應(yīng)用于數(shù)字變量馬達(dá)的高速開關(guān)閥

胡小東, 顧臨怡, 張范蒙

(浙江大學(xué) 流體動(dòng)力與機(jī)電系統(tǒng)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,浙江 杭州,310027)

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應(yīng)用于數(shù)字變量馬達(dá)的高速開關(guān)閥

胡小東, 顧臨怡, 張范蒙

(浙江大學(xué) 流體動(dòng)力與機(jī)電系統(tǒng)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,浙江 杭州,310027)

為了研制滿足數(shù)字變量馬達(dá)需要的“高頻響、大流量,低開閥壓差,低節(jié)流損耗”高速開關(guān)閥,設(shè)計(jì)一種新型的二位三通滑閥結(jié)構(gòu)的高速開關(guān)閥,采用閥套運(yùn)動(dòng)的結(jié)構(gòu)來減小液動(dòng)力有效的提升閥的開關(guān)速度,采用中位死區(qū)的結(jié)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)預(yù)降壓和預(yù)升壓以減小開閥壓差.通過建立閥套的運(yùn)動(dòng)模型和流場動(dòng)態(tài)仿真驗(yàn)證了該閥的快速開關(guān)性能及通流能力；同時(shí)建立單柱塞配流單元的柱塞腔壓力動(dòng)態(tài)模型,驗(yàn)證了低開閥壓差的可行性,并確定最佳的中位死區(qū)長度；分析不同轉(zhuǎn)速下在不同位置關(guān)閥的節(jié)流損耗及開閥壓差,得到在某一轉(zhuǎn)速下使節(jié)流損耗及開閥壓差均很小的最佳關(guān)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(guān)閥能夠滿足數(shù)字變量馬達(dá)對高速開關(guān)閥的需求.

高速開關(guān)閥；高頻響；大流量；閥套運(yùn)動(dòng)；中位死區(qū)；低開閥壓差；低節(jié)流損耗

數(shù)字變量泵馬達(dá)(digital displacement pump/motor, DDP/M)是液壓領(lǐng)域的一次技術(shù)創(chuàng)新,原理是用電控的高速開關(guān)閥替代傳統(tǒng)的缸體與配流盤來實(shí)現(xiàn)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(nèi)能夠維持90%以上的效率,而現(xiàn)有的柱塞泵/馬達(dá)工作在小排量時(shí)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(yīng)用于風(fēng)力發(fā)電系統(tǒng)[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(dòng)力及工程機(jī)械上的應(yīng)用.

高速開關(guān)閥是DDP/M實(shí)現(xiàn)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(guān)鍵[7],應(yīng)用于DDP/M的高速開關(guān)閥必須滿足“高頻響、大流量,低壓差,低節(jié)流損耗”的要求[8].目前國內(nèi)外對應(yīng)用于DDP/M的高速開關(guān)閥的研究主要集中在2個(gè)方面：1)研發(fā)專用的高速開關(guān)閥,Artemis公司設(shè)計(jì)了錐閥結(jié)構(gòu)的高速開關(guān)閥,利用“主動(dòng)關(guān)被動(dòng)開”的機(jī)理使單個(gè)柱塞實(shí)現(xiàn)了泵工況、馬達(dá)工況及無效工況,由于采用“被動(dòng)開”的錐閥結(jié)構(gòu),開閥時(shí)閥口壓力平衡,大大的減小了開閥節(jié)流損耗,但錐閥在通過大流量時(shí)所受液動(dòng)力太大,在柱塞上下運(yùn)動(dòng)的過程中容易發(fā)生卡閥,故錐閥結(jié)構(gòu)的高速開關(guān)閥只適用于單柱塞小排量,且轉(zhuǎn)速低的場合[9～11].Roemer等[12-13]以Artemis的錐閥結(jié)構(gòu)為基礎(chǔ)重點(diǎn)對高速開關(guān)閥的耐久性進(jìn)行研究,對閥芯與閥座的撞擊曲面進(jìn)行優(yōu)化,但沒有對錐閥大流量情況下瞬態(tài)液動(dòng)力進(jìn)行分析.Wilfong等[14]設(shè)計(jì)了一種以錐閥為主級(jí)兩位四通滑閥為先導(dǎo)級(jí)的高速開關(guān)閥,集合了錐閥開閥壓差小的特點(diǎn)及滑閥先導(dǎo)控制靈活的優(yōu)勢,但主閥的開啟和關(guān)閉時(shí)間在2.5～80 ms之間,無法滿足DDP/M對高速開關(guān)閥高頻響的要求.Winkler等[15～17]研發(fā)了一種兩位三通式的螺紋插裝式高速開關(guān)閥,閥打開時(shí)間為1.5 ms,關(guān)閉時(shí)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(guān)閥大流量的需求[15～17].2)應(yīng)用現(xiàn)有的商用高速開關(guān)閥對直列式柱塞泵進(jìn)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(guān)閥的開關(guān)時(shí)刻對DDPM的效率的影響,但由于現(xiàn)有的商用高速開關(guān)閥頻響高的一般額定流量低,通流能力大的一般開關(guān)時(shí)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(shè)計(jì)了一種新型的二位三通滑閥結(jié)構(gòu)的高速開關(guān)閥,能夠同時(shí)滿足高頻響、大流量及低壓差的要求,采用閥套運(yùn)動(dòng)的方式加速閥的運(yùn)動(dòng),在開閥及關(guān)閥的過程中設(shè)置中位死區(qū)能夠很好的實(shí)現(xiàn)預(yù)升壓及預(yù)降壓的功能,“主動(dòng)開主動(dòng)關(guān)”的控制模式能夠很好的根據(jù)工況的變化及時(shí)調(diào)整閥的開關(guān)時(shí)刻,使DDM具有較低的節(jié)流損耗.

