主備份油源自動(dòng)切換模塊設(shè)計(jì)分析

(1.空裝駐新鄉(xiāng)地區(qū)軍事代表室，河南 新鄉(xiāng) 453002； 2.新鄉(xiāng)航空工業(yè)(集團(tuán))有限公司，河南 新鄉(xiāng) 453002)

直升機(jī)液壓系統(tǒng)在向主、尾槳操縱作動(dòng)器提供液壓能源時(shí)，為保證飛行的可靠性，會(huì)進(jìn)行余度設(shè)計(jì)[1-2]?？梢詫⒆鲃?dòng)器設(shè)計(jì)為雙腔供壓模式，即兩個(gè)主系統(tǒng)均可以給操縱作動(dòng)器同時(shí)供壓。當(dāng)一個(gè)主系統(tǒng)發(fā)生故障時(shí)，另一主系統(tǒng)可繼續(xù)保證操縱作動(dòng)器正常工作。除了采用雙主系統(tǒng)供壓模式之外，另設(shè)計(jì)有備份系統(tǒng)可以在某個(gè)主系統(tǒng)發(fā)生故障造成失壓時(shí)，由備份系統(tǒng)代替該主系統(tǒng)向操縱系統(tǒng)供壓[3]。

為保證主備份系統(tǒng)供壓油路的順利切換，設(shè)計(jì)一個(gè)液控自動(dòng)切換模塊，確保當(dāng)某個(gè)主系統(tǒng)壓力降低至某值時(shí)，由備份系統(tǒng)代替其向操縱系統(tǒng)供壓。當(dāng)該主系統(tǒng)壓力回升接近額定壓力時(shí)，系統(tǒng)自動(dòng)切換回由該主系統(tǒng)繼續(xù)向操縱系統(tǒng)供壓的模式，保證直升機(jī)的飛行品質(zhì)。

1 工作原理

主備份系統(tǒng)的油路切換原理圖如圖1所示，點(diǎn)劃框圖內(nèi)為液控自動(dòng)切換模塊，由兩部分組成：主換向閥和導(dǎo)閥。主閥為兩位八通閥，P、O分別表示主系統(tǒng)的進(jìn)油和回油；P′、O′表示備份系統(tǒng)的進(jìn)油和回油；PA和OA則為主閥通向操縱作動(dòng)器的供油口和回油口。導(dǎo)閥為聯(lián)動(dòng)閥，由兩個(gè)兩位兩通換向閥組合而成，其閥芯固聯(lián)在一起。主閥與導(dǎo)閥均為液控驅(qū)動(dòng)方式。導(dǎo)閥作用為接通或斷開主備份系統(tǒng)的回油，主閥作用為接通或斷開主備份系統(tǒng)向操縱系統(tǒng)的供油回路。液控自動(dòng)切換模塊工作過程如下。

圖1 主備份系統(tǒng)的油路切換原理圖

① 當(dāng)主系統(tǒng)正常供油時(shí)，系統(tǒng)壓力為Pz1，備份系統(tǒng)不工作，此時(shí)切換模塊的油路狀態(tài)如圖1所示。P′、O′無壓力油進(jìn)、回，主閥的左側(cè)和導(dǎo)閥的右側(cè)無壓力油作用。主閥右位和導(dǎo)閥左位接入工作，主閥向操縱系統(tǒng)輸入主液壓系統(tǒng)液壓能源。

② 當(dāng)主系統(tǒng)壓力降低至Pz2后，1DT斷電，備份系統(tǒng)啟動(dòng)工作，備份泵流量經(jīng)過阻尼孔2和導(dǎo)閥之后從O′回流至備份系統(tǒng)油箱。阻尼孔2前后產(chǎn)生壓差使得主閥左端和導(dǎo)閥右端開始有壓力油作用，此壓力有推動(dòng)導(dǎo)閥、主閥開始改變工作位置的趨勢。

