液壓換向滑閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)的健壯性設(shè)計(jì)

吳小鋒　干為民　劉春節(jié)　王曉軍

常州工學(xué)院,常州,213002

液壓換向滑閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)的健壯性設(shè)計(jì)

吳小鋒干為民劉春節(jié)王曉軍

常州工學(xué)院,常州,213002

為了優(yōu)化液壓滑閥可控因子以降低滑閥開啟或關(guān)閉時(shí)操縱性能對(duì)噪聲因子的敏感性，提高液壓滑閥工作時(shí)的可控性與穩(wěn)定性，提出了液壓滑閥健壯性設(shè)計(jì)方法。利用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)方法對(duì)液壓滑閥開啟或關(guān)閉時(shí)內(nèi)部流體的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了仿真模擬，分析了滑閥內(nèi)部流道結(jié)構(gòu)參數(shù)、閥芯運(yùn)動(dòng)速度、滑閥進(jìn)油口與出油口壓差對(duì)瞬態(tài)液動(dòng)力的影響,并借助于試驗(yàn)設(shè)計(jì)和響應(yīng)面函數(shù)方法，獲得了滑閥瞬態(tài)液動(dòng)力與各參數(shù)的定量化關(guān)系。最后以滑閥內(nèi)部流道結(jié)構(gòu)參數(shù)為設(shè)計(jì)變量，閥芯運(yùn)動(dòng)速度和滑閥進(jìn)出油口壓差為不可控的噪聲因子，以仿真中液壓換向滑閥瞬態(tài)液動(dòng)力服從正態(tài)分布且方差最小為目標(biāo)，對(duì)滑閥進(jìn)行了健壯性設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)結(jié)果表明，通過對(duì)結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)可明顯降低噪聲因子對(duì)滑閥瞬態(tài)液動(dòng)力的影響。

液壓滑閥;瞬態(tài)液動(dòng)力;計(jì)算流體動(dòng)力學(xué);響應(yīng)面函數(shù);健壯性

0　引言

液壓換向滑閥幾乎遍布各類液壓系統(tǒng)中,其穩(wěn)定性與可靠性影響著整個(gè)液壓系統(tǒng)的正常工作。換向滑閥的工作特征導(dǎo)致其內(nèi)部存在著難以控制的瞬態(tài)液動(dòng)力，影響了滑閥的動(dòng)態(tài)操縱性能，降低了滑閥的穩(wěn)定性和可靠性。然而,決定瞬態(tài)液動(dòng)力的因素很多,可分為可控因素和不可控因素,可控因素主要為滑閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)參數(shù)；不可控因素則包含環(huán)境參數(shù)、滑閥開啟或關(guān)閉速度以及進(jìn)出油口壓差等。因此，如何通過優(yōu)化可控因素來降低不可控因素對(duì)瞬態(tài)液動(dòng)力的影響是提升液壓滑閥穩(wěn)定性和可靠性的關(guān)鍵。

國(guó)內(nèi)外已有眾多學(xué)者對(duì)滑閥穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)液動(dòng)力展開了研究，Amirante等[1-3]對(duì)換向滑閥內(nèi)部液動(dòng)力進(jìn)行了計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(CFD)仿真模擬,分析了不同流道結(jié)構(gòu)對(duì)滑閥內(nèi)部液動(dòng)力的影響，為滑閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)的優(yōu)化提供了理論依據(jù);Palau-Salvador等[4]對(duì)滑閥內(nèi)部流場(chǎng)特性進(jìn)行了仿真，并分析了不同結(jié)構(gòu)對(duì)滑閥內(nèi)部流場(chǎng)特性的影響;Morita等[5]利用CFD仿真對(duì)液壓閥內(nèi)液動(dòng)力進(jìn)行了模擬,并通過相關(guān)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了模擬結(jié)果的正確性；趙蕾等[6]、鄭淑娟等[7]利用Fluent動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)對(duì)閥芯運(yùn)動(dòng)過程中液壓錐閥內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行了仿真模擬，獲得了閥芯開啟和關(guān)閉時(shí)瞬態(tài)液動(dòng)力與流量、閥口開度之間的關(guān)系;王安麟等[8]對(duì)液壓換向滑閥進(jìn)行了CFD模擬,獲得了瞬態(tài)液動(dòng)力與內(nèi)部結(jié)構(gòu)之間的近似定量化模型,對(duì)滑閥內(nèi)部流道結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。鑒于以上研究基礎(chǔ),本文針對(duì)液壓滑閥瞬態(tài)液動(dòng)力進(jìn)行CFD模擬計(jì)算,分析設(shè)計(jì)因子與噪聲因子對(duì)瞬態(tài)液動(dòng)力的影響,在仿真數(shù)據(jù)基礎(chǔ)上利用概率統(tǒng)計(jì)和近似模型手段建立瞬態(tài)液動(dòng)力關(guān)于各影響因子的響應(yīng)面函數(shù)，并以噪聲因子對(duì)瞬態(tài)液動(dòng)力影響最小為目標(biāo),對(duì)設(shè)計(jì)因子進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),從而提高液壓滑閥動(dòng)態(tài)操縱性能。

