应用于数字变量马达的高速开关阀

胡小东, 顾临怡, 张范蒙

(浙江大学 流体动力与机电系统国家重点实验室,浙江 杭州,310027)



应用于数字变量马达的高速开关阀

胡小东, 顾临怡, 张范蒙

(浙江大学 流体动力与机电系统国家重点实验室,浙江 杭州,310027)

为了研制满足数字变量马达需要的“高频响、大流量,低开阀压差,低节流损耗”高速开关阀,设计一种新型的二位三通滑阀结构的高速开关阀,采用阀套运动的结构来减小液动力有效的提升阀的开关速度,采用中位死区的结构来实现预降压和预升压以减小开阀压差.通过建立阀套的运动模型和流场动态仿真验证了该阀的快速开关性能及通流能力；同时建立单柱塞配流单元的柱塞腔压力动态模型,验证了低开阀压差的可行性,并确定最佳的中位死区长度；分析不同转速下在不同位置关阀的节流损耗及开阀压差,得到在某一转速下使节流损耗及开阀压差均很小的最佳关阀角度.理论和仿真研究表明,这种新型的二位三通高速开关阀能够满足数字变量马达对高速开关阀的需求.

高速开关阀；高频响；大流量；阀套运动；中位死区；低开阀压差；低节流损耗

数字变量泵马达(digital displacement pump/motor, DDP/M)是液压领域的一次技术创新,原理是用电控的高速开关阀替代传统的缸体与配流盘来实现柱塞腔与高低压油口之间油液的通断.DDP/M在全排量变化范围内能够维持90%以上的效率,而现有的柱塞泵/马达工作在小排量时效率急剧下降到50%～80%[1][2].由于DDP/M具有极高效率,目前已成功的应用于风力发电系统[3-4].Rexroth[5]及Sauer Danfoss[6]公司目前分别致力于研究DDP/M在汽车混合动力及工程机械上的应用.

高速开关阀是DDP/M实现变量的核心元件,也是决定能否在非额定工况下维持工作效率高的关键[7],应用于DDP/M的高速开关阀必须满足“高频响、大流量,低压差,低节流损耗”的要求[8].目前国内外对应用于DDP/M的高速开关阀的研究主要集中在2个方面：1)研发专用的高速开关阀,Artemis公司设计了锥阀结构的高速开关阀,利用“主动关被动开”的机理使单个柱塞实现了泵工况、马达工况及无效工况,由于采用“被动开”的锥阀结构,开阀时阀口压力平衡,大大的减小了开阀节流损耗,但锥阀在通过大流量时所受液动力太大,在柱塞上下运动的过程中容易发生卡阀,故锥阀结构的高速开关阀只适用于单柱塞小排量,且转速低的场合[9～11].Roemer等[12-13]以Artemis的锥阀结构为基础重点对高速开关阀的耐久性进行研究,对阀芯与阀座的撞击曲面进行优化,但没有对锥阀大流量情况下瞬态液动力进行分析.Wilfong等[14]设计了一种以锥阀为主级两位四通滑阀为先导级的高速开关阀,集合了锥阀开阀压差小的特点及滑阀先导控制灵活的优势,但主阀的开启和关闭时间在2.5～80 ms之间,无法满足DDP/M对高速开关阀高频响的要求.Winkler等[15～17]研发了一种两位三通式的螺纹插装式高速开关阀,阀打开时间为1.5 ms,关闭时间为1 ms,但通流能力只有10 L/min,无法满足DDP/M对高速开关阀大流量的需求[15～17].2)应用现有的商用高速开关阀对直列式柱塞泵进行改装,使改装后的直列式柱塞泵具有DDPM的功能,分析改装后高速开关阀的开关时刻对DDPM的效率的影响,但由于现有的商用高速开关阀频响高的一般额定流量低,通流能力大的一般开关时间需要几十毫秒左右,无法满足DDPM的要求[18].针对以上问题,本文设计了一种新型的二位三通滑阀结构的高速开关阀,能够同时满足高频响、大流量及低压差的要求,采用阀套运动的方式加速阀的运动,在开阀及关阀的过程中设置中位死区能够很好的实现预升压及预降压的功能,“主动开主动关”的控制模式能够很好的根据工况的变化及时调整阀的开关时刻,使DDM具有较低的节流损耗.

