伯努利效應(yīng)引起滑閥閥芯徑向力的研究

陸倩倩 阮 健 李 勝

1.浙江工業(yè)大學(xué)特種裝備制造與先進(jìn)加工技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，杭州，3100142.浙江大學(xué)城市學(xué)院工程分院，杭州，310015

伯努利效應(yīng)引起滑閥閥芯徑向力的研究

陸倩倩1,2阮 健1李 勝1

1.浙江工業(yè)大學(xué)特種裝備制造與先進(jìn)加工技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，杭州，3100142.浙江大學(xué)城市學(xué)院工程分院，杭州，310015

運(yùn)用CFD軟件Fluent對(duì)液壓滑閥內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行可視化分析，詳細(xì)研究了閥芯受徑向壓力分布情況和影響因素。計(jì)算發(fā)現(xiàn)，徑向壓力分布與閥口開度、入口流量、環(huán)割槽深徑比、進(jìn)出口油道的軸交角都有密切的關(guān)系。閥口開度越大，徑向壓力波動(dòng)越小；入口流量越大，環(huán)割槽深徑比越小，徑向壓力波動(dòng)越大；與進(jìn)出口軸交角為0°和90°相比，進(jìn)出口軸交角為180°時(shí)x=0截面的徑向壓力分布更平穩(wěn)。同時(shí)，通過伯努利效應(yīng)對(duì)入口中心截面處閥芯周向壓力分布及閥芯軸向分段建立壓力方程，通過理論分析驗(yàn)證了仿真模型和結(jié)果的可靠性。最后分析了徑向力不平衡產(chǎn)生的卡緊力及徑向穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的分布及其影響因素。

計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)；液壓滑閥；徑向壓力；伯努利效應(yīng)

Abstract： To analyze the radial pressure distributions and influence factors of hydraulic slide valves, a visualized model of valve internal fluids was established by CFD software Fluent. The calculations show the distribution has close relationships with the sizes of notch, flows of entrance, aspects ratio of groove cut and the angles of input and output oil passages. The larger the size of notch is the larger fluctuate of radial pressure will be. The larger the flow of entrance is the smaller aspect ratio of groove cut and the larger fluctuate will be. The distribution become more stable under the 180° angle of input and output oil passages rather than the situation of 0° and 90° atx=0 section. Meanwhile, the circumferential pressure functions and distribution of inlet middle section and axial pressure functions were established by segmentation according to Bernoulli effect to verify the reliability of the simulation model and results. Finally, the influencing factors and distribution of clamping forces caused by the unbalances of radial pressures and radial steady-state fluid forces were analyzed.

Keywords: compute fluid dynamics(CFD); hydraulic slide valve; radial pressure; Bernoulli effect

