流体机械

参数	一级	二级
转速/（r·min^-1）	438	438
柱塞行程/mm	178	178
柱塞直径/mm	45	33
余隙容积系数	0.024 3	0.028 1
缸头油腔体积/mm³	1.08×10⁶	6.56×10⁵
补油泵偏心距/mm	5	5
补油泵柱塞直径/mm	15	15
随动阀间隙/mm	0.1	0.08
流量修正系数	0.5	0.3
柱塞缸套密封间隙/mm	0.01	0.025
柱塞缸套密封宽度/mm	8	15
泄漏量修正系数	0.8	0.5
油动力黏度/（Pa·s）	0.058 4	0.058 4

参数	一级	二级
转速/（r·min^-1）	438	438
柱塞行程/mm	178	178
柱塞直径/mm	45	33
余隙容积系数	0.024 3	0.028 1
缸头油腔体积/mm³	1.08×10⁶	6.56×10⁵
补油泵偏心距/mm	5	5
补油泵柱塞直径/mm	15	15
随动阀间隙/mm	0.1	0.08
流量修正系数	0.5	0.3
柱塞缸套密封间隙/mm	0.01	0.025
柱塞缸套密封宽度/mm	8	15
泄漏量修正系数	0.8	0.5
油动力黏度/（Pa·s）	0.058 4	0.058 4

90 MPa隔膜压缩机液压系统仿真与工作特性研究

袁恒川 ¹^,² , 舒悦 ¹^,² , 刘晓明 ¹^,² , 陶波 ¹^,² , 耿茂飞 ¹^,² , 李彦澎 ³ , 李奉誉 ¹^,²

流体机械 | 设计计算 2026,54(2): 37-46

收起

流体机械 |设计计算 2026 , 54 (2) : 37 -46

90 MPa隔膜压缩机液压系统仿真与工作特性研究

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袁恒川¹^,², 舒悦¹^,², 刘晓明¹^,², 陶波¹^,², 耿茂飞¹^,², 李彦澎³, 李奉誉¹^,²

作者信息

¹合肥通用机械研究院有限公司，合肥 230031

²高端压缩机及系统技术全国重点实验室，合肥 230031

³西安交通大学能源与动力工程学院，西安 710049

作者简介:

袁恒川（1998），男，硕士，主要从事压缩机和节能技术研究，通信地址：230031安徽省合肥市长江西路888号合肥通用机械研究院有限公司，E-mail：hobart2016@foxmail.com。

Simulation and operating characteristics study of hydraulic system for 90 MPa diaphragm compressor

Hengchuan YUAN¹^,², Yue SHU¹^,², Xiaoming LIU¹^,², Bo TAO¹^,², Maofei GENG¹^,², Yanpeng LI³, Fengyu LI¹^,²

Affiliations

¹Hefei General Machinery Research Institute Co.，Ltd.，Hefei 230031，China

²State Key Laboratory of High‑End Compressors and Systems Technology，Hefei 230031，China

³School of Energy and Power Engineering，Xi'an Jiaotong University，Xi'an 710049

出版时间: 2026-02-28 doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.02.005

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摘要

收起

为了研究90 MPa隔膜压缩机液压系统的工作特性，建立其液压系统的数学模型，并基于该模型搭建了仿真模型。通过实测数据验证了仿真模型的可靠性。模型中考虑了液压缸、随动阀、补油泵和柱塞-缸套等部件的工作特性，同时计及了液压油的可压缩性及实际工作过程中的油气相互作用。利用该仿真模型，获得了液压油压力的动态变化曲线，分析了补油量对最大油气压差的影响，以及液压油可压缩性对p-V曲线的影响。结果表明：随着补油量从0.2%增加至1.2%，一级最大油气压差增大了2.9 MPa，二级最大油气压差增大了2.2 MPa。液压油的可压缩性对压缩机吸气量影响显著，而对单位吸气量的指示功影响较小；在考虑液压油可压缩性的情况下，90 MPa隔膜压缩机的一级吸气量降低4.29%，二级吸气量降低19.6%。研究可为高可靠性与高容积效率的隔膜压缩机设计提供理论依据。

