離子液體氫氣壓縮機整機系統(tǒng)動力學特性仿真分析

摘要：針對離子液體氫氣壓縮機中，液壓驅(qū)動和氫氣增壓復雜耦合引起的整機系統(tǒng)動力平衡困難以及振動噪聲問題，基于SimulationX設(shè)計構(gòu)建了三級離子液體氫氣壓縮機的多系統(tǒng)耦合動力學分析模型，對氫氣增壓系統(tǒng)和液壓驅(qū)動系統(tǒng)的瞬態(tài)動力學特性開展研究。通過多周期仿真，得到液壓油和氫氣作用下活塞啟動階段和穩(wěn)定運行階段的動力學特性；計算曲軸切向和法向合力，分析各級活塞力對曲軸不平衡性的影響；在變工況條件下運行系統(tǒng)，研究不同進氣壓力下電機的轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)。計算結(jié)果表明：氣閥開度的頻繁變化和液壓油的可壓縮性會引起壓縮活塞速度波動，活塞在上、下止點處會發(fā)生合外力突變，減小二級活塞力可有效提高曲軸平衡性；在進氣壓力由30bar下降到15bar過程中，各工況下電機轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)均小于1%，且壓力變化會導致系統(tǒng)運行不穩(wěn)定，從而影響系統(tǒng)耗能。研究結(jié)果可為離子液體氫氣壓縮機的設(shè)計優(yōu)化提供參考。

關(guān)鍵詞：氫氣壓縮機；氫氣增壓系統(tǒng)；液壓驅(qū)動系統(tǒng)；多系統(tǒng)耦合；瞬態(tài)動力學特性

中圖分類號：TH457 文獻標志碼：A

DOI：10.7652/xjtuxb202502020 文章編號：0253-987X（2025）02-0201-10

Simulation and Analysis of Dynamic Properties of Ionic Liquid Hydrogen Compressor System

QU Dianjun1， WEI Shuanghui 1， ZHANG Xin1， ZHAO Qiang2， WANG Zengli2

（1. Lanzhou LS Petroleum Equipment Engineering Co.， Ltd.， Lanzhou 730314， China;

2. College of New Energy， China University of Petroleum （East China）， Qingdao， Shandong 266580， China）

Abstract：To address the problems of power balance and vibration noise caused by the complex coupling of the hydraulic drive system and hydrogen pressurization system in the ionic liquid hydrogen compressor， a multi-system coupling dynamics model of three-stage ionic liquid compressor was constructed based on SimulationX， and the transient dynamic properties of the hydraulic drive system and hydrogen pressurization system were investigated. The dynamic properties of the piston under the action of hydraulic oil and hydrogen in the start-up stage and stable operation stage were obtained through multi-cycle simulation. The tangential and normal resultant forces of the crankshaft were calculated to analyze the influence of piston forces at all levels on the imbalance of the crankshaft. The system was operated under variable operating conditions， and the non-uniformity of the motor speed was investigated under different inlet pressures. It is found that frequent changes in valve opening and compressibility of hydraulic oil caused fluctuations in the speed of the compression piston， a sudden change in the resultant external force occurred at the upper and lower dead centers of the piston， and the balance of the crankshaft could be effectively improved by reducing the secondary piston force. As the inlet pressure decreased from 30bar to 15bar， the non-uniform coefficient of the motor speed was less than 1% under various operating conditions， the change in inlet pressure caused instability in the operation of the system， thus affecting the energy consumption of the system. The study results can provide a reference for the design optimization of ionic liquid hydrogen compressors.

Keywords：hydrogen compressor; hydrogen pressurization system; hydraulic drive system; multi-system coupling; transient dynamic properties