0 引言

液壓換向閥廣泛應(yīng)用于液壓系統(tǒng)中，其穩(wěn)定性和可靠性直接關(guān)系著液壓系統(tǒng)的正常工作。換向閥的內(nèi)部結(jié)構(gòu)特征使得液體流動(dòng)過程中會(huì)產(chǎn)生難以控制的液動(dòng)力，影響液壓換向閥工作的穩(wěn)定性和可靠性。國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)液壓滑閥液動(dòng)力進(jìn)行了多方面的研究。吳小峰等[1]利用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(CFD)方法研究了液壓換向閥軸向瞬態(tài)液動(dòng)力的影響因素，為滑閥內(nèi)部流道結(jié)構(gòu)參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供方法；王安麟等[2]針對(duì)液壓換向閥開啟過程，運(yùn)用CFD方法進(jìn)行了動(dòng)態(tài)模擬，對(duì)流道結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，為提高滑閥性能提供了定量化設(shè)計(jì)參考；朱鈺[3]利用CFD和MATLAB Simulink軟件分析了3種不同閥口對(duì)液控?fù)Q向閥流場(chǎng)穩(wěn)態(tài)軸向力、液動(dòng)力等的影響；付文智等[4]利用有限元方法分析滑閥式換向閥工作過程中內(nèi)部流體速度沿圓周方向的分布情況；趙蕾等[5]通過CFD軟件進(jìn)行滑閥內(nèi)部流場(chǎng)分析，研究了瞬態(tài)液動(dòng)力、流量系數(shù)等參數(shù)對(duì)滑閥結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的影響。一些學(xué)者對(duì)滑閥內(nèi)部進(jìn)行了CFD仿真，研究了不同結(jié)構(gòu)對(duì)滑閥內(nèi)部的液動(dòng)力影響并進(jìn)行了相關(guān)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證[6-9]。以上研究除了文獻(xiàn)[5]對(duì)滑閥徑向不平衡力進(jìn)行了沿軸線的仿真外，其他學(xué)者都是在假設(shè)徑向不平衡力對(duì)稱的前提下，對(duì)滑閥軸向穩(wěn)態(tài)、瞬態(tài)液動(dòng)力進(jìn)行CFD仿真研究，或者研究閥口或閥芯結(jié)構(gòu)對(duì)滑閥軸向液動(dòng)力的影響。本文重點(diǎn)針對(duì)滑閥徑向不平衡力進(jìn)行CFD模擬仿真計(jì)算和理論分析，詳細(xì)分析了閥口開度、入口流量、出口壓力、環(huán)割槽深度以及進(jìn)出口位置等因素對(duì)滑閥徑向力不平衡的影響，提出減小徑向力不平衡的方法，進(jìn)而減輕閥芯磨損，減小液壓卡緊力。

1 滑閥結(jié)構(gòu)模型

液壓系統(tǒng)中的滑閥主要用于控制油路的通斷，選擇兩位兩通滑閥作為研究對(duì)象進(jìn)行建模仿真，如圖1所示。此閥采用出口節(jié)流的方式，主要結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。利用SolidWorks建立閥腔流體的三維模型，將此模型導(dǎo)入Hypermesh，對(duì)模型采用帶5層邊界層的四面體網(wǎng)格劃分，單元總數(shù)為219 306，節(jié)點(diǎn)數(shù)為500 708，如圖2所示。定義進(jìn)口、出口和壁面導(dǎo)入Fluent中，定義流動(dòng)介質(zhì)為32號(hào)液壓油，選擇Transient瞬態(tài)模擬，標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型，定義入口類型為流量入口，出口類型為壓力出口，選取有限體積法中常用的SIMPLE算法設(shè)置仿真補(bǔ)償和時(shí)間，對(duì)此模型在不同條件下進(jìn)行仿真。圖3為0.5 mm閥口開度下，出口壓力為5 MPa、入口流量為5 L/min的壓力分布云圖。

圖1 滑閥閥口平面圖Fig.1 Section plan of slide valve

環(huán)割槽長(zhǎng)度L1活塞直徑dh活塞環(huán)長(zhǎng)度Lh活塞桿直徑dg出口直徑do711766

圖2 流體三維網(wǎng)格Fig.2 3D mesh of the fluid

圖3 壓力云圖Fig.3 Pressure contour

2 計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)控制方程

連續(xù)性方程：

?ρ/?t+·(ρv)=0

(1)

運(yùn)動(dòng)方程：

?(ρv)/?t+v(ρv)=ρf-p+ρμ2v

(2)

標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流方程：

?(ρk)/?t+·(ρvk)-·(Γkk)=p-ρε

(3)

?(ρk)/?t+·(ρvk)-·(Γτε)=
(Cτ1pk-Cτ2ρε)

(4)

Γk=μ+μi/σkΓτ=μ+μi/στ

式中，ρ為流體密度；v為速度矢量；f為作用在單位質(zhì)量流體的體積力矢量；p為壓力；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=x,y,z;Cτ1、Cτ2、σk、στ為湍流模型常數(shù)。

3 滑閥CFD仿真結(jié)果分析

3.1 仿真條件

為了研究閥芯徑向壓力的分布情況及影響因素，設(shè)置了不同閥口開度、出口壓力、入口流量、環(huán)槽間隙以及進(jìn)出油口位置進(jìn)行研究，具體如表2所示。