③ 當(dāng)主系統(tǒng)壓力繼續(xù)降至Pz3時(shí)，導(dǎo)閥閥芯右側(cè)的液壓力超過其左側(cè)的液壓力和彈簧力等，使得導(dǎo)閥閥芯向左移動(dòng)開始換向，其換向的速度取決于主系統(tǒng)壓力降低的快慢速度。若主系統(tǒng)壓力繼續(xù)下降，導(dǎo)閥繼續(xù)換向，導(dǎo)閥閥口D2開始關(guān)小，當(dāng)D2即將關(guān)閉時(shí)，由于回油阻力的急劇增大，備份系統(tǒng)油液壓力也瞬間增大，此增大的壓力也同時(shí)作用在導(dǎo)閥閥芯的右端，使得導(dǎo)閥迅速換向，導(dǎo)閥的兩個(gè)聯(lián)動(dòng)閥右移同時(shí)接入工作。此時(shí)備份系統(tǒng)經(jīng)導(dǎo)閥的回油通道D2被關(guān)閉，而主系統(tǒng)經(jīng)導(dǎo)閥的回油通道D1被打開，導(dǎo)閥通路狀態(tài)如圖2所示。

圖2 備份系統(tǒng)向操縱系統(tǒng)供油的油路狀態(tài)

④ 導(dǎo)閥換向即將結(jié)束時(shí)，由于備份系統(tǒng)的壓力瞬間增大，則作用在主閥左側(cè)的控制壓力亦迅速增大，其克服閥芯右側(cè)液壓力、彈簧力以及摩擦力、液動(dòng)力等使主閥芯迅速右移切換，主閥左位接入工作。切換完成后，切換模塊的油路狀態(tài)如圖2所示。此時(shí)，主閥向操縱系統(tǒng)輸入備份系統(tǒng)液壓能源，而主系統(tǒng)液壓油通過阻尼孔3、主閥、阻尼孔1與導(dǎo)閥口D1回流至主液壓系統(tǒng)油箱。

上述為主系統(tǒng)壓力下降時(shí)切換模塊的切換過程。反之，當(dāng)主液壓系統(tǒng)故障排除，壓力升高至Pz4時(shí)，導(dǎo)閥閥芯開始向右移動(dòng)，隨著主系統(tǒng)壓力的繼續(xù)升高，導(dǎo)閥換向復(fù)位，備份系統(tǒng)通過導(dǎo)閥口D2回流的通路打開，備份系統(tǒng)壓力降低，主閥閥芯左側(cè)液壓力隨之降低，主閥換向復(fù)位。切換閥的油路狀態(tài)又恢復(fù)至圖1所示，改為向操縱系統(tǒng)輸入主系統(tǒng)液壓能源。此過程為主系統(tǒng)壓力上升時(shí)切換模塊的切換過程。

2 設(shè)計(jì)分析

2.1 設(shè)計(jì)要求

① 主系統(tǒng)和備份系統(tǒng)均采用恒壓泵供油，額定壓力28 MPa[3]，額定流量50 L/min；

② 主系統(tǒng)壓力降低至24 MPa時(shí)，備份系統(tǒng)啟動(dòng)工作，導(dǎo)閥準(zhǔn)備換向；

③ 主系統(tǒng)壓力低至23.5～22.5 MPa時(shí)，導(dǎo)閥換向；

④ 導(dǎo)閥換向即將結(jié)束時(shí)，主閥開始并迅速換向，備份系統(tǒng)向操縱系統(tǒng)供油；

⑤ 主系統(tǒng)壓力升至26.5～28 MPa時(shí)，導(dǎo)閥復(fù)位，隨后主閥迅速復(fù)位，主系統(tǒng)向操縱系統(tǒng)供油；

⑥ 要求換向迅速，壓力超調(diào)小，流量穩(wěn)定。

2.2 參數(shù)確定

設(shè)計(jì)時(shí)，合理選擇閥芯尺寸和彈簧剛度，使導(dǎo)閥先于主閥換向，導(dǎo)閥換向即將結(jié)束時(shí)，主閥開始換向，這樣可減小換向壓力沖擊。

主閥及導(dǎo)閥通過的最大流量相同，其結(jié)構(gòu)參數(shù)可合并一起計(jì)算。

2.2.1 主閥及導(dǎo)閥通徑d0

按所通過的最大流量Q=50 L/min以及取所允許的流速v0=4 m/s來計(jì)算，則主閥及導(dǎo)閥通徑d0為

(1)

2.2.2 主閥及導(dǎo)閥閥芯外徑Df、閥桿直徑df

在Df和df形成的環(huán)形通道內(nèi)液體流速為

(2)