1　滑閥瞬態(tài)液動(dòng)力分析及換向過程的CFD模擬

1.1滑閥瞬態(tài)液動(dòng)力

閥口開度變化引起流量的變化,從而改變了閥腔內(nèi)流體的流速,流體質(zhì)量將對(duì)閥芯產(chǎn)生一個(gè)瞬態(tài)作用力,該力即為瞬態(tài)液動(dòng)力,從流體角度分析，該力由流體質(zhì)量的慣性產(chǎn)生,它的作用大小可根據(jù)動(dòng)量定理導(dǎo)出,方向則與流體的加速度方向相反(圖1),也就是該瞬態(tài)液動(dòng)力始終是阻礙閥芯運(yùn)動(dòng)的力,其表達(dá)式為

(1)

(2)

(3)

式中,Fs為瞬態(tài)液動(dòng)力;m為流體單元質(zhì)量；v為流體單元速度；A為流體流經(jīng)閥體時(shí)的過流面積;Δp為通油節(jié)流口兩端壓差;ρ為介質(zhì)密度;x為閥芯位移;qV為經(jīng)過滑閥從P口到B口的體積流量；Cd為體積流動(dòng)系數(shù),它與流道結(jié)構(gòu)有關(guān);d為閥芯開口處的水力直徑；L為P和B兩口之間的直線距離。

圖1　滑閥閥芯從開啟至關(guān)閉過程中所受瞬態(tài)液動(dòng)力示意圖

(4)

式中，p1為作用在dA1上的動(dòng)壓；p2為作用在dA2上的動(dòng)壓;dA1、dA2分別為端面A1和A2上的微元面積。

1.2計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)控制方程

連續(xù)性方程為

(5)

運(yùn)動(dòng)方程為

(6)

標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流方程為

(7)

(8)

Γk=μ+μi/σkΓτ=μ+μi/στ

式中,k為湍動(dòng)能;ε為耗散率;Γk、Γτ為耗散系數(shù)；μ為動(dòng)力黏度；μi為i方向的動(dòng)力黏度，i=1,y,z；Cτ1、Cτ2、σk、στ為紊流模型常數(shù)，本文中選取Cτ1=1.44,Cτ2=1.92，σk=1,στ=1.3。

1.3滑閥換向過程的CFD模擬[9-10]

圖2　換向滑閥P-B腔平面圖

液壓系統(tǒng)中利用滑閥換向其實(shí)就是控制油路的通斷,由于多路滑閥在一個(gè)位置可以同時(shí)控制多條油路的通斷，這里選擇滑閥任意兩口(P-B口)的通斷控制進(jìn)行建模仿真，如圖2所示,圖中P-B貫通區(qū)域稱為P-B腔。為了模擬滑閥開啟和關(guān)閉過程的操縱性能，以圖2所示滑閥為例，定義閥芯移動(dòng)距離x=0～4 mm為開啟過程,x=4～8 mm為關(guān)閉過程。