关键词

隔膜压缩机 / 液压系统 / 数学建模 / Simulink / 动态仿真

Abstract

收起

To study the working characteristics of the hydraulic system of a 90 MPa diaphragm compressor，a mathematical model of its hydraulic system was established，and a simulation model was built based on this mathematical model.The reliability of the simulation model was verified with measured data.The model considered the working characteristics of components such as the hydraulic cylinder，servo valve，make‑up oil pump，and plunger‑cylinder liner，while also accounting for the compressibility of the hydraulic oil and the oil‑gas interaction during actual operation.Using this simulation model，the dynamic variation curve of hydraulic oil pressure was obtained，and the influence of make‑up oil volume on the maximum oil‑gas pressure difference，as well as the impact of hydraulic oil compressibility on the p-V curve，were analyzed.The results show that as the make‑up oil volume increased from 0.2% to 1.2%，the maximum oil‑gas pressure difference in the first stage increased by 2.9 MPa，and in the second stage by 2.2 MPa.The compressibility of the hydraulic oil significantly affects the compressor suction volume，while it has a smaller impact on the indicated work per unit suction volume.When considering the compressibility of the hydraulic oil，the first‑stage suction volume of the 90 MPa diaphragm compressor decreased by 4.29%，and the second‑stage suction volume decreased by 19.6%.This research can provide a theoretical basis for the design of diaphragm compressors with high reliability and volumetric efficiency.

Key words

diaphragm compressor / hydraulic system / mathematical modeling / Simulink / dynamic simulation

引用本文

袁恒川, 舒悦, 刘晓明, 陶波, 耿茂飞, 李彦澎, 李奉誉. 90 MPa隔膜压缩机液压系统仿真与工作特性研究. 流体机械, 2026 , 54 (2) : 37 -46 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.02.005

Hengchuan YUAN, Yue SHU, Xiaoming LIU, Bo TAO, Maofei GENG, Yanpeng LI, Fengyu LI. Simulation and operating characteristics study of hydraulic system for 90 MPa diaphragm compressor[J]. Fluid Machinery, 2026 , 54 (2) : 37 -46 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.02.005

正文

收起

0　引言

收起

氢气压缩机是当前加氢站中应用最广泛的增压设备^［1］，作用是将氢气增压至氢燃料电池汽车加注所需的高压。该类型压缩机采用曲柄连杆机构，通过液压油驱动膜片发生变形，从而改变气侧缸头与膜片之间形成的气腔容积，实现对气体的压缩。柱塞的往复运动使封闭腔体内的液压油产生压力变化，油压传递至膜片，驱动膜片作双向挠曲变形^［2］。因此，液压系统的工作过程直接决定了膜片的位置变化及其所受应力。若液压系统工作异常，可能导致膜片与配油盘发生撞击，影响膜片使用寿命；也可能使膜片与缸头贴合时形成气囊^［3］，增大余隙容积，降低压缩机的容积效率。为提高隔膜压缩机的可靠性与效率，有必要对其液压系统进行深入研究。

目前，国内外已有不少针对隔膜压缩机液压系统各部件的研究，涉及配油盘、随动阀、溢流阀、柱塞-缸套组件等。王健^［4］以MD2.5型隔膜压缩机为研究对象，通过有限元计算分析了油腔内部流场分布，并对油腔结构开展了优化研究。闫百岁^［5］基于有限元仿真，在不同孔面积比与油道分布条件下，分析了液压油在流道内的流场分布，得出了较为合理的流道结构形式。葛云昊等^［6］运用计算流体力学方法，对250 MPa隔膜压缩机所用超高压随动阀的流场与压力场分布规律进行了分析，并研究了阀内液压油的流动特性与流量特性。REN等^［7］分析了隔膜压缩机油压限制器的工作特性，建立了相应的仿真模型并经试验验证，得出弹簧刚度和阀球直径对油压稳定性具有重要影响。鲍洋洋等^［8］通过分析高压隔膜压缩机膜片在理想条件及液压侧缺油条件下应力情况，揭示了膜片破裂的根本原因。闫伟等^［9］以某氢气隔膜压缩机管系为对象，研究了管系内部气体脉动特性。金丽琼等^［10］基于流体运动方程，建立了密封液在柱塞与气缸间隙内的流动模型，通过流场计算分析了注油压力、耗油量等参数之间的关系。

