组合空心转子渗漏对油封式旋片泵抽气效率的影响
2X270旋片真空泵在实际配用过程中,我们发现当被抽容器的压力被抽到100Pa(热偶真空计测出) 左右后, 压力下降非�；郝�, 由100Pa 抽至3Pa竟然用了20min之多。在排除漏气、管道流导等泵本身因素影响后, 换上另台同型号的泵进行抽气,结果截然不同,由100Pa抽至3Pa仅仅用了8min时间。同样的系统,同样型号的旋片真空泵,而翻查泵出厂检验记录, 前者的极限分压力性能甚至比后者好(前者为2×1022Pa,后者为3×1022Pa)。是什么造成这样的结果呢?为此,我们对以上两台2X270旋片真空泵进行试验和解剖分析。
1 试验和解剖分析
1.1 试验
我们进行的试验是空载试验, 试验、测试图如图1。试验、测试过程: 关闭充气阀(1), 接入热偶式真空计(4); 开泵(3)运行1h,使泵油温正常,读出热偶计读数(小格数)作为泵的极限全压力(小格数)然后停泵并充入大气; 5min 后, 关闭充气阀, 开泵并同时计时1min, 分段记录热偶计读数(小格数) , 见记录表1。
11 充气阀 21 进气管 312X270 旋片真空泵 41 热偶式真空计
图1 试验、测试装置原理图
从表1看出两台泵的抽气效率相差非常大,为了取得更多的数据,我们又从本型泵的成品中抽出16台进行试验、检查, 结果发现有9 台泵的抽气效率低于40%,只有7台泵在80%以上。
注: 11“1 号泵”、“2 号泵”分别为配用时抽速慢、快的2X270旋片式真空泵;
21 抽气效率={[1m in 热偶真空计读数(格)三次平均值]ö[极限全压(格)]}×100%。
1.2 解剖分析
为了找出问题的本质所在,我们解剖了1、2真空泵。对其结构进行了详细的分析,从转速、各零部件公差、油孔大小控制到装配质量均没有发现两泵的本质区别。最后,我们采用互换装配法,把转子部件互换装配后进行测试,结果抽气效率也“互换”了。原来问题的关键就在转子部件上。因此我们完全把注意力集中在转子部件上。
转子部件的结构如图2,从结构图可看出,它是由上下空心转子体和前后轴头通过销钉定位、螺钉紧固组装后进行精加工而成。组装好的转子部件, 形成了由空心转子体与前后轴头组成的两个封闭空间A1、A2,它们在转子部件进入泵腔运行前,一直处于1个大气压状态(所含物质主要是空气、组装的加工液等)。当装配好后进行运行调试时,如果转子体与轴头的结合面不渗漏的话,不管泵腔里的真空度如何,它将一直处于1个大气压状态。但是, 如果结合面有渗漏, 则A1、A2里的气体将沿结合面间隙漏入泵腔。
图2 转子部件结构图
我们知道,油封机械真空泵在大气压～10-2Pa阶段(用热偶真空计测量约达5格)的抽气速率近似于常数。在这一段压力的抽气过程中, 系统内的压力较高, 排气量较大, 即使系统内有些微小的漏气和放气, 对系统的抽速影响也不大, 可以忽略不计。但当系统内的压力低于102Pa时, 影响就相当大了。
图3 工作原理图
我们可以根据旋片真空泵的结构和抽气原理建立一个模型如图3, 图中B1 为吸气腔、B2压缩排腔。设两转子轴头与转子体结合面间隙的流导为C,随着转子部件的旋转,A2进入B1腔。由于此时A2腔的压力为Pz(抽气开始时为一个大气压) 比B1腔的压力Pb高得多(设此时已达102Pa) , 则从A2漏出的气流量为Q
Q = C (Pz - Pb) = DPbzC
由于Q 通过端面和旋片间隙直接进入B1腔则B1腔的压力会升高至Pbl,随后进入B2腔排出泵腔外。当A1进入B1腔时, 也如此。周而复始, 直到平衡即Pz=Pb=极限压力
因为结合面的流导C是比较小的(因加工精度、装配精度、变形量大小等不同而异) , 由A1、A2腔漏入B1腔的过程, 也将是很缓慢的, 而且Q也随着DP bz 变小而逐渐变小。但是, 当C由于结合面的间隙非常微小而被泵油形成的油膜密封时则Q≈ 0,此时,对泵抽气效率产生的影响也可以忽略不计了。同样道理, 当泵配用到真空系统上时, 也会产生同样的过程, 只不过把B1 延伸到管道、真空容器上去罢了。
这就是组合式转子对油封旋片真空泵抽气效率的影响。
2 改进措施
由解剖分析得知, 当结合面的流导C 非常微小或结合面完全