1 DDM對高速開關(guān)閥需求分析

1.1 DDM配流原理

針對DDM對高速開關(guān)閥高頻響大流量及低損耗的需求,本文設(shè)計(jì)了二位三通滑閥結(jié)構(gòu)的高速開關(guān)閥.該閥采用閥芯固定,閥套移動(dòng)的方式來補(bǔ)償液動(dòng)力,其結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示,閥芯與閥體固聯(lián)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(yùn)動(dòng)至中位時(shí)切斷柱塞腔與高低壓油口的聯(lián)通.在安裝電磁鐵時(shí),利用銜鐵斥力推動(dòng)閥套,以獲取較大的初始速度.利用此二位三通高速開關(guān)閥組成的DDM的單柱塞馬達(dá)工況配流原理如圖2所示.

圖1 二位三通滑閥結(jié)構(gòu)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(gè)運(yùn)動(dòng)周期(即從TDC-BDC-TDC)分成了8個(gè)時(shí)間段,其中tpi和tpr分別為柱塞腔預(yù)升壓及預(yù)降壓時(shí)間,分析其配流過程：在上死點(diǎn)附近時(shí),電磁鐵b失電的同時(shí)電磁鐵a得電,閥套開始向右運(yùn)動(dòng),A與T逐漸關(guān)閉,經(jīng)過時(shí)間ttc后完全關(guān)閉,進(jìn)入中位死區(qū),此時(shí)柱塞繼續(xù)向上死點(diǎn)移動(dòng),柱塞腔預(yù)升壓,理想情況下經(jīng)過時(shí)間tpi后柱塞腔壓力與高壓口壓力平衡,此時(shí)閥套運(yùn)動(dòng)使得P與A開始導(dǎo)通,開始吸入高壓油,經(jīng)過時(shí)間tpo后,P與A完全導(dǎo)通,開啟有效吸油行程,在柱塞到達(dá)下死點(diǎn)之前,電磁鐵a失電同時(shí)電磁鐵b得電,閥套開始向左運(yùn)動(dòng),A與P逐漸關(guān)閉,經(jīng)過時(shí)間tpc后完全關(guān)閉,進(jìn)入中位死區(qū),此時(shí)柱塞繼續(xù)向下死點(diǎn)移動(dòng),柱塞腔預(yù)降壓,理想情況下經(jīng)過時(shí)間tpr后柱塞腔壓力與低壓口壓力平衡,此時(shí)閥套運(yùn)動(dòng)使得T與A開始導(dǎo)通,開始排油,經(jīng)過時(shí)間tto后,A與T完全導(dǎo)通,開啟有效排油行程,隨后經(jīng)過時(shí)間td后,電磁鐵b失電同時(shí)電磁鐵a得電,開始進(jìn)入下一個(gè)循環(huán)周期.當(dāng)需要控制柱塞處于無效工況時(shí),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(diào)節(jié)處于無效工況柱塞的個(gè)數(shù)來實(shí)現(xiàn)變量.當(dāng)柱塞工作在無效工況時(shí),柱塞腔中始終是低壓油,其泄露損耗非常小,故在變量時(shí)其功率損耗能隨著排量的減小而減小,同時(shí)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(dá)到很高的效率.

同時(shí)此二位三通閥還能夠使柱塞實(shí)現(xiàn)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(diǎn)附近也需要通過預(yù)降壓和預(yù)升壓過程來使閥口打開時(shí),兩端壓力平衡,減小節(jié)流損耗及由于壓差過大帶來的壓力沖擊.DDM中的每個(gè)柱塞都可以實(shí)現(xiàn)泵工況、馬達(dá)工況及無效工況,通過在上下死點(diǎn)附近控制柱塞腔與高低壓油口的切換來實(shí)現(xiàn)不同的工況,進(jìn)而達(dá)到變量的目的.

采用此種方案相對于錐閥結(jié)構(gòu)具有以下優(yōu)點(diǎn)：1)只需一個(gè)二位三通閥就可以實(shí)現(xiàn)柱塞腔與高低壓油的通斷,減少了閥的數(shù)量節(jié)約了安裝空間；2)滑閥結(jié)構(gòu)容易實(shí)現(xiàn)小開口大流量,減小閥運(yùn)動(dòng)位移縮短運(yùn)動(dòng)時(shí)間；3)如表1所示,分析了閥從最右端運(yùn)動(dòng)到最左端再到最右端整個(gè)周期中瞬態(tài)及穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的方向與閥運(yùn)動(dòng)方向之間的關(guān)系.從表1中可看出,采用閥套運(yùn)動(dòng)的方式,能夠使液動(dòng)力成為助力或者減小液動(dòng)力的影響來加速閥的運(yùn)動(dòng),如瞬態(tài)液動(dòng)力能夠被有效的利用來加快P口與A口的導(dǎo)通與切斷；4)利用中位死區(qū)通過控制閥在不同時(shí)刻打開或者關(guān)閉有助于實(shí)現(xiàn)閥口打開時(shí)兩端壓力平衡,減小了開閥節(jié)流損耗及噪聲.

