內(nèi)燃機排氣消聲器試驗系統(tǒng)

蘇　赫，馬彥華，武　佩，張永安，薛　晶

（內(nèi)蒙古農(nóng)業(yè)大學(xué) 機電工程學(xué)院，呼和浩特 010018）

內(nèi)燃機排氣消聲器試驗系統(tǒng)

蘇赫，馬彥華，武佩，張永安，薛晶

（內(nèi)蒙古農(nóng)業(yè)大學(xué) 機電工程學(xué)院，呼和浩特 010018）

針對消聲器性能測試需在發(fā)動機或臺架上進行，不方便且成本大的情況，研制一種內(nèi)燃機排氣消聲器試驗系統(tǒng)。首先闡述該系統(tǒng)的工作原理和系統(tǒng)各組成部分，對試驗系統(tǒng)進行聲學(xué)特性和振動特性分析，然后以分流氣體對沖消聲單元為對象，采用CFD方法對其計算5種不同入口速度下對應(yīng)的出口速度，并與用本試驗系統(tǒng)實測的數(shù)據(jù)進行對比驗證。結(jié)果表明：試驗系統(tǒng)的噪聲源、氣流源均可滿足試驗需求；試驗系統(tǒng)隔聲罩隔聲效果明顯；試驗系統(tǒng)音箱隔聲罩在噪聲和氣流同時開啟的工況下z軸方向的振動最大，峰值為0.44 g，試驗時不會引起試驗臺共振，也不會對試驗設(shè)備造成明顯的影響。CFD方法計算結(jié)果與實測結(jié)果基本一致，證明了試驗系統(tǒng)設(shè)計的正確性，可以滿足消聲器的測試需求，而且該系統(tǒng)制作成本低、結(jié)構(gòu)簡單緊湊。

聲學(xué)；試驗系統(tǒng)；性能分析；排氣消聲器；內(nèi)燃機；計算流體動力學(xué)

采用消聲器是降低內(nèi)燃機排氣噪聲最直接有效的手段［1］。在消聲器的設(shè)計和改進過程中，性能測試是一個不可或缺的環(huán)節(jié)，包括聲學(xué)性能、空氣動力性能和再生噪聲的測試。其中聲學(xué)性能和空氣動力性能試驗通常是在實際發(fā)動機上進行，在實際發(fā)動機上評價消聲器的性能較為實際，但工作量大、操作繁瑣、試驗成本高，無法滿足消聲器在各種工況下測試時的要求，特別是消聲器再生噪聲的測試在實際發(fā)動機上很難完成，因此設(shè)計一個消聲器模擬試驗系統(tǒng)很有必要。

對于排氣消聲器模擬試驗系統(tǒng)，國內(nèi)外學(xué)者都做了相關(guān)的研究［2-7］。在國外，Andrew Wiegand和Scott MiersLudger等人分析研究了微型發(fā)動機臺架測試系統(tǒng)，通過連接發(fā)動機和無刷直流電機，再結(jié)合虛擬儀器組建了用于測試微型二沖程發(fā)動機的試驗系統(tǒng)；Walter H.Krebl論述了智能化發(fā)動機試驗臺架的特點及應(yīng)用前景；Zhang Junzhi和Lu Qingchun研究了發(fā)動機動態(tài)試驗系統(tǒng)的控制方法，并對試驗系統(tǒng)進行了參數(shù)優(yōu)化。在國內(nèi)，蔡超和宮振闡述了排氣消聲器聲學(xué)特性試驗臺的關(guān)鍵研制技術(shù)，并且提出了在研制過程中應(yīng)該注意的一些問題；唐宇彤和蔡翠雪論述了消聲器模擬試驗臺能夠代替發(fā)動機臺架對消聲器進行評價，而且有一定的優(yōu)勢；阮登芳和鄧兆祥研制了一種帶有加熱氣流裝置的消聲器性能試驗系統(tǒng)，可以更準確地模擬發(fā)動機的熱量對消聲器性能的影響。以上文獻對消聲器試驗系統(tǒng)的設(shè)計已經(jīng)做了全面的分析，但大部分試驗臺尺寸較大，且需隔聲墻將氣流源、噪聲源與測試區(qū)隔開，導(dǎo)致了試驗臺笨重，且占地較大。

