應用于數字變量馬達的高速開關閥

胡小東, 顧臨怡, 張范蒙

(浙江大學 流體動力與機電系統國家重點實驗室,浙江 杭州,310027)

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應用于數字變量馬達的高速開關閥

胡小東, 顧臨怡, 張范蒙

(浙江大學 流體動力與機電系統國家重點實驗室,浙江 杭州,310027)

為了研制滿足數字變量馬達需要的“高頻響、大流量,低開閥壓差,低節流損耗”高速開關閥,設計一種新型的二位三通滑閥結構的高速開關閥,采用閥套運動的結構來減小液動力有效的提升閥的開關速度,采用中位死區的結構來實現預降壓和預升壓以減小開閥壓差.通過建立閥套的運動模型和流場動態仿真驗證了該閥的快速開關性能及通流能力；同時建立單柱塞配流單元的柱塞腔壓力動態模型,驗證了低開閥壓差的可行性,并確定最佳的中位死區長度；分析不同轉速下在不同位置關閥的節流損耗及開閥壓差,得到在某一轉速下使節流損耗及開閥壓差均很小的最佳關閥角度.理論和仿真研究表明,這種新型的二位三通高速開關閥能夠滿足數字變量馬達對高速開關閥的需求.

高速開關閥；高頻響；大流量；閥套運動；中位死區；低開閥壓差；低節流損耗

數字變量泵馬達(digital displacement pump/motor, DDP/M)是液壓領域的一次技術創新,原理是用電控的高速開關閥替代傳統的缸體與配流盤來實現柱塞腔與高低壓油口之間油液的通斷.DDP/M在全排量變化范圍內能夠維持90%以上的效率,而現有的柱塞泵/馬達工作在小排量時效率急劇下降到50%～80%[1][2].由于DDP/M具有極高效率,目前已成功的應用于風力發電系統[3-4].Rexroth[5]及Sauer Danfoss[6]公司目前分別致力于研究DDP/M在汽車混合動力及工程機械上的應用.

高速開關閥是DDP/M實現變量的核心元件,也是決定能否在非額定工況下維持工作效率高的關鍵[7],應用于DDP/M的高速開關閥必須滿足“高頻響、大流量,低壓差,低節流損耗”的要求[8].目前國內外對應用于DDP/M的高速開關閥的研究主要集中在2個方面：1)研發專用的高速開關閥,Artemis公司設計了錐閥結構的高速開關閥,利用“主動關被動開”的機理使單個柱塞實現了泵工況、馬達工況及無效工況,由于采用“被動開”的錐閥結構,開閥時閥口壓力平衡,大大的減小了開閥節流損耗,但錐閥在通過大流量時所受液動力太大,在柱塞上下運動的過程中容易發生卡閥,故錐閥結構的高速開關閥只適用于單柱塞小排量,且轉速低的場合[9～11].Roemer等[12-13]以Artemis的錐閥結構為基礎重點對高速開關閥的耐久性進行研究,對閥芯與閥座的撞擊曲面進行優化,但沒有對錐閥大流量情況下瞬態液動力進行分析.Wilfong等[14]設計了一種以錐閥為主級兩位四通滑閥為先導級的高速開關閥,集合了錐閥開閥壓差小的特點及滑閥先導控制靈活的優勢,但主閥的開啟和關閉時間在2.5～80 ms之間,無法滿足DDP/M對高速開關閥高頻響的要求.Winkler等[15～17]研發了一種兩位三通式的螺紋插裝式高速開關閥,閥打開時間為1.5 ms,關閉時間為1 ms,但通流能力只有10 L/min,無法滿足DDP/M對高速開關閥大流量的需求[15～17].2)應用現有的商用高速開關閥對直列式柱塞泵進行改裝,使改裝后的直列式柱塞泵具有DDPM的功能,分析改裝后高速開關閥的開關時刻對DDPM的效率的影響,但由于現有的商用高速開關閥頻響高的一般額定流量低,通流能力大的一般開關時間需要幾十毫秒左右,無法滿足DDPM的要求[18].針對以上問題,本文設計了一種新型的二位三通滑閥結構的高速開關閥,能夠同時滿足高頻響、大流量及低壓差的要求,采用閥套運動的方式加速閥的運動,在開閥及關閥的過程中設置中位死區能夠很好的實現預升壓及預降壓的功能,“主動開主動關”的控制模式能夠很好的根據工況的變化及時調整閥的開關時刻,使DDM具有較低的節流損耗.