表2 仿真參數(shù)

3.2 仿真結(jié)果

將仿真結(jié)果導(dǎo)入Tecplot，提取x=0、z=3.5 mm及z=15.5 mm三個(gè)截面閥芯上相關(guān)點(diǎn)的壓力值，相關(guān)點(diǎn)的位置如圖4所示。利用Excel進(jìn)行數(shù)據(jù)匯總和曲線生成。其中在x=0截面上獲取的壓力點(diǎn)可用于衡量閥芯在y方向的徑向壓力不平衡狀況(圖4a)，在z=3.5 mm和z=15.5 mm截面獲取的壓力值(圖4b)可用于衡量進(jìn)出口處閥芯圓周方向的徑向壓力的不平衡狀況。

(a)x=0 (b)z=3.5 mm(A-A)，z=15.5 mm(B-B)圖4 獲取閥芯上壓力的點(diǎn)位置Fig.4 Pressure position to obtain on the valve core

圖5～圖7為幾種仿真條件下獲得的壓力分布曲線，采用三個(gè)截面上獲取的壓力點(diǎn)進(jìn)行度量，相關(guān)點(diǎn)處壓力處理的具體方法如下。

(1)在x=0截面上，采用了圖4a中閥芯進(jìn)出口側(cè)“×”點(diǎn)的壓力減去對(duì)應(yīng)“?”點(diǎn)的壓力得到x=0截面上閥芯徑向壓力差，即

Δpx=0=p×-p⊕

(5)

(2)z=3.5 mm截面和z=15.5 mm截面分別是入口處中間截面A-A和出口處中間截面B-B，如圖4b所示。每隔30°獲取兩截面上的壓力值減去該截面上12個(gè)點(diǎn)壓力的平均值得到周向壓力差分布，即

(6)

(7)

圖5a表示在x=0的對(duì)稱面上，閥口開度和入口流量下閥芯上下兩邊的壓力差分布，圖5b表示在z=3.5 mm截面處，閥芯圓周方向壓力差分布。圖6a表示出口壓力及環(huán)割槽深徑比對(duì)x=0截面處閥芯上下邊壓力差分布的影響，圖6b表示在z=15.5 mm處，不同深徑比下閥芯徑向壓力差波動(dòng)情況。圖7表示進(jìn)出油口軸線空間夾角為0°、90°和180°下閥芯徑向壓力不均勻的分布情況。

3.3 仿真結(jié)果分析

(a)x=0截面

(b)z=3.5 mm截面1.xv=0.2 mm，qVi=20 L/min 2.xv=0.5 mm，qVi=20 L/min 3.xv=2.5 mm，qVi=20 L/min 4.xv=5.0 mm，qVi=20 L/min 5.xv=0.2 mm，qVi=60 L/min 6.xv=0.5 mm，qVi=60 L/min圖5 不同開口和不同入口流量下相關(guān)點(diǎn)壓力分布Fig.5 Pressure distribution of related points under different openings and different inlet flow

圖5a中在x=0截面處，入口處徑向方向的壓力差分布基本穩(wěn)定，入口結(jié)束，流體區(qū)域面積突然減小，產(chǎn)生局部壓力損失，在變截面處產(chǎn)生第一個(gè)壓力波動(dòng)，在環(huán)形節(jié)流口處產(chǎn)生第二個(gè)壓力波動(dòng)，到達(dá)出口位置時(shí)產(chǎn)生第三個(gè)壓力波動(dòng)。在z=3.5 mm截面處，周向壓力不平衡分布近似相對(duì)x=0截面對(duì)稱，并在入口處徑向不平衡壓力最大。從表3中可以看出，隨著閥口開度的增大，徑向壓力不均勻度的分布幅值逐步減小并趨于穩(wěn)定；隨著入口流量的增大，幅值急劇增大。由此可知，大流量和小開口度對(duì)徑向壓力不平衡的影響非常明顯。