針對以上情況，本文研制了一種內(nèi)燃機排氣消聲器試驗系統(tǒng)，為試驗系統(tǒng)中的氣流源與噪聲源設(shè)計了相應(yīng)的隔聲罩，免去了隔聲墻，實現(xiàn)了消聲器試驗系統(tǒng)體積小、結(jié)構(gòu)緊湊、成本低及操作簡單的目的。

1　系統(tǒng)的設(shè)計

圖1為試驗系統(tǒng)實物照片。主要由氣流發(fā)生裝置、噪聲發(fā)生裝置和臺架組成［5-7］。氣流發(fā)生裝置由變頻器、鼓風(fēng)機和隔聲罩組成；噪聲發(fā)生裝置主要由信號發(fā)生器、功率放大器和揚聲器組成。

圖1　試驗系統(tǒng)照片

在該試驗系統(tǒng)上可以對被測消聲器進行有氣流和無氣流時消聲性能的測試，也可以對消聲器在無噪聲只有氣流的工況下進行再生噪聲的測試。

1.1工作原理

該試驗系統(tǒng)的氣流發(fā)生裝置和噪聲發(fā)生裝置為獨立的兩部分，二者可以同時開啟，也可以單獨開啟，其作用是能夠滿足消聲器在各種工況下測試的要求。用氣流發(fā)生裝置產(chǎn)生的氣流來模擬內(nèi)燃機的排氣，其氣流速度通過改變風(fēng)機轉(zhuǎn)速來調(diào)節(jié)，以滿足消聲器在不同氣流速度下的測試；用噪聲發(fā)生裝置來模擬內(nèi)燃機產(chǎn)生的排氣噪聲，給消聲器的測試提供一個全頻帶噪聲源。

1.2設(shè)備的布置與選型

1.2.1氣流發(fā)生裝置

氣流發(fā)生裝置中鼓風(fēng)機選用的是上海與鑫機電科技有限公司生產(chǎn)的YX-73D-2型高壓風(fēng)機，功率2.2 kW，最大流量420 m3/h，最高壓力17 kPa，噪聲低于76 dB，與風(fēng)機配套還有進風(fēng)口過濾器和出風(fēng)口消音器；變頻器選用的是中達電通股份有限公司生產(chǎn)的型號為VFD022M43B的變頻器，功率為2.2 kW。變頻器的作用是通過改變鼓風(fēng)機電機的輸入頻率進而改變電機轉(zhuǎn)速，為消聲器的測試提供不同轉(zhuǎn)速的測量工況。

1.2.2噪聲發(fā)生裝置

該裝置中信號發(fā)生器選用的是寧波中策電子有限公司的DF-1681型噪聲信號發(fā)生器，噪聲源根據(jù)測試要求可以在20 Hz～50 kHz的粉紅噪聲和20 Hz～20 kHz的白噪聲中選擇；功率放大器選用的是SMITHS線性功放，輸出功率為2×350 W，頻寬為20 Hz～30 kHz；音箱是由兩個喇叭和特制木箱制作而成，喇叭選用的是日本羅蘭公司的12吋同軸喇叭，輸出功率100 W，聲壓130 dB，兩個喇叭面均與地面成45°夾角相對放置，用木箱將其封裝，正上方開一直徑為35 cm的圓孔，作為揚聲器聲音出口。噪聲通過管道直接通入主管道內(nèi)，可以有效地抑制噪聲向外泄漏，噪聲管道與主管道的連接如圖2所示。

圖2　噪聲管道與主管道連接圖

1.2.3隔聲罩

該消聲器試驗系統(tǒng)隔聲罩分為風(fēng)機隔聲罩和音箱隔聲罩，隔聲罩的作用是降低風(fēng)機和音箱向外輻射的噪聲［8-11］，進而降低測量時環(huán)境噪聲對測量結(jié)果的影響，隔聲罩是用厚度為3 mm的鋼板焊接而成，內(nèi)側(cè)由內(nèi)向外依次粘有阻尼隔聲材料和聚酯纖維吸聲材料，這兩種材料可以有效地吸收聲波、減弱振動，并抑制聲波向外輻射。

