25倍气液增压泵的设计

气液增压泵是利用低压压缩空气作为动力，使其能进行往复运动，从而达到较高的压力输出。其增压原理是利用两个独立腔体中具有不同端部面积的大、小活塞，在压力均衡的作用下，将大面积的活塞上产生的低压空气转换为小面积的高水压。增大区域比率，泵的输出压力增大。本文针对高流量、高增压比的气液增压泵，采用理论分析、仿真分析、实验验证等方法，对其进行了深入的研究。通过模拟和实验，证明了在5Bar（表面压）下，该泵的最大输出压力为381巴，工业控制下的流量可达到23升/分钟。关键词:气液增压泵;结构设计;三维模型；模拟仿真；第1章绪论1.1研究背景高压、超高压输油装置是液压驱动技术的一个重要研究方向，常规的输液泵或压气机通常输出压力约为四十兆帕，难以达到的压力输出特性，因此通常采用加压装置。常用的升压设备通常是根据活塞的面积比来实现升压,按其需要的动力来源分为两类：水压和空气压力。液压升压系统采用液压油（水）作为动力，使其动作易于控制，并可在低速工况下实现稳定的工作，在工程机械中得到了广泛的应用。液压增压系统通常都是由液压泵、油泵、阀、滤油器、油箱等液压部件构成，因此，液压系统的生产成本较高，而且存在着系统泄漏带来的污染问题；而气压加压系统采用的是低压压缩空气作为动力源，它不会对环境造成任何的污染，尤其是户外作业，或者是用户的现场作业，它可以很好地利用压缩空气的可压比，通过移动的高压气体储存设备来驱动。尽管目前还存在着系统稳定性差、操作速度难以控制等问题，但它仍然是目前超高压技术研究中的一个重要分支。目前的空气加压设备多采用气液两种形式组成一个气液升压泵，然后由气控换向阀、活塞、柱塞、节流阀、止回阀等组成。活塞位于汽缸中，以低压压缩空气为动力，活塞位于油缸中，活塞带动液力，再通过气控式换向阀来实现油压的作用。在实际应用中，由于活塞的运动方向不同，造成了流量脉动；二是活塞的往复运动较慢，输出流量较低。因此，本论文主要针对大流量、高增压比的气液

增压泵进行了深入的研究。1.2气液增压泵增压原理及分类(1)增压原理加压原理见图1.1。图1.1增压原理由力的平衡原理可知:1-1在此基础上，A、a分别表示大、小活塞的面积，PL和PB分别表示大、小活塞的压力。大活塞和小活塞的压缩区域之比用来表示压力比I:1-2在A>a时，PB>PL，因此达到了增压的目标。A和A之间的面积之差越大，则增压系数越大，其升压作用就越大。(2)气-液泵的分类根据其工作方式，气液增压泵可分为单动式和双动式两种；按加压級数可将其分为单级和双级两种。根据驱动柱塞的数量，可以将其分成两种：一种是单传动，另一种是两种。 图1.2单作用单极型图1.3双作用单极型图图1.2单作用单极型图1.3双作用单极型图1.4双作用双极型b)双驱动气液增压泵

1.6双作用单极型图1.7双作用双极型图1.51.6双作用单极型图1.7双作用双极型从图1.2可以看出，单动式气液升压泵的工作原理是：在往复式工作时，只有一个出口冲程产生了高压液体，从而使系统的输出压力出现较大的波动，从而降低了增压效率；从图1.3可以看出，双动式气液升压泵的工作原理是：在往复式工作时，它的加压活塞会产生较大的压力，它的工作性能比单效泵的工作性能好，而且流量增加了50%。但是，增加了一个增压室，使得其容积变大，生产费用也随之增加。而双极式气液升压泵具有两个不同尺寸的增压活塞，泵中的液体要经过二次加压才能排出，所以其加压比要大于单极泵。如图1.5、1.6、1.7所示，双驱式气液升压泵，其实质是两台水泵串联，可以让我们的出力达到一倍,但是体积太大，制造成本太高。在实际工作中，应根据输出流量、压力需求和可获得的气体压力，选用适当的气液压力。1.3国内外研究现状1.3.1国外研究现状国外的气液升压泵已经发展了六十多年,技术和性能己经达到了相当成熟的水平。德国的Maximator（见图1.8）,美国的Haskel（见图1.9）,InterfaceDevice（SC）,等等。图1.8Maximator公司产品图 1.9Haskel公司产品德国Maximator公司开发了一种新型的气-液力升压泵，它是一种新型的活塞和活塞式混合动力泵。该增压泵由活塞型和柱塞型组合而成，其气动部件为活塞，液压部件为柱塞型，二者刚性连接形成整体活塞，并通过电磁换向阀进行多