另一方面，亦有学者对隔膜压缩机液压系统开展整体性研究。REN等^［11］探讨了液压油可压缩性对容积效率的影响，并建立了隔膜压缩机容积效率的数学模型。ZHAO等^［12］通过建立考虑流固耦合作用的隔膜压缩机数学模型，获得了液压油的p-V图，并结合试验分析了溢流压力与吸气压力对容积效率和指示效率的影响。REN等^［13-14］通过建立数学模型与仿真模型，研究了自由活塞式隔膜压缩机的新型结构设计及油温对容积效率的影响。

综上所述，现有研究虽已采用AMESIM软件对隔膜压缩机液压系统开展了建模分析，但对其动态过程及各参数间关系的理论研究与建模方法尚不够深入。因此，有必要对隔膜压缩机液压系统在吸气、压缩、排气、溢流、膨胀等工作阶段的动态过程进行深入建模分析，并在考虑液压油可压缩性的基础上，建立液压系统的理论模型。

本文以90 MPa隔膜压缩机为研究对象，通过分析其液压系统工作过程，研究液压缸、随动阀及补油泵等关键部件的工作特性，并计入液压油的可压缩性，建立隔膜压缩机液压系统的数学模型。在Matlab/Simulink环境下完成模型编程与仿真，并通过试验验证仿真模型的准确性。基于该模型，获得液压油压力动态变化曲线，研究补油量对最大油气压差的影响，绘制p-V曲线，并进一步分析液压油可压缩性对压缩机容积效率与功率的影响。

1　数学模型

收起

1.1　隔膜压缩机液压系统工作原理

隔膜压缩机液压系统结构如图1所示。该系统主要由液压缸与补液系统组成。

液压缸的柱塞在曲柄连杆机构驱动下作往复运动。当柱塞向上止点移动时，推动腔内液压油流向膜片，液压油经配油盘分配后作用于膜片^［15］，使膜片由外向内均匀贴合膜腔上支板，从而压缩气腔内的气体并将其排出。当柱塞向下止点移动时，则通过液压油驱动膜片朝向配油盘运动，将气体吸入气腔^［16］。

液压系统工作过程中，液压油会在柱塞-缸套配合处发生泄漏，因此需对油腔进行补油。由于隔膜压缩机油腔内压力较高，通常选用径向柱塞泵作为补油泵。为保证系统油量充足，压缩机每转的补油量需大于泄漏量，多余的液压油则通过随动阀或溢流阀排出。

1.2　液压缸数学模型

液压缸是隔膜压缩机液压系统的核心工作部件，其工作过程也最为复杂。由于液压缸的油腔与气腔通过膜片实现力与运动的耦合传递，因此在建立液压缸的数学模型时，需综合考虑气体的吸气、压缩、排气和膨胀过程，并涵盖液压油的溢流过程。此外，在考虑液压油可压缩性的情况下，压缩腔容积的变化与柱塞行程所排出的容积并不同步。因此，与传统分析方法不同，有必要为隔膜压缩机的液压缸建立更精确的数学模型。