隨著全球?qū)η鍧嵞茉葱枨蟮牟粩嘣鲩L，氫能作為一種清潔、高效且來源廣泛的能源載體，正在成為全球能源結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)型的關(guān)鍵角色，在應對氣候變化與推動可持續(xù)發(fā)展方面展現(xiàn)出巨大潛力［1-2］。加氫站是氫能在交通領(lǐng)域進行大規(guī)模應用的重要基礎(chǔ)設(shè)施，而氫氣壓縮機是加氫站建設(shè)所需的核心單體設(shè)備之一［3］。目前，全球加氫站所用到的氫氣壓縮機主要有隔膜、液驅(qū)和離子液體3類。其中，隔膜壓縮機膜片壽命有待提升且啟停均需卸載氫氣，維護難度大［4-5］；液驅(qū)壓縮機由于采用無油潤滑密封，密封圈易失效，氣體泄漏風險大［5］；離子液體壓縮機依靠離子液體與氫氣的混合增壓，實現(xiàn)了壓縮過程的冷卻、潤滑和密封［6］，能夠克服液驅(qū)壓縮機能耗高、氫氣易污染的缺點，且與隔膜壓縮機相比具有可靠性高、易于維護等優(yōu)點，因此有望成為高壓加氫站氫氣增壓的優(yōu)選方案［7］。

全球僅德國Linde公司擁有成熟的45MPa/90MPa離子液體壓縮機產(chǎn)品［8-9］，國內(nèi)尚處于45MPa 樣機調(diào)試階段?，F(xiàn)階段，國內(nèi)外學者對離子液體氫氣壓縮機的研究主要集中在增壓過程工作腔內(nèi)離子液體-氫氣兩相流動和換熱等方面。Guo等針對離子液體氫氣壓縮機壓縮過程中的兩相流行為開展研究，給出了離子液體充注高度、密度、黏度的選擇建議［10-12］。Jin等通過數(shù)值模擬，對比研究了不同活塞運行軌跡下壓縮機的多相流動特性和熱力學性能，據(jù)此給出了最優(yōu)的活塞運動軌跡方程［13］，還采用計算流體動力學（CFD）和實驗相結(jié)合方法，研究了不同頻率下壓縮循環(huán)中氫氣與液體活塞的兩相流動和傳熱特性。Zhou等建立離子液體氫氣壓縮機增壓流動過程的傳熱和壓降模型，分析了多孔介質(zhì)插件對壓縮過程傳熱和壓降特性的影響，據(jù)此提出一種改進的間斷板多孔介質(zhì)，實現(xiàn)了壓縮過程的強化換熱［14-15］。針對離子液體氫氣壓縮機的結(jié)構(gòu)設(shè)計和材料選擇方面，Zhou等提出了一種五級壓縮結(jié)構(gòu)的離子液體氫氣壓縮機［16］，Kermani研究了金屬在不同離子液體環(huán)境中的耐腐蝕特性，據(jù)此給出離子液體氫氣壓縮機關(guān)鍵部件的適用材料［17］。上述研究均針對離子液體氫氣壓縮機增壓過程開展，但其實際運行過程中主要依靠多級徑向液壓柱塞泵來提供液壓驅(qū)動力，液壓驅(qū)動系統(tǒng)與氫氣增壓系統(tǒng)之間存在復雜耦合，使得整機系統(tǒng)的動力平衡困難，易引發(fā)振動噪聲。然而，目前針對離子液體氫氣壓縮機整機系統(tǒng)的研究相對較少，僅有Zhou等對離子液體氫氣壓縮機能量傳遞和耗散特性進行了分析［15］，康祥等分析了寬工況下分級壓縮控制對系統(tǒng)能耗和工作可靠性的影響，提出了一種離子液體氫氣壓縮機的分級壓縮控制策略［18］。除系統(tǒng)能耗之外，液壓驅(qū)動和氫氣壓縮耦合系統(tǒng)的動力學特性也是影響壓縮機性能的關(guān)鍵，但對此尚未開展相關(guān)研究，這在一定程度上限制了離子液體氫氣壓縮機整機系統(tǒng)的設(shè)計和優(yōu)化。