次更换。在压力泵中的活塞接近临界点时，传感器会监控并发出信号，从而对继电器进行开关控制，从而使电磁体的吸力和释放，从而使阀体运动，从而实现换向。因为活塞的横截面比活塞的横截面要大，所以增压泵的压力放大效果非常好。一种由美国哈斯克尔公司研制的气-液力升压泵，其汽缸两端设有左右两个主控阀泵，在泵运转时，由大活塞带动主阀的阀杆，带动气力换向阀进行活塞的往复运动。1.3.2国内研究现状我国在气液两相增压泵研发方面起步较晚，各方面技术还不完善，主要是从国外引进。目前，我国具有代表性的厂商为深圳思特克（见图1.10）、思明特（济南）、欧（见图1.11）等。图1.10思特克公司产品图 1.11台湾欧境公司产品台湾率先引进德国的气液两相增压技术，解决了无缝隙泄漏的问题，制造出了一种结构紧凑、操作简便、由非专业技术人员自己组装、成本低廉、应用广泛的特点。从2006年起，大陆陆续有大型厂家推出了气-液泵泵，其工作频率由30转提高至70转/分，并逐步取代了国外产品的主要用途。但是，在高产量、高产量、高产量的情况下，还不能取代国外的先进产品，因为它的工艺还不够成熟。目前国内的气液增压技术还没有国外成熟，国内的气液增压泵只是一个通用的产品，可靠性低，自主研发能力低，在高压方面的研究成果寥寥无几。通过建立增压回路的模拟模型，模拟分析了其在运行过程中的动力学行为，为泵站的研制与设计提供了有益的借鉴。1.4本课题主要研究内容本文对气液增压泵的性能进行了分析和优化，解决了流量不稳定和流量不足的问题，实现了泵的高流量、高质量空气质量和增压液质量。本文各章内容如下：第一章主要阐述了选题的背景和重要性，分析了国内外研究现状，描述了主要研究方向和研究内容。其次，通过对泵的理论分析，结合其输出特性，对其结构进行分析设计，确定其原始设计参数。第三章对泵的功率进行了理论分析和计算第四章利用Matlab-Simulink软件建立了气液增压泵机组参数的通用仿真模型，详细分析了气液压力、阀门、设计、结构和负载压力对其性能的影响。第五章总结了本文的主要研究方向和结论，并指出了进一步研究的方向。第2章气液增压泵工作原理及结构设计气液升压泵是利用低压压缩空气作为动力，使其能进行往复运动，从而达到较高的压力输出。该方法根据活塞面积比率原理，将低压气体进行转化，产生的高压液体是气压的几十倍，乃至几百倍。2.1气液增压泵的工作原理1.二位四通气控换向阀;2.先导阀;3.气缸;4.液压缸；5.活塞;6.柱塞;7.进液单向阀;8.出液单向阀图2.1气液增压泵工作原理图气-液升压泵的工作原理图见图2.1。该系统包括两个四通气控式换向阀1、一个先导阀2、一个气缸3、一个液压缸4、一个活塞5、一个柱塞6、一个液体进给止回阀7和一个排液止回阀8。气液升压泵是一种双向工作的泵，在汽缸3的左、右各设有一油缸4,油缸4中的活塞6是通过汽缸3中的活塞5来驱动的。二位四通气控换向阀1是用来对升压泵进行往复操作的控制。升压泵的工作程序是这样的：二位四通空气控制换向阀1（下文中，简称气控制换向阀）和活塞5的定位，通过气控换向阀1从A端口流入汽缸3的右腔，右室中的压力逐步增加，在压力达到某一数值后，活塞5在气压力的作用下向左侧移动，这时，低压液体通过进液止回阀7-2流到右边的油缸4中。在活塞5移动到左限制位置时，首先将气缸3左边的气缸上引导阀2-1推到气控换向阀1的较大端部，这样，气控换向阀1的大端部和小端部的气压相同，但气控换向阀1中的阀芯在空气压力的作用下改变位置，由此改变空气流动方向，这是因为气控换向阀1的大端部具有较大的压力接收区域。然后，通过气控换向阀1，通过B端口将驱动气体送到汽缸3的左边空腔中，该活塞5使柱塞6向右移动，一方面对右边的液压缸4中的液体进行压力，另一方面，低压液体通过进液止回阀7-1流入左边的液压缸，同时通过A端口通过气控换向阀1将气缸3的右室中的气体排放到空气中。同时,通过弹力使引导阀3-1返回，并且气控换向阀1的阀座位置不改变。在活塞5移动到右限制位置时，气控换向阀1的较大端经气路与空气连通，从而使气控换向阀1的较大端处的压力比较小端处的压力低，则阀芯在压力差的作用下转换位置，从而使空气流动方向发生变化，从而完成循环。当输出压力增加时，泵的运转速度会变得缓慢，并且当活塞6上的液压力和活塞5上的气压相等时，增压泵就会停止工作，这时，驱动气体的消耗就会消失，并且泵的输出压力也会保持不变。在输出压力降低或驱使气体压力升高时，增压泵会自动启动直到再一次达到压力均衡为止。2.2气液增压泵主要参数确定2.2.1增压比从式1-2中可以看出，增压泵的容积比可以从驱动压力和最大输出压力中得到。根据本课题的要求，在1-10巴的驱动压力范围内，最大的输出压力为80MPa，从驱动压力和最大输出压力计算出了汽-液泵泵的升压比1=80。结果表明，在给定的柱塞截面区域内，汽缸直径过大，不适合实际工作。因此，选择了一种单级、双动气液增压泵的增压方案。2.2.2工作频率气-液力加压泵的工作频率和活塞的工作时间。随着频率的增加，泵的出力也随之增大。但是，伴随着更大的震动，振动和噪音。按项目需求，设计流量Q=18升/分钟，工作频率n=10HZ2.2.3气缸、液压缸的直径与活塞行程油缸直径和活塞冲程的大小，主要是由油泵的流量和工作频率决定的。可以