2　試驗系統(tǒng)的性能分析與檢驗

本文主要從三方面對該系統(tǒng)的性能進行分析檢驗，一是測試排氣管道出口處噪聲的頻譜，查看排氣噪聲的頻譜是否能夠滿足各頻帶消聲器試驗的要求；二是對試驗臺隔聲罩的隔聲效果進行分析，盡量減小測試時的背景噪聲；三是分析氣流源與噪聲源同時工作時的背景噪聲；四是對試驗臺進行振動特性分析［12］，研究風(fēng)機的轉(zhuǎn)動是否會激發(fā)試驗臺共振以及試驗臺的振動是否會對臺上儀器設(shè)備的壽命造成影響。

2.1排氣管道出口聲學(xué)特性的分析

未安裝消聲器，只開啟噪聲發(fā)生裝置時，在與系統(tǒng)排氣管成90°方向距管口25 cm測點處測試了系統(tǒng)發(fā)出的噪聲［13］。聲級計選用B&K公司的2250型手持噪聲分析儀，傳聲器及放大器型號分別為4189和ZC0032。測試場地為一空曠實驗室，距離最近墻壁為4.2 m，地面為水泥硬地面。圖3為未安裝消聲器的試驗臺測點處的聲壓級1/3倍頻程圖，從圖中可以看到中心頻率為63 Hz～2500 Hz頻帶內(nèi)噪聲聲壓級在100 dB（A）左右，其中部分已超過110 dB（A），所以噪聲發(fā)生器發(fā)出的噪聲強度在整個測試頻率范圍內(nèi)均較為可觀，而這個頻率范圍覆蓋了內(nèi)燃機實際排氣噪聲的中低頻范圍，可以滿足試驗要求。

圖3　試驗臺測點處噪聲頻譜

2.2隔聲罩隔聲效果分析

為了評價隔聲罩的隔聲效果，以風(fēng)機隔聲罩為對象進行測試，由于涉及到風(fēng)機吸氣問題，風(fēng)機隔聲罩設(shè)計為局部敞開式隔聲罩，一般能使整機噪聲降低3 dB～5 dB［11］，在只打開氣流發(fā)生裝置的條件下，按照9點測試法［14］對其在主管道出口風(fēng)速分別為10 m/s、15 m/s、20 m/s、25 m/s和30 m/s時進行了測試，對9個測點的聲壓級求平均聲壓級，計算公式為

LPi——第i個測點處的A計權(quán)聲壓級，單位為dB（A）；

N——測點總數(shù)；

K——測試表面的平均環(huán)境修正值，單位為dB（A）。

表1為風(fēng)機隔聲罩的效果對比圖。對比得知，風(fēng)速在20 m/s時，隔聲效果最明顯，裝隔聲罩與不裝隔聲罩聲壓級差值為5.9 dB（A），風(fēng)速為30 m/s時，隔聲量有所下降，聲壓級差值為3.0 dB（A）?？傮w來說，隔聲效果是較為明顯的。

表1　風(fēng)機隔聲罩隔聲效果對比

2.3試驗臺背景噪聲分析

背景噪聲指測試中除了排氣噪聲外的其它噪聲。該實驗系統(tǒng)在氣流源和噪聲源同時開的測試條件下，由氣流源產(chǎn)生的噪聲即可看作是背景噪聲，包括風(fēng)機葉片轉(zhuǎn)動產(chǎn)生的噪聲和氣流沖擊管壁產(chǎn)生的噪聲。為了具體分析測試時背景噪聲的影響，在與排氣管道軸線夾角為45°方向，距離管道出口1 m的測點處，測試了10 m/s、15 m/s、20 m/s、25 m/s和30 m/s五種速度下的只開氣流源和氣流源、噪聲源同時開兩種工況下的A聲級。結(jié)果如表2所示。速度為30 m/s時的背景噪聲最大，測試噪聲和背景噪聲差值最小，為27.6 dB（A），遠大于10 dB，因此在上述五種速度下，測試結(jié)果不需要進行背景噪聲修正。

2.4試驗臺振動特性的分析

考慮到風(fēng)機的轉(zhuǎn)動和噪聲的激勵可能會激發(fā)試驗臺共振以及試驗臺上儀器設(shè)備在振動環(huán)境下會受到影響，對試驗臺的振動情況進行測試。分析時選取試驗臺上振動最為明顯的兩點作為測點，測點布置如圖4所示。測點1為風(fēng)機隔聲罩上平面的中心，測點2為音箱隔聲罩上平面的中心。