1.2 高速開關(guān)閥需求分析

本文設(shè)計(jì)的二位三通高速開關(guān)閥應(yīng)用于轉(zhuǎn)速n=1 500 r/min,排量為100 ml,柱塞個(gè)數(shù)為5的徑向柱塞馬達(dá),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(guān)閉簡稱為P閥的打開與關(guān)閉,將T口與A口的打開與關(guān)閉簡稱為T閥的打開與關(guān)閉.首先計(jì)算在n=1 500 r/min,ph=30 MPa情況下,柱塞工作在馬達(dá)工況時(shí),閥套經(jīng)過中位死區(qū)時(shí)預(yù)升壓及預(yù)降壓過程馬達(dá)轉(zhuǎn)過的角度θHP及θLP,即對應(yīng)圖2中的tpi及tpr時(shí)間段,計(jì)算中忽略柱塞腔的泄露.

表1 閥液動(dòng)力方向與閥套運(yùn)動(dòng)方向關(guān)系

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

換向動(dòng)作工作位置穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力瞬態(tài)液動(dòng)力P、A關(guān)閉吸油區(qū)、下死點(diǎn)同向同向A、T打開排油區(qū)、下死點(diǎn)反向反向A、T關(guān)閉排油區(qū)、上死點(diǎn)同向反向P、A打開吸油區(qū)、上死點(diǎn)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(dá)偏心距；θ為馬達(dá)轉(zhuǎn)角(TDC-BDC-TDC對應(yīng)轉(zhuǎn)角0-π-2π)；pc為柱塞腔內(nèi)壓力；V為柱塞腔內(nèi)油液體積；E為油液彈性模量；取E=1 400 MPa；Vdead為柱塞腔內(nèi)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(yùn)動(dòng)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(diǎn)處T閥開始打開,此時(shí)柱塞對應(yīng)的位移為2e,假設(shè)在預(yù)降壓tpr時(shí)間段內(nèi),柱塞運(yùn)動(dòng)的位移變化量為Δy,則P閥完全關(guān)閉時(shí),對應(yīng)的柱塞位移為

y=2e-Δy.

(4)

將式(2)～(4)代入(1)式得

(5)

同理設(shè)柱塞在預(yù)升壓即tpi時(shí)間段內(nèi)的柱塞位移變化量為Δy′,則T閥完全關(guān)閉時(shí)對應(yīng)的柱塞位移為

y=Δy′.

(6)

將式(2)、(3)、(6)代入式(1)得

(7)

經(jīng)計(jì)算,θLP=20.440,θHP=11.760,當(dāng)n=1 500 r/min時(shí),對應(yīng)時(shí)間為1～2 ms.預(yù)升壓過程要比預(yù)降壓要快,這是由于預(yù)升壓時(shí)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(guān)閥開啟和關(guān)閉需要時(shí)間,所以單柱塞單轉(zhuǎn)的有效排量小于單柱塞幾何排量的100%,假設(shè)有效排量能夠達(dá)到其幾何排量的80%,忽略閥在開關(guān)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(dá)角速度，ypo為P閥完全打開時(shí)的柱塞位移,ypc為P閥開始關(guān)閉時(shí)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(guān)閉的總時(shí)間大約為3 ms,實(shí)際上由于P閥關(guān)閉過程都在吸油區(qū),開始關(guān)閉時(shí)閥口壓力平衡,節(jié)流損耗相對較??；但在打開P閥前,柱塞腔通過預(yù)升壓期望使閥前后壓力平衡,但由于油液彈性模量此時(shí)相對較大,而且此時(shí)柱塞位于上死點(diǎn)附近,柱塞腔容積非常小,導(dǎo)致柱塞腔壓力升高非常快,且由于油液參數(shù)的不確定性,很難使P閥在打開時(shí)閥前后壓力平衡,所以為了防止由于閥過慢的運(yùn)動(dòng)導(dǎo)致較大的閥口壓差,所以開閥的時(shí)間相對于關(guān)閥要求更快,則需要求P閥打開的時(shí)間不超過1.5 ms,其關(guān)閉的時(shí)間可在1.5～2 ms內(nèi)波動(dòng),且P閥打開或關(guān)閉的時(shí)間越快越好.由于T閥打開和關(guān)閉時(shí),馬達(dá)柱塞均在排油區(qū)(低壓),不影響有效排量,所以對T閥的打開和關(guān)閉時(shí)間要求相對較低.

qV=Apv=APeωsinωt.

(13)

(14)

(15)

根據(jù)Merrill[1]的仿真及Holland[19]的試驗(yàn)研究得出,高速開關(guān)閥的節(jié)流損耗是其主要的耗能方式,所以必須要求高速開關(guān)閥在低壓差下通流.根據(jù)配流原理可知,高速開關(guān)閥在關(guān)閥的時(shí)候,閥口壓差主要取決于閥口的幾何特性參數(shù),而在預(yù)升壓及預(yù)降壓時(shí)間內(nèi),由于柱塞運(yùn)動(dòng)引起腔內(nèi)壓力巨大變化且無法監(jiān)測,導(dǎo)致在開閥瞬間閥口可能會(huì)產(chǎn)生巨大壓差,產(chǎn)生壓力沖擊和噪聲,因此,必須保證高速開關(guān)閥的開閥壓差小.