1 DDM對高速開關閥需求分析

1.1 DDM配流原理

針對DDM對高速開關閥高頻響大流量及低損耗的需求,本文設計了二位三通滑閥結構的高速開關閥.該閥采用閥芯固定,閥套移動的方式來補償液動力,其結構示意圖如圖1所示,閥芯與閥體固聯在一起,閥套上A口接柱塞腔,P、T口分別接高低壓油口,閥套運動至中位時切斷柱塞腔與高低壓油口的聯通.在安裝電磁鐵時,利用銜鐵斥力推動閥套,以獲取較大的初始速度.利用此二位三通高速開關閥組成的DDM的單柱塞馬達工況配流原理如圖2所示.

圖1 二位三通滑閥結構示意圖Fig.1 Structure diagram of 3/2 way valves

圖2 DDM單柱塞單元配流原理圖Fig.2 Schematic of oil distribution of single piston unit of DDM

從圖2中可看出,柱塞的一個運動周期(即從TDC-BDC-TDC)分成了8個時間段,其中tpi和tpr分別為柱塞腔預升壓及預降壓時間,分析其配流過程：在上死點附近時,電磁鐵b失電的同時電磁鐵a得電,閥套開始向右運動,A與T逐漸關閉,經過時間ttc后完全關閉,進入中位死區,此時柱塞繼續向上死點移動,柱塞腔預升壓,理想情況下經過時間tpi后柱塞腔壓力與高壓口壓力平衡,此時閥套運動使得P與A開始導通,開始吸入高壓油,經過時間tpo后,P與A完全導通,開啟有效吸油行程,在柱塞到達下死點之前,電磁鐵a失電同時電磁鐵b得電,閥套開始向左運動,A與P逐漸關閉,經過時間tpc后完全關閉,進入中位死區,此時柱塞繼續向下死點移動,柱塞腔預降壓,理想情況下經過時間tpr后柱塞腔壓力與低壓口壓力平衡,此時閥套運動使得T與A開始導通,開始排油,經過時間tto后,A與T完全導通,開啟有效排油行程,隨后經過時間td后,電磁鐵b失電同時電磁鐵a得電,開始進入下一個循環周期.當需要控制柱塞處于無效工況時,只需保持電磁鐵b一直得電,使A與T始終連通即可,這樣柱塞不對外做功,通過調節處于無效工況柱塞的個數來實現變量.當柱塞工作在無效工況時,柱塞腔中始終是低壓油,其泄露損耗非常小,故在變量時其功率損耗能隨著排量的減小而減小,同時由于DDM中沒有缸體與配流盤的摩擦泄露損耗,故其在非額定工況下能夠達到很高的效率.

同時此二位三通閥還能夠使柱塞實現泵工況,只需在柱塞從TDC到BDC的過程中使A與T連通吸入低壓油,接著在從BDC到TDC的過程中使A與P連通排出高壓油,在上下死點附近也需要通過預降壓和預升壓過程來使閥口打開時,兩端壓力平衡,減小節流損耗及由于壓差過大帶來的壓力沖擊.DDM中的每個柱塞都可以實現泵工況、馬達工況及無效工況,通過在上下死點附近控制柱塞腔與高低壓油口的切換來實現不同的工況,進而達到變量的目的.

采用此種方案相對于錐閥結構具有以下優點：1)只需一個二位三通閥就可以實現柱塞腔與高低壓油的通斷,減少了閥的數量節約了安裝空間；2)滑閥結構容易實現小開口大流量,減小閥運動位移縮短運動時間；3)如表1所示,分析了閥從最右端運動到最左端再到最右端整個周期中瞬態及穩態液動力的方向與閥運動方向之間的關系.從表1中可看出,采用閥套運動的方式,能夠使液動力成為助力或者減小液動力的影響來加速閥的運動,如瞬態液動力能夠被有效的利用來加快P口與A口的導通與切斷；4)利用中位死區通過控制閥在不同時刻打開或者關閉有助于實現閥口打開時兩端壓力平衡,減小了開閥節流損耗及噪聲.