用下面的公式来计算增压泵的出流速：€2-1Q=2—d2In(m3s)2-14式中n一增压泵的工作频率(Hz);d一柱塞的直径(m);1一活塞行程(m);4Q由式2-(1)4Q2-2如表格2.1中所示，根据表格中的数据和整个压力泵的大小，选择的活塞冲程是l=50mmo表2.1活塞行程标准表活塞行程(mm)| 50 | 80 | 100 | 125 | 160 | 200然后，从公式2-(2)中得到的活塞的直径d=18.1毫米。参考表2.2，液压缸柱塞的直径d=18毫米，而液压缸的直径d1=18毫米。表2.2液压缸活塞杆外径和缸筒内径尺寸标准表缸内径及活塞杆外缸内径(mm)活塞缸外径(mm)径162025324050101214161820(GB/T2348-1993)6380100125160200222528323640通过对压力比和柱塞直径的计算，得到了汽缸活塞直径D=161毫米，如表格2.2所示，活塞直径D=160毫米，汽缸直径d2-160mm，汽缸冲程等于液压缸冲程。2.3气液增压泵整体结构设计2.3.1气缸行程与液压缸行程相等在此基础上，对气液两相增压泵的主要参数进行了设计和计算，得出了其加压方式及主要结构尺寸。根据气液两相升压泵的工作原理，对其进行了合理的布置与设计，并对其进行了初步的组装。组装图可以比较清楚地显示出各个零件的具体位置、密封形式以及各个零件的组装关系。

2-11-二位四通气控换向阀;2-先导阀;3-低压缸筒;4-高压缸筒;5-活塞；6-柱塞;7-进液单向阀;8-出液单向阀;9-左端盖;10-右端盖图2.2气液增压泵总体结构气液增压泵的整体结构见图2.2,主要包括气体驱动模块、液体增压模块和调速控制器。该气缸主要由活塞、低压缸筒、左端盖、右端盖等构成，左端盖和右端盖由4根长螺栓联结，并与低压缸筒构成一汽缸，活塞把汽缸分成左、右两个工作腔，左、右端盖设有空气流通通道；液力加压组件由高压缸筒、柱塞、止回阀等构成，柱塞伸出缸筒内，与缸筒一起构成液压缸，缸体两侧装有液压缸，构成双作用气液升压泵。在油缸的末端设有入口和出口，在入口和出口的内侧设有止回阀。柱塞和活塞为一体式，活塞与活塞为固定连接，活塞驱动；该调速控制模块主要由两个四通换向阀和一个先导阀组成，该换向阀集成在气缸左端盖中，先导阀集成在左、右端盖中，便于空间分布。

2.3.2气缸各组件的结构及密封设计1.低压缸筒及左、右端盖采用无缝钢管作为低压气缸的材质；左、右端盖分别设置在低压汽缸的左右两侧，并与低压汽缸套一起构成汽缸。端盖材质为铝合金，表面经过硬阳极氧化。左端盖的内部构造比较复杂，其气路I集中于气控换向阀和气缸左室连通，而气控换向阀与左侧的气路连通。右端盖内部包含气路II,该气路II通过进气管道而与该气缸右室连通，该气路II通过前导管而使该气路II与该右引导阀连通。通过先导阀来控制控制气路I和控制气路II的开、关。要注意的是，在端帽内侧有密封圈通过时必须进行倒角，以避免密封环在安装过程中被锋利边缘和毛刺刮到。心1I图2.3左端盖结构图图图2.5右端盖结构图图2.4左端盖与气控换向阀关系示意图2.6右端盖与气控换向阀关系示意图

心1I图2.3左端盖结构图图图2.5右端盖结构图图2.4左端盖与气控换向阀关系示意图2.6右端盖与气控换向阀关系示意图图2.7控制气路示意图汽缸端盖的构造和内部的空气通路示意图见图2.3-2.7。在气控换向阀处于起始位置时，由气控换向阀由气路II进入气缸的右内腔，将活塞推向左侧；当活塞达到左侧极限时，先将左侧端盖中的引导阀推入，再通过控制气路I将驱动气体送入气控换向器的控制室，从而对阀芯进行换向。通过气控换向阀从气路I进入汽缸左室，将活塞向右推进,在活塞到达右侧限制位置时，将主阀推向右侧,从而通过气路II将换向阀控制室中的气体排放到大气中，使阀芯重新进行换向,从而使增压泵能够进行往复运动。汽缸和低压汽缸的密封采用静密封，不会产生太大的压力，因为0形密封具有良好的密封性、结构简单、静摩擦系数高等特点，因此在汽缸密封件中广泛采用0形密封。在左、右端盖上分别开一条密封条，然后在密封件上打一个圆角，使其与端盖的接合点呈1.5x20度，方便组装。选用丁晴橡胶，适用于-45〜200°C的0形圈2.活塞活塞的外形是圆形的，两边都有5.6*15度的斜面，活塞的中心有一个凹槽,用来装密封环。材质为铝合金，表面经过硬阳极氧化。活塞密封属往复式动密封件，因其工作压力低于1MPa，活塞行程短，所以使用丁晴橡胶制成的O形圈密封件，具有结构简单、密封性好、摩阻低等特点。

A割面A-AA割面A-A图2.8活塞结构图3.柱塞如图2.9中所示，柱塞和活塞是分开的，柱塞采用不锈钢材质，需要经过硬化和回火。柱塞杆一端有一通孔，与接头头两端的通孔相对应，组装时先把接头头套在活塞上，再把两个柱塞插进接头头的两端，用销钉固定，以防松动。1-活塞;2-连接头;3-柱塞图2.9柱塞与活塞装配图2.3.3液压缸各组件的结构及密封设计气液压力泵的密封性决定了其密封性。油缸的密封件由油缸和油缸端盖和油缸油缸的油封组成。该项目中，左、右两个油缸的构造是一样的。1.高压缸筒如图2.10中所示，高压缸采用不锈钢材质，油缸采用平滑的通孔，内部必须经过硬化和回火。为了减少活塞在气缸内作往复运动时与内壁的摩擦力，使通孔内壁具有较高的光洁度。高压缸套筒和端盖的一次攻具螺纹，高压缸套筒和端帽之间用螺帽固定。在高压缸的另一端，在其上、下端设有一个入口和一个出口，入口和出口都设有一个止回阀，在活塞的往复运动期间，可以使油缸中的液体进入和排放。剖面AA图2.10高压缸筒结构图如图2.11所示，将高压气缸的一面装入到端盖的内侧，用螺丝帽和卡紧头将其紧固，在密封槽内放有丁晴橡胶制成的O形圈。高压缸和活塞的动密封件通过与高压缸的内壁过盈配合，使其具有较低的重量和较低的摩擦系数，并将O形圈置于套管的两侧密封槽中。1-螺母;2-锁紧头;3-套筒

