軸流式止回閥緩沖結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)止回性能的影響

張立強(qiáng)，劉岱陽(yáng)

(蘭州理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，甘肅蘭州 730050)

0 前言

軸流式止回閥具有啟閉迅速、正向流阻低等特點(diǎn)，通常安裝在長(zhǎng)輸管線(xiàn)以及泵站的出口位置，以防止介質(zhì)倒流以及反向水錘對(duì)管線(xiàn)和泵站的破壞。

近年來(lái)，隨著國(guó)內(nèi)閥門(mén)制造的步伐逐漸加快，對(duì)于軸流式止回閥的研究也逐漸深入。馮明、吳業(yè)飛[1]對(duì)軸流式止回閥的閥瓣以及閥體喉部進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，確定了最小流阻的收縮因數(shù)為80%。黃昕珂等[2]通過(guò)模擬水泵停電后的回流過(guò)程，驗(yàn)證了軸流式止回閥優(yōu)異的抗水錘性能。周強(qiáng)強(qiáng)等[3]針對(duì)核電站主給水管線(xiàn)破裂事故引起的水錘效應(yīng)，采用數(shù)值仿真的方式，驗(yàn)證了帶有緩沖裝置軸流式止回閥的優(yōu)勢(shì)。張希恒等[4]應(yīng)用Fluent動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)對(duì)閥瓣閉合過(guò)程中的加速度以及閥座受力情況進(jìn)行分析，得出了閥門(mén)內(nèi)部流場(chǎng)的變化情況。WANG等[5]采用顯示動(dòng)力學(xué)對(duì)止回閥關(guān)閉過(guò)程中閥瓣對(duì)閥座的沖擊進(jìn)行模擬，得到了閥瓣的響應(yīng)速度及閥門(mén)閉合過(guò)程中的能量變化情況。張娜等人[6]對(duì)軸流式止回閥的止回過(guò)程進(jìn)行仿真，分析了閥瓣閉合過(guò)程中的應(yīng)力變化情況。王廷[7]根據(jù)離心泵的工作特性曲線(xiàn)，結(jié)合C語(yǔ)言編寫(xiě)的閥瓣驅(qū)動(dòng)程序，對(duì)閥瓣的閉合過(guò)程進(jìn)行了分析。王秋林等[8]針對(duì)閥門(mén)實(shí)際尺寸較大而無(wú)法實(shí)驗(yàn)的情況，利用流動(dòng)相似原理對(duì)模型進(jìn)行縮小，在保證結(jié)果正確的前提下簡(jiǎn)化了實(shí)驗(yàn)過(guò)程。

在上述研究的基礎(chǔ)上，為了提升止回閥止回過(guò)程的抗水錘能力，本文作者對(duì)原有的笛形緩沖結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，該緩沖裝置可以保證閥瓣在反向止回過(guò)程中實(shí)現(xiàn)快關(guān)緩閉，從而最大程度地降低閥瓣對(duì)閥體的沖擊[9-11]。同時(shí)，針對(duì)改進(jìn)后緩沖裝置的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行正交試驗(yàn)，并進(jìn)行極差分析，最終對(duì)影響閥門(mén)閉合速度、瞬態(tài)液動(dòng)力的因素進(jìn)行權(quán)重排序。

1 軸流式止回閥的工作原理

圖1所示為軸流式止回閥的結(jié)構(gòu)示意，它由閥芯和閥體兩部分組成，其中閥芯包含閥瓣、導(dǎo)流罩、閥桿、閥套以及彈簧等。

圖1 軸流式止回閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)示意Fig.1 Internal structure schematic of axial flow check valve

其工作原理為：當(dāng)正向來(lái)流從左向右通過(guò)止回閥時(shí)，閥瓣在前后壓差以及正向來(lái)流沖擊的作用下從左向右運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)閥門(mén)的開(kāi)啟；當(dāng)反向水錘從右向左進(jìn)入止回閥時(shí)，閥瓣在反向水錘和彈簧力的共同作用下從右向左運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)閥門(mén)的閉合。