1.2 高速開關閥需求分析

本文設計的二位三通高速開關閥應用于轉速n=1 500 r/min,排量為100 ml,柱塞個數為5的徑向柱塞馬達,高壓口壓力ph=30 MPa,低壓口壓力pl=0.5 MPa,此外為了敘述的方便,將P口與A口的打開與關閉簡稱為P閥的打開與關閉,將T口與A口的打開與關閉簡稱為T閥的打開與關閉.首先計算在n=1 500 r/min,ph=30 MPa情況下,柱塞工作在馬達工況時,閥套經過中位死區時預升壓及預降壓過程馬達轉過的角度θHP及θLP,即對應圖2中的tpi及tpr時間段,計算中忽略柱塞腔的泄露.

表1 閥液動力方向與閥套運動方向關系

Tab.1 Relationship of direction of valve’s flow force and the direction of valve moving

換向動作工作位置穩態液動力瞬態液動力P、A關閉吸油區、下死點同向同向A、T打開排油區、下死點反向反向A、T關閉排油區、上死點同向反向P、A打開吸油區、上死點反向同向

(1)

(2)

V=Vdead+Vy=Vdead+Apy.

(3)

式中：y為柱塞位移；Ap為柱塞橫截面積；e為馬達偏心距；θ為馬達轉角(TDC-BDC-TDC對應轉角0-π-2π)；pc為柱塞腔內壓力；V為柱塞腔內油液體積；E為油液彈性模量；取E=1 400 MPa；Vdead為柱塞腔內固定的閉死容積,取值為單柱塞排量的0.5倍；Vy為由柱塞運動位移y引起的柱塞腔中油液體積變化量.在理想情況下,在下死點處T閥開始打開,此時柱塞對應的位移為2e,假設在預降壓tpr時間段內,柱塞運動的位移變化量為Δy,則P閥完全關閉時,對應的柱塞位移為

y=2e-Δy.

(4)

將式(2)～(4)代入(1)式得

(5)

同理設柱塞在預升壓即tpi時間段內的柱塞位移變化量為Δy′,則T閥完全關閉時對應的柱塞位移為

y=Δy′.

(6)

將式(2)、(3)、(6)代入式(1)得

(7)

經計算,θLP=20.440,θHP=11.760,當n=1 500 r/min時,對應時間為1～2 ms.預升壓過程要比預降壓要快,這是由于預升壓時柱塞腔油液體積小,在相同的油液彈性模量下,壓力的變化率要快.由于高速開關閥開啟和關閉需要時間,所以單柱塞單轉的有效排量小于單柱塞幾何排量的100%,假設有效排量能夠達到其幾何排量的80%,忽略閥在開關的過程中流入和流出的油液體積,則有

ypc-ypo=2e×0.8.

(8)

ypo=e(1-cosωtpo).

(9)

ypc=e[1-cos (π-ωtpc-ωtpr)].

(10)

ωtpr=θLP.

(11)式中：ω為馬達角速度，ypo為P閥完全打開時的柱塞位移,ypc為P閥開始關閉時的柱塞位移,將式(9)～(11)代入式(8)得

tpo+tpc≈3 ms.

(12)

由式(12)知P閥打開和關閉的總時間大約為3 ms,實際上由于P閥關閉過程都在吸油區,開始關閉時閥口壓力平衡,節流損耗相對較小；但在打開P閥前,柱塞腔通過預升壓期望使閥前后壓力平衡,但由于油液彈性模量此時相對較大,而且此時柱塞位于上死點附近,柱塞腔容積非常小,導致柱塞腔壓力升高非常快,且由于油液參數的不確定性,很難使P閥在打開時閥前后壓力平衡,所以為了防止由于閥過慢的運動導致較大的閥口壓差,所以開閥的時間相對于關閥要求更快,則需要求P閥打開的時間不超過1.5 ms,其關閉的時間可在1.5～2 ms內波動,且P閥打開或關閉的時間越快越好.由于T閥打開和關閉時,馬達柱塞均在排油區(低壓),不影響有效排量,所以對T閥的打開和關閉時間要求相對較低.

qV=Apv=APeωsinωt.