圖6表明出口壓力的變化對(duì)徑向壓力不均勻特性影響甚微,但環(huán)割槽深e和閥芯活塞直徑dh的比值為0.18時(shí)，對(duì)徑向壓力不均勻分布情況較e/dh為0.36和0.73時(shí)嚴(yán)重。圖7 中進(jìn)出油口軸交角為90°時(shí)，在x=0截面和y=0截面上，閥芯上下邊壓力差變化幅值分別為0.035 MPa、0.073 MPa，軸交角為0°和180°時(shí)的壓力差變化幅值為0.080 MPa和0.074 MPa；在z=3.5 mm截面處，圓周向壓力分布不均勻度的幅值分別為0.116 MPa、0.147 MPa、0.119 MPa；在z=15.5 mm

(a)x=0截面

(b)z=15.5 mm截面圖6 不同出口壓力和不同環(huán)割槽深徑比下相關(guān)點(diǎn)壓力分布Fig.6 Pressure distribution of related points under different outlet pressure and aspect ratio of groove cut

(a)x=0截面

(b)z=3.5 mm截面圖7 不同進(jìn)出油口分布下相關(guān)點(diǎn)壓力分布Fig.7 Pressure distribution of related points under different inlet and outlet position

截面處周向壓力分布不均勻度的幅值分別為0.058 MPa、0.046 MPa、0.042 MPa。從這三組數(shù)據(jù)可以得出，軸交角為180°的閥芯徑向壓力分布情況優(yōu)于0°和90°時(shí)的情況。

表3 不同閥口開度和入口流量下壓力差的峰峰值

4 結(jié)果討論和分析

針對(duì)上述結(jié)果，選擇x=0截面和z=3.5 mm截面處的徑向壓力分布進(jìn)行理論分析和對(duì)比討論。

4.1 z=3.5 mm截面

圖8a是在入口流量20 L/min、出口壓力5 MPa、進(jìn)出口軸交角0°、環(huán)割槽深徑比0.36仿真條件下，z=3.5 mm截面處，流體流動(dòng)的速度矢量圖，圖8b表示的是此截面的流體壓力云圖。從圖中可以觀察壓力和速度分布基本關(guān)于x=0截面對(duì)稱。

伯努利效應(yīng)反映了流體速度加快時(shí)，物體與流體接觸的界面上的壓力會(huì)減小，反之壓力會(huì)增大。因此，在z=3.5 mm截面上液體以穩(wěn)定的流動(dòng)從入口經(jīng)過閥芯閥桿處形成近似圓柱繞流。根據(jù)伯努利現(xiàn)象，忽略質(zhì)量力，閥桿周圍繞流的速度和壓力分布的方程為

(8)

其中，p∞、v∞分別表示入口處穩(wěn)定的壓力和流量。根據(jù)繞流過程中圓柱面上速度公式：

vα=-2v∞sinα

(9)

Cp=1-4sin2α

(10)

在20 L/min入口流量，即速度v為 11.8 m/s、入口直徑d為6 mm、黏度ν為32 mm2/s的條件下，計(jì)算此流動(dòng)狀態(tài)下的雷諾數(shù)

(a)速度矢量圖

(b)壓力云圖圖8 z=3.5 mm截面速度矢量圖和壓力云圖Fig.8 Velocity vector diagram and pressure contour at z=3.5 mm section

故流動(dòng)狀態(tài)為層流。根據(jù)流體力學(xué)[10]，圓柱體有分離的層流繞流，分離點(diǎn)f位置在α=84°處。圖9所示為壓力系數(shù)曲線仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)果，在分離點(diǎn)之前，仿真計(jì)算值和實(shí)驗(yàn)值十分吻合，在分離點(diǎn)后，因參考的實(shí)驗(yàn)曲線是圓柱體無環(huán)繞流，后方無任何阻礙，實(shí)驗(yàn)得到分離點(diǎn)后壓力值為常數(shù)。仿真模型中，圓柱體繞流后會(huì)遇到圓柱外壁面，在分離點(diǎn)后產(chǎn)生反向回流形成漩渦，導(dǎo)致在分離點(diǎn)后速度相對(duì)于實(shí)驗(yàn)情況變小，壓力值會(huì)增大，因此壓力系數(shù)相對(duì)于實(shí)驗(yàn)值偏大。在180°時(shí)因產(chǎn)生繞流后駐點(diǎn)，閥芯表面在此處的流量會(huì)變小，壓力系數(shù)在仿真條件下略有增大。

