李　革，王　嬋，李穎聰，方明輝

(1.浙江理工大學(xué) 機(jī)械與自動(dòng)控制學(xué)院，杭州　310018；2.湖州思達(dá)機(jī)械制造有限公司，浙江 湖州　313000；3.湖州師范學(xué)院，浙江 湖州　313000)

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曲柄滑塊式清選篩機(jī)構(gòu)慣性力平衡研究

李革1，王嬋1，李穎聰2，方明輝3

(1.浙江理工大學(xué) 機(jī)械與自動(dòng)控制學(xué)院，杭州310018；2.湖州思達(dá)機(jī)械制造有限公司，浙江 湖州313000；3.湖州師范學(xué)院，浙江 湖州313000)

摘要：利用解析法對(duì)曲柄滑塊式清選篩機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)及動(dòng)力學(xué)分析，得到構(gòu)件的慣性力和機(jī)構(gòu)的總慣性力，通過質(zhì)量代換法對(duì)該機(jī)構(gòu)進(jìn)行平衡建模，計(jì)算出機(jī)構(gòu)部分平衡時(shí)曲柄上添加的平衡質(zhì)量，并進(jìn)行平衡質(zhì)量的優(yōu)化分析。在履帶式谷物聯(lián)合收割機(jī)上進(jìn)行曲柄滑塊式清選篩機(jī)構(gòu)的振動(dòng)試驗(yàn)，獲取機(jī)架上不同點(diǎn)及駕駛室內(nèi)的振動(dòng)信號(hào)，采用時(shí)域平均法對(duì)振動(dòng)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，以驗(yàn)證理論分析正確性。理論分析及試驗(yàn)研究表明：曲柄滑塊式清選篩進(jìn)行部分平衡時(shí)，安裝在曲柄鏈輪上的平衡塊在矢徑r1=95mm、質(zhì)量為2kg時(shí)機(jī)器振動(dòng)達(dá)到最小。

關(guān)鍵詞：聯(lián)合收割機(jī)；曲柄滑塊式清選篩；慣性力

0引言

清選篩是聯(lián)合收割機(jī)的重要部件之一，其作用是實(shí)現(xiàn)物料與莖稈、穎殼、雜草等雜物之間的分離[1]。大多數(shù)聯(lián)合收割機(jī)采用曲柄搖桿式清選篩機(jī)構(gòu)，對(duì)該機(jī)構(gòu)振動(dòng)的研究主要是進(jìn)行慣性力平衡分析及運(yùn)動(dòng)仿真。近些年，我國的一些履帶式谷物聯(lián)合收割機(jī)借鑒國外的技術(shù)，開始應(yīng)用曲柄滑塊式清選篩機(jī)構(gòu)，以解決清選篩運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)安裝空間有限的問題，并可以達(dá)到簡化結(jié)構(gòu)的目的。但是，由于缺乏針對(duì)曲柄滑塊式清選篩機(jī)構(gòu)振動(dòng)的理論研究，我國的一些谷物聯(lián)合收割機(jī)的曲柄滑塊式清選篩機(jī)構(gòu)慣性力平衡量基本是憑經(jīng)驗(yàn)選取，造成了平衡量設(shè)計(jì)不合理、機(jī)器振動(dòng)過大、工作可靠性降低等問題。為此，本文就曲柄滑塊式清選篩的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了慣性力平衡研究，提出了該機(jī)構(gòu)慣性力平衡的優(yōu)化方法。

1工作原理及慣性力分析

1.1　曲柄滑塊式清選篩工作原理

將清選篩結(jié)構(gòu)簡化為一個(gè)具有兩個(gè)滑塊的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)(見圖1)，由曲柄(偏心輪)、連桿、篩面、滑塊1、滑塊2、機(jī)架及曲柄鏈輪組成。其中，曲柄與曲柄鏈輪為同軸固定連接，導(dǎo)軌固定于機(jī)架上。