按一般設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，可取df/Df=0.8，環(huán)形通道內(nèi)液體流速v=2v0=8 m/s，因此由式(2)可計(jì)算出閥芯外徑Df=19.2 mm，取Df=20 mm，則閥桿直徑df=0.8Df=16 mm。

2.2.3 閥軸向和徑向尺寸[4]

按一般設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：

取閥體沉割槽寬度b=1.1d0=17.6 mm；

取單邊遮蓋量a=3 mm；

閥芯臺(tái)肩寬度l0=b+2a=23.6 mm；

按照閥口開至最大時(shí)，油液通過閥口的流速最大不超過其通過環(huán)形通道的流速來設(shè)計(jì)，則閥芯最大開度xvmax≥Q/(πDfv)=1.66 mm，該值可相對(duì)取大以減少壓力損失，可取xvmax=3 mm；

閥芯行程xfmax=xvmax+a=6mm;

沉割槽間距取值范圍為lkmax=b+l0=39.2 mm，lkmin=b+2a+xvmax=26.6 mm，可取lk=28 mm；

取閥芯徑向間隙δ=0.01 mm；

臺(tái)肩上開卸荷槽，取槽深及槽寬為1 mm。

2.2.4 主閥及導(dǎo)閥彈簧剛度ktz、ktd

按照設(shè)計(jì)要求，當(dāng)主系統(tǒng)壓力降低至24 MPa時(shí)，備份系統(tǒng)啟動(dòng)工作，其壓力油通向?qū)чy右側(cè)，導(dǎo)閥準(zhǔn)備換向。設(shè)計(jì)時(shí)，可通過合理選擇阻尼孔2直徑大小，使此刻備份系統(tǒng)壓力值亦為24 MPa，即導(dǎo)閥兩側(cè)液壓力相同。

初步設(shè)計(jì)時(shí)，忽略摩擦力、液動(dòng)力等，因?qū)чy換向必須克服彈簧力，因此在換向過程中與換向結(jié)束時(shí)有：

(3)

式中：pb為備份液壓系統(tǒng)壓力；pz為主液壓系統(tǒng)壓力；ktd為導(dǎo)閥復(fù)位彈簧剛度；xtd0為導(dǎo)閥復(fù)位彈簧預(yù)壓縮量；xfd為導(dǎo)閥閥芯位移量。

初步設(shè)計(jì)時(shí)，① 按照當(dāng)主系統(tǒng)壓力降至23 MPa時(shí)，導(dǎo)閥開始換向；② 換向結(jié)束時(shí)，導(dǎo)閥兩側(cè)壓力差(pb-pz)最小達(dá)到1.5 MPa，可得：

(4)

式中：xfdmax為導(dǎo)閥閥芯最大位移量，即導(dǎo)閥行程。

按照2.2.3 節(jié)中的計(jì)算取值，將xfdmax=6 mm，Df=20 mm代入式(4)得：xtd0=12 mm，ktd≈26 N/mm。

對(duì)于主閥，當(dāng)導(dǎo)閥換向即將結(jié)束時(shí)，備份系統(tǒng)壓力迅速上升，主閥迅速換向。同樣，初步設(shè)計(jì)時(shí)忽略摩擦力、液動(dòng)力等，主閥在換向過程中及換向結(jié)束時(shí)，有：

(5)

式中：ktz為主閥復(fù)位彈簧剛度；xtz0為主閥復(fù)位彈簧預(yù)壓縮量；xfz為主閥閥芯位移量。

初步設(shè)計(jì)時(shí)，① 按照主閥開始換向時(shí)，主閥兩側(cè)壓力差(pb-pz)達(dá)到2 MPa；② 換向結(jié)束時(shí)，主閥兩側(cè)壓力差(pb-pz)最小達(dá)到3 MPa,可得：

(6)

式中：xfzmax為主閥閥芯最大位移量。

同樣按照2.2.3 節(jié)中的計(jì)算取值，將xfzmax=6 mm，Df=20 mm代入式(6)得：xtz0=12 mm，ktz≈52 N/mm。

2.2.5 阻尼孔1～阻尼孔3直徑dk1、dk2、dk3

阻尼孔1～阻尼孔3按短孔設(shè)計(jì)，其流量公式[5-6]為

(7)