为简化建模过程，并在保证模型准确性的前提下，对液压缸工作过程作如下假设：

（1）忽略气体泄漏；

（2）气体与液压油作用于膜片上的压力分布均匀；

（3）忽略膜片变形应力，即膜片未贴合壁面时两侧压力相等；

（4）将气体的压缩与膨胀过程视为绝热过程。

基于上述假设，建立隔膜压缩机液压缸各工作过程的数学模型。

1.2.1　压缩过程

压缩过程中，柱塞自下止点向上止点运动，挤压油腔容积。考虑到液压油的可压缩性，此时液压油与气体同时被压缩。油腔与气腔容积减少量之和等于柱塞扫过的容积。由于膜片未与壁面贴合，液压油压力与压缩腔内气体压力相等。鉴于排气压力高达90 MPa，被压缩气体应按实际气体处理，不宜视为理想气体。基于压缩过程绝热且腔内气体质量不变的假设，可推导出气体体积与压力的关系式。此外，在吸气与压缩阶段，补油泵持续向油腔补油，导致油腔内液压油质量增加。据此，建立如下方程：

V o i l + V a = V t o t a l - V p i s t o n

（1）

p o i l = p a

（2）

s (V a, p a) = c o n s t a n t

（3）

V o i l = m o i l ρ (p o i l)

（4）

m o i l = m o i l 0 + ∫ m ˙ p - ∫ m ˙ l

（5）

式中，

V o i l

为油腔的体积；

V a

为气腔的体积；

V t o t a l

为柱塞处于下止点时油腔、气腔总体积；

V p i s t o n

为柱塞扫过的行程容积；

p o i l

为液压油压力；

p a

为被压缩气体的压力；

s

为被压缩气体的比熵；

m o i l

为液压油质量；ρ（p_oil）为考虑液压油可压缩性建立的密度-压力关系式；

m o i l 0

为液压油初始质量；

m ˙ p

为补油泵的质量流量；

m ˙ l

为液压油的泄漏质量流量。

其中，柱塞扫过的容积可根据曲柄连杆机构的运动几何关系，由曲柄半径、连杆长度及曲柄转角计算得到。

1.2.2　排气过程

当气体压力达到排气压力后，柱塞继续向上止点运动，同时排气阀开启，压缩腔与排气口连通，腔内气体开始向外排出，直至膜片与膜腔上支板完全贴合。在此之前，膜片尚未与壁面贴合，故气压与油压相等，并维持在排气压力。据此，在排气过程满足式（1）（4）的同时，可建立如下方程：

p o i l = p a = p d i s

（6）

Δ m o i l = - ∫ m ˙ l

（7）

式中，

p d i s

为排气压力；

Δ m o i l

为液压油质量的变化。

1.2.3　溢流过程

当膜片与膜腔上支板贴合后，气腔体积保持为余隙容积不变。随着柱塞继续往复运动，液压油随之经历压缩与膨胀。当油压达到溢流阀或随动阀的开启压力时，液压油将通过相应阀门流出。根据液压油体积弹性模量的物理定义，油腔容积变化与液压油流量变化之间的不匹配将引起柱塞腔内压力变化^［17］。据此，在溢流过程满足式（1）的同时，可建立如下方程：

d p o i l d t = E V o i l (- Q v - Q l - d V o i l d t)

（8）

V a = V a 0

（9）

m o i l = V o i l ρ (p o i l)

（10）

式中，

E

为液压油的体积弹性模量；

Q v

为随动阀的溢流流量；

Q l

为泄漏流量；

V a 0

为余隙容积。

1.2.4　膨胀过程

在膨胀过程中，柱塞向下止点运动，当液压油压力降至与排气压力相等时，膜片脱离膜腔上支板，余隙容积内的气体与液压油同时膨胀。该过程与压缩过程类似，可按等熵过程推导气体压力与体积的关系式。液压油质量的变化主要由补油泵的补油及柱塞-缸套处的泄漏引起，据此，在膨胀过程满足式（1）（3）（4）的同时，可建立如下方程：

p o i l = p a

（11）

Δ m o i l = ∫ m ˙ p - ∫ m ˙ l

（12）

1.2.5　吸气过程

在吸气过程中，当余隙容积内气体压力降至吸气压力时，柱塞继续向下止点运动，此时吸气阀打开，吸气口的气体进入压缩腔，直至柱塞运动至下止点，吸气过程结束。吸气过程的方程形式与排气过程相似，在满足式（1）（4）（12）的同时，可建立如下方程：

