雙活塞缸式氣動真空發生器相對于目前廣泛使用的射流式真空發生器，它具有供給壓力低、耗氣量少的優點，在氣動真空系統中具有很大的應用前景。文中針對原系統中設計的不足，提出了以一個抽氣換向閥替代原有兩個抽氣單向閥的改進設計。試驗研究結果表明，改進后系統的主要性能在原有基礎上均有一定程度的提高，極限真空度可達93kPa，超過同級別的射流式真空發生器，在同樣供給流量下，抽取1L容器真空度達80kPa時的響應時間減少了12.5%。

　　在工業自動化發展過程中，氣動真空吸取技術已越來越廣泛地應用于各種生產線上，主要用于吸取易碎、柔軟、薄的非鐵、非金屬材料，以完成搬運、夾緊或包裝等作業。目前，在生產線上廣泛應用的真空發生裝置主要為射流式真空發生器，壓縮氣體通過噴嘴的高速流動從而產生一定的真空度。根據其工作原理決定了它只能在較高的供給壓力下才能達到極限真空度，并且耗氣量大，不利于氣動系統節能。真空技術網(http://203scouts.com/)前文中提出了一種新型的真空發生器PVSCTC-1(Pneumatic Vacuum System Consisting of Two Cylinders-1)，工作原理如圖1所示，它可在相對較低的供給壓力下達到較高的極限真空度，這就有可能直接或接利用氣缸排氣的能量進行工作，產生真空，達到氣動系統節能的目的，在工程應用中具有較高的應用價值。

1.動力腔Ⅰ 2.動力腔Ⅱ 3.真空腔Ⅰ 4.真空腔Ⅱ 5.連接管道等效容器 6.真空吸盤 7.換向閥

圖1 雙活塞缸式氣動真空發生器工作原理

　　這種新型的真空發生器作為一種節能的氣動真空發生裝置，在滿足基本性能要求的基礎上，本身應具有較高的能量使用效率，否則研究意義不大。通過前期的研究發現，其響應時間和耗氣量這兩個性能指標上較同級別的射流式真空發生器都還存在一定的差距。本文研究的目的正是通過相關的理論分析，對其不足之處進行改進，提高整體能力水平。

1、改進設計的理論依據

　　1.1、極限真空度分析

　　系統的工作原理在真空技術網另文中已敘述，當真空腔室無法繼續抽取等效真空容器中的氣體時，即真空腔室余隙容積中的氣體完全膨脹后的壓力恰等于真空容器中的氣體壓力與抽氣單向閥開啟壓力之和時，達到了系統的極限狀態，真空容器達到極限真空度。根據絕熱過程的氣體狀態方程可得，系統達到極限狀態時真空腔室內與真空容器(真空吸盤)所能達到的極限真空度p'vmax、pvmax分別為：

　　式中p0———大氣壓力，Pa

　　Δp1———排氣單向閥開啟壓力，Pa

　　Δp2———抽氣單向閥開啟壓力，Pa

　　s———活塞運動行程，m

　　x0———真空腔室余隙容積等效行程，m

　　由式(1)和式(2)可知，真空容器內的極限真空度與抽、排氣單向閥的開啟壓力、腔體余隙容積和行程大小都相關，并且低于真空腔室內的極限真空度，差值為抽氣單向閥開啟壓力大小，并且抽氣單項閥的開啟壓力對吸盤處所能達到的真空度影響最為直接。例如，單向排氣閥、吸氣閥開啟壓力為12kPa時，若真空腔室內能夠達到的最高真空度為95kPa，則真空吸盤處能達到的最大真空度約為83kPa。由此說明，在抽氣過程中，其中有很大一部分的壓力損失在抽氣單向閥處。

　　1.2、響應時間分析

　　系統響應時間是與系統的有效抽速和被抽取容器容積大小相關的，關系如下：

　　式中pc———等效真空容器內氣體絕對壓力，Pa

　　V———等效真空容器容積，L

　　Se———系統有效抽速，L/min

　　在特定的工作場合下，被抽取的容器大小或連接的管道長度一般都是固定的。因而，系統的有效抽速得到了提高，系統響應時間也就響應減少了。而系統的有效抽速是由真空發生裝置的自身抽速和抽氣流道的流通性能共同決定的，在一定的供給流量下，其自身的抽速是確定的。只能通過提高抽氣流道的流通性能來減少系統響應時間。