1.偏心輪　2.連桿　3.清選篩　4.滑塊1

1.2　滑塊式清選篩運(yùn)動(dòng)學(xué)及慣性力分析

機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)分析有多種方法，常用的為圖解法和解析法。圖解法是利用理論力學(xué)中的運(yùn)動(dòng)合成原理，對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行速度和加速度的矢量合成[2]；解析法則是對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)建模，借助計(jì)算機(jī)分析運(yùn)動(dòng)過程中的參數(shù)特性并繪制參數(shù)曲線圖[3]，便于對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。本文采用解析法，建立位移方程式，進(jìn)行一次、二次求導(dǎo)，得到機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)速度及加速度。以曲柄回轉(zhuǎn)中心O為原點(diǎn)建立坐標(biāo)系XOY。一般履帶式谷物聯(lián)合收割機(jī)的曲柄滑塊式清選篩機(jī)構(gòu)中各桿長度及質(zhì)量分別為：L1=LOA=16mm、L2=LAB=59mm、L3=LBC=1 124mm、m1=1kg、m2=1kg、m3=70kg。其中，LOO1表示曲柄OA的質(zhì)心O1與O點(diǎn)的距離、LAO2表示AB的質(zhì)心O2與A點(diǎn)的距離，LBO3表示篩面質(zhì)心O3與B點(diǎn)的距離。同時(shí)有：LOO1=s1=L1/2、LAO2=s2=L2/2,質(zhì)心O3的相對(duì)位置為θ=6.53°、LBO3=s3=534mm，θ表示BO3連線與篩面BC的夾角，兩滑塊的運(yùn)動(dòng)方向線與水平面的夾角為β=30°；右側(cè)滑塊1的運(yùn)動(dòng)方向線與X軸的交點(diǎn)距原點(diǎn)O的距離l1=30mm，左側(cè)滑塊2的運(yùn)動(dòng)方向線與X軸的交點(diǎn)距原點(diǎn)O的距離l2=1 300mm；同軸固定連接的曲柄鏈輪與曲柄沿軸線方向的距離為h=200mm，平衡塊與偏心輪在同一平面內(nèi)；曲柄以w勻速轉(zhuǎn)動(dòng)。機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)模型為

式中A、B—鉸鏈點(diǎn)A、B的位移矢量；

VA、VB—鉸鏈點(diǎn)A、B的速度矢量；

aA、aB—鉸鏈點(diǎn)A、B的加速度矢量；

xA、xB—鉸鏈點(diǎn)A、B的水平位移；

yA、yB—鉸鏈點(diǎn)A、B的豎直位移；

VxA、VxB—鉸鏈點(diǎn)A、B的水平速度；

VyA、VyB—鉸鏈點(diǎn)A、B的豎直速度；

axA、axB—鉸鏈點(diǎn)A、B的水平加速度；

ayA、ayB—鉸鏈點(diǎn)A、B的水平加速度；

α1—曲柄轉(zhuǎn)角；

α2—連桿AB與水平面夾角。

由于本文中的篩面做平移運(yùn)動(dòng)，根據(jù)理論力學(xué)剛體平移定理[4]可知：鉸鏈點(diǎn)C的運(yùn)動(dòng)參數(shù)與鉸鏈點(diǎn)B的運(yùn)動(dòng)參數(shù)是相同的。同理，清選篩質(zhì)心的運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)也與鉸鏈點(diǎn)B運(yùn)動(dòng)參數(shù)一樣，所以不再對(duì)其進(jìn)行建模分析。

α2的計(jì)算過程為

同理得

式中α3—篩面BC與水平面的夾角。

機(jī)構(gòu)中各構(gòu)件質(zhì)心運(yùn)動(dòng)模型為

式中OO1、OO2、OO3—質(zhì)心O1、O2、O3的位移矢量；

VO1、VO2、VO3—質(zhì)心O1、O2、O3的位移矢量；

aO1、aO2、aO3—質(zhì)心O1、O2、O3的加速度矢量；

S1、S2、S3—質(zhì)心O1、O2、O3的質(zhì)心半徑。

慣性力的方向與加速度方向相反，計(jì)算時(shí)需要改變其數(shù)學(xué)符號(hào),得到各構(gòu)件的慣性力為

式中IO1、IO2、IO3—曲柄OA、連桿AB、篩面BC的慣性力矢量。

平衡前曲柄滑塊式清選篩機(jī)構(gòu)的總慣性力矢量為各構(gòu)件慣性力矢量之和，則有

I=IO1+IO2+IO3

式中I—平衡前機(jī)構(gòu)總慣性力矢量；

I—平衡前機(jī)構(gòu)總慣性力標(biāo)量；

Ix—平衡前機(jī)構(gòu)總慣性力水平分量；

Iy—平衡前機(jī)構(gòu)總慣性力豎直分量。

運(yùn)用MatLab軟件對(duì)上述機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真，得如圖2所示的曲柄滑塊式清選篩總慣性力標(biāo)量及水平豎直分量曲線圖。