試驗設(shè)備選用型號為3263M9的IEPE壓電式加速度傳感器和型號為MI-7016的AVANT數(shù)據(jù)采集分析儀。為了觀察風(fēng)機的轉(zhuǎn)動和噪聲的激勵是否會激發(fā)試驗臺共振，首先在只開啟氣流發(fā)生裝置的情況下，通過變頻器將風(fēng)機頻率從0 Hz逐漸變到50 Hz的過程中進行實時監(jiān)測，發(fā)現(xiàn)風(fēng)機頻率為50 Hz時試驗臺振動最大；同樣在只開噪聲發(fā)生裝置的情況下，調(diào)節(jié)信號發(fā)生器使噪聲從0 dB到107 dB過程中進行了實時監(jiān)測，發(fā)現(xiàn)噪聲最大時試驗臺振動最明顯。為了進一步研究二者對試驗臺產(chǎn)生的振動以及二者耦合作用對試驗臺產(chǎn)生的振動，設(shè)計了三種工況對兩個測點處的振動情況進行測試。工況1為試驗臺只有氣流發(fā)生裝置運行，且使得排氣管口氣流速度為30 m/s；工況2為試驗臺只有噪聲發(fā)生裝置運行，且噪聲聲壓級調(diào)至最大；工況3為將工況1和工況2同時實現(xiàn)。測試結(jié)果與分析如下。

表2　背景噪聲對比

圖5為不同工況兩測點的振動曲線，圖5（a）和圖5（b）分別為工況1測點1、2的振動曲線，兩圖中有一個明顯的共同特征，即在31 Hz處出現(xiàn)一個波峰，圖5（a）中z軸方向振動最大，峰值為0.083 g，圖5（b）中y軸方向振動最大，峰值為0.034 g，但振動均不明顯，根據(jù)公式（2）可計算出風(fēng)機的振動頻率

式中 fi——i次諧波頻率/Hz，

i=1時為基頻；

n——轉(zhuǎn)速/r·min-1。

在排氣管口氣流速度為30 m/s時，對應(yīng)的風(fēng)機轉(zhuǎn)速為1 820 r/min，經(jīng)公式（2）計算可得 f1=30.3 Hz，試驗臺振動的實測頻率與風(fēng)機的理論基頻非常接近，因此，此振動是由風(fēng)機的周期振動所引起；圖5（c）、圖5（d）分別為工況2，測點1、2的振動曲線，明顯可以看出兩圖中z軸方向的振動最強，相比z軸方向，x軸方向和y軸方向的振動均可忽略，圖5（c）峰值出現(xiàn)在40 Hz和65 Hz處，最大為0.095 g，圖5（d）峰值出現(xiàn)在88 Hz處，測點2的振動強于測點1且峰值為0.43 g，此振動是由音箱隔聲罩內(nèi)聲波所引起；圖5（e）、圖5（f）分別為工況3下測點1、2的振動曲線，同樣兩圖中z軸方向的振動最強，峰值特點別與工況2相似，且測點2的振動強于測點1，峰值達0.44 g?？v向?qū)Ρ瓤芍r2和工況3的振動情況基本一樣，這說明噪聲產(chǎn)生的振動遠大于風(fēng)機產(chǎn)生的振動（基本可以掩蓋）。

圖5　不同工況兩測點的振動曲線

振動測試結(jié)果表明：此試驗臺z軸方向的振動明顯，相比之下x、y軸方向振動均可忽略不計，在測點2處的振動強于測點1，且在工況3下振動最強，88 Hz頻率處峰值為0.44 g，因此，測試時對88 Hz處的噪聲可能會有一定的影響，但是整個頻率范圍內(nèi)其它頻段振動均不明顯，沒有造成試驗臺共振，在加速度的允許范圍之內(nèi)，也不會對測試結(jié)果造成顯著的影響。

3　試驗驗證

3.1氣流發(fā)生裝置的驗證

以課題組提出的分流氣體對沖消聲單元為試驗對象［15-17］，該消聲單元的主要工作原理是將內(nèi)燃機排出的高速氣流分成方向相對的兩股氣流，在內(nèi)腔中心實施對沖，以降低氣流速度，進而降低噪聲?，F(xiàn)采用已非常成熟的計算流體動力學(xué)方法（CFD）對試驗臺只開氣流發(fā)生裝置時消聲單元氣流速度進行計算，然后與試驗臺實測結(jié)果進行對比。具體方法為計算消聲單元入口速度分別為10 m/s、15 m/s、20 m/ s、25 m/s和30 m/s時對應(yīng)的出口速度，與之對應(yīng)，在試驗臺上（只開氣流發(fā)生裝置）分別測試每一入口速度對應(yīng)的出口速度，然后對比結(jié)果。