式中，Qki為通過阻尼孔i的流量；Cdk為阻尼孔流量系數(shù)，對(duì)于短孔，取Cdk=0.82；dki為阻尼孔i的直徑；Δpki為通過阻尼孔i的壓差；ρ為油液密度。

由圖1可知，導(dǎo)閥換向前，備份系統(tǒng)經(jīng)導(dǎo)閥回油時(shí)油路暢通，因此可不計(jì)回油損失；換向前備份系統(tǒng)的設(shè)計(jì)壓力為24 MPa，因此阻尼孔2的前后壓差即為Δpk2=24 MPa。

由圖2可知，備份系統(tǒng)向操縱系統(tǒng)輸油時(shí)，主系統(tǒng)油液經(jīng)阻尼孔3、主閥、阻尼孔1、導(dǎo)閥回油箱，而當(dāng)主系統(tǒng)故障解除壓力回升時(shí)，按設(shè)計(jì)要求，主系統(tǒng)壓力恢復(fù)至26.5 MPa時(shí)，導(dǎo)閥開始復(fù)位，進(jìn)而主閥復(fù)位，備份系統(tǒng)停止工作，重新由主系統(tǒng)向操縱系統(tǒng)供壓。

不計(jì)主閥及導(dǎo)閥節(jié)流損失，為保證導(dǎo)閥先于主閥而換向，按照通過全流量50L/min時(shí)阻尼孔3的壓降為4 MPa、阻尼孔1的壓降為24 MPa來進(jìn)行設(shè)計(jì)，即取Δpk1=24 MPa,Δpk3=4 MPa。

依流量式(7)，令Qki=50 L/min，Cdk=0.82，ρ=833.33 kg/m3，可計(jì)算得：dk1=2.32 mm,dk2=2.32 mm,dk3=3.63 mm。

至此，基本參數(shù)已確定，接下來進(jìn)行仿真驗(yàn)證。

3 模型建立

3.1 數(shù)學(xué)模型

3.1.1 主閥和導(dǎo)閥受力平衡方程[7-9]

考慮閥芯所受到的摩擦力、液動(dòng)力、阻尼力和彈簧力等，建立主閥和導(dǎo)閥閥芯受力平衡方程為

(8)

式中：Af為主閥、導(dǎo)閥閥芯兩側(cè)受力面積；Fyz、Fyd分別為主閥、導(dǎo)閥閥芯所受液動(dòng)力；fz、fd分別為主閥、導(dǎo)閥閥芯所受摩擦力；mz、md分別為主閥、導(dǎo)閥閥芯質(zhì)量；Bz、Bd分別為主閥、導(dǎo)閥閥芯所受黏性阻尼；xfz、xfd分別為主閥、導(dǎo)閥閥芯位移。

3.1.2 系統(tǒng)流量方程

① 阻尼孔1～阻尼孔3流量方程。

阻尼孔1～阻尼孔3流量方程即為2.2.5 節(jié)式(7)。

② 主閥和導(dǎo)閥閥口流量方程。

(9)

式中：Qn為通過主閥或?qū)чy閥口流量；Cd為主閥或?qū)чy閥口流量系數(shù)；xv為主閥或?qū)чy閥口開度；ΔPn為主閥或?qū)чy閥口壓差。

③ 主閥和導(dǎo)閥控制腔流量方程[10]。

(10)

式中：Qm為流入閥端控制腔的流量；Vm為閥端控制腔體積，Vm=Vm0±Afxf；pz,b為兩端控制腔內(nèi)壓力；E為油液彈性模量。

以上為系統(tǒng)的主要環(huán)節(jié)數(shù)學(xué)模型。

3.2 仿真模型

依據(jù)主備份系統(tǒng)的油路切換原理圖1，利用AMESim軟件的HCD模型庫[11-13]，建立主備份系統(tǒng)油路切換仿真模型如圖3所示。

圖3 主備份系統(tǒng)油路切換仿真模型

說明以下幾點(diǎn)。

① 仿真時(shí)，主系統(tǒng)壓力作為系統(tǒng)的輸入。模型中，在主泵的出口處設(shè)置一個(gè)數(shù)字溢流閥，依要求可實(shí)時(shí)改變溢流壓力，進(jìn)而改變主系統(tǒng)壓力值。