图2.11高压缸筒装配图2.进液、出液单向阀1-进液球阀外套;2-进液单向阀导套;3-进液钢球

图2.12进液单向阀结构图1-出液球阀外套;2-出液单向阀导套;3-出液钢球

图2.13出液单向阀结构图图2.12和2.13所示，单向进液和出液单向阀是由多个部件构成的，它们的单向密封作用是通过部件的不同组合次序来完成的。进、出液单向阀设置在高压气缸的上端和下端部，并在增压泵的两侧对称布置，见图2.14。左边的液压油缸，在吸液过程中，由外压的压力作用在进液钢球上，将进液止回阀打开，液体流入油缸，这时，压力从外部向下作用在出液钢球上的压力上升，从而使出液止回阀闭合；当液缸排出液体时，则是相反的，气缸中的液体被增压后排出，它对进液单向阀的力是向上的，从而使进液单向阀闭合，同时向下作用于出液单向阀的力，从而打开排液止回阀。进液、出液单向阀在弹簧的作用下处于正常关闭状^态。局部视图II局部视图II图2.14进液/出液单向阀与高压缸筒装配图2.3.4气控换向阀各组件的结构及密封设计在这一章前面的章节中，我们已经对空气控制换向阀的结构和工作原理进行了分析，并对其结构进行了详细的设计。气控式换向阀的换向采用差动回路，在设计时，阀芯左右端面的有效工作面积之比设定为1.5:1。1.二位四通气控换向阀

气控换向阀包括阀体、阀套、阀芯、阀芯端帽等部件，阀体通过4个螺孔与气缸的左端帽连接，阀体上设置有进气口ALA2、工作端口BLB2、控制端口CLC2、C3,阀体内装有阀芯、阀套，阀套由阀芯端盖和限制机构紧固于阀体。阀座结构为容易加工的圆柱形件，在其外周表面设有供空气流通的通风口，在阀体内部以O形圈分隔各个气道。阀芯可在阀套中自由运动，相应地有左右两个限制位置，其右边总是与驱动气体连通，而左控制室体积较小，结合在汽缸端罩中的引导阀通过控制阀芯控制室的膨胀和排气，从而使阀芯在压力差的作用下进行换向，改变空气流动的方向，使增压泵能够进行往复运动。阀芯在阀套内运动时，通过O形圈与阀套上孔的再结合，形成了进气气路与排气气路。阀体材质为不锈钢，阀座及阀芯均选用铝合金材质，阀芯选用青铜材质，阀芯为13.1毫米，阀芯与阀套之间为间隙匹配，0.15mm的阀芯与阀套之间有O形圈通过时，应将其倒角，除毛刺，以避免密封因活塞往复移动而刮花。为了使阀芯快速转换,阀芯的壁厚度应该尽可能地减少，从而使其品质下降.1一阀体;2-阀套;3-阀芯;4-阀芯端盖