1 DDM对高速开关阀需求分析

1.1 DDM配流原理

针对DDM对高速开关阀高频响大流量及低损耗的需求,本文设计了二位三通滑阀结构的高速开关阀.该阀采用阀芯固定,阀套移动的方式来补偿液动力,其结构示意图如图1所示,阀芯与阀体固联在一起,阀套上A口接柱塞腔,P、T口分别接高低压油口,阀套运动至中位时切断柱塞腔与高低压油口的联通.在安装电磁铁时,利用衔铁斥力推动阀套,以获取较大的初始速度.利用此二位三通高速开关阀组成的DDM的单柱塞马达工况配流原理如图2所示.

图1 二位三通滑阀结构示意图Fig.1 Structure diagram of 3/2 way valves

图2 DDM单柱塞单元配流原理图Fig.2 Schematic of oil distribution of single piston unit of DDM

从图2中可看出,柱塞的一个运动周期(即从TDC-BDC-TDC)分成了8个时间段,其中tpi和tpr分别为柱塞腔预升压及预降压时间,分析其配流过程：在上死点附近时,电磁铁b失电的同时电磁铁a得电,阀套开始向右运动,A与T逐渐关闭,经过时间ttc后完全关闭,进入中位死区,此时柱塞继续向上死点移动,柱塞腔预升压,理想情况下经过时间tpi后柱塞腔压力与高压口压力平衡,此时阀套运动使得P与A开始导通,开始吸入高压油,经过时间tpo后,P与A完全导通,开启有效吸油行程,在柱塞到达下死点之前,电磁铁a失电同时电磁铁b得电,阀套开始向左运动,A与P逐渐关闭,经过时间tpc后完全关闭,进入中位死区,此时柱塞继续向下死点移动,柱塞腔预降压,理想情况下经过时间tpr后柱塞腔压力与低压口压力平衡,此时阀套运动使得T与A开始导通,开始排油,经过时间tto后,A与T完全导通,开启有效排油行程,随后经过时间td后,电磁铁b失电同时电磁铁a得电,开始进入下一个循环周期.当需要控制柱塞处于无效工况时,只需保持电磁铁b一直得电,使A与T始终连通即可,这样柱塞不对外做功,通过调节处于无效工况柱塞的个数来实现变量.当柱塞工作在无效工况时,柱塞腔中始终是低压油,其泄露损耗非常小,故在变量时其功率损耗能随着排量的减小而减小,同时由于DDM中没有缸体与配流盘的摩擦泄露损耗,故其在非额定工况下能够达到很高的效率.

同时此二位三通阀还能够使柱塞实现泵工况,只需在柱塞从TDC到BDC的过程中使A与T连通吸入低压油,接着在从BDC到TDC的过程中使A与P连通排出高压油,在上下死点附近也需要通过预降压和预升压过程来使阀口打开时,两端压力平衡,减小节流损耗及由于压差过大带来的压力冲击.DDM中的每个柱塞都可以实现泵工况、马达工况及无效工况,通过在上下死点附近控制柱塞腔与高低压油口的切换来实现不同的工况,进而达到变量的目的.

采用此种方案相对于锥阀结构具有以下优点：1)只需一个二位三通阀就可以实现柱塞腔与高低压油的通断,减少了阀的数量节约了安装空间；2)滑阀结构容易实现小开口大流量,减小阀运动位移缩短运动时间；3)如表1所示,分析了阀从最右端运动到最左端再到最右端整个周期中瞬态及稳态液动力的方向与阀运动方向之间的关系.从表1中可看出,采用阀套运动的方式,能够使液动力成为助力或者减小液动力的影响来加速阀的运动,如瞬态液动力能够被有效的利用来加快P口与A口的导通与切断；4)利用中位死区通过控制阀在不同时刻打开或者关闭有助于实现阀口打开时两端压力平衡,减小了开阀节流损耗及噪声.

1.2 高速开关阀需求分析

本文设计的二位三通高速开关阀应用于转速n=1 500 r/min,排量为100 ml,柱塞个数为5的径向柱塞马达,高压口压力ph=30 MPa,低压口压力pl=0.5 MPa,此外为了叙述的方便,将P口与A口的打开与关闭简称为P阀的打开与关闭,将T口与A口的打开与关闭简称为T阀的打开与关闭.首先计算在n=1 500 r/min,ph=30 MPa情况下,柱塞工作在马达工况时,阀套经过中位死区时预升压及预降压过程马达转过的角度θHP及θLP,即对应图2中的tpi及tpr时间段,计算中忽略柱塞腔的泄露.