圖3　P-B腔流體三維圖圖4　P-B腔流體網(wǎng)格劃分

利用UG建立P-B口通斷流體的三維模型如圖3所示,并導(dǎo)出step格式文件,導(dǎo)入Gambit進(jìn)行網(wǎng)格劃分,網(wǎng)格單元采用hybrid,網(wǎng)格類型采用Tgrid(混合網(wǎng)格),如圖4所示,并定義入口為流量入口,出口為壓力出口,定義中間圓柱流體為運(yùn)動(dòng)區(qū)域,運(yùn)動(dòng)區(qū)域與兩腔的接觸面為Interface,其余各面為Wall,最后導(dǎo)出mesh文件。

將mesh文件導(dǎo)入Fluent 6.3軟件中,定義流動(dòng)介質(zhì)為40號(hào)液壓油,選擇unsteady瞬態(tài)模擬;選擇Define中Boundary Conditions選項(xiàng),定義入口壓力為10 MPa，出口壓力為0.1 MPa,設(shè)置圓柱流體邊界為移動(dòng)邊界，一開始移動(dòng)速度為0,然后按照給定的1 m/s速度向右移動(dòng);選擇Define中Grid Interfaces選項(xiàng),定義圓柱運(yùn)動(dòng)流體與P-B腔的接觸面為Interface面;最后選擇有限體積法中常用的SIMPLE算法,設(shè)置仿真步長(zhǎng)和時(shí)間,對(duì)液壓滑閥動(dòng)態(tài)換向過程進(jìn)行仿真模擬,獲得圖5所示的滑閥開啟某一瞬時(shí)的內(nèi)部壓力分布，圖6為滑閥開啟某一瞬時(shí)內(nèi)部速度矢量云圖,最大速度出現(xiàn)在滑閥環(huán)形節(jié)流開口處,約為55 m/s,隨著開口變大,開口處速度逐漸變小。

圖5　開啟瞬時(shí)滑閥內(nèi)壓力分布

圖6　開啟瞬時(shí)滑閥內(nèi)速度分布

2　滑閥CFD仿真結(jié)果分析

2.1速度和壓差對(duì)瞬態(tài)液動(dòng)力的影響

為了了解不同的閥芯移動(dòng)速度對(duì)瞬態(tài)液動(dòng)力的影響,設(shè)置閥芯從靜止開始移動(dòng),研究速度分別為1 m/s、0.5 m/s、0.1 m/s時(shí)瞬態(tài)液動(dòng)力的變化,結(jié)果如圖7所示。由圖可知,滑閥閥芯速度越大,瞬態(tài)液動(dòng)力越大。當(dāng)閥芯向右移動(dòng)速度從0突然升高到1 m/s時(shí),閥芯移動(dòng)至開啟位置0.55 mm處,滑閥內(nèi)產(chǎn)生向左的最大瞬態(tài)液動(dòng)力為36 N;當(dāng)閥芯向右移動(dòng)速度從0突然升高到0.5 m/s時(shí),閥芯移動(dòng)至開啟位置0.8 mm處,滑閥內(nèi)產(chǎn)生向左的最大瞬態(tài)液動(dòng)力為19 N;當(dāng)閥芯向右移動(dòng)速度從0突然升高到0.1 m/s時(shí),閥芯移動(dòng)至開啟位置1.2 mm處,滑閥內(nèi)產(chǎn)生向左的最大瞬態(tài)液動(dòng)力為7.5 N?；y閥芯從靜止到達(dá)到某一速度的運(yùn)動(dòng)過程中，滑閥內(nèi)作用在閥芯上的瞬態(tài)液動(dòng)力先迅速升高至峰值(閥芯加速度越大，上升時(shí)間越短),隨后緩慢下降,結(jié)合對(duì)比仿真結(jié)果和式(3)可知,滑閥瞬態(tài)液動(dòng)力與閥芯速度成正比,式(3)中,dx/dt越大,即開啟瞬間加速度越大,則出現(xiàn)的瞬態(tài)液動(dòng)力也就越大，反之越小。

