柴俊霖，田瑞，楊富斌，張紅光

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車用柴油機(jī)余熱回收有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)方案熱經(jīng)濟(jì)性對(duì)比分析

柴俊霖1，田瑞1，楊富斌2，張紅光2

（1內(nèi)蒙古工業(yè)大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，內(nèi)蒙古呼和浩特 010051；2北京工業(yè)大學(xué)環(huán)境與能源工程學(xué)院，北京 100124）

為實(shí)現(xiàn)對(duì)車用柴油機(jī)余熱能量的充分回收，針對(duì)簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)和雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)進(jìn)行對(duì)比分析研究。根據(jù)某車用六缸柴油機(jī)的臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果，在研究其變工況下余熱特性的基礎(chǔ)上，建立兩種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的熱力學(xué)模型和經(jīng)濟(jì)模型，并對(duì)兩個(gè)系統(tǒng)的熱經(jīng)濟(jì)性進(jìn)行了對(duì)比分析。結(jié)果表明：在柴油機(jī)整個(gè)工況范圍內(nèi)，雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的凈輸出功率、功率提升率和有效燃油消耗率改善度均優(yōu)于簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)，最大值分別為24.38 kW、8.71%和8.01%；雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的單位能量產(chǎn)出成本為0.8089 CNY·(kW·h)?1，比簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)低19.26%。

車用柴油機(jī)；余熱回收；有機(jī)朗肯循環(huán)；系統(tǒng)方案；熱經(jīng)濟(jì)性

引 言

汽車作為主要的交通工具，仍以消耗傳統(tǒng)石油燃料為主。從目前車用發(fā)動(dòng)機(jī)能量利用平衡來(lái)看，燃料燃燒總熱量的約1/3用于動(dòng)力輸出，除摩擦、機(jī)械等消耗小部分能量外，其余大約一半的能量主要通過(guò)排氣及冷卻水以余熱的形式損失[1]。而且根據(jù)國(guó)家統(tǒng)計(jì)局發(fā)布的數(shù)據(jù)顯示，2015年末全國(guó)民用汽車保有量達(dá)到了17228萬(wàn)輛[2]，車用發(fā)動(dòng)機(jī)能源浪費(fèi)嚴(yán)重。因此，進(jìn)行車用發(fā)動(dòng)機(jī)余熱回收利用對(duì)降低燃油消耗量、減少污染物排放、保障國(guó)家能源安全意義重大。

在車用發(fā)動(dòng)機(jī)余熱回收技術(shù)中，有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)由于其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、熱效率較高、穩(wěn)定性高、維修容易等優(yōu)點(diǎn)受到國(guó)內(nèi)外廣泛關(guān)注[3-7]，且已設(shè)計(jì)了不同形式的有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)方案[8-12]。其中同時(shí)回收發(fā)動(dòng)機(jī)排氣余熱能量和發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)余熱能量的雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)新方案已成為研究熱點(diǎn)。Shu等[9]研究了回收車用柴油機(jī)排氣和冷卻水余熱能量的雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)在不同循環(huán)工質(zhì)時(shí)的熱力學(xué)性能，Zhang等[13]對(duì)輕型車用柴油機(jī)雙有機(jī)朗肯循環(huán)聯(lián)合系統(tǒng)在不同負(fù)載下的輸出功率進(jìn)行了研究，董小瑞等[14]設(shè)計(jì)了回收車用柴油機(jī)排氣和冷卻水余熱能的雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)，并就其凈輸出功率、熱效率等進(jìn)行了分析。而雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)相比于傳統(tǒng)的只回收發(fā)動(dòng)機(jī)排氣余熱能量的簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)在熱經(jīng)濟(jì)性方面的對(duì)比分析未見報(bào)道，而熱經(jīng)濟(jì)性分析是方案選擇、系統(tǒng)優(yōu)化、技術(shù)應(yīng)用推廣等的理論基礎(chǔ)。

針對(duì)一臺(tái)車用六缸柴油機(jī)的臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果，分析了其在變工況下的余熱特性，對(duì)典型的簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)和雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)兩種方案進(jìn)行了熱力學(xué)性能和經(jīng)濟(jì)性能的對(duì)比分析研究。