表1 阀液动力方向与阀套运动方向关系

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

换向动作工作位置稳态液动力瞬态液动力P、A关闭吸油区、下死点同向同向A、T打开排油区、下死点反向反向A、T关闭排油区、上死点同向反向P、A打开吸油区、上死点反向同向

(1)

(2)

V=Vdead+Vy=Vdead+Apy.

(3)

式中：y为柱塞位移；Ap为柱塞横截面积；e为马达偏心距；θ为马达转角(TDC-BDC-TDC对应转角0-π-2π)；pc为柱塞腔内压力；V为柱塞腔内油液体积；E为油液弹性模量；取E=1 400 MPa；Vdead为柱塞腔内固定的闭死容积,取值为单柱塞排量的0.5倍；Vy为由柱塞运动位移y引起的柱塞腔中油液体积变化量.在理想情况下,在下死点处T阀开始打开,此时柱塞对应的位移为2e,假设在预降压tpr时间段内,柱塞运动的位移变化量为Δy,则P阀完全关闭时,对应的柱塞位移为

y=2e-Δy.

(4)

将式(2)～(4)代入(1)式得

(5)

同理设柱塞在预升压即tpi时间段内的柱塞位移变化量为Δy′,则T阀完全关闭时对应的柱塞位移为

y=Δy′.

(6)

将式(2)、(3)、(6)代入式(1)得

(7)

经计算,θLP=20.440,θHP=11.760,当n=1 500 r/min时,对应时间为1～2 ms.预升压过程要比预降压要快,这是由于预升压时柱塞腔油液体积小,在相同的油液弹性模量下,压力的变化率要快.由于高速开关阀开启和关闭需要时间,所以单柱塞单转的有效排量小于单柱塞几何排量的100%,假设有效排量能够达到其几何排量的80%,忽略阀在开关的过程中流入和流出的油液体积,则有

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为马达角速度，ypo为P阀完全打开时的柱塞位移,ypc为P阀开始关闭时的柱塞位移,将式(9)～(11)代入式(8)得

tpo+tpc≈3 ms.

(12)

由式(12)知P阀打开和关闭的总时间大约为3 ms,实际上由于P阀关闭过程都在吸油区,开始关闭时阀口压力平衡,节流损耗相对较小；但在打开P阀前,柱塞腔通过预升压期望使阀前后压力平衡,但由于油液弹性模量此时相对较大,而且此时柱塞位于上死点附近,柱塞腔容积非常小,导致柱塞腔压力升高非常快,且由于油液参数的不确定性,很难使P阀在打开时阀前后压力平衡,所以为了防止由于阀过慢的运动导致较大的阀口压差,所以开阀的时间相对于关阀要求更快,则需要求P阀打开的时间不超过1.5 ms,其关闭的时间可在1.5～2 ms内波动,且P阀打开或关闭的时间越快越好.由于T阀打开和关闭时,马达柱塞均在排油区(低压),不影响有效排量,所以对T阀的打开和关闭时间要求相对较低.

qV=Apv=APeωsinωt.

(13)

(14)

(15)

根据Merrill[1]的仿真及Holland[19]的试验研究得出,高速开关阀的节流损耗是其主要的耗能方式,所以必须要求高速开关阀在低压差下通流.根据配流原理可知,高速开关阀在关阀的时候,阀口压差主要取决于阀口的几何特性参数,而在预升压及预降压时间内,由于柱塞运动引起腔内压力巨大变化且无法监测,导致在开阀瞬间阀口可能会产生巨大压差,产生压力冲击和噪声,因此,必须保证高速开关阀的开阀压差小.