2 緩沖結(jié)構(gòu)的工作原理

圖2所示為緩沖結(jié)構(gòu)示意。在止回閥閥桿的尾部增加一個(gè)液壓緩沖缸和活塞。止回時(shí)，在水錘的推動(dòng)下，緩沖活塞帶動(dòng)閥桿以及閥瓣向左運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)閥門(mén)的閉合，而當(dāng)緩沖活塞進(jìn)入到液壓缸內(nèi)部時(shí)，高速運(yùn)動(dòng)的活塞會(huì)對(duì)液壓缸內(nèi)的流體介質(zhì)進(jìn)行壓縮，流體介質(zhì)通過(guò)活塞與液壓缸壁間的縫隙以及阻尼孔排出，并對(duì)活塞產(chǎn)生反向阻尼作用，實(shí)現(xiàn)閥門(mén)的兩階段“快關(guān)緩閉”，起到保護(hù)閥門(mén)的作用[12]。

圖2 改進(jìn)緩沖結(jié)構(gòu)示意Fig.2 Schematic of the improved buffer structure

決定閥瓣止回過(guò)程中緩沖性能的結(jié)構(gòu)參數(shù)包括：活塞直徑、活塞行程、阻尼孔直徑、阻尼孔個(gè)數(shù)、環(huán)縫間隙大小等。將阻尼孔開(kāi)在閥套的端蓋上，阻尼孔的通孔面積不會(huì)因活塞的運(yùn)動(dòng)而發(fā)生變化，因此在止回過(guò)程中緩沖裝置的阻尼呈現(xiàn)線(xiàn)性。除此之外，將阻尼孔的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)為U形，可以改變液壓缸內(nèi)被壓縮流體的流動(dòng)方向，抵消一部分反向水錘的沖擊，從而達(dá)到提升止回性能的目的。

3 數(shù)值試驗(yàn)

3.1 三維模型的建立以及前處理

對(duì)軸流式止回閥閥芯的不同緩沖結(jié)構(gòu)驗(yàn)證，需要采用動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)進(jìn)行數(shù)值試驗(yàn)，文中對(duì)PumpLinx動(dòng)網(wǎng)格中的滑閥模板進(jìn)行仿真。需要注意的是，由于PumpLinx中需要定義閥芯彈簧的壓縮反向以及閥芯的初始位置，為了模擬出真實(shí)情況下軸流式止回閥閥芯的止回過(guò)程，需要對(duì)閥門(mén)啟閉的一個(gè)周期進(jìn)行數(shù)值試驗(yàn)。

此外，使用PumpLinx對(duì)止回閥進(jìn)行數(shù)值試驗(yàn)，需要提前將閥體的內(nèi)部流道結(jié)構(gòu)的三維模型抽取出來(lái)，并且需要?jiǎng)澐植煌木W(wǎng)格區(qū)域，即將閥芯的移動(dòng)區(qū)域與固定區(qū)域進(jìn)行切分。并且在局部區(qū)域需要進(jìn)行網(wǎng)格的細(xì)化處理，以避免因網(wǎng)格重疊導(dǎo)致試驗(yàn)失敗。具體將整個(gè)流道區(qū)域劃分為4個(gè)部分：閥門(mén)進(jìn)口、閥瓣運(yùn)動(dòng)區(qū)域、緩沖結(jié)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)區(qū)域以及閥門(mén)出口區(qū)域。具體的流道模型如圖3所示。

圖3 流道模型三維結(jié)構(gòu)Fig.3 The 3D structure of flow channel model

在PumpLinx中，使用General Mesher對(duì)閥門(mén)的進(jìn)、出口區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格劃分，最大體積網(wǎng)格單元尺寸為0.005 mm。對(duì)閥瓣以及緩沖結(jié)構(gòu)的移動(dòng)區(qū)域采用Valve Template Mesher進(jìn)行動(dòng)網(wǎng)格區(qū)域的劃分，最大網(wǎng)格單元尺寸為0.001 mm。此外，還需要在劃分之前指定閥芯表面、壓縮面以及閥芯位移的起始和終止面。最終生成的網(wǎng)格如圖4所示。

圖4 網(wǎng)格劃分示意Fig.4 Schematic of grid division

3.2 緩沖裝置的阻尼孔結(jié)構(gòu)驗(yàn)證

笛形緩沖結(jié)構(gòu)的阻尼孔開(kāi)在液壓缸側(cè)壁上，這種結(jié)構(gòu)的優(yōu)點(diǎn)是加工容易、簡(jiǎn)單可靠，同時(shí)抗污染能力較強(qiáng)，較小的顆粒污染物也不容易堵塞。但是其缺點(diǎn)是：當(dāng)活塞進(jìn)入到液壓缸內(nèi)時(shí)，阻尼孔的通流面積會(huì)隨活塞的位移變化而減小，造成流量減少，從而導(dǎo)致緩沖阻尼突然增加，最終使得閥芯內(nèi)部的瞬態(tài)液動(dòng)力發(fā)生突變，產(chǎn)生振動(dòng)。