圖7　閥芯速度對(duì)液動(dòng)力的影響

圖8　壓差對(duì)液動(dòng)力的影響

為了了解壓差對(duì)瞬態(tài)液動(dòng)力的影響,在滑閥進(jìn)出口加載10 MPa、5 MPa、1 MPa三組不同的壓差,滑閥開啟速度設(shè)置為1 m/s。如圖8所示,滑閥開啟至0.6 mm處三組不同壓差分別對(duì)應(yīng)出現(xiàn)的最大瞬態(tài)液動(dòng)力為36 N、27 N、13 N。因此,滑閥最大瞬態(tài)液動(dòng)力與壓差變化有關(guān),隨著壓差變小而變小。結(jié)合對(duì)比仿真結(jié)果和式(3)可知，滑閥瞬態(tài)液動(dòng)力與壓差變化成正比,式(3)中,若dΔp/dt越大,即開啟瞬間壓差突變?cè)酱?則出現(xiàn)的瞬態(tài)液動(dòng)力也就越大,反之越小。

2.2結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)換向滑閥瞬態(tài)液動(dòng)力的影響

滑閥內(nèi)瞬態(tài)液動(dòng)力主要是由流體速度變化引起的，為了減小開啟或關(guān)閉過程滑閥內(nèi)的瞬態(tài)液動(dòng)力，通常通過改變滑閥內(nèi)流道結(jié)構(gòu)增加流體阻尼來實(shí)現(xiàn)。圖9所示為滑閥新流道結(jié)構(gòu)，即在閥芯桿上增加凸臺(tái)，閥座和閥芯上分別開槽。通過仿真獲得原結(jié)構(gòu)與新結(jié)構(gòu)在滑閥開啟瞬時(shí)內(nèi)部流體速度分布，如圖10和圖11所示。

圖9　滑閥新流道結(jié)構(gòu)

圖10　原流道結(jié)構(gòu)流速分布

圖11　新流道結(jié)構(gòu)流速分布

分析仿真結(jié)果(圖12)可知,新流道結(jié)構(gòu)增大了流道阻尼,這確實(shí)可有效減小滑閥開啟時(shí)的瞬態(tài)液動(dòng)力,相同開啟速度和壓差條件下,滑閥開啟瞬時(shí),原流道結(jié)構(gòu)最大瞬態(tài)液動(dòng)力為36 N;新流道結(jié)構(gòu)最大瞬態(tài)液動(dòng)力降低為22 N。新的流道結(jié)構(gòu)在滑閥開啟瞬時(shí)緩解了閥內(nèi)流體速度的變化，如圖10和圖11所示,原流道結(jié)構(gòu)射流角在80°左右,滑閥內(nèi)速度變化較大;新流道結(jié)構(gòu)射流角在50°左右,速度變化較原結(jié)構(gòu)的小。新的流道結(jié)構(gòu)改變了流道內(nèi)的流動(dòng)系數(shù)Cd,如圖13所示,原流道結(jié)構(gòu)流動(dòng)系數(shù)Cd在開啟瞬間dCd/dt即曲線的斜率變化較大,而新結(jié)構(gòu)流動(dòng)系數(shù)曲線斜率變化平緩,說明流動(dòng)系數(shù)變化越大,引起的瞬態(tài)液動(dòng)力也就越大,新結(jié)構(gòu)較原結(jié)構(gòu)流動(dòng)系數(shù)變化小,從而減小了瞬態(tài)液動(dòng)力。

圖12　結(jié)構(gòu)變化對(duì)瞬態(tài)液動(dòng)力的影響

圖13　結(jié)構(gòu)變化對(duì)流道流動(dòng)系數(shù)的影響

3　面向滑閥操縱性能的健壯性設(shè)計(jì)

3.1試驗(yàn)設(shè)計(jì)

以上通過CFD模擬結(jié)果證明了閥芯速度、壓差、流道結(jié)構(gòu)對(duì)瞬態(tài)液動(dòng)力確實(shí)有影響，為了進(jìn)一步獲知各因素的影響程度以及各因素之間的耦合效應(yīng)，建立瞬態(tài)液動(dòng)力與各因子之間的定量化關(guān)系，以仿真數(shù)據(jù)為基礎(chǔ)，對(duì)滑閥開啟過程內(nèi)部瞬態(tài)液動(dòng)力的計(jì)算進(jìn)行試驗(yàn)設(shè)計(jì)。