图2.15二位四通气控换向阀装配图该先导阀的功能是对气控换向阀进行控制，以控制腔气路的开闭，进而控制阀体的移动，实现气流的换向。两个导流阀，一个是汽缸的左、右端盖。左端盖式导流阀用于将气控式换向阀的控制室与驱动气体相通，并将空气供给至控制室；右端盖内部导流阀的功能是将空气控换向阀与大气连通，将空气排出。导流阀采用O形密封，采用丁晴橡胶。导向阀在回位弹簧的作用下，处于正常关闭状态。在气缸活塞移动至冲程结束时，气路通过活塞端面的推进而实现气路的连通，实现了换向阀的换向；在活塞末端表面脱离导向阀后，弹簧的作用力会使前导阀门重新回到原位，打开气路，以便进行下一次换向。剖面A-A图2.16先导阀结构图2.4本章小结在此章中，本文从理论上分析了该泵的主要结构参数，并对其整体结构进行了整体结构设计，并对其各个部件进行了详细的结构设计和密封方式的选取。3-43-4第3章气液增压泵理论分析通过对气液增压泵理论分析与计算，确定影响增压泵性能的关键参数。3.1气液增压泵中气体流道有效流通面积分析气体进入换向阀的流通面积在换向阀的内部，外部阀体与活动阀芯的配合是一个间隙匹配，见图3.1。配合间隙是不允许的，在阀芯在冲程的中部时，阀体和阀芯的冲程是^y，因此可以这样计算出。3-23-33-23-3图3.1气体进入换向阀内部示意图考虑配合间隙时3-1A=兀DX0 1 0因为远远小于位移X,所以可近似为X=x-AxA=兀DX1 1气体流过换向阀阀芯的过流面积图3.2阀芯简图阀芯的简图见图3.2,换向阀阀芯与阀体之间的匹配直径是D2,而阀芯的最小流量直径是d2:€TOC\o"1-5"\h\zA=—(D2-d2) 3-5242 2从换向阀到气缸的流通面积从换向阀中排出的气体要经过一个截面为d3、长度为I3的流道：€A3=一d2 3-643气缸工作腔内气体的流通面积我们需要的有效流动区域是工作腔进气道的流动区域。如果通道的有效通路是de，那么相应的有效流通区域是3-7A=-d23-7T4e进而得到有效管长(i=2,3)3-8式中，iei一各流道的阻力系数，可以通过+值查表得出。ei At将计算出的有效管长求和得到IT，依据公式3-9A解出&值，查表可获取对应的公值为6,那么工作腔进气管道的有效流通面t积为:3-10其中，…值的取用范围在0.6〜0.8之间。3.2变容积充放气特性分析理想气体状态方程 气体在受到压力的作用下，会受到压缩，密度也会随之改变，而当考虑到热气体的温度也会随之改变。对于某一质量的理想气体，其压力、质量、温度与体积(或密度)的关系通常用状态方程表示pV=mRT 3-11p=pRT 3-12式中p一气体的绝对压力(CN/m2);V一气体的体积(m3);m—气体常数，干空气R=287.1N.m/kg.K)、水蒸气R=462.0SN.m/(kg.K)T一气体热力学温度(K);p一气体的密度(kg/m3)因为真实的气体是有粘性的，所以严格来说，它并不能完全遵循理想的气体状态方程。但在压力变化的范围内。从0-200°C的0-10MPa,pV/mRT^1,其实际误差在4%以内。该项目所设计的气液增压泵的气源，其驱动气压为1~10bar，可以认为是一种理想的气体。汽缸腔内气体的流动特征在进行理论分析之前，我们要做出如下的假定：气体是一种理想气体，也就是说，该气体的流动是一种不含粘性的恒定流,其状态参数不会随着时间的推移而改变；由于充、放气过程进行得非常迅速，因此，在容器中的气体没有时间与器壁进行能量交换，所以变容积充放气过程可以看作是一个绝热过程；在整个计算程序中，气体流速是以质量流速来表示的。以图3.3中所示的变容量充放电电路为例，其进气压力为ps，温度为Ts，通过具有Ain的进气阻滞将空气吹入汽缸腔。在该空腔中，气体通过的有效区域是Aout,出口的阻向压力是pa，温度是Ta。汽缸活塞受外力载荷和气体压力的影响，以“速度”移动。在这种情况下，汽缸腔可以看作是一个体积可变的容器。A女TA女T%&图3.3变容积充放气回路示意图我们知道，在气体流经空气阻力时，存在着奎塞流和非奎塞流两种情况，因此，质量流速与内流场的流态密切相关。在一般情况下，穿过空气阻力的气体质量流速是：3-13m=CACf(p/p)/p/：RT3-13qe1duu'n式中，Cq气体经过气阻的流量系数，C/0.6〜0.8q— qAe气阻的有效流通面积；Pu，Pd,Tu分别是上下游压力以及上游气体的温度。观察图3.3气缸活塞的运动，对于充气过程来说，式3-13中的参数Ae,Pu,Pd,Tu,分别可用AwPs，P，Ts替代;而对于排气过程，Ae,Pu,Pd,Tu分别可用Aout,p，pa,T替代，Ps，Ts，p,，T，Pa为气源的压力和温度，气缸内气体的压力和温度以及外界的大气压力。R—气体常数，对于空气，R=287J/(kg*k-1);C】一常数，可通过下面的式子来计算：3-14C1=、k【2/(k+1)]k+1)/[2(k一1)]3-14k是气体绝热指数，采用空气作为介质时，k=1.4；f(pd/pu)一流量系数，基于临界压力比b=0.5283，当0<pd/pu<b;,f((pd/pu)可用如下式子表示：3-153-16f(P/P)=京丄)1/k 1l-(匕)(k-1)/k3-153-16duCp\p1u' uC€[2k/(k-1)]i/22(3)单个容积的充排气特性方程