因此，改變笛形緩沖裝置的節(jié)流孔位置，在液壓缸的端蓋位置開(kāi)孔，可以保證阻尼孔的通流面積不隨緩沖活塞的位移而發(fā)生改變，從而最大限度地保證緩沖過(guò)程中阻尼的線(xiàn)性度[13]。

對(duì)2種不同緩沖結(jié)構(gòu)的緩沖效果進(jìn)行數(shù)值驗(yàn)證，以長(zhǎng)度333 mm、質(zhì)量136 kg、彈簧剛度2 730 N/m、通徑252 mm的軸流式止回閥作為試驗(yàn)對(duì)象，驗(yàn)證方式選擇PumpLinx軟件對(duì)止回閥的閉合過(guò)程進(jìn)行動(dòng)態(tài)數(shù)值模擬。首先，在SolidWorks中建立止回閥的2種內(nèi)部流場(chǎng)結(jié)構(gòu)，分別如圖2和圖5所示。其次，將其保存為“.STL”格式，并導(dǎo)入到PumpLinx中，通過(guò)計(jì)算閥門(mén)閉合過(guò)程中最大的瞬態(tài)液動(dòng)力判斷不同緩沖裝置的線(xiàn)性程度。以100 m揚(yáng)程的實(shí)際工況為例，進(jìn)行試驗(yàn)對(duì)比分析[14]。在實(shí)際工況中，當(dāng)閥門(mén)前端管線(xiàn)出現(xiàn)破裂或者泵站突然停電時(shí)，閥門(mén)入口壓力會(huì)突然降低至標(biāo)準(zhǔn)大氣壓。經(jīng)過(guò)計(jì)算，閥門(mén)出口的壓力可以達(dá)到981 000 Pa，為了試驗(yàn)方便，近似為1 MPa。此外，通過(guò)正向閥門(mén)的開(kāi)啟試驗(yàn)，已經(jīng)初步驗(yàn)證進(jìn)口壓力為10 MPa、出口壓力為5 MPa時(shí)，閥門(mén)的正向開(kāi)啟時(shí)間為0.01 s，因此采用變進(jìn)口壓力函數(shù)、定出口壓力函數(shù)的方法設(shè)定邊界條件[15]。進(jìn)口壓力函數(shù)如式(1)所示：

圖5 笛形緩沖結(jié)構(gòu)示意Fig.5 Schematic of flute buffer structure

(1)

保持出口壓力1 MPa不變，對(duì)2種不同模型的試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析。圖6所示為安裝改進(jìn)緩沖結(jié)構(gòu)止回閥的閥瓣在一個(gè)啟閉周期內(nèi)的位移曲線(xiàn)，閥瓣完全閉合的時(shí)間為0.038 6 s，并且在閉合的過(guò)程中，分為2個(gè)階段。以0.030 7 s為分界點(diǎn)，止回的前半部分為緩沖活塞在反向水錘沖擊下自由運(yùn)動(dòng)的階段；而在0.030 7 s到閥瓣完全閉合的第二階段，緩沖活塞進(jìn)入液壓缸，受到反向阻力，因此位移曲線(xiàn)斜率發(fā)生了較大變化。

圖6 改進(jìn)緩沖結(jié)構(gòu)閥瓣位移Fig.6 Disc displacement of improved buffer structure

圖7所示為安裝傳統(tǒng)笛形緩沖裝置止回閥的閥瓣啟閉過(guò)程位移圖像。可以看出：閥瓣在止回過(guò)程中的位移圖像同樣分為2個(gè)階段，不同的是，在止回過(guò)程的第二階段，即0.035 2 s處，閥瓣位移突然出現(xiàn)了短暫的反向運(yùn)動(dòng)，并且閥瓣的反向閉合時(shí)間延長(zhǎng)，由原來(lái)的0.038 6 s延長(zhǎng)至0.039 2 s，延長(zhǎng)了0.000 6 s。這是因?yàn)榕c改進(jìn)緩沖結(jié)構(gòu)相比，笛形緩沖結(jié)構(gòu)的阻尼孔面積會(huì)受到活塞移動(dòng)的影響，隨著閥門(mén)開(kāi)度逐漸減小，緩沖活塞也逐漸靠近液壓缸的端蓋。隨著位移的增加，對(duì)笛形阻尼孔面積的遮擋也逐漸增大，因此液壓缸內(nèi)的流體介質(zhì)只能通過(guò)環(huán)縫間隙排出，從而增加了緩沖活塞的阻尼，才出現(xiàn)了反向運(yùn)動(dòng)。