p o i l = p a = p s u c

（13）

1.3　液压油可压缩性数学模型

液压油的可压缩性是指其体积随压力变化的特性，在实际工作过程中通常采用有效体积弹性模量进行表征。该弹性模量定义为^［18-19］：

E = - V d p d V

（14）

式中，V为液压油的体积；p为液压油的压力。

液压油的有效体积弹性模量受液压油自身特性、油中混合气体含量、液压油容器的刚度、温度及压力等多种因素影响。在隔膜压缩机液压系统实际工作过程中，液压油的有效体积弹性模量主要取决于其含气量与工作压力。假设含气量为常数，并按绝热过程计算空气的弹性模量，结合有效体积弹性模量的定义，可推导出Wylie模型^［20-21］：

E = E 0 1 + α (p 0 / p) 1 / λ [E 0 / (λ p) - 1]

（15）

式中，E₀为大气压力下纯液压油的体积弹性模量，其值通常在1 200~2 000 MPa范围内^［22］；文中所研究的隔膜压缩机采用L-HM68抗磨液压油，体积弹性模量取1 700 MPa。α为液压油的含气量；p₀为标准大气压；λ为空气的绝热指数，取1.4。

根据上式可建立弹性模量与液压油压力的关系，得到不同含气量下液压油弹性模量随压力的变化曲线，如图2所示。

一般液压油中的含气量约为6%~12%，取含气量为10%。根据液压油弹性模量与压力的关系，可将弹性模量的定义进一步表示为以密度表达的形式：

E v = ρ o i l d p d ρ o i l

（16）

式中，

ρ o i l

为液压油的密度。

联立式（15）（16），可求解得到液压油密度随压力变化的函数关系式，并将其应用于液压缸模型。

1.4　随动阀数学模型

隔膜压缩机随动阀的结构示意如图3所示。在溢流过程中，当液压缸内液压油压力高于压缩机排气压力，且压差达到随动阀开启压力时，随动阀膜片向上顶开，液压缸内的液压油经随动阀流回曲轴箱油池。

根据随动阀在溢流过程中的结构特点，可建立阀开启后溢流流量与压差之间的关系。在随动阀处于溢流状态时，膜片变形后中心位置的最大挠度仅为0.5 mm，因此，图3中碟形腔体的流动阻力损失远大于其他孔形流道。由于碟形流道高度方向尺寸显著小于其径向尺寸，故将随动阀溢流过程简化为两平行圆板间的放射状流动，得到流量与压差的关系式^［18］如下：

Q v = K o v π h 3 6 μ l n (r 2 / r 1) Δ p

（17）

式中，

Q v

为随动阀流量；

K o v

为流量修正系数；

h

为间隙高度；

μ

为油的动力黏度；

r 2

为平板外圆的半径；

r 1

为平板内圆的半径；

Δ p

为压差。

1.5　补油泵数学模型

隔膜压缩机的补油泵为径向柱塞泵，曲轴带动偏心套旋转，柱塞在弹簧力作用下始终紧贴偏心套，从而实现往复运动。当柱塞向下运动时，柱塞腔内压力降低，吸油阀开启并吸入液压油；当柱塞向上运动时，柱塞腔内的液压油被压缩，吸油阀关闭，排油阀开启并向外排油^［23］。据此，径向柱塞泵的瞬时流量可表示为：

Q b = π 2 2 d 2 n e ⋅ s i n φ ⋅ η V

（18）

式中，

Q b

为瞬时流量；

d

为柱塞直径；

n

为转速；

e

为柱塞的偏心距；

φ

为曲轴相对于柱塞上止点位置转过的角度；

η V

为容积效率，反映间隙处的泄漏对实际流量的影响，其值通常为0.85~0.95，文中取0.9。

1.6　柱塞-缸套配合数学模型

90 MPa隔膜压缩机一级缸头的柱塞-缸套配合处采用密封圈密封，二级缸头则采用间隙密封。一级缸头处的密封圈密封包括一对导向环和一对斯特封：导向环起支承导向作用；斯特封利用PTFE材料的耐磨特性作为主密封面，并依靠橡胶O形圈的弹性提供初始预紧力，在磨损时实现自动补偿。二级缸头处的间隙密封结构通过柱塞外缘与缸筒内壁之间的微小径向间隙实现密封^［24］。柱塞-缸套配合处的泄漏主要由密封件两侧压差引起，活塞往复运动所产生的流体剪切作用影响较小，可忽略不计。因此，可根据环状缝隙流量公式计算泄漏量：