(13)

(14)

(15)

根據Merrill[1]的仿真及Holland[19]的試驗研究得出,高速開關閥的節流損耗是其主要的耗能方式,所以必須要求高速開關閥在低壓差下通流.根據配流原理可知,高速開關閥在關閥的時候,閥口壓差主要取決于閥口的幾何特性參數,而在預升壓及預降壓時間內,由于柱塞運動引起腔內壓力巨大變化且無法監測,導致在開閥瞬間閥口可能會產生巨大壓差,產生壓力沖擊和噪聲,因此,必須保證高速開關閥的開閥壓差小.

故此二位三通高速開關閥要滿足4點要求：大流量、高頻響、開閥閥口壓差小、低節流損耗.其額定流量設定為80 L/min,P閥打開時間應小于1.5 ms,P閥關閉時間不大于1.5～2 ms,T閥的開關時間要求低于P閥,在此均按照P閥的開關時間要求設計.對應此設計要求,閥的主要結構參數初步取值如表2所示：ds為閥芯直徑；d為閥套內徑；D為閥套外徑；xmax為閥套總行程；Ldead為閥套中位死區長度；xkmax為最大有限開度；cs為閥芯與閥套配合間隙；cb為閥套與閥體配合間隙.利用Fluent對高速開關閥進行靜態分析,采用三維不可壓縮雷諾平均N-S方程作為控制方程,應用標準k-ε計算模型[20],在閥口開度為0.9 mm時,其閥口流量與壓差Δp的關系如圖3所示.從圖3中可看出,矩形窗口閥口能夠滿足大流量需求,但閥口形狀存在一定的優化空間以期進一步減小節流損耗.

表2 二位三通高速開關閥結構尺寸

Tab.2 Structure dimensions of two-position three-way high-speed on/off valves

dsdDxmaxLdeadxkmaxcscb1326332.4(待定)0.6(待定)0.90.015～0.020.02～0.03

圖3 閥口流量與壓差關系圖Fig.3 Pressure difference-flow characteristics of 3/2 way valves

2 單柱塞配流單元建模及分析

DDM單柱塞配流單元如圖2所示,通過高速開關閥在上下死點的換向來實現配流：在吸油區當柱塞到達下死點之前的某一時刻(此時刻對應馬達的某一轉角θ1),控制閥套運動使P閥開始關閉,然后進入中位死區,此時由于柱塞繼續運動,柱塞腔油液體積膨脹使油液壓力減小,與此同時閥套繼續運動使T閥開始打開,為了減小噪聲及節流損耗,T閥打開時必須使其閥口兩端壓差很小,而且T閥打開的位置離下死點越近越好.在排油區當柱塞到達上死點之前的某一時刻θ2(θ2為T閥開始關閉時刻對應馬達轉角),控制閥套運動使T閥開始關閉,然后進入中位死區,柱塞繼續運動使柱塞腔油液壓縮油液壓力升高,同時閥套繼續運動使P閥打開進入下一個吸油周期,在P閥打開時,同樣需保證閥口兩端壓力平衡,減小噪音,而且P閥打開的位置離上死點越近越好,以減小節流損耗.因此,為了減小噪音及節流損耗,必須使開閥時閥口兩端壓差盡量小,開閥時盡量接近上下死點位置.這樣就必須隨著工況(比如轉速)的變化隨時調整θ1與θ2,并設計合理的中位死區長度.下面通過對單柱塞配流單元的建模來驗證所設計的高速開關閥的高頻響及低開閥壓差的可行性.閥套動力學方程如下：

(16)

式中：Fm為電磁力,選用Ledex Low Profile的Size 5EC型號的電磁鐵來驅動閥套運動,其最高輸出力可達178 N,電磁鐵推桿位移在0～5.08 mm內,其推力與位移的關系可近似表達為式(17),Fk為液壓卡緊力,Fv為黏滯阻尼力,Fs和Ft分別為穩態和瞬態液動力[21],x為閥套位移,c的值根據Fs與閥套運動方向之間的關系而定,若同向c=1,反向c=-1；d的值根據Ft與閥套運動方向之間的關系而定,若同向d=1,反向d=-1,c與d的值根據表1來確定.

Fm=-24 016x+150.

(17)

Fk=0.27fλkLdΔp.

(18)

(19)

Fs=2CvCdWxΔpcosθ.