我们以图为例，以3.3表示的汽缸室为例，假定在任何时刻，汽室中的气体都是随时间变化的，而与空间位置无关。根据热力学的第一定律，在dt的时间间隔内，由外部传输到系统的热dQ和系统的净流量，应当等于。流入系统的能量dE。应等于流入系统的比焓h乘以在dt时间内流入系统111 si的质量dm1no若不考虑腔室中的气流，那么从系统中出来的能量dEout，应当与在dt时间内从系统中出来的气体质量dmout之积相等。在dt时间内，腔室内的内能变化dI=(u+du)(m+dm)一um=mdu+udm=d(mu) 3-17式中m一腔室中气体的质量;u一腔室中气体的比内能。在dt时间内，系统对外所作的功dW=pAdx=pdV 3-18式中A—活塞有效面积;V一腔室容积;x—活塞的位移。绝热条件下，dQ=0，根据质量守恒定律，dt时间内腔室中质量增量,根据质量守恒定律，化简得到变容积充放气过程中气缸腔室内压力及温度变化的微分方程：TOC\o"1-5"\h\zp^k[R(Tm-TM)—pV]/卩 3-19LSin out 」小时2T〃i、・](kT)TVT=--[(k牙-1)m-(k—1)m]-——-—— 3-20pVT 诅 out V3.3气液增压泵中气缸响应时间综合分析(1)换向阀对系统动作频率的影响气液升压泵的工作频率与阀芯结构、阀芯切换时间和流量有关。a.内因对换向时间有影响，因为阀芯和阀体的配合是有间隙的，因此在阀体内进行往复运动时，会产生摩擦；另外，由于阀体的左、右端面外因，控制阀门将换向信号的时间转换到换向阀。阀芯在阀座内的移动时间:d2xd2x 4 =pAdt2VVl-pAsvR3-21式中mv，—阀芯的质量(kg);pv一阀芯控制腔的压力(pa);ps—气源压力(pa); Avl一阀芯左端端面面积(m2);AVr一阀芯右端端面面积(m2);f一摩擦阻力(N);b.通流能力的影响通流性能对汽缸体积充放电时间的影响很大。换向阀的流量越大，汽缸的起动时间越短，系统的反应也就越好。(2)液力驱动泵气缸的响应时间分析在单动式双动式汽缸中，汽缸的反应时间包含了起动延迟和活塞的动作。在进入汽缸时，汽缸活塞不会立刻产生位移，而是在汽缸内的压力达到一定值后，活塞就会动起来。可见，活塞的起动延迟与气缸结构、驱动气体参数、负荷状况等因素密切相关。汽缸起动压强与气源压之比均低于临界压比，因此汽缸在起动前会一直处于超音速状态。利用运动微分方程，可以清楚地描述活塞的运动参数，例如加速度、速度、进气缸内的气体等。因为汽缸的起始压强与气源压之比小于临界压比，因此，汽缸的起动压与气源压的比值也低于临界压比，因此，自充气至活塞发生位移，空气始终以音速吸入。活塞起动压力与活塞背压、负载压力、摩擦等因素密切相关。由此可以看出，增加气源压力、增加进气道的流动区域、减小活塞与气缸的摩擦,可以降低发动机的起动延迟。利用MATLAB/Simulink模型，利用MATLAB/Simulink模型，通过计算活塞的瞬时位移曲线，计算出活塞的运动时间。3.4气液增压泵中气缸的特性分析(1)气缸的输出推力a'p2a'p2a2图3.4气缸推力计算汽缸是气液两相升压泵的传动部件，其输出压力的高低将影响到整个系统的工作状态。如在图3.4中所示，该双作用汽缸具有A1A2的有效区域；当工作腔和排气腔的压力为p1和p2时，活塞的理论推力为：F€pA-PA 3-221 11 22式中mp—活塞组件的质量(kg);Rf—活塞组件受到的摩擦合九包括运动部件及密封圈与缸体内壁接触面处的摩擦力(N);(2)耗气量的计算气液升压泵的汽缸耗气量与汽缸内径、行程、工作频率等因素密切相关。在双动式升压泵中，每小时的空气消耗量可以由以下公式来计算：3-23式中Q一每秒钟消耗的压缩空气量(kg);D—活塞直径(m);d一柱塞杆直径(m);t—活塞往复运动一次所用的时间(m);L一活塞行程(m);将式3-(33)换算为标准大气压下的耗气量：Q=Q(p+p)/p 3-??aa式中P一气缸工作腔的气体压力(pa);pa—标准大气压(pa);第4章气液增压泵的仿真分析4.1仿真软件介绍本论文利用MATLAB/Simulink对该系统进行了程序设计和模拟。Simulink是一款用于进行计算机模拟的可视化模拟软件.该软件是MATLAB软件中的一个插件，它为系统的动态建模、仿真和综合分析提供了一个完整的系统开发环境。首先，Simulink为用户创建动态系统的模拟模型提供了一个模块化的方法。其次，Simulink还为用户提供了一系列的图形动画展示风格，便于我们对模拟的运行进行直观的观察。Simulink没有自己的专门的高级编程语言，但是它提供了s函数的规则.实际上，S函数可以是C、C++、FORTRAN、M文件，只要使用一定的语法规则，Simulink模型就可以把它变成Simulink。因此，S函数使得Simulink的性能得到了极大的提升，可以进行更好的商业处理。当模型建立完毕后，使用者可以在MATLAB的命令窗口中输入指令，然后点击simulink模块来设定模拟参数。命令行方法很适合在需要大量修改模拟参数的情况下使用。在模拟过程中，利用Scope模块或者其他绘图模块，可以实现对模拟结果的实时观测。为了便于以后的分析和处理，在MATLAB的工作空间中存储模拟结果。在此基础上，利用MATLAB/Simulink软件对其进行了系统的编程和模拟。4.2系统仿真模块该模拟系统采用MATLAB/Simulink软件编制。图4.1给出了整个系统的模拟模型，所有的参数都可以作为输出量，可以用示波器Scope或其它图形显示模块来显示和记录数据。图4.1系统仿真模型该系统仿真模块主要包括4个小的模块：一个由左汽缸和右汽缸组成的汽缸模型块。图4.2FLAG1是一个控制信号，该控制信号通过换向阀阀座的位移反馈到汽缸活塞，从而对活塞的移动方向进行控制。在此模型块中，一个带蓝色标签的框图是一个包含一个子程序模块的框图，一个是一个气缸的右边的质量流方程，一个oriface2是一个左边的质量流量方程，一个Chamber］表示一个右边的压力和一个温度的微分方程，一个叫chamber］的表示，一个用MechanicalLoadl表示一个活塞的运动方程。图4.2气缸的模型块一种换向阀模型。图4.4中的FLAG2是一个控制信号，该控制信号是将汽缸活塞的位移反馈到换向阀，以控制换向阀的移动。这里还包括了多个具有子程序模块的方框，其中，Riface3是换向阀的质量流方程组件，chambers是换向阀控制室的压/温差方程式组件，而MechanicalLoad2是换向阀阀芯移动方程组件。图4.3换向阀的模型块柱塞位移回馈组件。通过改变阀体的位移和阀体的运动速率，确定左右腔的进气/排气条件，从而实现对活塞的运动控制。FLAGI-SLib&y&temlCDFILAG1功=*0bD151)■Is#、FLAGI-SLib&y&temlCDFILAG1功=*0bD151)■Is#、A,I減mIni Out1―►J*眼1b)扩展框图a)b)扩展框图图4.4阀芯位移反馈模块一种活塞位移回馈装置。活塞的位移反馈信号主要是根据汽缸活塞的位移和阀杆的延伸长度之间的关系，对换向阀控制室中的空气流动状况进行控制,由此对换向阀进行换向。a)子系统框图 b)扩展框图图4.5活塞位移反馈模块通过MATLAB的指令窗口，可以对各个模块进行局部化，为软件的调试、运行提供了便利。4.3仿真结果及分析气液增压泵在工作时，其内部的运动规律是非常复杂的，它与初始工况、换向阀结负载压力、活塞行程等因素有关。本文从结构、气缸结构、气源和负荷压力等方面对其工作性能进行了分析。首先，利用MATLAB指令窗，根据系统模拟模型，选取适当的模拟步骤和模拟算法，进行模拟，得出以下结论：1.5_-<医I.K1.61.21.5_-<医I.K1.61.2• 0.003 0.00b 0.009 0.012 0.015时间isj图4.6气缸工作腔压力变化曲线0.00150.0030.004?0.006 0.075 0.009时问（si图4.7气缸排气腔压力变化曲线在增压泵工作时，汽缸工作腔和排气腔内压力的变化情况见图4.6和4.7。由于活塞起动压强与气源压力之比低于临界压比，使驱动气以声速向气缸工作腔内流动，而工作腔体积相对较小，因此在工作时，工作腔内的压力迅速上升，从而达到了气源压。在工作腔内的压力到达起动压力后，活塞的移动使工作腔室体