　　隨著真空容器內的真空度逐漸升高，真空腔室與真空容器間的壓差逐漸減小，每個抽氣過程抽氣單向閥的開啟程度也相應減小，使得真空腔室更加難以從真空容器內抽出氣體，最終導致系統響應時間增加。所以，抽氣單向閥對抽氣流道的流通性能以及系統有效抽速都有較大的影響，不利于減少系統響應時間。

　　綜上所述，圖1中的兩個抽氣單向閥不僅影響了系統極限真空度，而且在抽氣過程中，尤是當入口真空度較高時，其開啟程度的減小也限制了系統響應時間的減少，需要對系統結構進行相應改進，提高雙活塞缸式氣動真空發生器的性能水平。

2、系統結構改進設計

　　上節中通過對系統極限真空度和響應時間的分析，發現了現階段限制系統主要性能提高的主要原因。因此，本文提出了采用一個抽氣換向閥來替代原有兩個抽氣單向閥的改進設計，改進后的系統工作原理如圖2所示，命名為PVSCTC-2。

1.動力腔Ⅰ 2.動力腔Ⅱ 3.真空腔Ⅰ 4.真空腔Ⅱ 5.真空容器 6.真空吸盤 7.抽氣換向閥 8.驅動換向閥

圖2改進后的真空發生器系統工作原理

　　活塞式真空發生器的抽氣過程采用抽氣換向閥控制時，不僅消除了抽氣流道中原抽氣單向閥開啟壓力的損失，也克服了抽氣過程抽氣有效面積逐漸減小的不利影響，有利于提高系統極限真空度、減少響應時間。但在PVSCTC-2型中依然保留了原兩個排氣單向閥，這是因為若同樣以換向閥取代兩排氣單向閥，雖然可使真空腔排氣時余隙容積氣體壓力有所降低，也減少了回流氣體產生的真空壓力波動，但當活塞反向運動時，大氣氣體也將流入上一次行程中的抽氣腔內，反而增加了活塞運動時的阻力，不利于往復運動速度的提高，從而也影響系統的有效抽速;另外，若突然停止氣源供氣，活塞很可能最終停留在行程的一側，使抽氣換向閥處在換向過程中，這樣就不能保證真空腔室與真空容器連接的密閉性，不能維持住真空吸盤處原有的真空度，導致吸取的工件脫落。所以，為了避免上述兩點不利影響，保留了原有兩個排氣單向閥。

　　但是，在此改進的同時，也隨之帶來了不利的影響。由于在具體結構設計時，抽氣換向閥是位于動力腔室和真空腔室之間，靠外側的真空腔室Ⅱ在抽氣時需繞過整個真空腔體，不可避免使得余隙容積增大，這對系統極限真空度有不利影響，也增大了真空容器中壓力波動。

　　在具體零部件結構設計前，先對系統進行了仿真研究，主要參數如下：動力腔直徑40mm，真空腔直徑40mm，活塞桿直徑8mm，行程40mm，供給壓力0.15MPa。圖3為系統結構改進前后的真空響應過程對比。仿真結果表明，PVSCTC-2在系統極限真空度和響應時間這兩項主要性能標上都有一定程度提高。同時，圖3中PVSCTC-2的真空響應過程也的確出現之前分析的氣體回流產生的真空度波動現象，這是由結構設計所造成的，無法避免，只能通過盡可能減小真空腔室的余隙容積來減小波動。

圖3 系統改進前后真空響應過程仿真結果對比　　圖4 在相同結構參數下真空響應過程實驗對比

3、試驗研究

　　3.1、試驗驗證

　　通過系統的仿真研究，表明采用一抽氣換向閥替代原有的兩個抽氣單向閥能夠使系統性能得到一定程度的提高，改進是可行的，但還需通過試驗研究的方法來進行驗證。本文根據圖2所示的系統工作原理設計了改進后樣機模型的各具體零部件結構，并進行了相關的試驗研究。圖4為PVSCTC-1、PVSCTC-2樣機模型在相同結構參數下，供給壓力為0.15MPa時實驗測得的真空響應過程對比，模型結構參數見上節。從圖中可看出，改進后的PVSCTC-2樣機模型較PVSCTC-1在極限真空度和響應速度上都有較大幅度的提高，尤其是達到較高真空度時的響應時間大大減少了。而在相同的供給壓力下，兩者的供給流量幾乎相同，這說明了在相同供給耗氣量的情況下，改進后模型的實際有效抽氣流量比原模型的大，抽氣效率更高，與之前的理論分析和仿真結果是一致的。圖4在相同結構參數下真空響應過程實驗對比