(20)

(21)

式中：f為摩擦系數,取0.01；λk為液壓卡緊系數,取0.1；L為閥芯與閥套的配合長度；vf為閥套運動速度；μ為油液動力黏度；Δγ為閥套與閥芯或閥體的單邊配合間隙；Cd為流量系數對于銳邊閥口Cd=0.60～0.65,這里取Cd=0.618；θs為出射流角,取θ=690；Cv為流速系數,一般取0.95～0.98,取Cv=0.98；W為閥口過流面積梯度；ρ為液壓油密度,取780 kg/m3.

柱塞腔油液的連續性方程及閥口流量方程為

(22)

(23)

式中:qVi、qVt分別為流入和流出柱塞腔的流量.由式(16)～(23)可以分析出高速開關閥在換向過程中的閥套運動位移、速度及加速度變化規律,同時可以得到換向過程中柱塞腔中的壓力變化曲線.

2.1 高速開關閥下死點換向過程分析

圖4 P閥關閉過程閥套位移-時間曲線圖Fig.4 Displacement-time characteristic of P-valve closing process

圖5 當n=1 500 r/min時不同θ1對應的柱塞腔瞬態壓力Fig.5 Pressure-time characteristics in piston chamber corresponding to different θ1 at 1 500 r/min

圖6 當n=1 500 r/min時不同θ1對應的中位死區過程中柱塞腔瞬態壓力曲線Fig.6 Pressure-time characteristics in piston chamber during dead zone corresponding to different θ1 at 1 500 r/min

在下死點中位死區結束后,T閥開始打開,假設T閥打開瞬間閥口兩端壓力平衡,由式(22)可計算出在不同的關閥角度下,預降壓所需要的時間tdeacl,進而得出在一定轉速下T閥開始打開時馬達轉角θtopen.在n=1 500 r/min時,當θ1=145°時,tdead=1.27 ms,θtopen≈170°,當θ1=147°時,tdead=1.99 ms,θtopen≈178°.可見,當θ1=147°時,T閥打開時柱塞最接近下死點(理想開閥位置).如表3所示為在n=1 500 r/min,P閥關閉角度為147°時,在不同的中位死區長度下,T閥打開時的各個參數值,pto為T閥打開是的初始壓差.從表3中可以看出,與常規的二位三通閥相比,該閥可利用中位死區長度來有效降低柱塞腔內的壓力來實現開閥時壓力平衡.同時與同等規格的二位二通高速開關閥比較,開閥時間僅為其1/3左右.隨著中位死區長度增加,T閥打開時間越來越快,中位死區長度取3 mm時,開閥壓差最小而且開閥位置最接近下死點,故取中位死區的長度為3 mm.

表3 不同死區長度對應的T閥打開參數表

Tab.3 Parameters aboutTvalve opening corresponding to different length of dead zones

Ldead/mmtdead/mspto/MPaθtopen/(°)tto/ms0027.0160.5-10.810.7167.70.6521.524.0174.00.6032.00.03178.50.45

2.2 高速開關閥上死點換向過程分析

上死點換向過程對應圖2中ttc、tpi及tpop這3個時間段,即從T閥開始關閉到P閥完全打開的過程.首先分析T閥關閉過程,如表4所示為不同關閥角度θ2對應的T閥關閉后柱塞腔的瞬時壓力,由表4可知,在n=1 500 r/min時,在遠離上死點的位置關閥時,關閥前后柱塞腔壓力變化較大,會產生較大的節流損耗,而在340°關閥時壓差較小,故在額定轉速下最佳關閥角度在340°附近,此時T閥關閉時間為1.65 ms左右.

表4 不同θ2對應的T閥關閉后柱塞腔壓力

Tab.4 Pressure in piston chamber whenTvalve closed corresponding to differentθ2

T閥完全關閉后配流單元進入上死點中位死區,柱塞繼續運動油液被壓縮,壓力升高,當中位死區長度為3 mm時,在n=1 500 r/min轉速下,柱塞經過上死點中位死區需2 ms.不同的關閥角度θ2下中位死區過程中柱塞腔壓力變化曲線如圖7所示.從圖7可看出在不同的位置關閥,柱塞腔內的壓力變化差別很大,在θ2=300°～320°之間關閥時柱塞腔壓力急劇上升超過100 MPa,此時開閥會產生很大的沖擊噪聲,在θ2=340°關閥時,柱塞腔壓力先上升后下降,這是由于在中位死區內柱塞已過上死點進入吸油區,塞腔容積擴大使壓力降低,而在θ2=330°關閥時柱塞腔壓力緩慢上升,在開閥時能夠保證閥口兩端壓力平衡.