圖14　滑閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)參數(shù)化

這里以滑閥開啟瞬間出現(xiàn)的瞬態(tài)液動(dòng)力峰值為目標(biāo)值,如圖14所示,令L1～L6為滑閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)變量,設(shè)定L3=L5,L4=L6,再加上開啟速度dx/dt和壓差Δp,總共6個(gè)設(shè)計(jì)因子,并根據(jù)設(shè)計(jì)因子的范圍,選取5個(gè)水平,進(jìn)行正交試驗(yàn)設(shè)計(jì),結(jié)果如表1。為了便于表達(dá),設(shè)計(jì)因子按順序用x1～x6來表示。

表1　瞬態(tài)液動(dòng)力峰值正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)表

3.2瞬態(tài)液動(dòng)力近似模型

選擇二階響應(yīng)面模型對(duì)滑閥瞬態(tài)液動(dòng)力峰值進(jìn)行擬合,為了求解和校正響應(yīng)面函數(shù)表達(dá)式各項(xiàng)系數(shù),將正交試驗(yàn)數(shù)據(jù)代入進(jìn)行計(jì)算,獲得響應(yīng)面模型如下:

18.24x1x4+99.54x1x5-10.02x2x4-

200.88x1+158.34x2-42.70x3-33.97x4-

412.52x5+0.88x6+400.56(N)

(9)

以上響應(yīng)面函數(shù)評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)為誤差決定系數(shù),檢驗(yàn)誤差決定系數(shù)為

(10)

通過另選取的30組數(shù)據(jù)的校正計(jì)算，獲得檢驗(yàn)誤差決定系數(shù)R2=0.954，這表明響應(yīng)面模型與仿真模型基本一致,響應(yīng)面模型可以作為瞬態(tài)液動(dòng)力峰值關(guān)于各設(shè)計(jì)因子的數(shù)學(xué)模型。

3.3滑閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)的健壯性設(shè)計(jì)[11-14]

健壯性設(shè)計(jì)要求目標(biāo)響應(yīng)程度在部分設(shè)計(jì)變量隨機(jī)波動(dòng)時(shí)不能過大,如果采用確定性優(yōu)化，會(huì)導(dǎo)致變量過多，結(jié)果與實(shí)際的差距難以控制，因此，健壯性設(shè)計(jì)中的優(yōu)化必須定量估計(jì)各不可控因素對(duì)響應(yīng)的影響，使得設(shè)計(jì)結(jié)果在不可控因素變化時(shí)也能保證比較穩(wěn)定的性能指標(biāo)。這里以滑閥開啟速度和壓差為不可控的隨機(jī)變量,以滑閥內(nèi)瞬態(tài)液動(dòng)力出現(xiàn)的峰值服從正態(tài)分布為目標(biāo),通過優(yōu)化滑閥內(nèi)流道結(jié)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)“均值達(dá)到目標(biāo)”和“均方差最小目標(biāo)”,從而降低瞬態(tài)液動(dòng)力對(duì)開啟速度和壓差的敏感性。

健壯性設(shè)計(jì)的目標(biāo)響應(yīng)為

(11)

目標(biāo)函數(shù)轉(zhuǎn)化為求最大或最小表達(dá)式:

(12)

選取滑閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)參數(shù)L1～L4為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量,約束條件為3 mm≤x1≤5 mm，1.5 mm≤x2≤2.5 mm,2 mm≤x3≤5 mm,2 mm≤x4≤5 mm,噪聲因子x5在0.5 m/s的[50%,150%]范圍內(nèi)隨機(jī)取值,x6在10 MPa的[50%,150%]范圍內(nèi)隨機(jī)取值,經(jīng)過300次迭代計(jì)算，獲得具有健壯性能的滑閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)尺寸如表2所示。

圖15和圖16所示為健壯性設(shè)計(jì)前后滑閥瞬態(tài)液動(dòng)力峰值分布情況,可見健壯性設(shè)計(jì)后瞬態(tài)液動(dòng)力峰值分布較健壯性設(shè)計(jì)前集中,均值在50 N左右,說明開啟速度和壓差變化時(shí),瞬態(tài)液動(dòng)力峰值均集中在均值附近,此滑閥結(jié)構(gòu)具有一定的抵抗噪聲因子干擾的能力。

