究方法主要有仿真和試驗(yàn)兩類，與試驗(yàn)方法相比，仿真方法具有縮短研究周期、降低研究費(fèi)用、可獲得一些試驗(yàn)無法測(cè)量的數(shù)據(jù)等優(yōu)點(diǎn)，已成為氣缸蓋現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法的發(fā)展方向，越來越受到人們的重視[4]。鄧幫林與郭立新等[5-6]基于流固耦合的方法對(duì)氣缸蓋的溫度場進(jìn)行了仿真研究；姚秀功等[7]采用有限元方法對(duì)柴油機(jī)氣缸蓋熱負(fù)荷進(jìn)行了仿真分析，確定了氣缸蓋溫度最高區(qū)域，分析了影響熱負(fù)荷的主要因素；徐巖、陶建忠等[8-10]分別考慮了非線性因素、溫度場影響和疲勞問題，采用有限元方法對(duì)氣缸蓋進(jìn)行了剛強(qiáng)度分析與評(píng)估；廖日東等[11]采用有限元方法研究了螺栓預(yù)緊力、螺栓位置、氣缸蓋材料等因素對(duì)氣缸蓋/氣缸套之間的密封性能的影響，計(jì)算出了保證密封的最小預(yù)緊力?？梢?，國內(nèi)外通過有限元仿真方法研究氣缸蓋結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、剛度、結(jié)構(gòu)改進(jìn)的研究工作可行且十分活躍。

某高速柴油機(jī)是從國外引進(jìn)的先進(jìn)高速大功率柴油機(jī)，具有較高的強(qiáng)化程度。為了吸收國外的先進(jìn)設(shè)計(jì)理念和設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，了解該機(jī)型的設(shè)計(jì)潛力,進(jìn)而實(shí)現(xiàn)該機(jī)型的改進(jìn)和變型設(shè)計(jì)，本研究采用有限元仿真方法從結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、溫度場、疲勞強(qiáng)度、密封性能等方面對(duì)該氣缸蓋進(jìn)行了研究。

1 模型的建立及驗(yàn)證

1.1 模型的建立

該柴油機(jī)氣缸V型布置，標(biāo)定轉(zhuǎn)速2 100 r/min，缸徑165 mm，缸心距228 mm，平均有效壓力2.0 MPa，強(qiáng)化系數(shù)26 MPa·m/s。氣缸蓋為單體式(見圖1)，長228 mm、高143.05 mm、寬296 mm，每缸4氣門，進(jìn)氣門直徑49 mm，排氣門直徑46.5 mm。進(jìn)、排氣道分別布置在氣缸蓋兩側(cè)，均采用漸擴(kuò)結(jié)構(gòu)，進(jìn)氣道采用螺旋式渦流進(jìn)氣道，使進(jìn)氣產(chǎn)生一定程度的旋轉(zhuǎn)以促進(jìn)油氣混合，改善燃燒。

在Pro/E中建立氣缸蓋、機(jī)體、氣缸墊、氣門座圈、螺栓、氣缸套等零件的三維實(shí)體模型，將模型導(dǎo)入有限元前處理軟件ANSA中進(jìn)行結(jié)構(gòu)離散、單元材料屬性設(shè)置、零件裝配、位移及接觸等約束邊界條件設(shè)置、載荷施加，得到氣缸蓋組合結(jié)構(gòu)有限元分析模型(見圖2)。將該組合結(jié)構(gòu)有限元模型導(dǎo)入ANSYS軟件中進(jìn)行仿真計(jì)算。

該柴油機(jī)用于發(fā)電機(jī)組，主要在標(biāo)定工況工作。本研究計(jì)算在標(biāo)定工況一個(gè)工作循環(huán)中預(yù)緊時(shí)刻和(最大)爆發(fā)時(shí)刻的熱機(jī)耦合應(yīng)力，這兩個(gè)時(shí)刻表征了熱機(jī)耦合作用下氣缸蓋承受交變載荷的極小值和極大值。

為了控制計(jì)算規(guī)模并提高計(jì)算精度，對(duì)氣缸蓋應(yīng)力集中和接觸等區(qū)域進(jìn)行了網(wǎng)格細(xì)化。采用不同單元的網(wǎng)格模型進(jìn)行試算，確定排氣道鼻梁區(qū)、氣門座孔處及氣門座圈網(wǎng)格為2 mm，其他區(qū)域和其他零件網(wǎng)格為5 mm。各裝配零件均采用四節(jié)點(diǎn)四面體單元，節(jié)點(diǎn)總數(shù)為625 134個(gè)。

