气动增压系统的设计与仿真

从 1880年德国人开始研究增压技术至今，增压技术和增压器已经有了-百多年的发展历史，在汽车、船舶、航空、电站、军事动力等领域都已经普遍应用。随着工业技术的发展，气动系统凭借自身低成本、无污染、安全性高、结构相对简单的优点，已经广泛应用于各个领域，在国民经济建设中起着越来越重要的作用。

然而，在某些低压诚，需要用到超高压气体 J，由于空间的限制，不能配置大直径气缸来产生较大输出力，为了解决此类问题，目前采用最多的是通过气动增压器对小压力气体进行增压，来达到产生较大输出压力的目的。但受目前气动增压器发展的限制，能够满足收稿 日期：2012-08-28作者简介：崔俊霞(1986-)，女，河南项城人，学生，硕士，主要从事气动及检测技术方面的研究工作。

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14 液压与气动 2013年第2期在小压力环境下输出超高压力的设备并不存在，针对这-现象，设计了-种高增压比气动自增压系统，使得增压比能够达到上百倍。

本文主要介绍了-种两级增压系统的设计和仿真，首先对增压系统的结构及工作原理进行可行性分析，其次对增压系统建立数学模型，最后运用MATLAB/Simulink对系统运行过程进行仿真，为增压系统结构设计、尺寸选择提供了重要的理论依据，并且验证了所设计结构在实现高增压比和节约能源方面的优越性。

1 增压系统结构及工作原理在整个增压系统的结构设计中，以能够实现自增压和高增压比为目标，并且要能够最大程度地减小能源的浪费，提高能源的有效利用率。

1.1 增压 系统结构设计整个增压系统采用两级增压阀级联的方式，这种方式能使得增压比与单级增压阀相比增加到平方倍。

其次，为了实现节约能源，十字活塞结构使增压阀阀芯在往返运动中均能够实现增压作用，极大提高了增压效率。根据以上思路所设计的增压系统的结构如图 1所示。

关阀气体入 13图1 增压系统结构图1.2 单级增压阀工作原理单级增压阀是整个增压系统的关键组件，其工作原理示意图如图 1中的-级增压部分所示。

增压阀工作原理：(1)气动换向阀处于左位，气体经换向阀和单向阀进入 B和 D腔，推动增压阀阀芯向左运动，A腔气体经单向阀到增压阀出口，C腔气体直接经换向阀排回大气。

(2)当增压阀运动到左顶端时，撞击左针式开关阀使之开启，经开关阀封闭的高压气体进入气动换向阀左控制室，气动换向阀换向至右位。

(3)气体经换向阀和单向阀进入 A和 C腔，推动增压阀阀芯向右运动，B腔气体经单向阀到增压阀出口，D腔气体直接经换向阀排回大气。

(4)当增压阀运动到右顶端时，撞击右针式开关阀使之开启，经开关阀封闭的高压气体进入气动换向阀右控制室，气动换向阀换向至左位。

如此往复运行，就可以使得从 A(B)腔排出的气压压力逐渐增加，达到增压的目的。

2 自增压系统增压过程的仿真2.1 增压系统的数学模型1)运动方程对增压阀阀芯进行受力分析，如图2所示，图中摩擦力方向是以阀芯向右移动为例，假设阀芯所受合力为 F。

图2 增压阀阀芯受力图F(PlA2P4(A1-A2)-P2A2-P5(A1- 2)-(1)由牛顿第二定律可知： (plA p4( Az).p2A -P (A -A )-厂 (2) (Pl'A：p4 -A2)p2 A -p5 (A -A2)-厂) (3)其中： 、 分别为-级增压阀和二级增压阀阀芯运动位移；p 、p2、P 、P5分别为 A、B、C、D腔内压力；p 、P2 、p4 、p 分别为A 、B 、c 、D 腔内压力；Al、A2分别为阀芯两个半径的面积；对应半径为 d 、d：；f为阀芯所受摩擦力；m为阀芯质量。

由于在增压阀阀芯运动过程中，摩擦力大小并非定值，所以需要建立模型 ]，所建立的模型为：fkl。 k2 (4)其中，k 和 k 为拟合系数。

2)状态方程增压阀各腔室状态方程 ]：2013年第2期 液压与气动 15警古 警警警 c5其中：Pi为各增压阀各腔室内的压力；vi为-级增压阀各腔室体积；R为气体常数；Ti为各腔室内温度；qi为流人各腔室内气体流量。

其中，q 与q 分别为流入二级增压阀A 和B 腔内的气体流量；P 为增压系统所连接储气罐内压力； 为储气罐容积；当二级增压阀阀芯向右运行时，A 腔作为驱动腔，B 腔作为增压腔，此时 B 腔气体流人储气罐；当阀芯向左运行时，B 腔作为驱动腔，A 腔作为增压腔，A 腔内气体流人储气罐， ≥0表示二级增压阀阀芯向右移动， <0表示二级增压阀阀芯向左运动。