故此二位三通高速开关阀要满足4点要求：大流量、高频响、开阀阀口压差小、低节流损耗.其额定流量设定为80 L/min,P阀打开时间应小于1.5 ms,P阀关闭时间不大于1.5～2 ms,T阀的开关时间要求低于P阀,在此均按照P阀的开关时间要求设计.对应此设计要求,阀的主要结构参数初步取值如表2所示：ds为阀芯直径；d为阀套内径；D为阀套外径；xmax为阀套总行程；Ldead为阀套中位死区长度；xkmax为最大有限开度；cs为阀芯与阀套配合间隙；cb为阀套与阀体配合间隙.利用Fluent对高速开关阀进行静态分析,采用三维不可压缩雷诺平均N-S方程作为控制方程,应用标准k-ε计算模型[20],在阀口开度为0.9 mm时,其阀口流量与压差Δp的关系如图3所示.从图3中可看出,矩形窗口阀口能够满足大流量需求,但阀口形状存在一定的优化空间以期进一步减小节流损耗.

表2 二位三通高速开关阀结构尺寸

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

图3 阀口流量与压差关系图Fig.3 Pressure difference-flow characteristics of 3/2 way valves

2 单柱塞配流单元建模及分析

DDM单柱塞配流单元如图2所示,通过高速开关阀在上下死点的换向来实现配流：在吸油区当柱塞到达下死点之前的某一时刻(此时刻对应马达的某一转角θ1),控制阀套运动使P阀开始关闭,然后进入中位死区,此时由于柱塞继续运动,柱塞腔油液体积膨胀使油液压力减小,与此同时阀套继续运动使T阀开始打开,为了减小噪声及节流损耗,T阀打开时必须使其阀口两端压差很小,而且T阀打开的位置离下死点越近越好.在排油区当柱塞到达上死点之前的某一时刻θ2(θ2为T阀开始关闭时刻对应马达转角),控制阀套运动使T阀开始关闭,然后进入中位死区,柱塞继续运动使柱塞腔油液压缩油液压力升高,同时阀套继续运动使P阀打开进入下一个吸油周期,在P阀打开时,同样需保证阀口两端压力平衡,减小噪音,而且P阀打开的位置离上死点越近越好,以减小节流损耗.因此,为了减小噪音及节流损耗,必须使开阀时阀口两端压差尽量小,开阀时尽量接近上下死点位置.这样就必须随着工况(比如转速)的变化随时调整θ1与θ2,并设计合理的中位死区长度.下面通过对单柱塞配流单元的建模来验证所设计的高速开关阀的高频响及低开阀压差的可行性.阀套动力学方程如下：

(16)

式中：Fm为电磁力,选用Ledex Low Profile的Size 5EC型号的电磁铁来驱动阀套运动,其最高输出力可达178 N,电磁铁推杆位移在0～5.08 mm内,其推力与位移的关系可近似表达为式(17),Fk为液压卡紧力,Fv为黏滞阻尼力,Fs和Ft分别为稳态和瞬态液动力[21],x为阀套位移,c的值根据Fs与阀套运动方向之间的关系而定,若同向c=1,反向c=-1；d的值根据Ft与阀套运动方向之间的关系而定,若同向d=1,反向d=-1,c与d的值根据表1来确定.

Fm=-24 016x+150.

(17)

Fk=0.27fλkLdΔp.

(18)

(19)

Fs=2CvCdWxΔpcosθ.

(20)

(21)

式中：f为摩擦系数,取0.01；λk为液压卡紧系数,取0.1；L为阀芯与阀套的配合长度；vf为阀套运动速度；μ为油液动力黏度；Δγ为阀套与阀芯或阀体的单边配合间隙；Cd为流量系数对于锐边阀口Cd=0.60～0.65,这里取Cd=0.618；θs为出射流角,取θ=690；Cv为流速系数,一般取0.95～0.98,取Cv=0.98；W为阀口过流面积梯度；ρ为液压油密度,取780 kg/m3.

柱塞腔油液的连续性方程及阀口流量方程为

(22)

(23)

式中:qVi、qVt分别为流入和流出柱塞腔的流量.由式(16)～(23)可以分析出高速开关阀在换向过程中的阀套运动位移、速度及加速度变化规律,同时可以得到换向过程中柱塞腔中的压力变化曲线.