Q l = K l π D h 3 12 μ L Δ p

（19）

式中，

Q l

为泄漏量；

K l

为泄漏量修正系数；

D

为缸套内径；

h

为密封件与缸套之间的间隙；

μ

为液压油的动力黏度；

L

为密封件的密封宽度；

Δ p

为密封件两端压力差。

2　仿真模型及试验

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2.1　仿真模型

为了研究90 MPa隔膜压缩机液压系统的工作特性，根据所建立的数学模型，在Matlab/Simulink环境下构建了系统仿真模型，其框架如图4所示。

该模型以液压缸模型为核心，集成了随动阀、补油泵、柱塞-缸套等部件的子模型。由液压缸模型计算得到液压油压力，并将该压力值传输至其他子模型；其他子模型则根据压力计算得到流量或液压油密度，并反馈至液压缸模型。Matlab主程序负责参数设置、模型运行顺序控制及结果处理。

在进行仿真计算时，首先通过Matlab主程序（脚本）设置仿真模型参数，并对油压、油量等进行初始化；随后通过Matlab脚本程序依次调用并运行压缩、排气、溢流、膨胀、吸气各工作过程的Simulink仿真模型，将上一模型的油压、油量输出作为下一模型的输入；最后合并各阶段仿真结果，获得整个工作循环的仿真结果。图5示出压缩过程的Simulink仿真模型框图。

表1列出额定工况仿真条件下，液压系统各部件的主要结构参数及压缩机运行参数。

2.2　试验介绍

为验证仿真模型的准确性，以一台90 MPa撬装隔膜压缩机（应用于70 MPa加氢站）为对象，安装测量设备并在不同负荷工况下开展试验。该压缩机采用对动式结构，两级压缩，设计吸气压力为12.5 MPa，排气压力为90 MPa。图6示出样机及测量设备实物。

测试系统的气体流动示意如图7所示。该系统采用闭式循环结构，通过球阀与单向阀组成的补气支路向系统补气。气体经过滤器和储气罐后进入一级压缩，随后经套管式换热器冷却后进入二级缸头，进一步压缩后进入冷却器及排气缓冲罐，再经手动球阀节流后返回进气端。系统可通过调节补气支路控制工作压力，通过调节节流手阀控制压比。测试系统在进气管路、中间管路及排气管路均安装有温度变送器与压力变送器，并采用质量流量计测量流量。测试介质为氮气。气体压力与液压油压力均采用罗斯蒙特压阻式防爆压力变送器测量，精度为±0.075%；温度测量采用森纳士热电阻式防爆温度变送器，精度为±0.2%，测量方式为表贴式；流量测量采用科里奥利质量流量计，精度等级为±0.5%。

3　结果与分析

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3.1　模型验证

在利用仿真模型对90 MPa隔膜压缩机液压系统进行分析之前，首先将仿真结果与试验数据进行对比，以验证该仿真模型的准确性。图8示出额定工况下仿真得到的一级与二级缸头油压随曲轴转角变化的动态曲线。仿真工况为压缩机额定工况：吸气压力12.5 MPa，排气压力90 MPa，级间压力29.5 MPa。

由图可知，油压曲线与气压随转角变化的趋势基本一致。在溢流过程中，油压先升高后下降，定义油压峰值处的压力为最大溢流压力。此时，气腔压力维持在排气压力，因此将最大溢流压力与排气压力之差定义为最大油气压差。图8（a）（b）中分别标注了一级缸与二级缸的最大油气压差