故此二位三通高速開關(guān)閥要滿足4點(diǎn)要求：大流量、高頻響、開閥閥口壓差小、低節(jié)流損耗.其額定流量設(shè)定為80 L/min,P閥打開時(shí)間應(yīng)小于1.5 ms,P閥關(guān)閉時(shí)間不大于1.5～2 ms,T閥的開關(guān)時(shí)間要求低于P閥,在此均按照P閥的開關(guān)時(shí)間要求設(shè)計(jì).對應(yīng)此設(shè)計(jì)要求,閥的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)初步取值如表2所示：ds為閥芯直徑；d為閥套內(nèi)徑；D為閥套外徑；xmax為閥套總行程；Ldead為閥套中位死區(qū)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(guān)閥進(jìn)行靜態(tài)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(yīng)用標(biāo)準(zhǔn)k-ε計(jì)算模型[20],在閥口開度為0.9 mm時(shí),其閥口流量與壓差Δp的關(guān)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(yōu)化空間以期進(jìn)一步減小節(jié)流損耗.

表2 二位三通高速開關(guān)閥結(jié)構(gòu)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(guān)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(guān)閥在上下死點(diǎn)的換向來實(shí)現(xiàn)配流：在吸油區(qū)當(dāng)柱塞到達(dá)下死點(diǎn)之前的某一時(shí)刻(此時(shí)刻對應(yīng)馬達(dá)的某一轉(zhuǎn)角θ1),控制閥套運(yùn)動(dòng)使P閥開始關(guān)閉,然后進(jìn)入中位死區(qū),此時(shí)由于柱塞繼續(xù)運(yùn)動(dòng),柱塞腔油液體積膨脹使油液壓力減小,與此同時(shí)閥套繼續(xù)運(yùn)動(dòng)使T閥開始打開,為了減小噪聲及節(jié)流損耗,T閥打開時(shí)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(diǎn)越近越好.在排油區(qū)當(dāng)柱塞到達(dá)上死點(diǎn)之前的某一時(shí)刻θ2(θ2為T閥開始關(guān)閉時(shí)刻對應(yīng)馬達(dá)轉(zhuǎn)角),控制閥套運(yùn)動(dòng)使T閥開始關(guān)閉,然后進(jìn)入中位死區(qū),柱塞繼續(xù)運(yùn)動(dòng)使柱塞腔油液壓縮油液壓力升高,同時(shí)閥套繼續(xù)運(yùn)動(dòng)使P閥打開進(jìn)入下一個(gè)吸油周期,在P閥打開時(shí),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(diǎn)越近越好,以減小節(jié)流損耗.因此,為了減小噪音及節(jié)流損耗,必須使開閥時(shí)閥口兩端壓差盡量小,開閥時(shí)盡量接近上下死點(diǎn)位置.這樣就必須隨著工況(比如轉(zhuǎn)速)的變化隨時(shí)調(diào)整θ1與θ2,并設(shè)計(jì)合理的中位死區(qū)長度.下面通過對單柱塞配流單元的建模來驗(yàn)證所設(shè)計(jì)的高速開關(guān)閥的高頻響及低開閥壓差的可行性.閥套動(dòng)力學(xué)方程如下：

(16)

式中：Fm為電磁力,選用Ledex Low Profile的Size 5EC型號(hào)的電磁鐵來驅(qū)動(dòng)閥套運(yùn)動(dòng),其最高輸出力可達(dá)178 N,電磁鐵推桿位移在0～5.08 mm內(nèi),其推力與位移的關(guān)系可近似表達(dá)為式(17),Fk為液壓卡緊力,Fv為黏滯阻尼力,Fs和Ft分別為穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)液動(dòng)力[21],x為閥套位移,c的值根據(jù)Fs與閥套運(yùn)動(dòng)方向之間的關(guān)系而定,若同向c=1,反向c=-1；d的值根據(jù)Ft與閥套運(yùn)動(dòng)方向之間的關(guān)系而定,若同向d=1,反向d=-1,c與d的值根據(jù)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(shù),取0.01；λk為液壓卡緊系數(shù),取0.1；L為閥芯與閥套的配合長度；vf為閥套運(yùn)動(dòng)速度；μ為油液動(dòng)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(shù)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(shù),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(xù)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(guān)閥在換向過程中的閥套運(yùn)動(dòng)位移、速度及加速度變化規(guī)律,同時(shí)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(guān)閥下死點(diǎn)換向過程分析

圖4 P閥關(guān)閉過程閥套位移-時(shí)間曲線圖Fig.4 Displacement-time characteristic of P-valve closing process

圖5 當(dāng)n=1 500 r/min時(shí)不同θ1對應(yīng)的柱塞腔瞬態(tài)壓力Fig.5 Pressure-time characteristics in piston chamber corresponding to different θ1 at 1 500 r/min