Fluent軟件的參數(shù)設(shè)置如下，首先對內(nèi)部流體作如下假設(shè)：

（1）消聲單元內(nèi)部氣流為不可壓縮流體；

（2）不考慮熱量問題；

（3）壁面為光滑無滑移壁面。湍流模型選擇為標準k-ε模型，求解算法選擇Simple，入口采用速度入口（Velocity-inlet），出口采用自由流出口（Outflow），具體入口邊界條件對照參數(shù)如表3所示。

表3　入口邊界條件參數(shù)表

圖6為試驗臺實測結(jié)果與Fluent計算結(jié)果對比圖，圖中顯示實測結(jié)果與計算結(jié)果基本吻合，證明試驗系統(tǒng)的氣流發(fā)生裝置能夠滿足實驗測試需求。

圖6　消聲單元出口速度對比圖

3.2噪聲發(fā)生裝置的驗證

為了驗證試驗系統(tǒng)噪聲裝置的合理性，對一款柴油機原裝排氣消聲器進行了試驗臺測試和柴油機實機測試。測試消聲器如圖7所示。

圖7　排氣消聲器照片

測試指標為減噪量。測試方法為在消聲器的入口端和出口端分別安裝聲級計，消聲器減噪量為入口處聲壓級減去出口處聲壓級。試驗臺測試時，只開啟噪聲發(fā)生裝置，測試場地為一空曠實驗室，距離最近墻壁為4.2 m，地面為硬地面。柴油機實機測試時，選取了型號為CG25的單缸柴油機，其額定功率和額定轉(zhuǎn)速分別為15.7 kw和2 200 r/min，測試地為室外一處空曠場地，地面為水泥硬地面，周圍沒有反射物，測試了柴油機在額定轉(zhuǎn)速下排氣消聲器的減噪量。測試結(jié)果對比如圖8所示。

圖8　消聲器減噪量對比

圖8為消聲器減噪量的倍頻程圖，結(jié)果顯示：該消聲器的消聲頻段集中在125 Hz～500 Hz范圍內(nèi)，以降低低頻噪聲為主，正好符合單缸柴油機排氣噪聲的低頻特性，二者減噪量頻率特性基本一致，最大減噪量均出現(xiàn)在250 Hz附近，可以證明試驗臺噪聲發(fā)生裝置的合理性；但不同頻率處的減噪量有一些差別，原因可能是減噪量的測試雖然不要求知道噪聲源信息，但它與噪聲管口輻射特性相關(guān)，試驗臺噪聲管口與實際柴油機噪聲管口的輻射特性存在一定的差異，且測試時存在一定的誤差，最終導(dǎo)致消聲器減噪量在兩種測試情況下有所不同。

4　結(jié)語

（1）通過模擬計算結(jié)合實測結(jié)果分析，證明所研制的內(nèi)燃機排氣消聲器試驗系統(tǒng)能較好地完成排氣消聲器相關(guān)性能的試驗測試。該系統(tǒng)結(jié)構(gòu)合理，性能可靠。

（2）該系統(tǒng)的噪聲發(fā)生裝置、氣流發(fā)生裝置能夠?qū)崿F(xiàn)各自的功能，隔聲罩的隔聲效果明顯，整個試驗臺振動較小，符合試驗需求，能夠為消聲器的設(shè)計提供一個初始測試平臺。

［1］朱孟華.內(nèi)燃機振動與噪聲控制［M］.北京：國防工業(yè)出版社，1995，9：1-5.

［2］ANDREWWIEGAND，SCOTTMIERS，DARIN KOWALSKI，et al.Development of a micro-engine testing system［J］.SAE Technical Paper，2012-32-0105，2012.

［3］WALTER H.KREBL.Engine test beds-yesterday-todaytomorrow［J］.SAE Technical Paper，952299，1995.

［4］ZHANG JUNZHI，LU QINGCHUN.CAD of engine dynamic test bed based on hybrid simulation［J］.SAE Technical Paper，2000-05-0348，2000.