2機(jī)構(gòu)慣性力的部分平衡

2.1　慣性力平衡模型分析

目前，有兩類方法可建立運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)的慣性力平衡模型，即線性無關(guān)矢量法和質(zhì)量代換法。其中，線性無關(guān)矢量法計(jì)算過程比較復(fù)雜，本文采用質(zhì)量代換法建立慣性力平衡模型。為使構(gòu)件在質(zhì)量代換前后構(gòu)件的慣性力和慣性力偶矩保持不變，應(yīng)滿足下列3個(gè)條件[2]：①代換前后構(gòu)件質(zhì)量不變；②代換前后構(gòu)件的質(zhì)心位置不變；③代換前后構(gòu)件對(duì)質(zhì)心軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量不變。

在本機(jī)構(gòu)中，清選篩的運(yùn)動(dòng)為平動(dòng)，所以可采用靜代換的方法進(jìn)行質(zhì)量代換，只需滿足前兩個(gè)條件。如圖1所示的曲柄滑塊清選篩，其運(yùn)動(dòng)形式為剛體的平動(dòng)，故篩面上的質(zhì)心位置不影響機(jī)構(gòu)的慣性力大小，本文中按其在構(gòu)件中心處考慮。構(gòu)件1、2、3的質(zhì)量分別為m1、m2、m3，并將各構(gòu)件的質(zhì)量通過靜代換方法得各鉸鏈點(diǎn)上的集中質(zhì)量為

式中m1O、m1A—構(gòu)件1在鉸鏈點(diǎn)O、A處的集中質(zhì)量；

m2A、m2B—構(gòu)件2在鉸鏈點(diǎn)A、B處的集中質(zhì)量；

m3B、m3C—構(gòu)件3在鉸鏈點(diǎn)B、C處的集中質(zhì)量。

所以，鉸鏈A、B兩點(diǎn)處的集中質(zhì)量為

mA=m1A+m2A

mB=m2B+m3B

式中mA—鉸鏈點(diǎn)A處的集中質(zhì)量；

mB—鉸鏈點(diǎn)B處的集中質(zhì)量；

mC—鉸鏈點(diǎn)C處的集中質(zhì)量。

在鉸鏈A處，集中質(zhì)量mA產(chǎn)生的慣性力，可在曲柄OA的反向延長線上添加平衡質(zhì)量m，使之滿足

式中r—平衡質(zhì)量矢徑，r=L1。

在鉸鏈B處，集中質(zhì)量mB產(chǎn)生的為往復(fù)慣性力IB，其大小隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化而變化，且與該點(diǎn)的加速度大小相關(guān)，則有

IB=mB×aB=mB×[axB,ayB]T

式中IB—平衡質(zhì)量慣性力矢量。

式中mb—矢徑為r時(shí)添加的平衡質(zhì)量；

r1—平衡質(zhì)量矢徑；

mb1—矢徑為r1時(shí)添加的平衡質(zhì)量；

Imbx—平衡質(zhì)量水平慣性力；

Imby—平衡質(zhì)量水平慣性力。

在對(duì)機(jī)構(gòu)鉸鏈點(diǎn)A、B、C等3點(diǎn)處的集中質(zhì)量進(jìn)行慣性力的完全平衡時(shí)，曲柄處的平衡塊質(zhì)量會(huì)很大，而且安裝位置有限。本文中只考慮A、B鉸鏈點(diǎn)處部分的慣性力平衡。