积增加，体积增加，压力降低。工作腔内的压力随泵浦的运转而逐渐趋于平稳。类似地，因为排出室体积小，排出室下游的气压远小于室中的气压，因此排出室内部的压力急剧降低，逐渐变得平稳，最终达到与外部大气压相同的水平。图4.8气缸活塞运动速度曲线从图4.8可以看出，当气体进入汽缸工作室后，它的活塞没有立刻移动，只有当工作腔的压力达到某一数值时，它才会移动。研究结果表明：在活塞的初始运动过程中，其转速存在一定的起伏；本文在第3章中已经对汽缸的启动延迟和活塞的动作进行了论述，通过对汽缸的起动延迟进行了分析和计算，发现汽缸的起动延时为3.8x10-3秒，此后活塞在工作中直到达到最大位移才停止，在此期间，活塞的移动时间为3.6x10-2秒。图4.9气缸活塞位移曲线0.015由图4.9可知，汽缸活塞的运动循环为1.03X10-1秒，然后利用耗气量公式,可以得到汽缸在工作期间的单位时间消耗空气量为0.0183立方米/秒，换算成气体源压力时，汽缸的耗气量是0.0046立方米/秒。从图4.10中可以看到，换向阀阀芯的运动非常迅速，我们可以从放大阀芯的单冲程位移曲线中看到，在图4.11中，换向阀阀芯开关的时间是12.2x10-3秒。图4.11阀芯单行程的位移曲线然后，由图4.11的阀座位移曲线可知，阀体的运动循环为1.03x10-1秒，在增压泵的工作中，其二位四通气控阀的耗气量为1.75x10〜4m3/s。在气体源压下,其容积为4.43X10〜5立方米/秒。该装置的总耗气是由汽缸耗气量和换向阀的耗气量相加而得出的，从这两个耗气量的计算结果可以看出，在气液泵工作时，系统消耗的气体是4.64x10-3m3/s，总体耗气量不大。由于气控换向阀的控制室体积较小，所以其消

耗的空气量远大于换向阀。2515010音J2515010音J壑®°%0.003 0.006 0.009 0.012时间(s)图4.12阀芯速度曲线0.015图4.12显示了阀体的转速，从图中可以看出，阀体在启动时的流速是逐步增大的，随后又逐渐变得平稳。本文主要从气源压力、量的计算结果可以看出，在气液泵工作时换向阀结构、气缸结构和负荷压力等几个方面进行了分析。4.3.1气源压力对增压泵性能的影响在保证其它因素不变的前提下，通过调整气体源压，对增压泵的性能进行了研究。由3巴到4巴，活塞工作频率明显增大，可有效地提高泵出量。当气源压力由Sbar上升至6bar时，活塞的工显升高，这表明在气源压力比起动压力大得多的情况下，持续升高对提高泵出流速度没有明显的作用。0 Oos 口期舌 ci.ng ci.ia a.isHi0 Oos 口期舌 ci.ng ci.ia a.isHi问®0D40D2图4.13不同气源压力下活塞的位移曲线由表4.1可知，在低气压条件下，增加气源压力能有效地缩短泵动期，增加泵出量；当压力升高时，活塞的运动周期变化率减小，而气体源压的作用则会减弱。表4.1不同气源压力下活塞运动周期

气源压力((bar)活塞运动周期(S)变化率(％)322.26X10-2—421.33X10-24.18520.88X10-22.11620.59X10-21.39从图4.14可以看出，换向阀的开关时间随源压的增加而缩短，而换向阀的动作时间则在减少，而在换向阀的起动延迟时间则在增加。这是由于气体源压增加，导致阀体承受更大的推动力，导致阀体移动速度增加，因而减少了阀体的移动时间；但是，随着气体源压的增加，换向阀阀芯所承受的反压增加，启动压力必须提高。图4.14不同气源压力下阀芯的位移曲线从表4.2可以看出，在增加气体源压力的情况下，增加气体源压可以显著减少换向阀的开关时间，减少汽缸活塞的停机等待，减少流量脉冲。而如果气源压力比阀体移动所需要的压力大得多，则换向阀的控制室体积较小，阀芯行程也较小，持续增加源压对减少开关时间的作用就会减弱。表4.2不同气源压力下换向阀切换时间气源压力((bar)切换时间(s)变化率(％)312.2X10-2—410.9X10-210.66510.2X10-26.4269.6X10-25.88