圖7 當n=1 500 r/min時不同θ2對應的上死點中位死區柱塞腔壓力曲線Fig.7 Pressure-time characteristics in piston chamber during dead zone corresponding to different θ2 at 1 500 r/min

經過上死點中位死區后,P閥開始打開,當中位死區為3 mm時,P閥打開需要0.45 ms,相比T閥打開所需時間要快,這是由于P閥打開時瞬態液動力為助力.

經過對閥套的運動學分析及柱塞腔內壓力變化特性的分析,得到閥套在不同工作區段內的運動時間如表5所示(中位死區的長度取為3 mm),P閥和T閥的打開和關閉時間均能夠滿足DDM對高速開關閥開關頻響的要求,而且開閥比關閥快將近2倍,

表5 閥套不同工作區間的運動時間

Tab.5 Times should takes that sleeve moving in different stages

動作過程t/ms運動過程t/msP閥關閉1.5T閥關閉1.5～1.65下死點中位死區2.0上死點中位死區2.0T閥打開0.50～0.56P閥打開0.45～0.55

這主要是因為閥套經過中位死區后具有了一定的初速度,大大的提高了開閥速度,很好的滿足了DDM對開閥速度要求更快的需求.在馬達運行于n=1 500 r/min的情況下,分析了柱塞腔的壓力變化,通過在不同位置關閥可以使P閥和T閥在打開時閥口壓差很小,驗證了低開閥壓差的可行性.

3 高速開關閥的節流損耗分析

馬達單柱塞配流單元的閥口節流損耗主要包括3部分：吸排油區內閥口全開時的節流損耗(用Wopen_loss表示),P閥打開和關閉過程中的節流損耗(用Wp_loss表示),以及T閥打開和關閉過程中的節流損耗(用WT_loss)表示.式中：W表示閥口節流損耗的計算公式,將每個階段的閥口流量及壓差代入可以計算出不同階段的節流損耗；Winput為一個周期內單柱塞的有效輸出功；Wloss為一個周期內的閥口總節流損耗；ηloss為節流損耗比率，ρ為油液密度.

W=∫ΔpqVdt=

(24)

Winput=ΔpΔV=ΔpApe(1-cosθ1).

(25)

Wloss=Wp_loss+WT_loss+Wopen_loss.

(26)

(27)

吸油區與排油區總節流損耗比率與關閥位置及轉速之間的關系如圖8所示,從圖8(a)中可看出,吸油區總節流損耗隨著轉速的增加而增加,隨著關閥角度θ1的增加而降低,但在n=1 500 r/min時,關閥角度在140°～155°內吸油區總節流損耗最低約為2%；從圖8(b)可看出,在排油區內高轉速時,節流損耗比率隨著關閥角度的增加而增加；在低轉速時,不同位置關閥節流損耗比率基本不變；隨著轉速的增加節流損耗比率增加.當T閥關閉角度θ2在330°～340°之間時,排油區節流損耗最低,約為2%.綜上,在吸排油區內,若高速開關閥的開關位置均在效率損失比率的最低點,則單柱塞單周期內的總節流損耗約為總輸入功的4%.

圖8 吸排油區節流損耗比率與關閥位置及轉速關系圖Fig.8 ηloss as a function of different closing angles and rotary speed in one motor cycle

從減小節流損耗的角度出發,在n=600～1 500 r/min時,吸油區最佳關閥位置為140°～155°,排油區最佳關閥角度為330°～340°.基于本文設計的二位三通高速開關閥結構,關閥位置的最終確定應滿足以下2點1)總節流損耗比率低；2)開閥時壓差要小.這樣才能在提高DDM效率的同時減小液壓沖擊及噪聲[22].吸排油區的開閥壓差與關閥位置及轉速的關系分別如圖9及10所示.從圖8(a)及圖9中可看出,在同時考慮總節流損耗最小及開閥壓差最小的條件下,不同轉速下吸油區最佳的關閥位置如表6所示：在n=600～1 200 r/min時,T閥完全打開時柱塞仍在吸油區靠近下死點處,而且轉速越低,開閥位置離下死點越遠,原因是由于中位死區長度一定,閥套中位死區運動時間一定,要使柱塞實現同樣的預降壓要求,需要提高柱塞的運動速度,故當轉速低時,關閥位置需要提前較大的角度.