目前，有部分學者針對單獨的液壓傳動系統(tǒng)動力學特性進行了仿真分析。潘晴等探討了黏性阻尼系數(shù)、油液有效彈性模量、運動部件質(zhì)量等參數(shù)對驅(qū)動系統(tǒng)動態(tài)特性的影響規(guī)律［19］。Yang等采用AMEsim軟件建立了全液壓驅(qū)動輪式裝載機的仿真模型，為裝載機電動液壓流量匹配控制系統(tǒng)的設(shè)計和應用提供了參考［20］。謝宇航等搭建了工程車輛液壓傳動系統(tǒng)仿真模型，分析了液壓傳動系統(tǒng)在靜態(tài)控制下的輸出特性［21］。張瑜等針對液壓驅(qū)動的葉片輥軋機傳動系統(tǒng)開展研究，分析了無桿腔初始有效長度、齒輪-齒條嚙合剛度等參數(shù)對輥軋機傳動系統(tǒng)動力學特性的影響［22］。朱明偉利用AMEsim軟件對工作裝置液壓系統(tǒng)進行仿真分析，研究了工作裝置優(yōu)化后液壓系統(tǒng)的動態(tài)特性［23］。上述關(guān)于液壓傳動系統(tǒng)動力學特性的研究可為本文離子液體氫氣壓縮機液壓驅(qū)動-氫氣壓縮耦合系統(tǒng)的動力學特性分析提供參考，但上述研究并未涉及液壓驅(qū)動系統(tǒng)與其他介質(zhì)增壓系統(tǒng)的耦合，無法直接用于支撐離子液體氫氣壓縮機整機系統(tǒng)的設(shè)計和優(yōu)化。

為此，本文基于SimulationX軟件，構(gòu)建離子液體氫氣壓縮機液壓驅(qū)動-氫氣壓縮耦合系統(tǒng)的動力學仿真模型，對壓縮腔壓力、液壓腔壓力以及固體活塞綜合活塞力等氫氣增壓系統(tǒng)動力學特性展開分析，進一步研究液壓活塞受力和曲軸受力等液壓驅(qū)動系統(tǒng)的動力學特性，同時探究了變工況下電機工作的波動特性以及系統(tǒng)運行的適配飛輪慣量，最終探明了離子液體氫氣壓縮機運行過程中的整機系統(tǒng)的瞬態(tài)動力學特性，為系統(tǒng)設(shè)計與優(yōu)化提供理論基礎(chǔ)。

1 液壓驅(qū)動-氫氣增壓耦合系統(tǒng)的工作原理

圖1所示為離子液體氫氣壓縮機的主機系統(tǒng)，主要由氫氣壓縮系統(tǒng)、過濾器、液壓驅(qū)動系統(tǒng)、減速箱和電機等組成。工作時，在液壓泵帶動下，高壓液壓油推動固體活塞往復運動，離子液體充注在固體活

塞頂部，并構(gòu)筑液體活塞實現(xiàn)氫氣增壓。增壓完成的離子液體-氫氣混合物進入過濾器進行分離，最終氫氣進入排氣通道，離子液體經(jīng)冷卻之后返回增壓缸進行補液。

由上述工作原理可見，離子液體氫氣壓縮機工作過程中，離子液體所構(gòu)筑液體活塞直接與氫氣接觸，而固體活塞則傳導來自液壓系統(tǒng)的驅(qū)動力，并實現(xiàn)往復運動。由于增壓腔內(nèi)氫氣壓力的周期性變化，使得液壓腔內(nèi)液壓油壓力也需呈現(xiàn)周期性波動特征，以實現(xiàn)液壓驅(qū)動系統(tǒng)與氫氣壓縮系統(tǒng)之間的匹配。周期性載荷作用下，活塞、液壓泵曲軸均承受非穩(wěn)態(tài)載荷作用，進而影響系統(tǒng)的動力學特性。為此，本文基于SimulationX軟件構(gòu)建整機系統(tǒng)的動力學仿真模型，以探究液壓驅(qū)動-氫氣壓縮耦合系統(tǒng)的瞬態(tài)動力學特性。

2 整機系統(tǒng)動力學仿真建模

2.1 總體系統(tǒng)建模

如圖2所示，離子液體氫氣壓縮機系統(tǒng)主要由動力子系統(tǒng)、傳動子系統(tǒng)、壓縮子系統(tǒng)3部分組成，這3部分相互耦合，實現(xiàn)了電機轉(zhuǎn)動-活塞泵增壓-液壓驅(qū)動-氫氣壓縮的功率和力傳遞過程。具體來說，電機帶動液壓柱塞油泵工作，實現(xiàn)液壓油的增壓，高壓液壓油驅(qū)動自由固體活塞往復運動，進而帶動頂部離子液體構(gòu)筑的液體活塞往復運動對氫氣進行壓縮。高壓液壓油、固體活塞及離子液體之間的壓力傳遞實現(xiàn)了壓縮腔的膨脹、吸氣、壓縮、排氣4個過程，同時也使得各子系統(tǒng)之間存在復雜的耦合關(guān)系。