從圖1可以看出：河道兩側(cè)的兩塊綠地分別被劃分為多個(gè)不規(guī)則小三角形塊。小三角形塊的劃分是由指定區(qū)域的形狀規(guī)則程度所決定。整體計(jì)算邊界為規(guī)則的矩形時(shí)，三角網(wǎng)呈現(xiàn)出比較一致的小三角形塊；而計(jì)算邊界形狀極為不規(guī)則時(shí)，三角網(wǎng)則由差異較大的不同形狀、不同大小三角形組成。

圖2　平衡前慣性力曲線圖

2.2　平衡質(zhì)量優(yōu)化

對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行平衡時(shí)，以平衡后水平、豎直以及總慣性力的最大值最小并且平均值為最小作為優(yōu)化目標(biāo)進(jìn)行優(yōu)化。部分平衡后機(jī)構(gòu)慣性力為

式中I2—部分平衡后的機(jī)構(gòu)總慣性力。

基于MatLab軟件對(duì)機(jī)構(gòu)平衡前與平衡后慣性力進(jìn)行對(duì)比仿真分析，編輯main函數(shù)，在矢徑為r=L1=16mm時(shí)，平衡質(zhì)量mb在[0,40]之間以步長0.5kg取值計(jì)算，求得不同平衡質(zhì)量mb2下慣性力水平、豎直以及總慣性的最大值和平均值，分別表示為maxIx、maxIy、maxI、averIx、averIy及averI。繪制變化曲線如圖3所示。

圖3　矢徑r=16mm時(shí)平衡后慣性力曲線圖

由圖3可以看出：矢徑r=L1=16mm、曲柄上的平衡質(zhì)量在15～25kg之間時(shí)，整個(gè)機(jī)構(gòu)的慣性力較??；而當(dāng)平衡質(zhì)量繼續(xù)增加時(shí)，機(jī)構(gòu)的慣性力又繼續(xù)增大。由此可見，矢徑為r時(shí)的較優(yōu)平衡質(zhì)量在15～25kg之間。顯然，這么大的平衡質(zhì)量不合適，所以可通過增加平衡質(zhì)量矢徑的方法來減輕質(zhì)量。又因?yàn)槭馨惭b空間限制，在曲柄處增加平衡質(zhì)量矢徑不可能。所以，把平衡質(zhì)量轉(zhuǎn)移到與曲柄同軸固定連接的曲柄鏈輪上(兩者之間的距離200mm)，這時(shí)平衡質(zhì)量矢徑的長度可達(dá)95mm，即取r1=95mm。

在矢徑r1=95mm時(shí)，使mb1在 [0,4]kg之間以步長為0.5kg取值計(jì)算，求得不同平衡質(zhì)量mb1下慣性力水平豎直方向及總慣性的最大值和平均值，表示為maxI1x、maxI1y、maxI1、averI1x、averI1y及averI1。繪制變化曲線如圖4所示。

由圖4可以看出：矢徑r1=95mm、曲柄上的平衡質(zhì)量小于2kg時(shí)，隨著平衡質(zhì)量的增加，機(jī)構(gòu)的慣性力逐漸減小；而平衡質(zhì)量大于2.5kg后，隨著平衡質(zhì)量的增加，機(jī)構(gòu)慣性力越來越大。考慮到清選篩機(jī)構(gòu)質(zhì)量已經(jīng)很大，所以選取矢徑為r1時(shí)的平衡質(zhì)量進(jìn)行機(jī)構(gòu)慣性力平衡，此時(shí)機(jī)構(gòu)的較優(yōu)平衡質(zhì)量在2～2.5kg之間。

平衡質(zhì)量分別為2、2.5kg及未添加平衡質(zhì)量的慣性力曲線如圖5所示。其中，Ix2、Iy2,I2分別表示在2kg平衡質(zhì)量下的水平、豎直及總慣性力；Ix2.5、Iy2.5、I2.5分別表示在2.5kg平衡質(zhì)量下的水平、豎直及總慣性力；Ix、Iy、I分別表示在無平衡質(zhì)量下的水平、豎直及總慣性力。

圖5　不同平衡質(zhì)量下的慣性力曲線圖

3曲柄滑塊式清選篩機(jī)構(gòu)的振動(dòng)試驗(yàn)