2.1 高速开关阀下死点换向过程分析

图4 P阀关闭过程阀套位移-时间曲线图Fig.4 Displacement-time characteristic of P-valve closing process

图5 当n=1 500 r/min时不同θ1对应的柱塞腔瞬态压力Fig.5 Pressure-time characteristics in piston chamber corresponding to different θ1 at 1 500 r/min

图6 当n=1 500 r/min时不同θ1对应的中位死区过程中柱塞腔瞬态压力曲线Fig.6 Pressure-time characteristics in piston chamber during dead zone corresponding to different θ1 at 1 500 r/min

在下死点中位死区结束后,T阀开始打开,假设T阀打开瞬间阀口两端压力平衡,由式(22)可计算出在不同的关阀角度下,预降压所需要的时间tdeacl,进而得出在一定转速下T阀开始打开时马达转角θtopen.在n=1 500 r/min时,当θ1=145°时,tdead=1.27 ms,θtopen≈170°,当θ1=147°时,tdead=1.99 ms,θtopen≈178°.可见,当θ1=147°时,T阀打开时柱塞最接近下死点(理想开阀位置).如表3所示为在n=1 500 r/min,P阀关闭角度为147°时,在不同的中位死区长度下,T阀打开时的各个参数值,pto为T阀打开是的初始压差.从表3中可以看出,与常规的二位三通阀相比,该阀可利用中位死区长度来有效降低柱塞腔内的压力来实现开阀时压力平衡.同时与同等规格的二位二通高速开关阀比较,开阀时间仅为其1/3左右.随着中位死区长度增加,T阀打开时间越来越快,中位死区长度取3 mm时,开阀压差最小而且开阀位置最接近下死点,故取中位死区的长度为3 mm.

表3 不同死区长度对应的T阀打开参数表

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 高速开关阀上死点换向过程分析

上死点换向过程对应图2中ttc、tpi及tpop这3个时间段,即从T阀开始关闭到P阀完全打开的过程.首先分析T阀关闭过程,如表4所示为不同关阀角度θ2对应的T阀关闭后柱塞腔的瞬时压力,由表4可知,在n=1 500 r/min时,在远离上死点的位置关阀时,关阀前后柱塞腔压力变化较大,会产生较大的节流损耗,而在340°关阀时压差较小,故在额定转速下最佳关阀角度在340°附近,此时T阀关闭时间为1.65 ms左右.

表4 不同θ2对应的T阀关闭后柱塞腔压力

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

T阀完全关闭后配流单元进入上死点中位死区,柱塞继续运动油液被压缩,压力升高,当中位死区长度为3 mm时,在n=1 500 r/min转速下,柱塞经过上死点中位死区需2 ms.不同的关阀角度θ2下中位死区过程中柱塞腔压力变化曲线如图7所示.从图7可看出在不同的位置关阀,柱塞腔内的压力变化差别很大,在θ2=300°～320°之间关阀时柱塞腔压力急剧上升超过100 MPa,此时开阀会产生很大的冲击噪声,在θ2=340°关阀时,柱塞腔压力先上升后下降,这是由于在中位死区内柱塞已过上死点进入吸油区,塞腔容积扩大使压力降低,而在θ2=330°关阀时柱塞腔压力缓慢上升,在开阀时能够保证阀口两端压力平衡.

图7 当n=1 500 r/min时不同θ2对应的上死点中位死区柱塞腔压力曲线Fig.7 Pressure-time characteristics in piston chamber during dead zone corresponding to different θ2 at 1 500 r/min

经过上死点中位死区后,P阀开始打开,当中位死区为3 mm时,P阀打开需要0.45 ms,相比T阀打开所需时间要快,这是由于P阀打开时瞬态液动力为助力.

经过对阀套的运动学分析及柱塞腔内压力变化特性的分析,得到阀套在不同工作区段内的运动时间如表5所示(中位死区的长度取为3 mm),P阀和T阀的打开和关闭时间均能够满足DDM对高速开关阀开关频响的要求,而且开阀比关阀快将近2倍,

表5 阀套不同工作区间的运动时间

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

动作过程t/ms运动过程t/msP阀关闭1.5T阀关闭1.5～1.65下死点中位死区2.0上死点中位死区2.0T阀打开0.50～0.56P阀打开0.45～0.55

这主要是因为阀套经过中位死区后具有了一定的初速度,大大的提高了开阀速度,很好的满足了DDM对开阀速度要求更快的需求.在马达运行于n=1 500 r/min的情况下,分析了柱塞腔的压力变化,通过在不同位置关阀可以使P阀和T阀在打开时阀口压差很小,验证了低开阀压差的可行性.