　　3.2、主要影響因素試驗研究

　　(1)動力腔直徑的影響

　　通過對多組不同動力腔直徑下的樣機模型進行試驗，結果表明，動力腔直徑與系統的極限真空度基本無關，主要是對活塞的往復運動速度有較大的影響，從而影響系統在不同入口真空度下的實際抽速，即流量特性。圖5為不同動力腔直徑下，PVSCTC-2樣機模型在相同供給壓力下試驗測得的系統流量特性。在一定范圍內動力腔直徑越小，活塞往復運動速度也越快，實際有效抽速越高。這是因為，越大的驅動直徑進、排氣體的質量也越多，在相同進、排氣流道有效面積下，需要的時間也越長，使得活塞的運動速度降低，最終導致有效抽速的下降。

圖5 不同驅動腔直徑下的流量特性　　圖6 不同行程下的真空響應過程對比

　　(2)行程的影響

　　由式(1)可知，行程是影響其極限真空度的主要因素之一，行程越大，系統所能獲得的極限真空度也越高。但是，行程大小同時也決定總體結構軸向尺寸的大小，外形尺寸與性能是相矛盾的。通過實驗，測得了不同行程下真空響應過程，如圖6所示。活塞運動行程分別為40mm、50mm、60mm時，系統所能達到的極限真空度分別約為93kPa、92kPa、89kPa。

　　從圖6中還可看出，增加行程大小對系統響應時間的減少也是有利的，行程為60mm時的系統響應時間較行程為40mm時減少了16%。從實驗測得的供給流量上看，不同行程下的供給流量基本是相同的，這就說明了行程為60mm時系統真空度達80kPa的總耗氣量較行程40mm時也減少16%。所以，在外形尺寸限定范圍內增大行程對提高系統極限真空度、減少系統響應時間和空氣消耗量都是有利的。

　　(3)供給壓力的影響

　　根據系統的工作原理，最低供給壓力可由作用在活塞上的力平衡關系求得，在不同驅動腔與真空腔工作面積比下，最低供給壓力大小也隨之改變。以驅動腔直徑30mm，真空腔直徑40mm，極限真空度90kPa為例，計算得到最低供給壓力約為0.21MPa，當供給壓力高于最低值時都可進行抽取真空。所以，活塞式真空發生器可以在一個很寬的供給壓力范圍內達到極限真空度，而并非像射流式真空發生器只能在0.45MPa左右時才能達到極限真空度。

　　隨著供給壓力的提高，活塞式真空發生器的供給流量也隨之增加，活塞往復運動速度加快，真空響應速度也有一定程度的提高，但是并不明顯，如圖7所示，而供給流量卻大大增加了。所以，通過提高供給壓力來減少系統響應時間是不合適的，應在滿足響應時間要求的基礎上盡可能降低供給壓力，這樣才符合氣動系統節能的思想。

圖7 不同供給壓力下的真空響應過程對比　　圖8 在相同供給流量下(50L/min)，各真空發生真空響應過程對比

　　3.3、與同級別射流式真空發生器對比

　　目前，本文研究活塞式真空發生器最大抽速在30L/min附近，以下將它與同級別射流式真空發生器的主要性能進行比較。圖8為各真空發生器在相同供給流量下(50L/min)，抽取1L真空容器的真空響應過程對比，主要數據見表1。其中PVSCTC-2樣機模型的主要結構參數為：動力腔直徑30mm，真空腔直徑40mm，行程60mm。

表1 各真空發生器的主要性對比

　　由上述各項性能對比可得，通過本文的研究，對PVSCTC-1進行改進后得到的PVSCTC-2樣機模型的極限真空度和響應時間這兩個主要性能指標在原有基礎上都有不同程度地提高，甚至超過了同級別的射流式真空發生器。在相同使用的情況下，改進后的樣機模型更加節省耗氣量，真空度達80kPa時的耗氣量減少了約12.5%，同時供給壓力更低，達到了本文的研究目的。

4、結論

　　針對前文中設計的雙活塞缸式氣動真空發生器的性能不足，本文從理論上對系統極限真空度和響應時間的主要影響因素進行了分析，發現PVSCTC-1系統中的兩個抽氣單向閥是現階段限制其系統性能提高的主要因素，為此提出了以一個抽氣換向閥替代原兩個抽氣單向閥的改進設計，并通過試驗研究對系統改進進行了驗證。文中還分析了系統主要結構參數和工作參數對其主要性能的影響。通過與同級別的射流式真空發生器的主要性能對比，結果表明，在相同供給流量下，本文研究的PVSCTC-2原型樣機模型較同級別的射流式真空發生器達相同真空度時的耗氣量減少了約12.5%，供給壓力更低，有利于氣動系統節能。