圖7 笛形緩沖結(jié)構(gòu)閥瓣位移Fig.7 Disc displacement of flute buffer structure

圖8和圖9所示分別為2種不同緩沖裝置在閥瓣一個(gè)啟閉周期內(nèi)的瞬態(tài)液動(dòng)力曲線(xiàn)?？梢钥闯觯?種緩沖裝置間的最大區(qū)別發(fā)生在0.038 3 s以后，改進(jìn)緩沖裝置的瞬態(tài)液動(dòng)力保持在50 000 N左右，而傳統(tǒng)笛形緩沖裝置的瞬態(tài)液動(dòng)力則始終保持在120 000 N左右。

圖9 笛形緩沖結(jié)構(gòu)的瞬態(tài)液動(dòng)力Fig.9 Transient fluid power of the flute buffer structure

這是由于活塞移動(dòng)一定的行程后將阻尼孔堵塞，使得被壓縮的流體介質(zhì)只能通過(guò)環(huán)縫排出液壓缸，從而使得緩沖阻尼瞬間增加，形成較大的瞬態(tài)液動(dòng)力。相比之下，改進(jìn)緩沖結(jié)構(gòu)不受液壓缸活塞運(yùn)動(dòng)的影響，在閥瓣閉合的后段瞬態(tài)液動(dòng)力總體較小，因此整體緩沖過(guò)程更趨于線(xiàn)性，引起的閥芯振動(dòng)也相對(duì)較小[16]。

3.3 結(jié)構(gòu)參數(shù)的選取及正交試驗(yàn)

分析影響緩沖性能的結(jié)構(gòu)參數(shù)，需要設(shè)計(jì)正交試驗(yàn)，以保證其試驗(yàn)結(jié)果均勻分布、整齊可比[17-18]。具體選取的結(jié)構(gòu)參數(shù)為液壓緩沖缸的行程、緩沖活塞直徑以及阻尼孔的直徑。各個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)應(yīng)的水平選取范圍分別為：液壓缸緩沖行程為16.0～20.0 mm，緩沖活塞直徑有效范圍為119.0～121.0 mm，阻尼孔直徑變化范圍為2.5～3.5 mm。通過(guò)測(cè)量，長(zhǎng)度333 mm、質(zhì)量136 kg的軸流式止回閥閥瓣從全開(kāi)到完全閉合的行程為45.74 mm。

液壓缸緩沖行程水平均勻地選取3個(gè)，分別為16.0、18.0、20.0 mm；緩沖活塞直徑共選取3個(gè)水平，依次為119.0、120.0、121.0 mm；阻尼孔直徑的水平分布為2.5、3.0、3.5 mm。因此，對(duì)上述3個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行三因素五水平正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)，總試驗(yàn)次數(shù)為9，正交試驗(yàn)方案如表1所示。

表1 止回閥緩沖結(jié)構(gòu)參數(shù)正交試驗(yàn)方案Tab.1 Orthogonal test scheme of buffer structure parameters of check valve

針對(duì)上述9組模型，首先采用SolidWorks三維軟件在流道區(qū)域進(jìn)行建模，后續(xù)通過(guò)PumpLinx測(cè)試止回性能。測(cè)試的指標(biāo)主要有2個(gè)：閥門(mén)的完全閉合時(shí)間以及止回過(guò)程中閥門(mén)的最大瞬態(tài)液動(dòng)力。具體的試驗(yàn)結(jié)果如表2所示。

表2 正交試驗(yàn)結(jié)果Tab.2 Orthogonal test results

4 試驗(yàn)結(jié)果處理

4.1 極差分析

分析正交試驗(yàn)結(jié)果的極差，從而對(duì)影響閥門(mén)2個(gè)止回性能的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行權(quán)重排序。利用Excel表格計(jì)算極差，首先對(duì)閥瓣的閉合時(shí)間進(jìn)行分析。通過(guò)計(jì)算可以得知：緩沖行程所對(duì)應(yīng)的極差為0.017 8，活塞直徑對(duì)應(yīng)的極差為0.021 8，阻尼孔直徑對(duì)應(yīng)的極差為0.013 5。因此，結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)于閥瓣閉合時(shí)間的影響大小為：活塞直徑>緩沖行程>阻尼孔直徑。