3 高速开关阀的节流损耗分析

马达单柱塞配流单元的阀口节流损耗主要包括3部分：吸排油区内阀口全开时的节流损耗(用Wopen_loss表示),P阀打开和关闭过程中的节流损耗(用Wp_loss表示),以及T阀打开和关闭过程中的节流损耗(用WT_loss)表示.式中：W表示阀口节流损耗的计算公式,将每个阶段的阀口流量及压差代入可以计算出不同阶段的节流损耗；Winput为一个周期内单柱塞的有效输出功；Wloss为一个周期内的阀口总节流损耗；ηloss为节流损耗比率，ρ为油液密度.

W=∫ΔpqVdt=

(24)

Winput=ΔpΔV=ΔpApe(1-cosθ1).

(25)

Wloss=Wp_loss+WT_loss+Wopen_loss.

(26)

(27)

吸油区与排油区总节流损耗比率与关阀位置及转速之间的关系如图8所示,从图8(a)中可看出,吸油区总节流损耗随着转速的增加而增加,随着关阀角度θ1的增加而降低,但在n=1 500 r/min时,关阀角度在140°～155°内吸油区总节流损耗最低约为2%；从图8(b)可看出,在排油区内高转速时,节流损耗比率随着关阀角度的增加而增加；在低转速时,不同位置关阀节流损耗比率基本不变；随着转速的增加节流损耗比率增加.当T阀关闭角度θ2在330°～340°之间时,排油区节流损耗最低,约为2%.综上,在吸排油区内,若高速开关阀的开关位置均在效率损失比率的最低点,则单柱塞单周期内的总节流损耗约为总输入功的4%.

图8 吸排油区节流损耗比率与关阀位置及转速关系图Fig.8 ηloss as a function of different closing angles and rotary speed in one motor cycle

从减小节流损耗的角度出发,在n=600～1 500 r/min时,吸油区最佳关阀位置为140°～155°,排油区最佳关阀角度为330°～340°.基于本文设计的二位三通高速开关阀结构,关阀位置的最终确定应满足以下2点1)总节流损耗比率低；2)开阀时压差要小.这样才能在提高DDM效率的同时减小液压冲击及噪声[22].吸排油区的开阀压差与关阀位置及转速的关系分别如图9及10所示.从图8(a)及图9中可看出,在同时考虑总节流损耗最小及开阀压差最小的条件下,不同转速下吸油区最佳的关阀位置如表6所示：在n=600～1 200 r/min时,T阀完全打开时柱塞仍在吸油区靠近下死点处,而且转速越低,开阀位置离下死点越远,原因是由于中位死区长度一定,阀套中位死区运动时间一定,要使柱塞实现同样的预降压要求,需要提高柱塞的运动速度,故当转速低时,关阀位置需要提前较大的角度.

图9 T阀开阀压差与θ1及转速的关系图Fig.9 Pressure difference of T-valve opening as function of different θ1 and rotary speed

图10 P阀开阀压差与θ2及转速关系图Fig.10 Pressure difference of P-valve opening as function of different θ2 and rotary speed

从图10中可看出：在排油区开阀压差随关阀角度变化差异明显,当n=1 500 r/min时关阀位置每隔1°,阀口压差变化值为7～8 MPa,故在排油区对关阀位置的控制精度要求较高；在高转速时,部分关阀位置开阀时阀口压差出现负值,原因是马达柱塞在到达上死点时阀套还在中位死区,一旦转过上死点柱塞开始吸油,而且此时柱塞油液体积很小,压力迅速下降.结合图8(b)及图10可确定不同转速下最佳关阀角度如表7所示：在转速高时开阀位置在吸油区,而转速低时则在排油区,故在高转速时,当阀套还在中位死区时,柱塞由排油区运动到吸油区,柱塞腔压力先上升后下降,使之与阀口压力平衡,而在低转速时,柱塞一直处在排油区,柱塞腔油液一直被压缩,其压力增加至阀口压力时开阀.