表2　滑閥內(nèi)部流道結(jié)構(gòu)健壯性設(shè)計(jì)結(jié)果　mm

圖15　健壯性設(shè)計(jì)前瞬態(tài)液動(dòng)力峰值響應(yīng)分布

圖16　健壯性設(shè)計(jì)后瞬態(tài)液動(dòng)力峰值響應(yīng)分布

4　結(jié)論

(1)針對(duì)液壓滑閥瞬態(tài)液動(dòng)力問題，基于計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)方法對(duì)滑閥內(nèi)部流體動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了仿真模擬，并結(jié)合理論公式，驗(yàn)證了滑閥瞬態(tài)液動(dòng)力與滑閥閥芯開啟位移變化、進(jìn)出口壓差的變化以及內(nèi)部流動(dòng)系數(shù)變化成正比的結(jié)論。

(2)以滑閥內(nèi)部流道結(jié)構(gòu)參數(shù)、滑閥開啟速度、壓差為設(shè)計(jì)因子，滑閥開啟瞬時(shí)瞬態(tài)液動(dòng)力峰值為目標(biāo)值，進(jìn)行了試驗(yàn)設(shè)計(jì)，借助于正交試驗(yàn)和近似模型手段，獲得了瞬態(tài)液動(dòng)力峰值關(guān)于各因子的二次響應(yīng)面模型，對(duì)瞬態(tài)液動(dòng)力峰值實(shí)現(xiàn)了定量化表達(dá)。

(3)在滑閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)健壯性設(shè)計(jì)前，滑閥瞬態(tài)液動(dòng)力峰值變化無規(guī)律、范圍大、難以控制，通過以速度和壓差為噪聲設(shè)計(jì)因子，內(nèi)部結(jié)構(gòu)為優(yōu)化設(shè)計(jì)因子，瞬態(tài)液動(dòng)力峰值在某一設(shè)定值附近服從正態(tài)分布為目標(biāo)進(jìn)行健壯性設(shè)計(jì)后，滑閥瞬態(tài)液動(dòng)峰值分布在該設(shè)定值左右，實(shí)現(xiàn)了對(duì)瞬態(tài)液動(dòng)力的控制,從而提高了滑閥動(dòng)態(tài)操縱性能。

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(編輯盧湘帆)

Robust Design of Hydraulic Slide Valve Internal Structure

Wu XiaofengGan WeiminLiu ChunjieWang Xiaojun

Changzhou Institute of Technology,Changzhou,Jiangsu,213002

In order to optimize the hydraulic valve controlled factors to reduce the sensitivity of valve opening or closing operation performances to the noise factors,and to improve the reliability and stability of hydraulic valve,a robust design method was put forward for hydraulic valves.The dynamic characteristics of inner fluid were simulated when hydraulic valve was opening or closing based on CFD method.Effects of valve inner flow structure parameters,the spool movement speed,valve oil inlet and outlet pressure difference on transient flow force were analyzed,then the quantitative relationship among the transient flow force and various parameters was acquired by using the design of experiment method and response surface function method.Finally,the internal flow structure parameters of slide valve were set as the design variables,spool movement speed and pressure difference between inlet and outlet were set as the noise factors which were uncontrollable,transient flow force in hydraulic slide valve obeyed normal distribution and variances minimization was set as the target,a robust design of slide valve faced to its operation performance was executed.Results show that,the effects of noise factors on transient flow force are reduced by optimizing the structure parameters.

hydraulic slide valve;transient flow force;compute fluid dynamics(CFD);response surface function;robustness

2012-08-20

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51305049)；江蘇省教育廳自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(13KJD460003)

TH137DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.15.008

吳小鋒,男,1982年生。常州工學(xué)院機(jī)械與車輛工程學(xué)院講師、博士。主要研究方向?yàn)闄C(jī)電液一體化設(shè)計(jì)、數(shù)字化設(shè)計(jì)理論與方法。發(fā)表論文10余篇。干為民，男，1960年生。常州工學(xué)院機(jī)械與車輛工程學(xué)院教授、博士。劉春節(jié)，男,1972年生。常州工學(xué)院機(jī)械與車輛工程學(xué)院副教授。王曉軍,女,1976年生。常州工學(xué)院機(jī)械與車輛工程學(xué)院副教授。