為了驗(yàn)證上述理論的正確性，本文采用振動(dòng)測試儀對(duì)該機(jī)構(gòu)進(jìn)行了振動(dòng)試驗(yàn)。

3.1　試驗(yàn)設(shè)備

利用AVANT 數(shù)據(jù)采集與信號(hào)分析儀來獲取振幅大小的數(shù)據(jù)。該系統(tǒng)提供了振動(dòng)和噪聲分析領(lǐng)域的專業(yè)解決方案，能提供實(shí)時(shí)信號(hào)分析、沖擊測量分析、模態(tài)數(shù)據(jù)采集、聲壓分析及其他應(yīng)用。分析儀負(fù)責(zé)采集數(shù)據(jù)和實(shí)時(shí)分析，所有的實(shí)時(shí)分析均由DSP處理器完成，包括信號(hào)采集、抽取、濾波、實(shí)時(shí)分析及信號(hào)源輸出等；然后，數(shù)據(jù)通過USB電纜連接，傳輸?shù)接?jì)算機(jī)；計(jì)算機(jī)基于Windows應(yīng)用軟件則主要完成用戶測試設(shè)置、命令操作、信號(hào)及數(shù)據(jù)的顯示和存儲(chǔ)等工作。

3.2　試驗(yàn)測試

履帶式谷物聯(lián)合收割機(jī)的振源較為復(fù)雜，主要包括行走路面不平整、割臺(tái)、滾筒、發(fā)動(dòng)機(jī)及清選篩[5]。所以，本次試驗(yàn)在谷物聯(lián)合收割機(jī)處于停止?fàn)顟B(tài)、割臺(tái)和滾筒均不工作，以及發(fā)動(dòng)機(jī)以額定功率輸出的工況下進(jìn)行。試驗(yàn)的測試點(diǎn)1選在振動(dòng)影響最大的曲柄鏈輪軸承座附近；測試點(diǎn)2和3選在車架上，以觀察對(duì)車架振動(dòng)的影響；測試點(diǎn)4選在駕駛座附近，以觀察對(duì)駕駛員振動(dòng)的影響，如圖6(a)所示。疊加的平衡塊如圖6(b)所示，旨在方便測試不同平衡質(zhì)量下的機(jī)構(gòu)振動(dòng)。平衡塊的安裝平面位于曲柄鏈輪平面上，通過螺栓進(jìn)行固定，如圖6(c)所示。

1.測試點(diǎn)4　2.測試點(diǎn)3　3.平衡塊安裝位置　4.測試點(diǎn)2　5.測試點(diǎn)1

試驗(yàn)時(shí)，以平衡質(zhì)量在 [0,3]kg之間，步長為0.5kg進(jìn)行配重的添加，試驗(yàn)測試時(shí)間為40s。

在試驗(yàn)過程中，計(jì)算機(jī)進(jìn)行數(shù)據(jù)采集，并通過軟件進(jìn)行離線分析。針對(duì)獲取的振動(dòng)數(shù)據(jù)中混有噪聲干擾，本文采用時(shí)域平均法對(duì)振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行處理，消除無關(guān)信號(hào)，提高信噪比[6]，從而得到如圖7所示的振幅信號(hào)。

圖7　各測試點(diǎn)振幅信號(hào)圖分析

從圖7(a)、(b)中可以看出：測試點(diǎn)1、2在無配重情況下振幅達(dá)到最大；當(dāng)鏈輪上平衡質(zhì)量由小到大逐漸增加時(shí)，這兩個(gè)測試點(diǎn)的振幅也隨之減小；當(dāng)平衡質(zhì)量mb1=2kg時(shí)，振幅達(dá)到最??；當(dāng)平衡質(zhì)量大于2kg時(shí)，它們的振幅又隨之增大。

測試點(diǎn)3、4的振幅圖分別如圖7(c)、(d)所示。在平衡質(zhì)量mb1=1.5～2.5kg之間時(shí)，振動(dòng)比無配重時(shí)明顯減少，且受到發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)的影響，振源復(fù)雜。