圖6 當(dāng)n=1 500 r/min時(shí)不同θ1對應(yīng)的中位死區(qū)過程中柱塞腔瞬態(tài)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(diǎn)中位死區(qū)結(jié)束后,T閥開始打開,假設(shè)T閥打開瞬間閥口兩端壓力平衡,由式(22)可計(jì)算出在不同的關(guān)閥角度下,預(yù)降壓所需要的時(shí)間tdeacl,進(jìn)而得出在一定轉(zhuǎn)速下T閥開始打開時(shí)馬達(dá)轉(zhuǎn)角θtopen.在n=1 500 r/min時(shí),當(dāng)θ1=145°時(shí),tdead=1.27 ms,θtopen≈170°,當(dāng)θ1=147°時(shí),tdead=1.99 ms,θtopen≈178°.可見,當(dāng)θ1=147°時(shí),T閥打開時(shí)柱塞最接近下死點(diǎn)(理想開閥位置).如表3所示為在n=1 500 r/min,P閥關(guān)閉角度為147°時(shí),在不同的中位死區(qū)長度下,T閥打開時(shí)的各個(gè)參數(shù)值,pto為T閥打開是的初始?jí)翰?從表3中可以看出,與常規(guī)的二位三通閥相比,該閥可利用中位死區(qū)長度來有效降低柱塞腔內(nèi)的壓力來實(shí)現(xiàn)開閥時(shí)壓力平衡.同時(shí)與同等規(guī)格的二位二通高速開關(guān)閥比較,開閥時(shí)間僅為其1/3左右.隨著中位死區(qū)長度增加,T閥打開時(shí)間越來越快,中位死區(qū)長度取3 mm時(shí),開閥壓差最小而且開閥位置最接近下死點(diǎn),故取中位死區(qū)的長度為3 mm.

表3 不同死區(qū)長度對應(yīng)的T閥打開參數(shù)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(guān)閥上死點(diǎn)換向過程分析

上死點(diǎn)換向過程對應(yīng)圖2中ttc、tpi及tpop這3個(gè)時(shí)間段,即從T閥開始關(guān)閉到P閥完全打開的過程.首先分析T閥關(guān)閉過程,如表4所示為不同關(guān)閥角度θ2對應(yīng)的T閥關(guān)閉后柱塞腔的瞬時(shí)壓力,由表4可知,在n=1 500 r/min時(shí),在遠(yuǎn)離上死點(diǎn)的位置關(guān)閥時(shí),關(guān)閥前后柱塞腔壓力變化較大,會(huì)產(chǎn)生較大的節(jié)流損耗,而在340°關(guān)閥時(shí)壓差較小,故在額定轉(zhuǎn)速下最佳關(guān)閥角度在340°附近,此時(shí)T閥關(guān)閉時(shí)間為1.65 ms左右.

表4 不同θ2對應(yīng)的T閥關(guān)閉后柱塞腔壓力

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

T閥完全關(guān)閉后配流單元進(jìn)入上死點(diǎn)中位死區(qū),柱塞繼續(xù)運(yùn)動(dòng)油液被壓縮,壓力升高,當(dāng)中位死區(qū)長度為3 mm時(shí),在n=1 500 r/min轉(zhuǎn)速下,柱塞經(jīng)過上死點(diǎn)中位死區(qū)需2 ms.不同的關(guān)閥角度θ2下中位死區(qū)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(guān)閥,柱塞腔內(nèi)的壓力變化差別很大,在θ2=300°～320°之間關(guān)閥時(shí)柱塞腔壓力急劇上升超過100 MPa,此時(shí)開閥會(huì)產(chǎn)生很大的沖擊噪聲,在θ2=340°關(guān)閥時(shí),柱塞腔壓力先上升后下降,這是由于在中位死區(qū)內(nèi)柱塞已過上死點(diǎn)進(jìn)入吸油區(qū),塞腔容積擴(kuò)大使壓力降低,而在θ2=330°關(guān)閥時(shí)柱塞腔壓力緩慢上升,在開閥時(shí)能夠保證閥口兩端壓力平衡.

圖7 當(dāng)n=1 500 r/min時(shí)不同θ2對應(yīng)的上死點(diǎn)中位死區(qū)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(jīng)過上死點(diǎn)中位死區(qū)后,P閥開始打開,當(dāng)中位死區(qū)為3 mm時(shí),P閥打開需要0.45 ms,相比T閥打開所需時(shí)間要快,這是由于P閥打開時(shí)瞬態(tài)液動(dòng)力為助力.

經(jīng)過對閥套的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析及柱塞腔內(nèi)壓力變化特性的分析,得到閥套在不同工作區(qū)段內(nèi)的運(yùn)動(dòng)時(shí)間如表5所示(中位死區(qū)的長度取為3 mm),P閥和T閥的打開和關(guān)閉時(shí)間均能夠滿足DDM對高速開關(guān)閥開關(guān)頻響的要求,而且開閥比關(guān)閥快將近2倍,

表5 閥套不同工作區(qū)間的運(yùn)動(dòng)時(shí)間

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

動(dòng)作過程t/ms運(yùn)動(dòng)過程t/msP閥關(guān)閉1.5T閥關(guān)閉1.5～1.65下死點(diǎn)中位死區(qū)2.0上死點(diǎn)中位死區(qū)2.0T閥打開0.50～0.56P閥打開0.45～0.55

這主要是因?yàn)殚y套經(jīng)過中位死區(qū)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(dá)運(yùn)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(guān)閥可以使P閥和T閥在打開時(shí)閥口壓差很小,驗(yàn)證了低開閥壓差的可行性.