3)流量方程由于增压系统在运行过程中，气控换向阀阀位的切换和二级泄压口气体流量的返回，使得每个腔室内的流量方程会有所不同。

gi(p ，Pd)O-.-04 apu，P- u≤ 6√ p (7)alpu ，， b≤ ≤ 1T Pd其中，k为等熵指数，b为临界压力比，对空气，k1.4，b0.528 为上游气体压力；pd为下游气体压力。

4)能量方程增压系统在运行过程中，增压阀每个腔室内的能量-直处于变化状态，并且每个腔室在充气和放气情况下交替进行，对于每个腔室建立能量方程如下。

充气情况下的能量方程为：dTi ic RqiTa 警](8)放气情况下的能量方程为：dTi sihi( RqiTa d vi](9)其中，si为各腔室内表面积； 为标准大气温度；c 为质量定容热容； i为传热系数。

2.2 增压系统的仿真根据上述的数学模型，利用 MATLAB/Simulink建立模型并进行仿真4]，进而得出该结构的理论增压比，所建立的仿真模型如图3所示。

图3中，P 为气源压力；pD为标准大气压力；p， 为- 级增压阀排气口所连接气罐内压力； 和 为-级和二级增压阀阀芯位移；p 为二级增压阀进气口压力；p0 为二级增压阀泄气 口压力；p，为二级增压阀排气 口所连接气罐内压力。

二级增压图3 增压系统仿真回路图搭建仿真回路时，需要与实际相符，由于该增压系统比较复杂，流量方程在每个阀芯运动方向不同时都有所不同，因此如何使仿真回路能按照所设计的增压系统运行和循环方式进行运算是本仿真的关键和难点。在回路的循环条件设计上，需要以阀芯运行到两端点作为判断条件来控制增压系统中气动换向阀的换向，也即是增压阀进排气口的换向，如果利用 M文件中While循环和设置Flag能够很好地完成-级增压阀循环，但这种方法对于整个增压系统循环较难实现，这是由于两个 While循环无法同步运行。当直接用 Sim-ulink搭建回路时只能用 Switch控制气动换向阀的换向，在此提出了通过计数和求余拈来判断阀芯运行次数的奇偶性，进而作为 Switch的判断条件，例如当增压阀阀芯运行到左端时，计数器结果为偶数，对2求余为0，换向阀换向至左位，阀芯开始向右运行，运行到右位时，求余为 1，换向阀再次换向至右位，阀芯开始向左运动，避免了以速度方向作为判断条件带来的错误，很好地控制了整个增压系统的循环。

在仿真过程中，要对增压阀进排气口径 (口 、 )、摩擦力( 、增压阀缸径(d 、d )以及增压阀阀芯行程进行设定，并且这些值的不同会对仿真结果产生影响，进而可以得出每个变量对增压阀增压过程的影响作用。在以下几种情况下进行了仿真，仿真情况汇总表如表 1所示。以下各种情况的仿真条件：摩擦力.厂选16 液压与气动 2013年第2期取 k 8、k 20、d50 mm，增压阀阀芯行程 160 mm。

表 1 仿真情况汇总表dl12 d.14 d 16 dl18f8v20 厂8 8 lOv20P 0.2 、/P O.3 、/ 、/ 、/ 、/ 、/ 、/P。O.4 、/P 0.5 、/P O.6 、/注：表中、/表示在该情况下进行了仿真。

对以上各种情况进行仿真，可以得到增压系统不同条件下的增压系统能达到的增压比。对这些情况下的增压比进行汇总，得到表 2。

表 2 不同条件下的增压系统仿真结果表(增压比)dI12 d 14 d116 d.18f8v20 f8v8 llOv20P 0.2 15P O.3 19.7 36.7 64 107 108 107P 0.4 22.5P 0.5 23.6P 0.6 24注 ：表中各变量单位P。为 MPa；d。为 cm；厂为 N。

为了更直观地观察增压系统的运行中的压力和阀芯速度变化，给出了d 12、P 0.4、f8v20的仿真曲线(图4-图5)。

2.3 仿真结果分析对表 2和图 4～图 5进行对 比分析，得出如下结论：(1)分析表 2中第-列，可以看出，在同缸径比(d /d )和摩擦力相同的情况下，增压系统的增压比与气源压力大小成正相关，这是由于在增压系统运行过程中，随着气源压力的增加，摩擦力、增压阀泄气 口所排出气体损耗所占有的比例减小，使得增压比越接近理想状态值。

(2)分析表2中第二行的前四列，在气源压力和摩擦力相同的情况下，增压系统的增压 比与缸径比(d。/d )成正相关，并且变化较快，d 从 12 cm到 16cm只增加了不到1倍，而增压比增加了5倍以上，因此可以通过改变缸径比有效地改变增压系统的增压比。

(3)分析表2中第二行的后三列，在气源压力和缸径比相同的情况下，摩擦力对增压系统的增压比有所影响但影响较小，这是由于摩擦力大小与气源压力相比所占比例比较校(4)由图4和图 5可以看出，两级增压阀的增压比近似相同，但运行到稳定状态所需要的时间有所不同，并且两级增压阀阀芯运动速度越来越慢，直到停 l匕蠡垂1出暴重-R00.2