1.2 材料特性

氣缸蓋、氣缸套材料為合金鑄鐵，氣門座圈材料為W6Mo5Cr4V2，機(jī)體材料為QT500，氣缸墊、螺栓材料為42CrMo。計(jì)算中氣缸蓋材料的彈性模量與泊松比隨溫度的變化而變化，其他零件材料的特性不隨溫度變化。主要材料的特性參數(shù)見表1。

表1 材料特性

1.3 邊界條件

1.3.1 位移及接觸邊界條件

氣缸蓋與氣門座圈、氣缸墊、氣缸蓋螺栓、氣缸套、機(jī)體等零件之間根據(jù)實(shí)際工作時(shí)的配合情況建立了相應(yīng)的接觸關(guān)系，氣缸蓋完全通過這些接觸關(guān)系進(jìn)行約束。在機(jī)體底面與機(jī)體剖面的交線上施加全約束。

1.3.2 傳熱邊界條件

采用傳熱理論第三類邊界條件對(duì)氣缸蓋分區(qū)設(shè)置了介質(zhì)溫度T和傳熱系數(shù)α[5-6]。

1) 火力面

火力面上燃?xì)馄骄鶄鳠嵯禂?shù)αgm和平均溫度Tgm(即燃?xì)饨橘|(zhì)溫度)的計(jì)算公式如下：

（1）

（2）

2) 冷卻水腔

冷卻水腔壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)由式(3)估算。

（3）

式中：vm是冷卻液的平均流速，該機(jī)冷卻液流量實(shí)測(cè)值為92 m3/h，根據(jù)水腔三維實(shí)體模型的體積及整機(jī)流量，估算出冷卻水的平均流速為2.5 m/s。

3) 氣道壁面

進(jìn)、排氣道壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)分別由下式計(jì)算：

（4）

（5）

4) 自由表面

氣缸蓋自由表面與空氣進(jìn)行自然對(duì)流傳熱，傳熱系數(shù)一般為11～290 W/(m2·K)，本次計(jì)算取11 W/(m2·K)。

經(jīng)過計(jì)算，氣缸蓋各區(qū)域的傳熱系數(shù)見表2。水腔的介質(zhì)溫度為實(shí)測(cè)的冷卻液的平均溫度，進(jìn)、排氣道壁的介質(zhì)溫度為實(shí)測(cè)的進(jìn)、排氣溫度，自由表面介質(zhì)溫度取室溫。

表2 氣缸蓋各區(qū)域傳熱系數(shù)

1.3.3 熱機(jī)耦合載荷邊界條件

在熱機(jī)耦合應(yīng)力計(jì)算時(shí)，氣缸蓋溫度場可視為穩(wěn)定不變。將溫度場作為應(yīng)力計(jì)算的邊界條件與機(jī)械載荷同時(shí)施加，進(jìn)行耦合應(yīng)力求解。

預(yù)緊時(shí)刻，機(jī)械載荷包括氣缸蓋螺栓的預(yù)緊力以及氣門座圈對(duì)缸蓋的裝配過盈力。主螺栓預(yù)緊力為134 kN，副螺栓預(yù)緊力為102 kN。氣門座圈的裝配過盈力通過在氣門座圈與座孔之間0.087 mm裝配過盈量來實(shí)現(xiàn)。

爆發(fā)時(shí)刻，氣缸蓋不但承受預(yù)緊時(shí)刻的機(jī)械載荷，還承受燃?xì)獾谋l(fā)壓力，最大燃燒壓力為14.6 MPa，按均布面力施加到火力面上。將作用在氣門上的燃?xì)鈮毫Π凑彰娣e比換算到氣門座圈的承力斜面上，也按均布面力加載，進(jìn)氣門座圈承力斜面的壓力為93.2 MPa，排氣門座圈承力斜面的壓力為81.3 MPa。

1.4 試驗(yàn)驗(yàn)證

在氣缸蓋頂部粘貼應(yīng)變片，測(cè)量標(biāo)定工況時(shí)的應(yīng)力值。應(yīng)變片位置見圖3。片1在兩排氣導(dǎo)管孔之間，片2在進(jìn)、排氣導(dǎo)管孔之間。仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比見表3，誤差在10%以內(nèi)，計(jì)算模型的精度滿足工程要求。

表3 應(yīng)力結(jié)果

2 溫度場結(jié)果及相應(yīng)結(jié)構(gòu)措施

2.1 溫度場分析

火力面是考察氣缸蓋溫度的重點(diǎn)區(qū)域，氣缸蓋是否會(huì)產(chǎn)生熱裂，火力面溫度是決定性因素。里卡多(Ricardo)公司的研究結(jié)果表明，鑄鐵氣缸蓋的工作溫度不應(yīng)超過375～400 ℃。