3 高速開關(guān)閥的節(jié)流損耗分析

馬達(dá)單柱塞配流單元的閥口節(jié)流損耗主要包括3部分：吸排油區(qū)內(nèi)閥口全開時(shí)的節(jié)流損耗(用Wopen_loss表示),P閥打開和關(guān)閉過程中的節(jié)流損耗(用Wp_loss表示),以及T閥打開和關(guān)閉過程中的節(jié)流損耗(用WT_loss)表示.式中：W表示閥口節(jié)流損耗的計(jì)算公式,將每個(gè)階段的閥口流量及壓差代入可以計(jì)算出不同階段的節(jié)流損耗；Winput為一個(gè)周期內(nèi)單柱塞的有效輸出功；Wloss為一個(gè)周期內(nèi)的閥口總節(jié)流損耗；ηloss為節(jié)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(qū)與排油區(qū)總節(jié)流損耗比率與關(guān)閥位置及轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系如圖8所示,從圖8(a)中可看出,吸油區(qū)總節(jié)流損耗隨著轉(zhuǎn)速的增加而增加,隨著關(guān)閥角度θ1的增加而降低,但在n=1 500 r/min時(shí),關(guān)閥角度在140°～155°內(nèi)吸油區(qū)總節(jié)流損耗最低約為2%；從圖8(b)可看出,在排油區(qū)內(nèi)高轉(zhuǎn)速時(shí),節(jié)流損耗比率隨著關(guān)閥角度的增加而增加；在低轉(zhuǎn)速時(shí),不同位置關(guān)閥節(jié)流損耗比率基本不變；隨著轉(zhuǎn)速的增加節(jié)流損耗比率增加.當(dāng)T閥關(guān)閉角度θ2在330°～340°之間時(shí),排油區(qū)節(jié)流損耗最低,約為2%.綜上,在吸排油區(qū)內(nèi),若高速開關(guān)閥的開關(guān)位置均在效率損失比率的最低點(diǎn),則單柱塞單周期內(nèi)的總節(jié)流損耗約為總輸入功的4%.

圖8 吸排油區(qū)節(jié)流損耗比率與關(guān)閥位置及轉(zhuǎn)速關(guān)系圖Fig.8 ηloss as a function of different closing angles and rotary speed in one motor cycle

從減小節(jié)流損耗的角度出發(fā),在n=600～1 500 r/min時(shí),吸油區(qū)最佳關(guān)閥位置為140°～155°,排油區(qū)最佳關(guān)閥角度為330°～340°.基于本文設(shè)計(jì)的二位三通高速開關(guān)閥結(jié)構(gòu),關(guān)閥位置的最終確定應(yīng)滿足以下2點(diǎn)1)總節(jié)流損耗比率低；2)開閥時(shí)壓差要小.這樣才能在提高DDM效率的同時(shí)減小液壓沖擊及噪聲[22].吸排油區(qū)的開閥壓差與關(guān)閥位置及轉(zhuǎn)速的關(guān)系分別如圖9及10所示.從圖8(a)及圖9中可看出,在同時(shí)考慮總節(jié)流損耗最小及開閥壓差最小的條件下,不同轉(zhuǎn)速下吸油區(qū)最佳的關(guān)閥位置如表6所示：在n=600～1 200 r/min時(shí),T閥完全打開時(shí)柱塞仍在吸油區(qū)靠近下死點(diǎn)處,而且轉(zhuǎn)速越低,開閥位置離下死點(diǎn)越遠(yuǎn),原因是由于中位死區(qū)長度一定,閥套中位死區(qū)運(yùn)動(dòng)時(shí)間一定,要使柱塞實(shí)現(xiàn)同樣的預(yù)降壓要求,需要提高柱塞的運(yùn)動(dòng)速度,故當(dāng)轉(zhuǎn)速低時(shí),關(guān)閥位置需要提前較大的角度.

圖9 T閥開閥壓差與θ1及轉(zhuǎn)速的關(guān)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(zhuǎn)速關(guān)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(qū)開閥壓差隨關(guān)閥角度變化差異明顯,當(dāng)n=1 500 r/min時(shí)關(guān)閥位置每隔1°,閥口壓差變化值為7～8 MPa,故在排油區(qū)對關(guān)閥位置的控制精度要求較高；在高轉(zhuǎn)速時(shí),部分關(guān)閥位置開閥時(shí)閥口壓差出現(xiàn)負(fù)值,原因是馬達(dá)柱塞在到達(dá)上死點(diǎn)時(shí)閥套還在中位死區(qū),一旦轉(zhuǎn)過上死點(diǎn)柱塞開始吸油,而且此時(shí)柱塞油液體積很小,壓力迅速下降.結(jié)合圖8(b)及圖10可確定不同轉(zhuǎn)速下最佳關(guān)閥角度如表7所示：在轉(zhuǎn)速高時(shí)開閥位置在吸油區(qū),而轉(zhuǎn)速低時(shí)則在排油區(qū),故在高轉(zhuǎn)速時(shí),當(dāng)閥套還在中位死區(qū)時(shí),柱塞由排油區(qū)運(yùn)動(dòng)到吸油區(qū),柱塞腔壓力先上升后下降,使之與閥口壓力平衡,而在低轉(zhuǎn)速時(shí),柱塞一直處在排油區(qū),柱塞腔油液一直被壓縮,其壓力增加至閥口壓力時(shí)開閥.