Δ P m a x 1

和

Δ P m a x 2

。最大溢流压力与最大油气压差直接影响膜片受力及最大活塞力，对隔膜压缩机的膜片寿命与结构设计具有重要影响。

在压缩机不同负荷工况下运行时，记录了吸气压力、排气压力、级间压力、一级缸头压力及二级缸头压力随时间的变化。由于连接缸头的压力变送器前端安装有单向阀，所记录的缸头压力实际为最大溢流压力。根据不同工况下的吸气压力与排气压力数据，利用仿真模型对隔膜压缩机的最大溢流压力进行了预测。

图9示出不同工况下一级与二级缸头最大溢流压力的仿真与试验对比结果。由图可见，一级与二级缸头的最大溢流压力均随吸气压力升高而增大，仿真值与试验值的变化趋势基本一致。一级缸头最大溢流压力的仿真误差小于3.36%，二级缸头小于4.34%。上述对比验证了仿真模型的可靠性。

3.2　补油量对最大油气压差的影响

图10示出一级与二级最大油气压差随补油量的变化曲线。

补油量定义为补油泵行程容积与缸头柱塞行程容积之比；该比值定义使得分析结果对不同排量的隔膜压缩机均具有普适意义。仿真工况为压缩机额定工况，计算过程中仅改变补油泵的行程容积，液压系统其他部件的结构参数及转速、吸排气压力等运行参数均保持不变。从图可以看出，一级与二级最大油气压差均随补油量的增加而增大。当补油量由0.2%增至1.2%时，一级最大油气压差从9.7 MPa升至12.6 MPa，增加了2.9 MPa；二级最大油气压差从22.3 MPa升至24.5 MPa，增加了2.2 MPa。其原因是补油量增加导致通过随动阀的溢流流量增大，而溢流时间保持不变，故最大油气压差随之升高。

3.3　液压油可压缩性对p-V曲线的影响

基于隔膜压缩机的油压动态变化曲线，可获得其p-V曲线。液压油的可压缩性对液压系统工作过程产生影响，进而影响压缩机的容积效率与功率。通过p-V曲线分析，研究液压油可压缩性对隔膜压缩机工作过程、容积效率及功率的影响。

图11对比了隔膜压缩机一级与二级缸头在液压油可压缩与不可压缩两种情形下的p-V曲线。

p-V曲线中的压力定义为柱塞实际所受压力，即液压缸内油压；容积比定义为余隙容积与柱塞向下止点运动扫过容积V之和，与柱塞行程容积

V m a x

之比。图11中，曲线A-B对应考虑液压油可压缩性时的压缩过程，曲线A-B'对应液压油不可压缩情形。可以看出，A-B曲线较A-B'曲线更为平缓。这是由于液压油具有可压缩性，在柱塞向上止点运动过程中，液压油与气体同时被压缩，因此柱塞需扫过更大容积后，气体压力方能达到排气压力。A-B曲线在x轴上的投影反映了压缩过程中柱塞扫过的容积。对于一级缸头，考虑可压缩性时柱塞多扫及3.78%的容积；对于二级缸头，该比例为22.1%。由于二级压缩的吸排气压差更大，液压油可压缩性的影响更为显著。

曲线B-C对应排气过程。由于忽略吸排气压力损失，曲线B-C与吸气过程对应的曲线E-A均为水平直线。曲线C-D对应溢流过程中液压油的压缩阶段，曲线D-E则对应液压油与气体的膨胀过程。由图可见，曲线D-E较曲线C'-E'更为平缓，其原因在于：除气体膨胀导致体积增加外，液压油压力亦随之降低，体积相应增大。因此，在相同压力变化下，容积变化更为显著。