圖9 T閥開閥壓差與θ1及轉速的關系圖Fig.9 Pressure difference of T-valve opening as function of different θ1 and rotary speed

圖10 P閥開閥壓差與θ2及轉速關系圖Fig.10 Pressure difference of P-valve opening as function of different θ2 and rotary speed

從圖10中可看出：在排油區開閥壓差隨關閥角度變化差異明顯,當n=1 500 r/min時關閥位置每隔1°,閥口壓差變化值為7～8 MPa,故在排油區對關閥位置的控制精度要求較高；在高轉速時,部分關閥位置開閥時閥口壓差出現負值,原因是馬達柱塞在到達上死點時閥套還在中位死區,一旦轉過上死點柱塞開始吸油,而且此時柱塞油液體積很小,壓力迅速下降.結合圖8(b)及圖10可確定不同轉速下最佳關閥角度如表7所示：在轉速高時開閥位置在吸油區,而轉速低時則在排油區,故在高轉速時,當閥套還在中位死區時,柱塞由排油區運動到吸油區,柱塞腔壓力先上升后下降,使之與閥口壓力平衡,而在低轉速時,柱塞一直處在排油區,柱塞腔油液一直被壓縮,其壓力增加至閥口壓力時開閥.

表6 吸油區不同轉速下最佳關閥位置

Tab.6 Optimalθ1at variable rotation rates in suctionportion

n/(r·min-1)θ1/(°)ηlosspto/MPaθtopen/(°)θt/(°)6001450.321.43157.60159.409001460.670.73167.90170.6012001461.20.40174.20178.5015001471.86-0.74178.50183.00

表7 排油區不同轉速下最佳關閥位置

Tab.7 Optimal θ2at variable rotation rates in deliveryportion

n/(r·min-1)θ2/(°)ηlossppo/MPaθpopen/(°)θp/(°)6003400.301.23353.13559003390.650.44358.71.412003361.201.532.35.615003321.862.134.879.37

吸油區及排油區不同轉速下的最佳關閥位置如表6和7所示.表中θt為T閥完全打開時馬達轉角；ppo表示P閥開閥閥口壓差；θpopen為P閥開閥起始位置；θp為P閥完全打開時，對應的馬達位轉角.從表6和7可看出,在不同轉速時,通過控制吸排油區的關閥角度能夠使開閥壓差小的同時節流損耗也很小,由于高速開關閥只是在上下死點附近打開或者關閉,所以在打開或者關閉過程中通過閥的流量很小,如果能夠使閥打開或者關閉的時候閥口壓差小,則其節流損耗一定很小.本文設計的二位三通結構的高速開關閥利用中位死區來使柱塞腔壓力預降壓和預升壓,在根據工況實施的調整吸油區和排油區的關閥角度,從而使T閥或者P閥打開時閥口壓力平衡.本文將這種利用中位死區進行預降壓或預升壓并實時調節關閥角度使開閥壓差小的功能稱為中位同步校正功能.另外,從表7可看出,采用滑閥結構的高速開關閥,P閥的打開可以在排油區也可以在吸油區,不受油液流動方向的影響.但如果采用錐閥結構的高速開關閥,則P閥只能在排油區被打開,如果柱塞經過上死點P閥還沒有打開,則就不能完成馬達功能,而且由于在上死點預升壓的時間非常快,則對T閥關閉角度的控制精度就提出了非常高的要求,在實際中考慮到關閥延時的影響,實現起來非常困難.從這個角度來講,采用滑閥結構的高速開關閥,同時具有中位同步校正功能,其T閥關閉和P閥的打開控制相對靈活,能夠可靠的實現馬達功能.

4 結 論

根據對所設計的二位三通滑閥型高速開關閥的理論分析及仿真,得出以下結論：

(1)采用閥芯不動,閥套運動的結構可大大的減小運動部件的質量,同時使液動力成為助力加速閥的運動,而且在P閥和T閥相互切換的過程中由于閥套需經過中位死區,這就使得T、P閥的打開具有一定的初速度,從而進一步加快閥的打開.同時,由于此二位三通閥采用滑閥結構,可以做到“小開口大流量”,故此帶中位死區的閥套運動的二位三通滑閥結構的高速開關閥能夠很好的滿足數字變量馬達對高速開關閥“高頻響、大流量”的需求.