表6 吸油區(qū)不同轉(zhuǎn)速下最佳關(guān)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(qū)不同轉(zhuǎn)速下最佳關(guān)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(qū)及排油區(qū)不同轉(zhuǎn)速下的最佳關(guān)閥位置如表6和7所示.表中θt為T閥完全打開時(shí)馬達(dá)轉(zhuǎn)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(shí)，對應(yīng)的馬達(dá)位轉(zhuǎn)角.從表6和7可看出,在不同轉(zhuǎn)速時(shí),通過控制吸排油區(qū)的關(guān)閥角度能夠使開閥壓差小的同時(shí)節(jié)流損耗也很小,由于高速開關(guān)閥只是在上下死點(diǎn)附近打開或者關(guān)閉,所以在打開或者關(guān)閉過程中通過閥的流量很小,如果能夠使閥打開或者關(guān)閉的時(shí)候閥口壓差小,則其節(jié)流損耗一定很小.本文設(shè)計(jì)的二位三通結(jié)構(gòu)的高速開關(guān)閥利用中位死區(qū)來使柱塞腔壓力預(yù)降壓和預(yù)升壓,在根據(jù)工況實(shí)施的調(diào)整吸油區(qū)和排油區(qū)的關(guān)閥角度,從而使T閥或者P閥打開時(shí)閥口壓力平衡.本文將這種利用中位死區(qū)進(jìn)行預(yù)降壓或預(yù)升壓并實(shí)時(shí)調(diào)節(jié)關(guān)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(jié)構(gòu)的高速開關(guān)閥,P閥的打開可以在排油區(qū)也可以在吸油區(qū),不受油液流動(dòng)方向的影響.但如果采用錐閥結(jié)構(gòu)的高速開關(guān)閥,則P閥只能在排油區(qū)被打開,如果柱塞經(jīng)過上死點(diǎn)P閥還沒有打開,則就不能完成馬達(dá)功能,而且由于在上死點(diǎn)預(yù)升壓的時(shí)間非?？?則對T閥關(guān)閉角度的控制精度就提出了非常高的要求,在實(shí)際中考慮到關(guān)閥延時(shí)的影響,實(shí)現(xiàn)起來非常困難.從這個(gè)角度來講,采用滑閥結(jié)構(gòu)的高速開關(guān)閥,同時(shí)具有中位同步校正功能,其T閥關(guān)閉和P閥的打開控制相對靈活,能夠可靠的實(shí)現(xiàn)馬達(dá)功能.

4 結(jié) 論

根據(jù)對所設(shè)計(jì)的二位三通滑閥型高速開關(guān)閥的理論分析及仿真,得出以下結(jié)論：

(1)采用閥芯不動(dòng),閥套運(yùn)動(dòng)的結(jié)構(gòu)可大大的減小運(yùn)動(dòng)部件的質(zhì)量,同時(shí)使液動(dòng)力成為助力加速閥的運(yùn)動(dòng),而且在P閥和T閥相互切換的過程中由于閥套需經(jīng)過中位死區(qū),這就使得T、P閥的打開具有一定的初速度,從而進(jìn)一步加快閥的打開.同時(shí),由于此二位三通閥采用滑閥結(jié)構(gòu),可以做到“小開口大流量”,故此帶中位死區(qū)的閥套運(yùn)動(dòng)的二位三通滑閥結(jié)構(gòu)的高速開關(guān)閥能夠很好的滿足數(shù)字變量馬達(dá)對高速開關(guān)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(shè)置中位死區(qū)可以有效的實(shí)現(xiàn)預(yù)降壓及預(yù)升壓的功能,在中位死區(qū)長度一定的情況下,不同的馬達(dá)轉(zhuǎn)速對應(yīng)著不同的封閉容腔變化體積,不同的關(guān)閥角度則改變著預(yù)降壓及預(yù)升壓的速率,故在不同的工況下,能通過實(shí)時(shí)調(diào)節(jié)P閥及T閥的關(guān)閉角度來實(shí)現(xiàn)T閥及P閥打開時(shí)閥口兩端壓力平衡,減小噪聲,同時(shí)由于高速開關(guān)閥的打開或者關(guān)閉位置均在柱塞上下死點(diǎn)處,此時(shí)經(jīng)過閥的流量非常小,在低開閥及關(guān)閥壓差下就能實(shí)現(xiàn)低節(jié)流損耗,故所設(shè)計(jì)的高速開關(guān)閥能夠?qū)崿F(xiàn)數(shù)字變量馬達(dá)對高速開關(guān)閥“低開閥壓差,低節(jié)流損耗”的需求.

(3)本文從理論上驗(yàn)證了所設(shè)計(jì)的二位三通高速開關(guān)閥能夠滿足DDM的需求,為DDM的研制提供了一個(gè)可靠的解決方案,同時(shí)與傳統(tǒng)的錐閥結(jié)構(gòu)高速開關(guān)閥相比,滑閥結(jié)構(gòu)存在一定的泄露損耗,這是后期需要改進(jìn)和優(yōu)化的,同時(shí)此二位三通滑閥的閥口流道還存在一定的優(yōu)化空間,以期更小的減少閥口全開時(shí)的節(jié)流損耗.

[1] MERRILL K J. Modeling and analysis of active valve control of a digital pump-motor [D]. Indiana: Purdue university, 2012.

[2] RAMPEN W. The development of digital displacement technology [C]∥ Proceedings of Fluid Power and Motion Control(FPMC 2010). the UK: University of Bath, 2010: 12-17.

[3] ARTEMIS INTELLIGENT POWER Ltd. E-dyn 96 industry pump [EB/OL]. [2015-04-03]. http:∥www.artemisip.com/sites/default/files/docs/Industrial%20pump%20leaflet%202015-04-03.pdf

[4] MASASHI S, ATSUSHI Y, TOSHIKAZU H, et al. Large capacity hydrostatic transmission with variable displacement [C]∥ Proceedings of the 9th International Fluid Power Conference. Aachen: RWTH Aachen University, 2014: 423-434.

[5] RYDBER K E. Energy efficient hydraulic hybrid drives[C]∥ Proceedings of the 11th Scandinavian International Conference on Fluid Power.Sweden: Link?ping University, 2009: 356-370.