② 在模型中設(shè)置一個(gè)可變節(jié)流閥以模擬操縱系統(tǒng)負(fù)載。

③ 閥芯向右或左移動(dòng)時(shí)均進(jìn)行了限位設(shè)置。仿真初始時(shí)主系統(tǒng)處于高壓狀態(tài)，主閥閥芯初始位置處于最左端(位移為-3 mm)，導(dǎo)閥閥芯初始位置處于最右端(位移為+3 mm)。仿真時(shí)，規(guī)定閥芯向右移動(dòng)為正方向，設(shè)置主閥和導(dǎo)閥閥口即將關(guān)閉(或即將打開)時(shí)的閥芯位置為零位(位移為0 mm)。

模型仿真參數(shù)見表1。

表1 仿真模型參數(shù)

通過仿真，分析備份系統(tǒng)及操縱系統(tǒng)的壓力變化規(guī)律、主閥和導(dǎo)閥閥芯的位移規(guī)律，以及3個(gè)阻尼孔的流量變化規(guī)律；觀察主備份系統(tǒng)的油路切換過程，驗(yàn)證切換模塊功能的可靠性。

4 仿真分析[14-15]

4.1 靜態(tài)仿真

4.1.1 主系統(tǒng)壓力變化曲線(輸入)

已知主系統(tǒng)壓力隨時(shí)間的變化規(guī)律如圖4所示。壓力波動(dòng)分為兩個(gè)階段。

① 壓力下降階段：主系統(tǒng)壓力經(jīng)10 s從28 MPa降至24 MPa，再經(jīng)20 s降至22 MPa；

② 壓力上升階段：主系統(tǒng)壓力經(jīng)10 s從22 MPa上升至26.5 MPa,而后經(jīng)10 s上升至28 MPa。

圖4 主系統(tǒng)壓力波動(dòng)曲線

4.1.2 靜態(tài)仿真曲線

(1) 系統(tǒng)壓力變化曲線。

備份系統(tǒng)及切換模塊輸出油液壓力隨主系統(tǒng)壓力變化的仿真曲線如圖5所示。

圖5 備份系統(tǒng)及操縱系統(tǒng)壓力變化曲線

由仿真結(jié)果可以看出：主系統(tǒng)壓力在28～23 MPa時(shí)，切換模塊向操縱系統(tǒng)輸入主系統(tǒng)液壓能源；在壓力降至23 MPa時(shí)，切換模塊換向，向操縱系統(tǒng)輸入備份系統(tǒng)液壓能源；在主系統(tǒng)壓力重新升至27 MPa時(shí)，切換模塊復(fù)位，重新向操縱系統(tǒng)輸入主系統(tǒng)液壓能源。

(2) 主閥及導(dǎo)閥閥芯位移變化曲線。

圖6為主閥及導(dǎo)閥閥芯位移變化曲線。

圖6 主閥及導(dǎo)閥閥芯位移變化曲線

由仿真結(jié)果可以看出：當(dāng)主系統(tǒng)壓力降至23.16 MPa時(shí)，導(dǎo)閥閥芯開始左移，當(dāng)閥口即將關(guān)閉時(shí)，主閥閥芯開始右移；降至23 MPa時(shí)，導(dǎo)閥迅速換向；進(jìn)而主閥迅速換向。當(dāng)主系統(tǒng)壓力回升至26.77 MPa時(shí)，導(dǎo)閥開始復(fù)位；升至27 MPa時(shí)，導(dǎo)閥、主閥迅速換向復(fù)位。

(3) 阻尼孔流量變化曲線。

阻尼孔流量變化曲線如圖7所示。

圖7 阻尼孔流量變化曲線

由仿真結(jié)果可以看出：阻尼孔流量的變化與導(dǎo)閥、主閥的切換相一致。通過阻尼孔1、阻尼孔3的流量基本相同，與通過阻尼孔2的流量變化過程相反。

4.2 動(dòng)態(tài)仿真

4.2.1 主系統(tǒng)壓力變化曲線(輸入)

為仿真分析主液壓系統(tǒng)壓力瞬間降低或升高時(shí)，液控自動(dòng)切換模塊的切換狀態(tài)，設(shè)置主系統(tǒng)壓力隨時(shí)間的變化規(guī)律如圖8所示。主系統(tǒng)壓力在第10 s由28 MPa瞬間降低至0 MPa，在第40 s由0 MPa瞬間升高至28 MPa。