圖9 實(shí)驗(yàn)參考和仿真計(jì)算的壓力系數(shù)曲線Fig.9 Pressure coefficient curves of experimental reference and simulation calculation

4.2 x=0截面

圖10是與圖8相同仿真情況下x=0截面的壓力分布云圖。流體經(jīng)過進(jìn)口流向出口，經(jīng)歷了圓形管道g，擴(kuò)展成環(huán)形繞流，經(jīng)流道突然收縮至h，至閥口m處向出口形成環(huán)形射流，最終匯聚成出口流量。整個(gè)流動(dòng)過程中閥芯在x=0截面上側(cè)受到的壓力變化沿著z方向分成4個(gè)區(qū)域:①區(qū)域是進(jìn)口作用區(qū)，②區(qū)域是截面收縮區(qū)，③區(qū)域是環(huán)形節(jié)流區(qū)，④區(qū)域是出口作用區(qū)。

圖10 x=0截面的壓力云圖Fig.10 Pressure contour of x=0 section

①區(qū)域閥芯上側(cè)受到的壓力

p1=pi

式中,pi為滑閥進(jìn)口壓力。

②區(qū)域流道突然收縮產(chǎn)生的壓力損失

(11)

其中，ζ為局部阻力系數(shù)；Cc為收縮系數(shù)，即縮流斷面面積與管道斷面面積之比；Cv為流量系數(shù)，即縮流斷面上實(shí)際的平均流量與理想的平均流量之比[11]。故第②區(qū)域閥芯受到壓力

p2=p1-Δp2

對(duì)于③區(qū)域,運(yùn)用薄壁小孔節(jié)流公式計(jì)算節(jié)流損失：

(12)

式中,Cq為流量系數(shù)；A為通流截面積；dh為閥芯凸臺(tái)直徑；δ為徑向間隙。

因此閥芯③區(qū)域受到的壓力

p3=p2-Δp3

忽略旋渦的影響，④區(qū)域出口作用區(qū)的壓力

p4=po

式中，po為滑閥出口壓力。

根據(jù)已知條件推出四段的絕對(duì)壓力理論值如下：

圖11中兩條曲線分別表示閥芯在x=0截面上理論和仿真壓力沿著z方向的分布，由結(jié)果可以看出，除了區(qū)域②外，仿真結(jié)果與理論結(jié)果的分布趨勢(shì)相似。因區(qū)域②是經(jīng)過流動(dòng)截面突然縮小還未穩(wěn)定的區(qū)域，目前相關(guān)理論研究較少，故理論曲線中忽略了流體此處的紊流損失。

圖11 x=0截面閥芯上側(cè)仿真和理論壓力值曲線Fig.11 The simulation and theoretical pressure curves at upside of spool at x=0 section

4.3 卡緊力分析

由仿真結(jié)果得知，在x=0截面，閥芯上側(cè)壓力與下側(cè)壓力差的分布對(duì)閥芯徑向方向壓力分布入口流量、環(huán)割槽深徑比、閥口開度等有影響，對(duì)0.5 mm閥口開度、60 L/min入口流量、5 MPa出口壓力、e/dh=0.18條件下閥芯上下邊所受的壓力差與作用面積積分后，其閥芯在x=0截面上下側(cè)卡緊力沿軸向分布如圖12所示。由圖可知,在z=3.5 mm截面處，閥芯最大徑向力差為1.02 N；在z=15.5 mm截面處，最大徑向力差為-1.21 N。在這種不均勻分布力的作用下，閥芯呈整體偏心和傾斜的趨勢(shì)。這種偏心和傾斜會(huì)產(chǎn)生液壓卡緊力，導(dǎo)致需要較大的驅(qū)動(dòng)力才能驅(qū)動(dòng)閥芯運(yùn)動(dòng)同時(shí)產(chǎn)生摩擦損失。