1 車用柴油機(jī)余熱特性

為了分析有機(jī)朗肯循環(huán)不同系統(tǒng)方案對(duì)車用柴油機(jī)余熱的回收效果，須先對(duì)車用柴油機(jī)不同運(yùn)行工況下的余熱特性進(jìn)行研究。選用一臺(tái)增壓中冷直列六缸車用柴油機(jī)為研究對(duì)象，其基本參數(shù)見表1。試驗(yàn)過(guò)程中柴油機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為600～2200 r·min-1，取值間隔為100 r·min-1，柴油機(jī)轉(zhuǎn)矩范圍為0～1600 N·m。

圖1為試驗(yàn)得到的柴油機(jī)排氣溫度隨柴油機(jī)轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的變化情況。從圖中可以看出，柴油機(jī)排氣溫度隨柴油機(jī)轉(zhuǎn)矩的增加而增加，受柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的影響較小，排氣溫度最大達(dá)到818.95 K，大部分集中于490～655 K之間。

圖2為柴油機(jī)排氣質(zhì)量流量隨柴油機(jī)轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的變化情況。從圖中可以看出，柴油機(jī)排氣質(zhì)量流量隨柴油機(jī)轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的增加而增加，其最大值可以達(dá)到0.48 kg?s-1。

表1 車用柴油機(jī)的基本參數(shù)

圖1 柴油機(jī)排氣溫度

圖2 柴油機(jī)排氣質(zhì)量流量

圖3為柴油機(jī)最大可用排氣能量隨柴油機(jī)轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的變化情況。柴油機(jī)最大可用排氣能量是指其排氣溫度降低到酸露點(diǎn)時(shí)所釋放出的能量。從圖中可以看出，柴油機(jī)最大可用排氣能量隨柴油機(jī)轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的增加而增加，在額定工況點(diǎn)，柴油機(jī)最大可用排氣能量可達(dá)292.95 kW。

圖3 柴油機(jī)最大可用排氣能量

圖4為柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)能量隨柴油機(jī)轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的變化情況。柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)能量是指柴油機(jī)運(yùn)行過(guò)程中通過(guò)冷卻液所釋放出的能量。從圖中可以看出，柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)能量與最大可用排氣能量變化趨勢(shì)相同，隨柴油機(jī)轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的增加而增加，其最大值為233.78 kW。

圖4 柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)能量

2 兩種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的熱力學(xué)模型

在建立簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)和雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)熱力學(xué)模型之前應(yīng)選取循環(huán)有機(jī)工質(zhì)。工質(zhì)的特性不僅影響有機(jī)朗肯循環(huán)的熱力學(xué)性能，還與系統(tǒng)經(jīng)濟(jì)性密切相關(guān)。在綜合分析柴油機(jī)余熱特性和文獻(xiàn)[15-16]研究成果的基礎(chǔ)上，選擇R245fa作為循環(huán)工質(zhì)，表2為R245fa的特性參數(shù)。

2.1 簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的熱力學(xué)模型

簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)由工質(zhì)泵、蒸發(fā)器、膨脹機(jī)、發(fā)電機(jī)、冷凝器、儲(chǔ)液罐等組成。圖5為簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)示意圖，圖6是其對(duì)應(yīng)的-圖。

表2 R245fa的特性參數(shù)

圖5 簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)

圖6 簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)T-s圖

簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)工作過(guò)程：飽和液態(tài)工質(zhì)經(jīng)工質(zhì)泵加壓后進(jìn)入蒸發(fā)器（1-2表示加壓過(guò)程），在蒸發(fā)器中吸收柴油機(jī)排氣能量變?yōu)轱柡突蜻^(guò)熱蒸氣（2-3表示等壓加熱過(guò)程），蒸發(fā)后的工質(zhì)在膨脹機(jī)中膨脹帶動(dòng)發(fā)電機(jī)輸出電能（3-4表示膨脹過(guò)程），膨脹后的乏氣進(jìn)入冷凝器與冷卻水換熱變?yōu)轱柡鸵簯B(tài)（4-1表示等壓冷凝過(guò)程），液態(tài)工質(zhì)流入儲(chǔ)液罐再由工質(zhì)泵加壓送至蒸發(fā)器，開始下一次循環(huán)。

簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的熱力學(xué)模型

2.2 雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的熱力學(xué)模型

雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)包括低溫循環(huán)和高溫循環(huán)，其中低溫循環(huán)用于回收柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)余熱能量，高溫循環(huán)用于回收柴油機(jī)排氣余熱能量，兩個(gè)循環(huán)通過(guò)熱交換器聯(lián)系。圖7為雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)示意圖，圖8是其對(duì)應(yīng)的-圖。

圖7 雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)

圖8 雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)T-s圖

雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)工作過(guò)程：

（1）低溫循環(huán)。飽和液態(tài)工質(zhì)經(jīng)工質(zhì)泵1加壓后進(jìn)入蒸發(fā)器1（L1-L2表示加壓過(guò)程），在蒸發(fā)器1中吸收柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)能量（L2-L3表示等壓加熱過(guò)程），隨后進(jìn)入熱交換器中吸收高溫循環(huán)做功后乏氣的熱量變?yōu)轱柡突蜻^(guò)熱蒸氣（L3-L4表示等壓加熱過(guò)程），氣態(tài)工質(zhì)在膨脹機(jī)1中膨脹帶動(dòng)發(fā)電機(jī)1輸出電能（L4-L5表示膨脹過(guò)程），膨脹后的乏氣進(jìn)入冷凝器與冷卻水換熱變?yōu)轱柡鸵簯B(tài)流入儲(chǔ)液罐1（L5-L1表示等壓冷凝過(guò)程）。

（2）高溫循環(huán)。與上述簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的工作基本相同，只是冷凝放熱過(guò)程（H4-H1）是通過(guò)熱交換器與低溫循環(huán)工質(zhì)進(jìn)行換熱。

雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的熱力學(xué)模型：

① 低溫循環(huán)

② 高溫循環(huán)

(3)

③ 雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)凈輸出功率為

式中，L1、L2、L3、L4、L5表示-圖中低溫循環(huán)各狀態(tài)點(diǎn)；H1、H2、H3、H4表示-圖中高溫循環(huán)各狀態(tài)點(diǎn)；其他參數(shù)同式（1）。

2.3 評(píng)價(jià)參數(shù)

為了對(duì)兩種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)方案熱力學(xué)性能進(jìn)行分析，選取凈輸出功率、功率提升率i和有效燃油消耗率改善度be進(jìn)行研究，凈輸出功率前面已有介紹，其他兩個(gè)參數(shù)表達(dá)式如下

2.4 系統(tǒng)假設(shè)條件

基于車用柴油機(jī)有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的運(yùn)行條件，就兩種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)作如下假設(shè)。

① 系統(tǒng)均在穩(wěn)定狀態(tài)下運(yùn)行。

② 忽略管路中的壓力損失和散熱損失。

③ 膨脹機(jī)等熵效率為60%[17]，工質(zhì)泵等熵效率為80%[5]，蒸發(fā)器換熱效率為60%[18]。

④ 簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)蒸發(fā)壓力取為3 MPa，過(guò)熱度為10 K，冷凝溫度為303.15 K。

⑤ 雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)熱交換器換熱效率為85%[18]；高溫循環(huán)蒸發(fā)壓力取為3 MPa，過(guò)熱度為10 K，冷凝溫度取為353.15 K；低溫循環(huán)蒸發(fā)溫度為343.15 K，過(guò)熱度為0 K，冷凝溫度為303.15 K。

3 兩種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)模型

選取單位能量產(chǎn)出成本（LEC）為系統(tǒng)經(jīng)濟(jì)性評(píng)價(jià)參數(shù)。單位能量產(chǎn)出成本[USD·(kW·h)?1]簡(jiǎn)化表達(dá)式為[19]