[6] ERIKSSON B. Mobile fluid power systems design with a focus on energy efficiency [D]. Sweden: Linkopings University, 2010.

[7] EHSAN M, RAMPEN M, SALTER S H. Modeling of digital-displacement pump-motors and their application as hydraulic drives for nonuniform loads [J]. Journal of dynamic systems, measurement, and control, 2000,122(5): 210-215.

[8] ROEMER D B, PEDERSEN H C, ANDERSEN T O. Analysis of valve requirements for high-efficiency digital displacement fluid power motors[C]∥ The 8th international conference on fluid power transimission and control(ICFP2013). Hangzhou: Zhejiang University Press, 2013: 234-239.

[9] RAMPEN W, CALDWELL N J, STEIN U. Annular valve: US, 7,077,378B2[P]. 2006-07-18.

[10] RAMPEN W, CALDWELL N J, STEIN U. Valve actuator: US, 2011/0253918A1[P]. 2011-10-20.

[11] 丁凡,姚健娣,笪靖,等.高速開關(guān)閥的研究現(xiàn)狀[J].中國工程機(jī)械學(xué)報(bào),2011,(03): 351-358.

DING Fan, YAO Jian-di, DA Jing. Advances on high-speed on/off valves [J]. Chinese Journal of Construction Machinery, 2011,(03): 351-358.

[12] ROEMER D B, PEDERSEN H C, ANDERSEN T O. Optimization of geometry of annular seat valves suitable for digital displacement fluid power pumps/motors [C]∥ Proceedings of 2013 IEEE International Conference on Mechatronics and Automation. Takamatsu: [s. n.], 2013: 544-549.

[13] ROEMER D B, PEDERSEN H C, ANDERSEN T O. Topology selection and analysis of actuator for seat valves suitable for use in digital displacement pumps/motors [C]∥ Proceedings of 2013 IEEE International Conference on Mechatronics and Automation. Takamatsu: [s. n.], 2013: 418-424.

[14] WILFONG G,BARDORFF M,LUMKES J. Design and dynamic analysis of high speed on/off poppet valves for digital pump/motors [C]∥ Proceedings of the 6th FPNI-PhD Symposium. West Lafayette: Purdue University, 2010: 259-269.

[15] WINKLER B,PLOECKINGER A,SCHEIDL R. A novel piloted fast switching multi poppet valve [J]. International Journal of Fluid Power,2010,11(3): 7-14.

[16] PLOECKINGER A,WINKLER B,SCHEIDL R. Development and prototyping of a compact,fast 3/2 way switching valve with integrated onboard electronics [C]∥ Proceedings of the 11th Scandinavian International Conference on Fluid Power.Sweden: Link?ping University,2009: 236-245.

[17] FALKNER J,PLOECKINGER A,WINKLER B,et al. Feasibility study of a novel sleeve type switching valve [J]. International Journal of Fluid Power, 2011,12(2): 27-35.

[18] TAMMISTO J, HUOVA M, HEIKKILA M, et al. Measured characteristics of an in-line pump with independently controlled pistons [C]∥ 7th International Fluid Power Conference. Aachen: RWTH Aachen University, 2010: 156-164.

[19] HOLLAND M. Design of digital pump/motors and experimental validation of operating strategies [D]. USA: Purdue University, 2012.

[20] MAHRENHOLZ J R. Coupled multi-domain modeling and simulation of high speed on/off valves [D]. USA: Purdue University, 2009.

[21] DELVES G,LIPPOLIS A. A review analysis of unsteady forces in hydraulic valves [J]. International Journal of Fluid Power,2006,7(3): 29-39.

[22] RAMPEN W H. The digital displacement hydraulic piston pump [D]. the UK: University of Edinburgh, 1993.

下期論文摘要預(yù)登

V2G代理商調(diào)頻服務(wù)經(jīng)濟(jì)效益評估

葉麗雅， 汪 震， 文福拴， 楊 俊， 江道灼

(浙江大學(xué)電氣工程學(xué)院，浙江杭州310027)

摘 要: 針對電動(dòng)汽車調(diào)頻經(jīng)濟(jì)調(diào)度問題，構(gòu)建多時(shí)段雙向充放電優(yōu)化調(diào)度模型，提出啟發(fā)式預(yù)測-校正迭代方法，用于評估電動(dòng)汽車個(gè)體的真實(shí)電池壽命折損成本.綜合考慮電池壽命折損、調(diào)頻容量需求和用戶出行需求等因素，制定電動(dòng)汽車的充放電和調(diào)頻容量計(jì)劃.結(jié)合私家車、公交車和出租車的出行規(guī)律，設(shè)定若干典型調(diào)頻場景，采用隨機(jī)時(shí)序模擬方法模擬車輛出行參數(shù).仿真分析3類代理商在不同場景下的調(diào)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(jié)果表明，所提出的啟發(fā)式預(yù)測-校正迭代方法能夠有效減少電池折損費(fèi)用預(yù)設(shè)引起的調(diào)度計(jì)劃偏差.

關(guān)鍵詞： 電動(dòng)汽車；代理商；調(diào)頻服務(wù)；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(xué)基金資助的國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室創(chuàng)新基金資助項(xiàng)目(51221004).

胡小東(1987—)，男，博士，從事機(jī)電控制、數(shù)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(xué)學(xué)報(bào)(工學(xué)版)網(wǎng)址： www.journals.zju.edu.cn/eng