基于SimulationX軟件，對上述子系統(tǒng)搭建離子液體氫氣壓縮機整機系統(tǒng)的動力學仿真模型，實現(xiàn)液壓驅(qū)動-氫氣壓縮耦合系統(tǒng)的瞬態(tài)動力學特性分析。表1給出了離子液體氫氣壓縮機的關(guān)鍵工作參數(shù)。

2.2 子系統(tǒng)建模

（1）動力子系統(tǒng)建模。如圖3（a）所示，動力子系統(tǒng)主要由電機、電機飛輪和減速器組成。在模型中引入異步電機輸入信號，實現(xiàn)電機驅(qū)動過程的模擬，如圖3（b）所示。由圖可見，當輸入信號和電機的轉(zhuǎn)速成正比例線性關(guān)系，且輸入信號與標稱值之比達到1并穩(wěn)定時，電機維持在最大轉(zhuǎn)速附近運行。

在電機軸端連接慣性飛輪，可起到儲蓄能量的作用，能夠減少電動機運行過程中的轉(zhuǎn)速波動。由于電機轉(zhuǎn)速較快，扭矩較小，還需引入減速器以滿足液壓泵的動力需求。

電機的功率Pe是其傳遞給機械系統(tǒng)的總功率，計算過程考慮內(nèi)部慣性的影響及其隨時間的波動，同時認為電機動力輸出理想，忽略電機和其軸端連接的慣性飛輪之間的角度差和速度差，Pe的變化［24］由以下公式得出

Pe=Pk=Tar（1）

式中：Pk為電機動能；r為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速；Ta為加速扭矩，可按下式計算

Ta=αJ+γβ（2）

其中，J為轉(zhuǎn)動慣量，α為角加速度，β為轉(zhuǎn)速，γ為慣量矩對加速扭矩的影響系數(shù)，根據(jù)能量守恒原理［24］，取0.5。

減速器中齒輪的傳動比為5：1，且齒輪兩側(cè)功率符合［24］

0=T1r1+T2r2（3）

式中：T1、T2分別為減速器左、右兩側(cè)的加速扭矩；r1、r2分別為減速器左、右兩側(cè)轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速。

（2）傳動子系統(tǒng)建模。如圖4所示，傳動子系統(tǒng)主要由液壓泵飛輪、曲柄連桿機構(gòu)、液壓泵活塞組成，其中曲柄連桿機構(gòu)可實現(xiàn)電機旋轉(zhuǎn)運動向液壓泵活塞往復運動的轉(zhuǎn)換。運動過程中，曲柄連桿機構(gòu)與固-液活塞相連，將機械能轉(zhuǎn)換為壓力勢能。固-液活塞安裝在液壓缸內(nèi)部，利用液壓缸兩端的有效面積差來進行傳動。

液壓缸內(nèi)壓力Fcyl［24］可由下式計算

Fcyl=Fhyd+Fstop+Ffr

（4）

式中：Fstop為端部止動力；Ffr為摩擦力；Fhyd為液體靜壓力［24］，可由下式計算

Fhyd=SApA－SBpB（5）

其中，SA、pA分別為A端的活塞面積和活塞所受壓力；SB、pB分別為B端的活塞面積和活塞所受壓力。

離子液體氫氣壓縮機使用物理限位裝置來控制液壓缸活塞位移的上、下止點。引入端部止動力Fstop來控制活塞停止，計算采用端部彈性限位模型［24］，表示為

Fstop=（xstop－xpiston）cstop－vpistondstop

（6）

式中：xstop為停止處的位移，當在下端停止時，xstop=0，當在上端停止時，xstop=s，s為活塞沖程；xpiston為活塞位移；cstop為止動塊剛度；dstop為止動塊阻尼；vpiston為活塞速度。