(2)在P閥和T閥相互切換的過程中設置中位死區可以有效的實現預降壓及預升壓的功能,在中位死區長度一定的情況下,不同的馬達轉速對應著不同的封閉容腔變化體積,不同的關閥角度則改變著預降壓及預升壓的速率,故在不同的工況下,能通過實時調節P閥及T閥的關閉角度來實現T閥及P閥打開時閥口兩端壓力平衡,減小噪聲,同時由于高速開關閥的打開或者關閉位置均在柱塞上下死點處,此時經過閥的流量非常小,在低開閥及關閥壓差下就能實現低節流損耗,故所設計的高速開關閥能夠實現數字變量馬達對高速開關閥“低開閥壓差,低節流損耗”的需求.

(3)本文從理論上驗證了所設計的二位三通高速開關閥能夠滿足DDM的需求,為DDM的研制提供了一個可靠的解決方案,同時與傳統的錐閥結構高速開關閥相比,滑閥結構存在一定的泄露損耗,這是后期需要改進和優化的,同時此二位三通滑閥的閥口流道還存在一定的優化空間,以期更小的減少閥口全開時的節流損耗.

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下期論文摘要預登

V2G代理商調頻服務經濟效益評估

葉麗雅， 汪 震， 文福拴， 楊 俊， 江道灼

(浙江大學電氣工程學院，浙江杭州310027)

摘 要: 針對電動汽車調頻經濟調度問題，構建多時段雙向充放電優化調度模型，提出啟發式預測-校正迭代方法，用于評估電動汽車個體的真實電池壽命折損成本.綜合考慮電池壽命折損、調頻容量需求和用戶出行需求等因素，制定電動汽車的充放電和調頻容量計劃.結合私家車、公交車和出租車的出行規律，設定若干典型調頻場景，采用隨機時序模擬方法模擬車輛出行參數.仿真分析3類代理商在不同場景下的調頻效益以及電池壽命折損情況，說明所提方法和模型的有效性.結果表明，所提出的啟發式預測-校正迭代方法能夠有效減少電池折損費用預設引起的調度計劃偏差.

關鍵詞： 電動汽車；代理商；調頻服務；雙向充放電；電池壽命

High-speed on/off valves applied in digital displacement motor

HU Xiao-dong, GU Lin-yi, ZHANG Fan-meng

(StateKeyLaboratoryofFluidPowerandMechatronicSystems,ZhejiangUniversity,Hangzhou310027,China)

The valves used in digital displacement motor (DDM) must satisfy four requirements: fast switching response, high flow rate capability, low pressure difference and low throttling losses. A novel two-position three-way spool valve with middle dead-zone and sleeve-moving structure was designed for the requirements. The steady and transient flow force of the moving sleeve decreased, which sped the valve switching. The pressure difference across the valves decreased with the help of dead-zone structure by compressing or decompressing oil in piston volume. The sleeve's kinematics and CFD model were built to verify its fast switching response and large flow rate capability. The instantaneous pressure in one piston chamber was also modeled to analyze valve-opening pressure difference and valve throttling losses at different motor speeds and valve-closing angles. The optimal dead-zone length was found by making the pressure difference small at different load conditions. These analysis reveals that there is always an optimal closing angle corresponding to different motor speeds, which makes the valve opening pressure difference and valve throttling losses all very small simultaneously. Theoretical and simulation research indicates that the novel high-speed on/off valves can greatly satisfy the requirements.

high-speed on/off valves; fast switching response; high flow rate capability; low pressure differential; low throttling losses

2015-09-09.

國家自然科學基金資助的國家重點實驗室創新基金資助項目(51221004).

胡小東(1987—)，男，博士，從事機電控制、數字液壓等研究. ORCID：0000-0002-5938-7508. E-mail: hxdtx@zju.edu.cn

顧臨怡，男，教授.ORCID：0000-0002-3606-8184. E-mail:lygu@zju.edu.cn

10.3785/j.issn.1008-973X.2016.08.018

TH 137

A

1008-973X(2016)08-1551-10

浙江大學學報(工學版)網址： www.journals.zju.edu.cn/eng