圖12 卡緊力軸向分布曲線Fig.12 Axial distribution curve of clamping force

徑向不平衡力是產(chǎn)生卡緊力的主要誘因，很多學(xué)者針對(duì)卡緊力做了大量的研究[12-14]。通過圖5～圖7中徑向壓力分布可得出，采用進(jìn)出油口軸交角180°的布置，可以減輕這種不均勻的壓力分布。選擇合適的環(huán)割槽深徑比，可削弱徑向力不平衡,減小閥芯卡緊力。

4.4 徑向穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力

穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力是液體流經(jīng)滑閥流道，因液體流動(dòng)動(dòng)量變化而產(chǎn)生作用在閥芯上的附加力。絕大多數(shù)文獻(xiàn)針對(duì)軸向穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的研究認(rèn)為，徑向力分布因結(jié)構(gòu)對(duì)稱可以抵消。但是，由于入口和出口位置決定了結(jié)構(gòu)僅是平面對(duì)稱而并非軸對(duì)稱，經(jīng)過仿真和理論分析，液體在流經(jīng)閥口處時(shí)不僅發(fā)生速度方向變化(與射流角有關(guān))，速度和壓差也非均勻分布。

根據(jù)動(dòng)量定理，參照軸向穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力計(jì)算滑閥的徑向穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力

Fr=2CqCvπDxΔpsinθ

(13)

式中，θ為滑閥節(jié)流口處的射流角，理想滑閥取69°。

圖13為閥口開度為0.5 mm入口流量為60 L/min、出口壓力為5 MPa、e/dh=0.18條件下，液體經(jīng)過閥口處產(chǎn)生的徑向穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力分布曲線，峰峰值為17.5 N，可見，徑向液動(dòng)力對(duì)卡緊力的影響不容忽視。

圖13 徑向穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力周向分布曲線Fig.13 Circumferential distribution curve of radial steady-state fluid force

5 結(jié)論

(1)滑閥閥芯徑向不平衡力受到入口流量、閥口開度、環(huán)割槽深徑比及進(jìn)出油口布局的影響，與出口壓力大小無關(guān)。在結(jié)構(gòu)上設(shè)計(jì)合適的環(huán)割槽深徑比以及采用180°軸交角的進(jìn)油口布局可以緩解徑向不平衡力分布。

(2)通過伯努利方程及分段方式對(duì)閥腔內(nèi)流體進(jìn)行理論分析和計(jì)算，閥芯上壓力分布和仿真結(jié)果壓力值相近，趨勢(shì)相似，仿真結(jié)果可靠。

(3)徑向壓力不平衡對(duì)卡緊力影響嚴(yán)重，在大流量和小環(huán)割槽深徑比的情況下，卡緊力分布會(huì)導(dǎo)致閥芯偏心和傾斜；同樣仿真條件下，經(jīng)過閥口產(chǎn)生的徑向液動(dòng)力分布的峰峰值高達(dá)17.5 N，會(huì)進(jìn)一步增大卡緊力。

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(編輯王旻玥)

ResearchonRadialForcesforHydraulicSlideValvesCausedbyBernoulliEffect

LU Qianqian1,2RUAN Jian1LI Sheng1

1.Key Laboratory of Special Purpose Equipment and Advanced Processing Technology，Ministry of Education，Zhejiang University of Technology，Hangzhou，310014 2.School of Engineering,Zhejiang University City College,Hangzhou,310015

TH137

10.3969/j.issn.1004-132X.2017.19.010

2016-10-27

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51375445)；浙江省自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(LZ13E050002)

陸倩倩，女，1985年生。浙江工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院博士研究生，浙江大學(xué)城市學(xué)院工程分院講師。主要研究方向?yàn)榱黧w力學(xué)、流體傳動(dòng)與控制、2D液壓閥關(guān)鍵技術(shù)。阮健(通信作者)，男，1963年生。浙江工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。E-mail：wxmin@mail.hz.zj.cn。李勝，男，1968年生。浙江工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院教授、博士。