該氣缸蓋火力面的溫度場分布見圖4。由圖4可知，最高溫度為355 ℃，位于兩排氣座孔“鼻梁區(qū)”，噴油器座孔處溫度也較高，達(dá)342 ℃?？梢?，該氣缸蓋溫度在合理范圍，不會(huì)產(chǎn)生熱裂破壞。

2.2 冷卻設(shè)計(jì)

進(jìn)排氣門座之間的“鼻梁區(qū)”是氣缸蓋火力面溫度最高的區(qū)域，是氣缸蓋冷卻設(shè)計(jì)的關(guān)注重點(diǎn)。為了促進(jìn)該區(qū)域的散熱，降低溫度，該機(jī)主要采取兩種措施：1)減小鼻梁區(qū)處的底板壁厚(圖5為氣缸蓋底板結(jié)構(gòu)示意)，底板厚度為15.5 mm(保證火力面有足夠剛度)，在鼻梁區(qū)火力面加工有圓弧形的凹坑，最薄處僅為8.58 mm；2)強(qiáng)制冷卻，在同名氣門座孔之間鑄造出冷卻水腔，又在異名氣門座孔之間鉆孔(孔徑16 mm)噴水強(qiáng)制冷卻，在氣門之間的鼻梁區(qū)形成十字水腔(見圖6)。

另外，在每個(gè)氣缸蓋周圍對(duì)稱布置8個(gè)進(jìn)水孔(見圖4)，采用濕式噴油器消除了氣門和噴油器間三角區(qū)域的金屬堆積。這些措施均有利于氣缸蓋在較高的強(qiáng)化程度下仍保持較好的冷卻效果和合理的溫度，避免熱裂紋的產(chǎn)生。

3 強(qiáng)度分析

3.1 靜強(qiáng)度

有限元應(yīng)力分析結(jié)果表明，在熱機(jī)耦合作用下，氣缸蓋底板處的應(yīng)力最大，是應(yīng)重點(diǎn)關(guān)注的部位。表4列出底板上6個(gè)高應(yīng)力位置(圖6中數(shù)字所在區(qū)域)的應(yīng)力情況，位置1，2在底板上靠近排氣側(cè)進(jìn)水孔處，位置3，5在進(jìn)、排氣門座孔鼻梁區(qū)的強(qiáng)制冷卻水孔處，位置4，6在進(jìn)、排氣門座孔鼻梁區(qū)的鑄造水腔處。表中，σT為熱應(yīng)力，σf和σp分別為熱機(jī)耦合預(yù)緊時(shí)刻和爆發(fā)時(shí)刻的應(yīng)力，σm和σa分別為工作循環(huán)中的平均應(yīng)力和應(yīng)力幅，σm=(σf+σp)/2，σa=(σf-σp)/2。

表4 氣缸蓋高應(yīng)力區(qū)第1主應(yīng)力

由表4可以看出，這些考察位置在單純溫度場作用下也是高應(yīng)力區(qū)，而在單純機(jī)械負(fù)荷作用下應(yīng)力值較低，可見對(duì)于氣缸蓋底板，熱負(fù)荷對(duì)應(yīng)力水平起主導(dǎo)作用。

氣缸蓋材料的抗拉強(qiáng)度σb為320 MPa，第1主應(yīng)力最大值為195 MPa(位置2)，靜強(qiáng)度安全系數(shù)為1.64，在經(jīng)驗(yàn)安全系數(shù)1.5～2.5范圍內(nèi)，結(jié)構(gòu)安全。

3.2 疲勞強(qiáng)度

氣缸蓋在燃?xì)鈮毫Φ闹芷谛詣?dòng)載作用下極易產(chǎn)生疲勞現(xiàn)象[15]，需就其疲勞強(qiáng)度進(jìn)行必要的分析。

承受拉壓恒幅不對(duì)稱循環(huán)載荷零件的疲勞安全系數(shù)為

（6）

式中：σ-1為對(duì)稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限；Kσ為應(yīng)力集中系數(shù)；φσ為不對(duì)稱循環(huán)系數(shù)；β為表面質(zhì)量系數(shù)；εσ為尺寸系數(shù)。

對(duì)于氣缸蓋所用合金鑄鐵材料，σ-1=0.4，σb=128 MPa，Kσ取1，φσ取0.11，氣缸蓋高應(yīng)力部位位于鑄造水腔內(nèi)，表面質(zhì)量較差，β取0.5，由于氣缸蓋結(jié)構(gòu)較大，εσ取較小值0.6。