表6 吸油区不同转速下最佳关阀位置

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 排油区不同转速下最佳关阀位置

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

吸油区及排油区不同转速下的最佳关阀位置如表6和7所示.表中θt为T阀完全打开时马达转角；ppo表示P阀开阀阀口压差；θpopen为P阀开阀起始位置；θp为P阀完全打开时，对应的马达位转角.从表6和7可看出,在不同转速时,通过控制吸排油区的关阀角度能够使开阀压差小的同时节流损耗也很小,由于高速开关阀只是在上下死点附近打开或者关闭,所以在打开或者关闭过程中通过阀的流量很小,如果能够使阀打开或者关闭的时候阀口压差小,则其节流损耗一定很小.本文设计的二位三通结构的高速开关阀利用中位死区来使柱塞腔压力预降压和预升压,在根据工况实施的调整吸油区和排油区的关阀角度,从而使T阀或者P阀打开时阀口压力平衡.本文将这种利用中位死区进行预降压或预升压并实时调节关阀角度使开阀压差小的功能称为中位同步校正功能.另外,从表7可看出,采用滑阀结构的高速开关阀,P阀的打开可以在排油区也可以在吸油区,不受油液流动方向的影响.但如果采用锥阀结构的高速开关阀,则P阀只能在排油区被打开,如果柱塞经过上死点P阀还没有打开,则就不能完成马达功能,而且由于在上死点预升压的时间非常快,则对T阀关闭角度的控制精度就提出了非常高的要求,在实际中考虑到关阀延时的影响,实现起来非常困难.从这个角度来讲,采用滑阀结构的高速开关阀,同时具有中位同步校正功能,其T阀关闭和P阀的打开控制相对灵活,能够可靠的实现马达功能.

4 结 论

根据对所设计的二位三通滑阀型高速开关阀的理论分析及仿真,得出以下结论：

(1)采用阀芯不动,阀套运动的结构可大大的减小运动部件的质量,同时使液动力成为助力加速阀的运动,而且在P阀和T阀相互切换的过程中由于阀套需经过中位死区,这就使得T、P阀的打开具有一定的初速度,从而进一步加快阀的打开.同时,由于此二位三通阀采用滑阀结构,可以做到“小开口大流量”,故此带中位死区的阀套运动的二位三通滑阀结构的高速开关阀能够很好的满足数字变量马达对高速开关阀“高频响、大流量”的需求.

(2)在P阀和T阀相互切换的过程中设置中位死区可以有效的实现预降压及预升压的功能,在中位死区长度一定的情况下,不同的马达转速对应着不同的封闭容腔变化体积,不同的关阀角度则改变着预降压及预升压的速率,故在不同的工况下,能通过实时调节P阀及T阀的关闭角度来实现T阀及P阀打开时阀口两端压力平衡,减小噪声,同时由于高速开关阀的打开或者关闭位置均在柱塞上下死点处,此时经过阀的流量非常小,在低开阀及关阀压差下就能实现低节流损耗,故所设计的高速开关阀能够实现数字变量马达对高速开关阀“低开阀压差,低节流损耗”的需求.

(3)本文从理论上验证了所设计的二位三通高速开关阀能够满足DDM的需求,为DDM的研制提供了一个可靠的解决方案,同时与传统的锥阀结构高速开关阀相比,滑阀结构存在一定的泄露损耗,这是后期需要改进和优化的,同时此二位三通滑阀的阀口流道还存在一定的优化空间,以期更小的减少阀口全开时的节流损耗.

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下期论文摘要预登

V2G代理商调频服务经济效益评估

叶丽雅， 汪 震， 文福拴， 杨 俊， 江道灼

(浙江大学电气工程学院，浙江杭州310027)

摘 要: 针对电动汽车调频经济调度问题，构建多时段双向充放电优化调度模型，提出启发式预测-校正迭代方法，用于评估电动汽车个体的真实电池寿命折损成本.综合考虑电池寿命折损、调频容量需求和用户出行需求等因素，制定电动汽车的充放电和调频容量计划.结合私家车、公交车和出租车的出行规律，设定若干典型调频场景，采用随机时序模拟方法模拟车辆出行参数.仿真分析3类代理商在不同场景下的调频效益以及电池寿命折损情况，说明所提方法和模型的有效性.结果表明，所提出的启发式预测-校正迭代方法能够有效减少电池折损费用预设引起的调度计划偏差.

关键词： 电动汽车；代理商；调频服务；双向充放电；电池寿命

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.

国家自然科学基金资助的国家重点实验室创新基金资助项目(51221004).

胡小东(1987—)，男，博士，从事机电控制、数字液压等研究. ORCID：0000-0002-5938-7508. E-mail: hxdtx@zju.edu.cn

顾临怡，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

浙江大学学报(工学版)网址： www.journals.zju.edu.cn/eng