綜合分析4個(gè)不同測試點(diǎn)的振幅信號(hào)圖，取曲柄鏈輪上平衡質(zhì)量2kg為曲柄滑塊式清選篩部分平衡時(shí)的最優(yōu)平衡質(zhì)量。添加2kg的平衡質(zhì)量后振幅的減小量如表1所示(取絕對(duì)值之后計(jì)算)。

表1　振動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果

4結(jié)論

1) 建立了曲柄滑塊式清選篩機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)及動(dòng)力學(xué)模型，得到清選篩機(jī)構(gòu)的總慣性力，并通過質(zhì)量代換法對(duì)慣性力進(jìn)行平衡建模。運(yùn)用MatLab軟件，對(duì)機(jī)構(gòu)添加平衡質(zhì)量前、后的慣性力進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)仿真分析。

2) 在清選篩機(jī)構(gòu)曲柄上添加矢徑為r=L1=16mm的平衡質(zhì)量時(shí)，機(jī)構(gòu)較優(yōu)的平衡質(zhì)量在15～5kg之間；矢徑r1=95mm時(shí)，機(jī)構(gòu)的較優(yōu)平衡質(zhì)量在2～2.5kg之間。鑒于機(jī)構(gòu)質(zhì)量已經(jīng)很大，且曲柄滑塊式清選篩曲柄上沒有安裝位置，所以本文選擇矢徑為r1=95mm時(shí)平衡質(zhì)量對(duì)機(jī)構(gòu)慣性力進(jìn)行部分平衡，并將平衡塊安裝在與曲柄同軸固定連接距離為h=200mm的曲柄鏈輪上。

3) 在理論分析和優(yōu)化的基礎(chǔ)上，對(duì)安裝有曲柄滑塊式清選篩的履帶式谷物聯(lián)合收割機(jī)進(jìn)行清選篩的振動(dòng)試驗(yàn)，將采集數(shù)據(jù)通過時(shí)域平均法分析。結(jié)果表明：在平衡質(zhì)量為2kg時(shí)測試點(diǎn)1、2的振幅峰值達(dá)到最小，且測試點(diǎn)3、4的振幅峰值相對(duì)無配重時(shí)也有較大幅度降低，峰值減小量最少21.2%，最多29.5%。通過理論分析和試驗(yàn)，建議曲柄滑塊式清選篩的曲柄鏈輪上平衡質(zhì)量安裝矢徑為r1=95mm、質(zhì)量為2kg，與曲柄方向成180°夾角。

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Abstract ID:1003-188X(2016)08-0024-EA

Investigation on Inertial Force Balancing of Slider-crank Type Cleaning Sieve

Li Ge1, Wang Chan1, Li Yingcong2, Fang Minghui3

(1.College of Machinery and Automation,Zhejiang Sci-Tech University,Hangzhou 310018,China;2.Huzhou starmachine manufacturing Co.LTD.,Huzhou 313000, China;3.Huzhou Universtiy,Huzhou 313000, China)

Abstract：Kinematics and dynamics analysis of the mechanism by analytical method in this paper, obtained the total inertia force of each part and the whole mechanism, analyzed by quality substitution method to built balance model, calculated the part balance quality of the crank and further to optimized. Designed vibration test for the union harvester which has the slider-crank type cleaning sieve, got vibration signal from the point in frame and the cab, vibration signals were processed by time domain average method which proved the correctness of theory analysis. Theoretical analysis and experimental study show that the slider-crank type cleaning sieve part balance quality which installed in the sprocket-crank equal to 2kg, radius vector was 95mm, at this time ,the mechanism has the minimum vibration and achieved the best state.

Key words：union harvest；slider-crank type cleaning sieve； inertial force

中圖分類號(hào)：S225.3；S220.3

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

文章編號(hào)：1003-188X(2016)08-0024-07

作者簡介：李革(1957-),男，杭州人，教授，碩士生導(dǎo)師，博士，(E-mail)lige0717g@163.com。通訊作者：王嬋(1990-),女，湖南湘潭人，碩士研究生，(E-mail)15700197513@163.com。

基金項(xiàng)目：湖州市重點(diǎn)科技創(chuàng)新團(tuán)隊(duì)項(xiàng)目(2012KC04)；國家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(51375459)

收稿日期：2015-07-15