液壓缸建模過程需要考慮泄漏問題，泄漏系數(shù)Cgap［24］采用下式計算

Cgap=π（d+w）w312lνρ1+3e22w2（7）

式中：d為活塞直徑；w為平均間隙寬度；e為活塞偏心率，且有0≤e≤s；l為活塞長度；ν為運動黏度；ρ為液體密度。

對于液壓缸模型，假設(shè)不存在相對運動泄漏，泄漏流量Ql僅取決于壓差Δp，忽略溫度、黏度、密度以及相對運動的影響，泄漏流量Ql［24］可表示為

Cgap=Ql/Δp（8）

圖5為三缸液壓泵的受力示意圖，其中ω為曲柄轉(zhuǎn)角，A0、B0、C0分別為液壓泵一、二、三級液壓缸活塞質(zhì)心，a、b、c分別為一、二、三級液壓缸和連桿的夾角，a′、b′、c′分別為一、二、三級連桿和曲柄OQ法線的夾角。液壓缸活塞力Fp為摩擦力、往復慣性力及液壓油壓力之和，一、二、三級活塞力分別表示為FpA、FpB、FpC，活塞力Fp可以分解為側(cè)向力N和連桿力Fl，3個液壓缸連桿的連桿力作用在曲柄銷Q上，沿曲柄OQ運動軌跡的切向和法向方向分解，分解的力合成為曲柄的合成法向力Fnor和合成切向力Ftan，可通過這兩個力的變化情況判斷曲柄運動時的平衡情況。假定各級連桿和曲軸半徑之比i為5，則合成切向力和合成法向力的計算式可寫為

Ftan=FpAcosπ/2－a－ωcos a+FpBcos－π/6－b+ωcos b+FpCcosπ/6+c+ωcos c

Fnor=FpAsinπ/2－a－ωcos a+FpBsin－π/6－b+ωcos b+FpCsinπ/6+c+ωcos c

a=arcsin（isin ω）; b=arcsinisin2π3－ω; c=arcsinisin2π3+ω（9）

（3）壓縮子系統(tǒng)建模。如圖6所示，壓縮子系統(tǒng)由液壓活塞、質(zhì)量塊、氣體壓縮活塞組成，三者依次連接組成固體活塞。液壓活塞和氣體壓縮活塞的建模與液壓缸建模方法類似，僅活塞兩側(cè)工作介質(zhì)不同，液壓活塞與氣體壓縮活塞之間為質(zhì)量塊和隔離腔，隔離腔由液壓活塞和氣體壓縮活塞工作腔的B端組成，腔中介質(zhì)為常溫空氣；

液壓活塞工作腔A端為液壓腔，腔中介質(zhì)為液壓油；氣體壓縮活塞工作腔介質(zhì)為氫氣，采用理想氣體狀態(tài)方程［24］表示為

pV=nRT（10）

式中：p、V、T、n為氫氣壓力、體積、溫度和物質(zhì)的量。

與傳統(tǒng)曲柄連桿活塞不同，此處的固體活塞主要由兩端的介質(zhì)壓力控制運動。一、二、三級氣缸內(nèi)的離子液體體積分別為190、57、16mL，初始均為高2cm的液柱。相較于氣體和液壓油，由于離子液體體積模量較大，因此計算中將離子液體視為剛體，力僅通過離子液體傳遞［25］。將離子液體質(zhì)量看作固體活塞質(zhì)量的一部分，固體活塞受力情況如圖7所示，其中Fg為壓縮腔氣體壓力，F(xiàn)h為液壓油壓力，F(xiàn)f為活塞所受摩擦力，G為固體活塞重力，F(xiàn)g1為大氣對液壓活塞的壓力，F(xiàn)g2為大氣對氣體壓縮活塞的壓力。

將傳動子系統(tǒng)和壓縮子系統(tǒng)與動力子系統(tǒng)耦合，并配置相應的管路閥門、蓄能器等組件模型，即可完成三級離子液體氫氣壓縮機整機系統(tǒng)瞬態(tài)動力學特性仿真模型的構(gòu)建。