在图4.15中，增加了气体源压，增加了活塞在初期的转速波动，导致了增压泵的输出流量脉动。图4.15不同气源压力下活塞运动速度曲线利用此升压泵对固定体积的容器进行加压，并对其在各种气体源压下的出流和压力进行了分析。为了简化计算，假定在图4.16和4.17中，输入液体的容积与流体压力的变化成比例关系，即4V/4P2kO表示，随着气体源压的增加，增压泵的输出压力也随之增大；随着时间的流逝，输出压的上升趋势逐渐减弱，在最大压强后停止工作。7X1。图4.16不同气源压力下增压泵输出压力曲线

0.0140,0120J015.dem0.004QXO240 50时间W0.0140,0120J015.dem0.004QXO240 50时间W一注王图4.17不同气源压力下增压泵输出流量曲线根据表4.3的资料，在不同的气体源压情况下，增压泵的加压倍率约为75左右，基本达到设计所要求的增压比。表4.3不同气源压力下增压泵最大输出压力气源压力（bar）切换时间（s）压力放大倍数绝压表压321.5x10775432.25X10775543.04X10776653.81x107764.3.2不同结构参数对增压泵性能的影响1.气缸行程不同对增压泵性能的影响在不改变其它结构参数的前提下，模拟对比了气缸冲程为SOmm、80mm、100mm、12Smm、160的工况。OJ.时间(S)OOJ.时间(S)O图4.18行程不同时活塞的速度曲线从图4.18可以看出，增加了汽缸的冲程，增加了活塞的工作时间，增加了活塞的往复运动。这是由于活塞的冲程增大，在同一气体源压的作用下，活塞的移动距离会增加。在50mm的冲程下，活塞未发生平滑的运动，已经达到了最大冲程，这会对系统的运动性能产生一定的影响。根据表4.4的数据，增加了汽缸的冲程，从而提高了系统的输出流量。但如果冲程太大，则不会使系统的输出流量增大，而是减小。在此，我们选择了125毫米的最大输出流量，作为最大汽缸冲程。 表4.4行程不同时增压泵最大输出流量行程(mm)活塞运动周期(S} 输出流量(L/min)508010012516022.26X10-2 6.8734.25X10-2 7.1342.46X10-2 7.1950.62X10-2 7.5467.13X10-2 7.272.气缸直径不同对增压泵性能的影响在测量气缸直径140毫米、160毫米、180毫米时，对气源压力为0.3MPa的常数进行了计算。从图4.19可以看出，在圆筒直径140mm时，活塞的最大转速和最快速的往复运动，当圆筒直径增加时，活塞的转速下降，使其运转周期延长。结果表明，随着缸径的增大，汽缸腔的容积也随之增大，在较低的汽缸中，汽缸内的压力升高速度要大于汽缸内的压力升高。由于汽缸直径较小，汽缸内的压力升高较快，增压泵的工作频率较高，系统的输出流量较大。而随着汽缸直径的减少，泵的升压比也随之降低，所以在保证泵压强的前提下，可以对其他参数进行优化，使之达到大流量、高增压比。图4.19气缸直径不同时活塞的速度曲线

-mmimnLinn■1屮J 18(.'IIK100.016D.004or12O.OOS时冋冋图4.20气缸直径不同时气缸腔室压力变化曲线3.换向阀流通能力对增压泵性能的影响从图4.21和4.22可以看出，气控换向阀的流道直径增加，每小时进入汽缸的气流量增加，汽缸内的压力升高速率加快；驱动功率大，汽缸活塞运转速度高,可在单位时间内产生的液流也随之增大。可在单位时间内产生的液流也随之增大。图4.21流路直径为10毫米时的流速分布，在图4.23中示出了流路直径为14毫米时的流速分布，并且增加了增压泵的流速。然而，由于气液两相增压泵的结构所限，其流量不能任意增加，因此，气控换向阀流道的径径应以14mm为宜。图图4.24不同负载下气缸活塞速度变化曲线图图4.26先导阀长度不同时活塞位移曲线X1()■：J.51.4X1()■：J.51.4图4.23不同流道直径下增压泵输出流量曲线4.先导阀长度对增压泵性能的影响导流阀的长度为汽缸的冲程。如图4.24和4.25所示，随着主控阀长度的增加，柱塞在单位时间内的往复移动次数也会增加。这是由于导流阀的长度越长,活塞就会提前发出换向信号，从而使整个系统的工作频率得到提升。同时，如图4.26所示，在某一范围内，随着主控阀长度的增加，汽缸活塞的停滞期缩短，有利于减小流量波动。图4.24长度为15mm时的速度曲线4.25长度为图4.24长度为15mm时的速度曲线4.25长度为20mm时的速度曲线时间(S)但由于先导阀的长度太长，活塞在没有完成行程之前更换气路，导致活塞倒转，从而降低了输出流量。如图4.27所示，在导流阀长度为25mm时的位移量,由该表可见，在位移未达最大之前，已开始降低。因此，当汽缸结构允许时，导流阀的长度约为20毫米。图4.27活塞位移曲线图4.27活塞位移曲线4.3.3负载压力对增压泵性能的影响在