［5］蔡超，宮振.排氣消聲器聲學(xué)試驗臺的研制［J］.江蘇工業(yè)學(xué)院學(xué)報，1991，12（4）：14-18.

［6］唐宇彤，蔡翠雪.消聲器模擬試驗臺的設(shè)計研究［J］.山東機械，1998（2）：12-13.

［7］阮登芳，鄧兆祥，陳大勇，等.內(nèi)燃機消聲器特性試驗裝置的研究及應(yīng)用［J］.內(nèi)燃機工程，2004，25（4）：39-41.

［8］高靜，薄其波.裝卸式隔聲罩對高壓泵及電動機噪聲的控制效果［J］.環(huán)境與職業(yè)醫(yī)學(xué)，2003，2（3）：235.

［9］HYEON DON JU，SHI BOK LEE et al.Design of an acoustic enclosure with duct silencers for the heavy duty diesel engine generator set［J］.Applied Acoustics，2004，（65）:441-445.

［10］鐮田突，山崎徹著，張耀宏譯.采用緊貼式隔聲罩降低發(fā)動機噪聲的屏蔽技術(shù)［J］.國外內(nèi)燃機，2001，（2）：59-63.

［11］王雪仁，張文平，肖友紅，等.排氣消聲器性能試驗臺隔聲罩的設(shè)計［J］.噪聲與振動控制，2007，（2）：119-122.

［12］李耀明，邱白晶，陳進，等.氣吸振動式水稻播種試驗臺的振動分析［J］.農(nóng)業(yè)機械學(xué)報，1998，29（3）：43-47.

［13］中華人民共和國國家質(zhì)量監(jiān)督檢驗檢疫總局，中國國家標準化管理委員會.GB/T 4759—2009內(nèi)燃機排氣消聲器-測量方法［S］.

［14］中華人民共和國國家質(zhì)量監(jiān)督檢驗檢疫總局，中國國家標準化管理委員會.GB/T 9911—2009船用柴油機輻射的空氣噪聲測量方法［S］.

［15］蘇赫，武佩，趙志文，等.柴油機反相對沖排氣消聲器聲學(xué)特性的模擬和試驗［J］.內(nèi)燃機工程，2015，36（4）：66-70.

［16］WU P，SHAO Y L，MA Y H，et al.Development of a diesel engine muffler using a mixture of out-of-phase split exhaust streams［J］.Noise Control Eng.J.，2010，58（6）: 621-626.

［17］邵穎麗，武佩，韓寶生，等.反相對沖柴油機排氣消聲器聲學(xué)特性［J］.內(nèi)燃機學(xué)報，2012，30（1）：67-71.

Testing System of Exhaust Muffler for Internal Combustion Engines

SUHe，MA Yan-hua，WUPei，ZHANG Yong-an，XUEJing
（School of Mechanical and Electrical Engineering，Inner MongoliaAgricultural University，Hohhot 010018，China）

Muffler performance test usually needs to be conducted on engines or test bench，which is inconvenient and costly.Therefore，a test system of exhaust muffler for internal combustion engines has been developed.The working principle and components of the system are expounded，and the acoustic characteristics and the vibration characteristics of the system are analyzed.By taking a muffler unit of out-of-phase stream rushing as the example，the outlet velocities corresponding to five different inlet velocities are computed by CFD method in Fluent software.The computation results are compared with the test results.It shows that the noise source and air-flow source of the test system can meet the testing requirements；Sound insulation effect of the sound insulation cover of the test system is obvious；The z-axis vibration of the sound insulation cover of the sound box in the test system can reach the maximum when both the airflow source and the noise source are working simultaneously and the vibration peak value is 0.44 g，which will not cause the test bench resonance and has no obvious effect on the additive instruments.The computation results are in accordance with the measurement results.Therefore，the correctness and feasibility of the designed test system are proved.In addition，the test system is economic，simple and has a compact structure.

acoustics；testing system；performance analysis；exhaust muffler；internal combustion engine；CFD

TK413.4+7；TK417+.125；TK417+.127

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.05.039

1006-1355（2016）05-0187-05+195

2016-07-04

國家自然科學(xué)基金資助項目（11164021；11464036）

蘇赫（1989-），男，內(nèi)蒙古察右中旗人，博士生，主要研究方向為農(nóng)業(yè)工程測試與控制。

武佩，男，博士生導(dǎo)師。E-mail:jdwupei@163.com