3 結(jié)果與分析

基于上述數(shù)學模型，針對進氣壓力為30bar的離子液體氫氣壓縮機，開展從啟動狀態(tài)到多周期穩(wěn)定運行過程的瞬態(tài)動力學特性研究，得到了氫氣壓縮腔、液壓腔、固體活塞、液壓泵等關(guān)鍵部件的動力學特性。壓縮機一個工作周期是0.2s，分析過程中系統(tǒng)運行時長為120s，前40s為電機啟動階段，40～58s為壓縮腔啟動階段，58s后為壓縮腔穩(wěn)定工作階段。本文重點對壓縮機啟動和穩(wěn)定運行的400個周期開展研究。

3.1 各級液壓腔內(nèi)液壓油壓力變化

如圖8所示，在壓縮機啟動階段，各級液壓腔內(nèi)壓力均呈現(xiàn)周期性波動，一、二級液壓腔內(nèi)壓力呈現(xiàn)低壓-中壓波動-瞬時高壓-中壓波動-低壓的變化規(guī)律。隨著液壓泵各級活塞的往復運動，腔內(nèi)壓力在低壓和中間壓力之間交替切換，而在中間壓力區(qū)間，液壓主要呈現(xiàn)出頻繁波動以及局部的快速升降。三級液壓腔內(nèi)壓力在低壓和高壓之間交替變化，沒有中間壓力波動過程。一、二、三級最高壓力按照初始相位依次出現(xiàn)，液壓泵的動力依次傳遞到各級壓縮氣缸。

壓縮機穩(wěn)定工作階段，單個周期內(nèi)一、三級液壓腔內(nèi)部液壓油呈現(xiàn)多階段升壓特征，具體表現(xiàn)為升壓開始和結(jié)束附近壓力快速上升，升壓中間階段的壓力先波動上升后穩(wěn)定波動；而二級液壓腔內(nèi)液壓油壓力中間段升壓呈現(xiàn)整體波動上升。

上述兩階段最高壓力部分均為瞬間出現(xiàn)，這是因為當液壓泵液壓活塞運動到上止點位置處時，由于液壓油的不可壓縮性，壓力突然增大，此時溢流閥打開，壓力快速減小，以防高壓液壓油沖擊損壞系統(tǒng)部件。最低壓力處，蓄能器為液壓油缸內(nèi)及時補充液壓油，保障動力傳輸介質(zhì)的充足穩(wěn)定。在兩個工作階段，壓力上升和下降過程中均會出現(xiàn)壓力波動，可分為壓力穩(wěn)定波動和壓力增減波動兩類。工作腔排氣階段，由于氣閥開度頻繁變化，氣體壓力產(chǎn)生振蕩，但仍維持在各級排氣壓力附近，因此液壓油壓力表現(xiàn)為固定區(qū)間的穩(wěn)定波動；而在進氣閥工作的壓力下降段，也會產(chǎn)生一段穩(wěn)定波動的區(qū)間。壓力波動上升或者下降的現(xiàn)象則是由可壓縮的液壓油引起的，由于液壓油的體積會隨著壓力的變化而改變，呈現(xiàn)出彈性，而液壓缸活塞推動的負載具有慣性，液壓油和負載組成一個彈簧慣量系統(tǒng)，引起壓力頻繁波動。在壓縮機啟動階段，三級氣缸內(nèi)壓力沒有中間波動，是因為此時三級氣缸內(nèi)的氣體壓力較小，在液壓油的作用下活塞始終被推至上止點附近，液壓油壓力變化主要受到溢流閥和蓄能器補液的影響，表現(xiàn)為壓力在最高和最低點穩(wěn)定，呈現(xiàn)方波狀變化。壓縮機穩(wěn)定運行階段，二級氣缸整體波動升壓，是由可壓縮液壓油以及不同相位各級之間的吸排氣共同影響導致的。

3.2 各級壓縮腔內(nèi)氣體的壓力變化

如圖9所示，當40～58s時壓縮機開始工作，一級氣缸排氣壓力逐步升高，進而引起二級氣缸進氣和排氣壓力升高，而三級氣缸沒有明顯的壓力增減，呈現(xiàn)階梯式壓力增大，一、二級和二、三級氣缸在壓縮排氣階段的壓力相近。在穩(wěn)定工作階段，各級氣缸都呈現(xiàn)出周期穩(wěn)定變化，三級逐級加壓。