由式(6)結(jié)合表2中的平均應(yīng)力、應(yīng)力幅計(jì)算可知，氣缸蓋上疲勞最危險(xiǎn)部位位于底板上靠近排氣側(cè)的進(jìn)水孔處(圖6中位置1)，疲勞安全系數(shù)為1.7，大于1.25的評(píng)價(jià)指標(biāo)[12]，疲勞強(qiáng)度滿足工作需要。

4 密封性分析

氣缸蓋的密封性主要采用氣門座圈的變形及氣缸蓋與氣缸墊間的接觸比壓來評(píng)價(jià)。

4.1 氣門座圈的變形

氣門座圈通過過盈配合緊固在氣缸蓋的氣門座圈孔內(nèi)，通過有限元計(jì)算得到的位移主要由氣缸蓋沿氣缸中心線方向的位移和變形帶動(dòng)氣門座圈發(fā)生剛體位移而產(chǎn)生。

為了研究氣門座圈本身的變形情況，在每個(gè)氣門座圈的密封面選了4個(gè)點(diǎn)進(jìn)行位移考察(見圖7)，其中y方向與機(jī)體的氣缸排列方向平行。氣門座圈的位移值及失圓度值分別見表5、表6。對(duì)于同名氣門座圈，靠近柴油機(jī)前端的表示為“前”，靠近后端的表示為“后”，表中1、3點(diǎn)位移值為y方向位移，2、4點(diǎn)位移為x方向位移。

表5 進(jìn)氣門座圈考察點(diǎn)位移及失圓度 μm

表6 排氣門座圈考察點(diǎn)位移及失圓度 μm

由表5、表6中不同工況時(shí)4個(gè)氣門座圈失圓度值可以看出：1)進(jìn)氣門座圈失圓度較大，失圓度最大的是靠后的進(jìn)氣門座圈，為36 μm，排氣門座圈最大失圓度為5 μm；2)同名氣門座圈在相同工況下的變形基本一致，兩進(jìn)氣門失圓度值最大相差5 μm，兩排氣門失圓度值最大相差不超過2 μm。

4.2 氣缸蓋與氣缸墊的接觸比壓

預(yù)緊工況時(shí)氣缸蓋與氣缸墊的接觸比壓較爆發(fā)工況時(shí)要大。爆發(fā)工況氣缸蓋與氣缸墊的接觸比壓見圖8。由圖8可見，在爆發(fā)時(shí)氣缸蓋與氣缸墊之間仍保持較高的均勻的接觸比壓(超過了80 MPa)，滿足3倍最高燃燒壓力的要求[13]，能保證氣缸蓋與氣缸墊及缸套間的良好密封。

經(jīng)分析，良好的密封性是通過以下設(shè)計(jì)途徑實(shí)現(xiàn)的：1)該柴油機(jī)爆發(fā)工況時(shí)作用在氣缸蓋上燃?xì)庾饔昧?95 kN，每個(gè)氣缸蓋上螺栓總預(yù)緊力為947 kN(每個(gè)主螺栓134 kN，每個(gè)副螺栓102 kN)，實(shí)際螺栓總預(yù)緊力為每缸承受最大燃?xì)鈮毫Φ?倍； 2)采用4個(gè)主螺栓和4個(gè)副螺栓來連接氣缸蓋和機(jī)體。為縮短缸心距(228 mm)，在兩個(gè)氣缸蓋間采用騎縫式共用螺栓，而采用較多的螺栓，在保證總預(yù)緊力不減小的情況下可以相應(yīng)減小螺栓直徑，降低每個(gè)螺栓預(yù)緊力，減小螺栓間的距離，使氣缸墊的壓緊力更加均勻，減小了漏氣的可能性。

5 結(jié)論

a) 氣缸蓋的疲勞安全系數(shù)為1.7，強(qiáng)度有一定的裕度；

b) 通過采取在火力面上加工圓弧形凹坑、布置較多冷卻水進(jìn)水孔、使用濕式噴油器、鼻梁區(qū)鉆孔強(qiáng)制冷卻等結(jié)構(gòu)措施，降低火力面溫度；

c) 氣缸蓋剛度大，密封性好，工作時(shí)氣門座圈最大失圓度為36 μm，氣缸蓋與氣缸墊保持超過80 MPa的接觸比壓；

d) 有進(jìn)一步提升柴油機(jī)性能的空間，降溫、密封措施可為國產(chǎn)柴油機(jī)設(shè)計(jì)提供借鑒。

[1] 許道延，丁賢華.高速柴油機(jī)概念設(shè)計(jì)與實(shí)踐[M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004.