式中，CRF為投資回收因子；tot2014為2014年的系統(tǒng)初期投資成本；COM為系統(tǒng)運(yùn)行維護(hù)成本，取為tot2014的1.5%；op為系統(tǒng)年運(yùn)行時(shí)間，取為7000 h。

投資回收因子CRF可參考文獻(xiàn)[20]，關(guān)系式為

式中，為利息率，取為5%；LTpl為系統(tǒng)使用壽命，取為20 a。

2014年的系統(tǒng)初期投資成本tot2014可由2001年的系統(tǒng)初期投資成本tot2001轉(zhuǎn)化計(jì)算得到

式中，CEPCI2014576.1[21]，CEPCI2001394[22]。

系統(tǒng)初期投資成本為系統(tǒng)各部件的投資費(fèi)用之和

在有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)中，換熱器的投資費(fèi)用占到系統(tǒng)總投資費(fèi)用的80%～90%[23-25]，因此總投資費(fèi)用也可近似表示為

(10)

式中，為修正系數(shù)，取為1.25；EVP、CON分別為蒸發(fā)器、冷凝器的投資費(fèi)用，以下統(tǒng)一用表示，計(jì)算式為[22]

式中，0p,i為換熱器的基本投資費(fèi)用；1、2和1、2、3是與換熱器類型有關(guān)的常數(shù)；M,i為換熱器材料因子；F,i為換熱器壓力因子；p為換熱器工作表壓力；1、2、3是與換熱器類型和工作表壓力有關(guān)的常數(shù)；A為傳熱面積。常數(shù)、、和M,i可由文獻(xiàn)[22]得到，見表3。

表3 換熱器費(fèi)用估算相關(guān)系數(shù)

換熱器傳熱面積的計(jì)算式為

式中，Q為換熱器最大換熱量；h為總傳熱系數(shù)；Δm,i為對(duì)數(shù)傳熱溫差。

忽略污垢層熱阻，總傳熱系數(shù)可表示為

換熱器類型不同，傳熱形式不同，傳熱系數(shù)不同。表4列出了所選換熱器在不同傳熱形式時(shí)對(duì)應(yīng)的傳熱系數(shù)經(jīng)驗(yàn)公式。其中，雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)（圖7）中的熱交換器對(duì)高溫循環(huán)來(lái)說(shuō)為冷凝器，對(duì)低溫循環(huán)來(lái)說(shuō)為蒸發(fā)器。

4 熱經(jīng)濟(jì)性計(jì)算結(jié)果與對(duì)比分析

圖9為兩種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)凈輸出功率隨柴油機(jī)工況的變化情況。

從圖中可以看出，兩種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)凈輸出功率隨柴油機(jī)轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的增加而增加，雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)凈輸出功率大于簡(jiǎn)單朗肯循環(huán)系統(tǒng)凈輸出功率，在柴油機(jī)額定工況點(diǎn)，均達(dá)到最大值，分別為16.08和24.38 kW。且簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)在柴油機(jī)中等轉(zhuǎn)矩以下的工況范圍內(nèi)，凈輸出功率基本都小于5 kW，而雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)凈輸出功率小于5 kW的范圍相對(duì)要小，主要是因?yàn)樵诓裼蜋C(jī)中等轉(zhuǎn)矩以下的工況范圍內(nèi)冷卻系統(tǒng)余熱能量比排氣余熱能量多，雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)比簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)優(yōu)勢(shì)更加明顯。

表4 傳熱系數(shù)經(jīng)驗(yàn)公式

圖9 兩種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)凈輸出功率

圖10 兩種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)功率提升率

圖10為兩種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)功率提升率隨柴油機(jī)工況的變化情況。由圖可以看出，對(duì)于簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)，功率提升率主要受轉(zhuǎn)矩影響，基本隨轉(zhuǎn)矩的增加而增加，其最大值為5.75%；對(duì)于雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)，功率提升率同時(shí)受轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的影響（隨轉(zhuǎn)速的增加，功率提升率基本上先增加再減少然后再增加；隨轉(zhuǎn)矩的增加，功率提升率基本上先減少后增加），在額定工況點(diǎn)達(dá)到最大值8.71%。且簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)在柴油機(jī)大部分工況下，功率提升率均小于3%，而雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的功率提升率在所有工況范圍內(nèi)均大于4%。