曲线E-A对应吸气过程，其长度反映隔膜压缩机一个工作循环内的吸气量。从图11中可以看出，对于一级缸头，考虑液压油可压缩性时的吸气量较不可压缩情形低4.29%；对于二级缸头，该差值达19.6%。其原因是：由于液压油具有可压缩性，膨胀过程从更高压力的D点开始，且曲线D-E较曲线C'-E'更为平缓，导致E点位置较E'点明显右移，压缩腔进气起始时刻相应推迟。因此，在隔膜压缩机设计中，液压油的可压缩性会降低压缩机的容积效率，相较于不考虑可压缩性的理想情形，实际容积效率更低。

隔膜压缩机p-V曲线所围成的面积反映了其指示功。对于一级缸头，考虑液压油可压缩性时的指示功为3.45 kJ，不考虑可压缩性时的指示功为3.63 kJ。对于二级缸头，考虑可压缩性时的指示功为5.66 kJ，不考虑可压缩性时的指示功为7.05 kJ。结合曲线E-A所反映的吸气量，可进一步计算单位吸气量对应的指示功。对于一级缸头，考虑液压油可压缩性时的指示功为1.295×10⁴ kJ/m³，不考虑可压缩性时为1.303×10⁴ kJ/m³；对于二级缸头，考虑可压缩性时为4.703×10⁴ kJ/m³，不考虑可压缩性时为4.705×10⁴ kJ/m³。由此可见，液压油的可压缩性对一级与二级缸头单位吸气量的指示功影响均很小。

图12对比了在二级缸头压比恒定的条件下，不同吸气压力下吸气量及单位吸气量指示功的仿真结果。可以看出，在不考虑液压油可压缩性时，吸气量随吸气压力升高基本保持不变；而考虑可压缩性时，吸气量随吸气压力升高而减小。当吸气压力从10 MPa增至30 MPa时，考虑与不考虑可压缩性两种情形下的吸气量差值由5.2%增至19.6%。此外，单位吸气量的指示功随吸气压力升高呈线性增加，这是由于吸气压力增大导致吸入气体质量增加，压缩气体所需能量随之增加。同时，考虑与不考虑可压缩性两种情形下的单位吸气量指示功曲线基本重合，进一步表明液压油可压缩性对单位吸气量的指示功影响甚微。由于模型忽略了液压油运动过程中的流动阻力损失，这也说明液压油可压缩性本身不会造成功率损失；液压油在压缩与膨胀过程中主要起存储和释放能量的作用。

4　结论

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（1）一级与二级缸头的最大溢流压力均随吸气压力升高而增大。一级缸头最大溢流压力的仿真误差小于3.36%，二级缸头小于4.34%。

（2）隔膜压缩机最大油气压差随补油量增加呈近似线性增大。当补油量由0.2%增至1.2%时，一级最大油气压差增大2.9 MPa，二级最大油气压差增大2.2 MPa。

（3）液压油的可压缩性会降低隔膜压缩机的吸气量，但对单位吸气量的指示功影响很小。受该可压缩性影响，90 MPa隔膜压缩机的一级吸气量降低4.29%，二级吸气量降低19.6%。

参考文献

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2026年第54卷第2期

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doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.02.005

接收时间：2025-10-20
首发时间：2026-10-22
出版时间：2026-02-28

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收稿日期：2025-10-20
修回日期：2026-01-10

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¹合肥通用机械研究院有限公司，合肥 230031

²高端压缩机及系统技术全国重点实验室，合肥 230031

³西安交通大学能源与动力工程学院，西安 710049

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2种不同金属材料的力学参数

科 Family	属数 Number of genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)	属 Genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)
鹅膏菌科Amanitaceae	2	11	5.26	鹅膏菌属 Amanita	10	4.78
小菇科 Mycenaceae	2	12	5.74	丝盖伞属 Inocybe	5	2.39
多孔菌科 Polyporaceae	8	14	6.70	蜡蘑属 Laccaria	5	2.39
红菇科 Russulaceae	3	23	11.00	小皮伞属 Marasmius	6	2.87
				小菇属 Mycena	11	5.26
				光柄菇属 Pluteus	5	2.39
				红菇属 Russula	17	8.13
				栓菌属 Trametes	5	2.39

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