上述情況出現(xiàn)的原因在于壓縮機啟動階段，三級排氣閥一側(cè)所連接的高壓儲罐未達到設(shè)定排氣壓力，需要通過壓縮機多個周期的工作進行充氣，升高儲罐壓力。當高壓儲罐達到排氣壓力時，各級液壓油壓力呈規(guī)律性增減變化，氫氣按照膨脹、吸氣、壓縮、排氣的過程循環(huán)，在此階段，級間緩沖儲罐消除了各級間斷吸排氣過程引起的氣體輸送不穩(wěn)定問題，一、二、三級氣缸連續(xù)加壓，將進氣處30bar低壓氫氣壓縮至450bar，排入高壓儲罐。

此外，在實際離子液體氫氣壓縮機中，較少量離子液體會伴隨著氫氣一起排出，此過程會使氫氣的排量減小，但對氫氣的壓力影響可以忽略。

3.3 固體活塞的運動及受力特征

位于液壓腔和氣體壓縮腔之間的固體活塞，在液壓油壓力、氣體壓力、摩擦力、端部中止力、自身重力、隔離腔上和下端大氣壓力作用下往復運動。由于此過程中固體活塞所受合力和活塞的慣性力大小相等、方向相反，因此對于活塞合力的分析可同時反映出慣性力情況?；钊\動過程的位移、速度和受力情況如圖10所示。由圖可見，活塞位移呈現(xiàn)類正弦曲線的周期性變化，但會在上、下止點出現(xiàn)較短的停滯。由速度曲線可以看出，當活塞運行到下止點時，速度迅速轉(zhuǎn)為0，運行到上止點時，速度減小較緩。其原因在于活塞運動到下止點時和彈性限位裝置碰撞，在端部中止力作用下減速靜止，瞬時合力較大，此時液壓油壓力較小，雖有蓄能器向液壓腔補液，活塞仍在氣體壓力下壓緊限位裝置；而當活塞尚未運動到上止點時，液壓油的壓力已經(jīng)達到溢流閥的開啟壓力，雖然繼續(xù)移動加壓，但液壓油的壓力維持穩(wěn)定，活塞在液壓油壓力、氣體壓力、摩擦力、自身重力和隔離腔大氣壓力的作用下即可減速為0，未受到端部中止力的作用，瞬時加速度較小。

由圖10還可以看到，活塞的速度在上升和下降時出現(xiàn)波動，其中上升時速度波動較小，下降過程存在較大波動。當活塞上升時，合力在－0.59～1.23kN之間；當向下運動時，合力在－4.05～3.91kN之間。結(jié)合上文對液壓腔和壓縮腔壓力的波動分析可知，活塞上升時，壓縮機處于壓縮升壓和氣閥排氣狀態(tài)，液壓油受到的壓力更大，體積變化更大，因彈性引起的波動較為劇烈；而活塞下行時，壓縮機進行膨脹和吸氣過程，壓力較小且波動不明顯。

此外需注意，當離子液體減少而未及時補充時，由于離子液體的潤滑作用減弱，氣缸和活塞之間的摩擦力增大，導致往復運動質(zhì)量減小，慣性力減小。

3.4 液壓泵曲軸受力特征

圖11給出了一個工作周期內(nèi)，曲柄的合成法向力和合成切向力變化情況。

由圖可見，曲軸受力波動較大，所受最大法向力和最大切向力均超過90kN，前者略大于后者且兩者皆出現(xiàn)在120～180s工作腔吸氣過程中，在各級活塞力中，二級活塞力的變化幅度較大。從圖11中曲線的變化趨勢可知，二級活塞力是影響切向力和法向力大幅變化的主要原因，減小二級活塞力可有效減少合成力的最大值，提高曲軸運動穩(wěn)定性。

