上節中（雙活塞缸式氣動真空發生器改進設計的理論依據）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40 mm, 真空腔直徑40 mm, 活塞桿直徑8 mm, 行程40 mm,供給壓力0.15 MPa。

       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指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