圖11為兩種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)有效燃油消耗率改善度隨柴油機(jī)工況的變化情況?？梢钥闯?，兩種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的有效燃油消耗率改善度與功率提升率具有相同的變化趨勢(shì)。簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的有效燃油消耗率改善度最大值為5.43%，雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)最大值為8.01%。

表5為在系統(tǒng)換熱量最大即柴油機(jī)額定工況點(diǎn)時(shí)計(jì)算得到兩種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的各種成本。由表可知，雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的單位能量產(chǎn)出成本為0.8089 CNY·(kW·h)?1，比簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)低19.26%，這是因?yàn)殡p有機(jī)朗肯循環(huán)比簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)對(duì)應(yīng)的tot2014提高比例小于其凈輸出功率提高的比例。

表5 柴油機(jī)額定工況點(diǎn)時(shí)兩種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的各種成本

Note: 1 USD6.8903 CNY.

圖11 兩種有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)有效燃油消耗率改善度

5 結(jié) 論

（1）在柴油機(jī)整個(gè)工況范圍內(nèi)，雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的凈輸出功率和功率提升率大于簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的凈輸出功率和功率提升率，且均在柴油機(jī)額定工況點(diǎn)達(dá)到最大值，分別為24.38 kW、8.71%和16.08 kW、5.75%。

（2）在柴油機(jī)中等轉(zhuǎn)矩以下的工況范圍內(nèi)，雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的凈輸出功率比簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)提高優(yōu)勢(shì)更加明顯。

（3）在柴油機(jī)整個(gè)工況范圍內(nèi)，有效燃油消耗率改善度變化趨勢(shì)與功率提升率相同，在柴油機(jī)額定工況點(diǎn)兩系統(tǒng)均達(dá)到最大值，分別為8.01%和5.43%。

（4）雙有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的單位能量產(chǎn)出成本比簡(jiǎn)單有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)低19.26%。

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Thermo-economic comparative analysis of different organic Rankine cycle system schemes for vehicle diesel engine waste heat recovery

CHAI Junlin1, TIAN Rui1, YANG Fubin2, ZHANG Hongguang2

(1College of Energy and Power Engineering, Inner Mongolia University of Technology, Hohhot 010051, Inner Mongolia, China;2College of Environmental and Energy Engineering, Beijing University of Technology, Beijing 100124, China)

In order to have a full recovery of the waste heat from a vehicle diesel engine, simple organic Rankine cycle (ORC) system and dual-loop organic Rankine cycle (ORC) system are compared and investigated. According to bench test results of a vehicle six-cylinder diesel engine, the thermodynamic models and economic models of both ORC systems are established, and the thermo-economic comparative analysis of both ORC systems are done on the basis of the study on waste heat characteristics under engine various operating conditions. The results show that, under engine entire operating conditions, net power output, augmentation proportion of power output and improvement of brake specific fuel consumption (BSFC) of the dual-loop ORC system are better than the simple ORC system, the maximum value are 24.38 kW、8.71% and 8.01% separately; Levelized Energy Cost (LEC) of the dual-loop ORC system is 0.8089 CNY·(kW·h)?1and 19.26% lower than the simple ORC system.

vehicle diesel engine; waste heat recovery; organic Rankine cycle; system scheme;thermo- economy

10.11949/j.issn.0438-1157.20170004

TK 406

A

0438—1157（2017）08—3258—08

田瑞。第一作者：柴俊霖（1979—），女，博士研究生，講師。

國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目（51376011）；北京市自然科學(xué)基金項(xiàng)目（3152005）；內(nèi)蒙古工業(yè)大學(xué)科研項(xiàng)目（ZD201606）。

2017-01-03收到初稿，2017-03-21收到修改稿。

2017-01-03.

Prof. TIAN Rui, tianr@imut.edu.cn

supported by the National Natural Science Foundation of China (51376011), the Natural Science Foundation of Beijing (3152005) and the Scientific Research Program of Inner Mongolia University of Technology (ZD201606).