同樣，對(duì)最大瞬態(tài)液動(dòng)力進(jìn)行分析，活塞直徑、緩沖行程以及阻尼孔直徑對(duì)應(yīng)的極差值分別為140 362、204 107和140 086，對(duì)最大液動(dòng)力的影響因素排序?yàn)椋壕彌_行程>活塞直徑>阻尼孔直徑。

4.2 緩沖結(jié)構(gòu)參數(shù)的多目標(biāo)優(yōu)化

對(duì)于軸流式止回閥的改進(jìn)緩沖結(jié)構(gòu)，增加緩沖阻尼以及降低止回過(guò)程中閥芯的振動(dòng)是優(yōu)化的2個(gè)主要目標(biāo)。具體體現(xiàn)在延長(zhǎng)閥瓣閉合時(shí)間的同時(shí)降低最大瞬態(tài)液動(dòng)力。

使用均勻設(shè)計(jì)試驗(yàn)法，重新選取樣本點(diǎn)進(jìn)行數(shù)值試驗(yàn)。并將Kriging插值模型、RBF神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)、響應(yīng)面模型(RSM)以及正交多項(xiàng)式模型(OPM)與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，最終以方差和的形式進(jìn)行誤差分析，如表3所示。

表3 不同代理模型的誤差分析Tab.3 Error analysis of different agent models

從表3可知：擬合結(jié)果與實(shí)際測(cè)量值最接近的代理模型為響應(yīng)面模型。因此，選用響應(yīng)面模型對(duì)正交試驗(yàn)的樣本點(diǎn)進(jìn)行擬合。

使用響應(yīng)面代理模型對(duì)正交試驗(yàn)的9個(gè)數(shù)值結(jié)果進(jìn)行曲面插值，預(yù)測(cè)出全局結(jié)果，圖10所示為活塞直徑和緩沖行程對(duì)閥瓣閉合時(shí)間的影響趨勢(shì)。

圖10 活塞直徑和緩沖行程對(duì)閥瓣閉合時(shí)間的影響趨勢(shì)Fig.10 Influence of piston diameter and buffer stroke on disc closing time

同樣，圖11所示是活塞直徑和緩沖行程對(duì)瞬態(tài)液動(dòng)力的影響趨勢(shì)。

圖11 活塞直徑和緩沖行程對(duì)瞬態(tài)液動(dòng)力的影響趨勢(shì)Fig.11 Influence of piston diameter and buffer stroke on transient fluid power

最后，利用NSGA-II遺傳算法[19]對(duì)全局尋得的最優(yōu)結(jié)果進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化。并采用均值平方差的方法作為目標(biāo)函數(shù)，具體如式(2)所示。

(2)

其中：s1(x)和s2(x)分別為閥瓣關(guān)閉時(shí)間的均方差以及瞬態(tài)液動(dòng)力的均方差；p為總試驗(yàn)次數(shù)；t和F分別為每一種結(jié)構(gòu)參數(shù)下對(duì)應(yīng)的閥瓣閉合時(shí)間以及瞬態(tài)液動(dòng)力；f(x)為實(shí)際工況下閥瓣閉合時(shí)間以及瞬態(tài)液動(dòng)力隨結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化函數(shù)。約束條件為：緩沖行程16.0～20.0 mm，活塞直徑119.0～121.0 mm，阻尼孔直徑為2.5～3.5 mm。此外，通過(guò)上述分析可知對(duì)于軸流式止回閥緩沖結(jié)構(gòu)的要求是：在保證閥瓣閉合時(shí)間較小的前提下，盡可能地降低止回過(guò)程中閥芯的振動(dòng)，即閥瓣閉合時(shí)間t以及瞬態(tài)液動(dòng)力F都要盡可能小。

快速非支配排序遺傳算法(NSGA-Ⅱ)是目前使用范圍較廣的遺傳算法之一，其核心思想就是通過(guò)非支配排序以及擁擠度篩選出符合優(yōu)化目標(biāo)的種群，并且在最終的Pareto前沿中得到具有不同支配地位的可行優(yōu)化解。在Isight的Optimization模塊中，由Kriging代理模型得到全局解。設(shè)置初始種群數(shù)量為200，迭代次數(shù)為500步，最終得到的Pareto前沿如圖12所示。