圖8 主系統(tǒng)壓力波動(dòng)曲線

4.2.2 動(dòng)態(tài)仿真曲線

(1) 系統(tǒng)壓力變化曲線。

備份系統(tǒng)及切換模塊輸出油液壓力變化曲線如圖9和圖10所示。

圖9 備份系統(tǒng)壓力變化曲線

圖10 切換模塊輸出壓力曲線

由仿真結(jié)果可以看出：

① 主系統(tǒng)壓力處于28 MPa高壓狀態(tài)時(shí)，備份系統(tǒng)壓力為23.9 MPa；當(dāng)?shù)?0 s主系統(tǒng)壓力瞬間降至0 MPa時(shí)，備份系統(tǒng)壓力從23.9 MPa先瞬間降低，而后迅速升高至28 MPa，產(chǎn)生局部壓力波動(dòng)。這是由于主系統(tǒng)壓力降低瞬間，切換模塊輸出壓力也瞬間降低，從而導(dǎo)致當(dāng)切換模塊換向后，備份系統(tǒng)油液與低壓接觸，壓力也瞬間減小，而后又突然增大，因此導(dǎo)致備份系統(tǒng)壓力和切換模塊輸出壓力出現(xiàn)波動(dòng)。

② 當(dāng)?shù)?0 s主系統(tǒng)壓力從零瞬間升高至28 MPa后，切換模塊迅速復(fù)位，備份系統(tǒng)壓力瞬間從28 MPa再次降低到23.9 MPa，此過程沒有產(chǎn)生壓力波動(dòng)。這是由于主系統(tǒng)壓力升高過程中，切換模塊輸出壓力處于高壓狀態(tài)，因此當(dāng)切換模塊復(fù)位時(shí)，系統(tǒng)沒有產(chǎn)生壓力波動(dòng)。

③ 在以上主系統(tǒng)壓力瞬間升高和降低過程中，液控自動(dòng)切換模塊也瞬間實(shí)現(xiàn)操縱系統(tǒng)供壓油路的切換，從而保證切換模塊輸出壓力一直處于高壓狀態(tài)。

(2) 主閥及導(dǎo)閥閥芯位移變化曲線。

主閥及導(dǎo)閥閥芯位移變化曲線如圖11所示。

圖11 主閥及導(dǎo)閥閥芯位移曲線

由仿真結(jié)果可以看出：

① 當(dāng)主系統(tǒng)壓力瞬間降至0 MPa時(shí)，導(dǎo)閥和主閥閥芯瞬間換向，導(dǎo)閥閥芯左移，主閥閥芯右移；

② 當(dāng)主系統(tǒng)壓力瞬間升高至28 MPa時(shí)，導(dǎo)閥和主閥閥芯瞬間復(fù)位，導(dǎo)閥閥芯右移，主閥閥芯左移。

5 結(jié)論

通過前述分析，得出以下結(jié)論：

① 自動(dòng)切換模塊滿足設(shè)計(jì)要求，能夠在主系統(tǒng)壓力升降要求的范圍內(nèi)準(zhǔn)確換向，且換向響應(yīng)快，實(shí)現(xiàn)了主、備份系統(tǒng)向操縱系統(tǒng)供油的自動(dòng)切換功能，提升了直升機(jī)液壓系統(tǒng)的余度設(shè)計(jì)及直升機(jī)飛行的可靠性。

② 自動(dòng)切換模塊實(shí)現(xiàn)了導(dǎo)閥先于主閥換向的設(shè)計(jì)要求，確保了換向的平穩(wěn)、迅速及進(jìn)回油路的暢通；減小了換向液壓沖擊及流量波動(dòng)。

③ 當(dāng)主系統(tǒng)壓力瞬間下降時(shí)，備份系統(tǒng)和切換模塊的輸出壓力瞬間降低，產(chǎn)生壓力波動(dòng)；當(dāng)主系統(tǒng)壓力瞬間升高時(shí)，備份系統(tǒng)和切換模塊輸出壓力未產(chǎn)生壓力波動(dòng)。

④ 對(duì)于該自動(dòng)切換模塊，可在減小液動(dòng)力、減小油液泄漏及摩檫力等方面進(jìn)一步完善設(shè)計(jì)和分析。