[2] 吳兆漢，汪長民.內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)[M]．北京：北京理工大學(xué)出版社，1990.

[3] Zhang Q, Zuo Z X, Liu J X. Failure analysis of a diesel engine cylinder head based on finite element method[J]．Engineering Failure Analysis,2013,34:51-58.

[4] 駱清國，劉紅彬，龔正波，等.柴油機(jī)氣缸蓋流固耦合傳熱分析研究[J]．兵工學(xué)報(bào)，2008，29(7)：769-773.

[5] 鄧幫林，劉敬平，楊靖，等.基于流固耦合的缸蓋溫度場分析[J]．汽車工程，2012，34(3)：203-206.

[6] 郭立新，楊海濤，夏興蘭，等.應(yīng)用直接耦合法模擬計(jì)算氣缸蓋、機(jī)體溫度場[J]．內(nèi)燃機(jī)工程，2007，28(5)：35-40.

[7] 姚秀功，程穎，蓋洪武.柴油機(jī)氣缸蓋熱負(fù)荷仿真分析[J]．車用發(fā)動(dòng)機(jī),2013(1)：61-65.

[8] 徐巖，田小飛，王艷霞.考慮非線性因素的氣缸蓋剛強(qiáng)度分析與評(píng)估[J]．車用發(fā)動(dòng)機(jī)，2011(6)：20-23.

[9] Cho S S,Shin C S,Lee C S,et al.Assessmentofanenginecylinder-head-blockjointusingfiniteelementanalysis[J].InternationalJournalofAutomotiveTechnology,2010,11(1):75-80.

[10] 陶建忠，佟德輝，李國祥，等.6200型柴油機(jī)氣缸蓋強(qiáng)度的有限元分析[J]．農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2007,38(11)：205-207.

[11] 廖日東，左正興.柴油機(jī)氣缸蓋/氣缸套之間的密封性能研究[J]．兵工學(xué)報(bào)，2000，21(1)：5-9.

[12] 周舟，楊懷剛.發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸蓋氣缸體一體化三維模擬研究[J]．車用發(fā)動(dòng)機(jī)，2007(5)：56-61.

[13] 吳世友，陳群，李偉.適應(yīng)高爆發(fā)壓力的高性能柴油機(jī)氣缸蓋設(shè)計(jì)[J]．汽車技術(shù)，2013(3)：41-46.

[14] 黎蘇，鄭清平，張坤鵬，等.天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸蓋流固耦合傳熱研究[J]．農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2012，43(7)：24-27.

[15] 叢林，于群，何敬宇，等.6S50MC-C柴油機(jī)氣缸蓋的疲勞仿真[J]．大連海事大學(xué)學(xué)報(bào)，2013，39(4)：82-85.

[16] 潘劍鋒，趙金剛，李德桃，等.多缸柴油機(jī)氣缸蓋溫度場試驗(yàn)研究[J]．車用發(fā)動(dòng)機(jī)，2009(2)：36-38.

[編輯： 袁曉燕]

Evaluation of Cylinder Head Structure for Advanced High Speed Diesel Engine

WANG Jun1, GUO Zhen2, XU Hong1, SU Tiexiong1, ZHANG Yi1

(1. North University of China, Taiyuan 030051, China;2. China North Engine Research Institute(Tianjin), Tianjin 300400, China)

For an advanced high speed diesel engine, the temperature field and the fatigue strength and sealing performance under thermal-mechanical coupling for cylinder head were simulated and analyzed with the finite element method. The design concept and the feasibility of improving performance were discussed, which provided the reference for homemade improvement and design. The results show that the cylinder head still keeps enough strength, low temperature and good sealing when the strengthened degree of diesel engine is 26 MPa·m/s. The maximum working stress is 195 MPa, the maximum temperature is 355 ℃ and the fatigue safety factor is 1.7. It is found that the stiffness and strength of cylinder head still have enough margin when the performance of diesel engine is further improved.

diesel engine; cylinder head; structure design; finite element analysis

2014-11-27；

2015-05-22

山西省國際科技合作計(jì)劃項(xiàng)目(2011081044)

王軍(1979—)，男，博士，主要研究方向?yàn)閮?nèi)燃機(jī)現(xiàn)代設(shè)計(jì)；wjsczq@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2015.05.002

TK423.2

B

1001-2222(2015)05-0008-05