圖12 多目標(biāo)優(yōu)化Pareto前沿Fig.12 Pareto front of multi-objective optimization

由圖12可以看出：圖像中的每一個(gè)點(diǎn)都是最終優(yōu)化完成后的一個(gè)可行解。然而，對(duì)于改進(jìn)緩沖結(jié)構(gòu)的多目標(biāo)優(yōu)化[20]，被優(yōu)化的2個(gè)目標(biāo)具有對(duì)立性，即減小閥門(mén)止回時(shí)間的同時(shí)，閥芯的振動(dòng)增大。因此，對(duì)于止回閥緩沖結(jié)構(gòu)的多目標(biāo)優(yōu)化并不存在最優(yōu)解，圖12中位于曲線(xiàn)上的所有點(diǎn)為優(yōu)化后的解集，針對(duì)不同的實(shí)際工況可以選取前沿上的最優(yōu)解。

具體而言，圖12中的點(diǎn)A表示止回過(guò)程中瞬態(tài)液動(dòng)力最大而閥瓣閉合時(shí)間最長(zhǎng)的工況，點(diǎn)D表示止回用時(shí)最短而瞬態(tài)液動(dòng)力最小的工況。最終可以根據(jù)實(shí)際要求，在Pareto前沿(圖12的藍(lán)色曲線(xiàn))上選取合適的最優(yōu)解。點(diǎn)B與點(diǎn)A的最優(yōu)解性能相似，一定程度上可以替代點(diǎn)A，而點(diǎn)A、B的實(shí)際結(jié)構(gòu)尺寸卻不相同，這意味著可以在降低加工精度的情況下使產(chǎn)品達(dá)到相同的性能。同理，點(diǎn)C與點(diǎn)D性能相同，但是兩者的結(jié)構(gòu)尺寸并不相同，因此降低了對(duì)加工精度的要求。

5 結(jié)論

文中基于軸流式止回閥的笛形緩沖結(jié)構(gòu)得到了一種改進(jìn)緩沖結(jié)構(gòu)，并針對(duì)其止回性能進(jìn)行數(shù)值試驗(yàn)，最后對(duì)試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行優(yōu)化。得到了以下結(jié)論：

(1)綜合對(duì)比軸流式止回閥改進(jìn)緩沖結(jié)構(gòu)與傳統(tǒng)笛形緩沖結(jié)構(gòu)在100 m揚(yáng)程工況下的止回性能可知：笛形緩沖結(jié)構(gòu)由于受阻尼孔面積變化的影響，閥門(mén)閉合時(shí)間較改進(jìn)緩沖結(jié)構(gòu)增加了0.000 6 s。此外，在0.038 3 s以后，改進(jìn)緩沖結(jié)構(gòu)的瞬態(tài)液動(dòng)力維持在50 000 N左右，低于傳統(tǒng)笛形緩沖結(jié)構(gòu)的120 000 N，有效地降低了止回過(guò)程中閥芯的振動(dòng)，提高了閥門(mén)穩(wěn)定性。

(2)通過(guò)對(duì)改進(jìn)緩沖結(jié)構(gòu)的參數(shù)進(jìn)行正交試驗(yàn)，并通過(guò)極差對(duì)影響緩沖性能的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行權(quán)重排序可知：對(duì)于閥門(mén)止回時(shí)間的影響因素權(quán)重為：活塞直徑>緩沖行程>阻尼孔直徑；對(duì)于閥門(mén)止回最大瞬態(tài)液動(dòng)力的影響因素權(quán)重為：緩沖行程>活塞直徑>阻尼孔直徑。

(3)通過(guò)Kriging插值進(jìn)行正交試驗(yàn)結(jié)果的無(wú)偏估計(jì)以及NSGA-Ⅱ遺傳算法的優(yōu)化，可以得到最終的Pareto前沿?？梢钥闯觯?個(gè)被優(yōu)化目標(biāo)的最優(yōu)解并不具有統(tǒng)一性，因此并不存在唯一的最優(yōu)解，可以根據(jù)實(shí)際需求選取Pareto前沿上對(duì)應(yīng)的最優(yōu)結(jié)構(gòu)參數(shù)。同時(shí)，由于每一個(gè)可行解的周?chē)加泻芏嘟Y(jié)構(gòu)參數(shù)差異不大但性能相同的解，因此，在保證性能相同的前提下，可以通過(guò)適當(dāng)降低加工精度的方式來(lái)節(jié)約制造成本。