為了平衡曲軸上所有切向力周期性變化引起的阻力矩與驅(qū)動力矩之間的差異，需在曲軸軸端安裝飛輪來存儲多余能量和補充不足能量［26］。采用不均勻系數(shù)來描述速度變化的不均勻程度，定義為一個周期內(nèi)角速度最大值和最小值之差與平均角速度的比值。圖12給出了轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)為1%時，飛輪慣量隨進氣壓力的變化情況。由圖可見，飛輪的轉(zhuǎn)動慣量隨進氣壓力的增大呈現(xiàn)出先增大后減小趨勢，其原因在于隨著進氣壓力提高，曲軸的合力存在先增大后減小情況，為平衡曲軸運動，適用飛輪慣量也隨之變化?？梢钥闯?，只要飛輪的最大轉(zhuǎn)動慣量小于15kg·m2，即可滿足壓縮機系統(tǒng)穩(wěn)定工作需求。

3.5 電機的波動性及飛輪慣量

針對長管拖車供氫場景，隨著供氫進行，管內(nèi)氫氣壓力逐漸降低，進而影響壓縮機整機的瞬態(tài)動力學特性。圖13給出了進氣壓力分別為30、25、20、15bar下，系統(tǒng)穩(wěn)定運行時電機的轉(zhuǎn)速變化情況。由圖中數(shù)據(jù)計算可知，各工況下轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)均小于1%，且隨著進氣壓力增大，轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)增大，在進氣壓力為30bar 時達到最大，約為0.31%。

系統(tǒng)穩(wěn)定運行多個周期后電機的功率變化情況如圖14所示。由圖可見，電機功率隨著進氣壓力的增大而增大。

圖13和圖14的結(jié)果均表明，進氣壓力增大會增大動力輸出的不穩(wěn)定性，進而會增大整體系統(tǒng)運行的不穩(wěn)定性，同時增加系統(tǒng)耗能。

4 結(jié) 論

通過搭建三級離子液體氫氣壓縮機整機系統(tǒng)的瞬態(tài)動力學特性仿真模型，探究了氫氣增壓系統(tǒng)以及液壓驅(qū)動系統(tǒng)的瞬態(tài)動力學特性，得出如下結(jié)論。

（1）對于液壓腔內(nèi)的液壓油，在壓力上升和下降階段出現(xiàn)壓力的兩類波動，穩(wěn)定波動的壓力維持在某一區(qū)間，主要由氣閥開度的頻繁變化造成；波動上升或波動下降的壓力源于液壓油的可壓縮性。在壓力最大和最小時，分別由溢流閥排液和蓄能器進行補液，以防止液壓油壓力突然增大造成的系統(tǒng)部件受損，保障液壓油供應充足。

（2）壓縮機啟動階段，系統(tǒng)末端的高壓儲罐未達到設(shè)定排氣壓力，需要通過壓縮機多個周期的工作進行充氣，升高儲罐壓力；穩(wěn)定工作階段，一、二、三級氣缸在規(guī)律的動力輸入和級間緩沖儲罐作用下，實現(xiàn)了進氣30bar到排氣450bar三級逐級穩(wěn)定加壓要求。

（3）在液壓油壓力、氣體壓力、摩擦力、端部中止力、自身重力、隔離腔上、下端大氣壓力的作用下，固體活塞位移曲線呈現(xiàn)為類正弦曲線周期性變化，活塞會在上、下止點的端部中止力作用下短暫靜止。當活塞轉(zhuǎn)換運動方向。所受合力變化劇烈，最高可由79.59kN變?yōu)?。飛輪的轉(zhuǎn)動慣量隨進氣壓力的增大呈現(xiàn)出先增大后減小趨勢，轉(zhuǎn)動慣量小于15kg·m2即可使系統(tǒng)穩(wěn)定運行。

（4）單個工作周期內(nèi)，曲軸受力波動較大，在各級活塞力中，二級活塞力的變化幅度較大，也是影響切向力和法向力大幅變化的主要原因，減小二級活塞力可有效減少合成力的最大值，提高曲軸運動穩(wěn)定性。

（5）在進氣壓力由30bar下降到15bar過程中，各工況下電機轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)均小于1%，進氣壓力為30bar時，轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)達到最大值0.31%；各工況下周期最大功率為50.6kW，進氣壓力變化會引起動力輸出的不穩(wěn)定，進而會影響系統(tǒng)運行的穩(wěn)定性，同時改變系統(tǒng)耗能。

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（編輯 李慧敏）