王雪飛，王 明，王世剛

(1．齊齊哈爾大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，黑龍江齊齊哈爾 161000;2．黑龍江交通職業(yè)技術(shù)學(xué)院機(jī)電工程學(xué)院，黑龍江齊齊哈爾 161000)

0 引言

液環(huán)式真空泵在使用的初期通常被當(dāng)做水泵用來抽取液體，隨著應(yīng)用范圍的不斷擴(kuò)大，逐漸成為一種抽取氣體的真空設(shè)備［1］，被應(yīng)用到石油加工、礦石開采、食品加工等領(lǐng)域。

二級(jí)液環(huán)泵工作時(shí)氣體被壓縮兩次，每一級(jí)的壓縮率比較低，內(nèi)部氣流穩(wěn)定，氣泡的爆破程度小，從而汽蝕現(xiàn)象出現(xiàn)較少，程度較低，噪音和振動(dòng)小，降低了對(duì)葉輪的損壞，二級(jí)泵運(yùn)行平穩(wěn)應(yīng)用前景廣泛。

1 吸排氣口的設(shè)計(jì)分析

1．1 吸氣區(qū)流動(dòng)分析

假設(shè)泵內(nèi)液體為理想流體，運(yùn)動(dòng)是穩(wěn)定的，在吸氣區(qū)內(nèi)，液環(huán)內(nèi)表面的壓力為吸氣壓力P1，因此可近似認(rèn)為各點(diǎn)壓力都相等，此吸氣區(qū)任一點(diǎn)速度為:

式中:λ為葉片形狀和葉片影響的修正系數(shù);λ=0．9～1．1，葉片較多取大值［2］。

液體離開葉輪速度不變，圖1所示是吸氣區(qū)液環(huán)形狀。K是液環(huán)內(nèi)表面的一點(diǎn)。

葉輪以外液體流量為:

式中:ζ為寬度比，ζ=B/b;B為殼體寬度;b為葉輪寬度;φ為角速度。

1．2 壓縮區(qū)流動(dòng)分析

如圖2為壓縮區(qū)和排氣區(qū)液環(huán)形狀圖。壓縮區(qū)內(nèi)葉輪外液體的相對(duì)速度為:

液體外流量qEF=(R-ρ)Bvφ，R為殼體內(nèi)表面半徑。而葉輪內(nèi)氣體流量為［3］:

式中:σ為壓縮比，隨角度變化而變化;a為葉輪最小淹深;r為輪轂比。

圖1 吸氣區(qū)液環(huán)形狀

圖2 壓縮區(qū)和排氣區(qū)液環(huán)形狀

1．3 排氣區(qū)液環(huán)分析

(1)吸氣口幾何參數(shù)計(jì)算 吸氣口幾何如圖1所示，當(dāng)給定某一角度φ后，通過式(1)、(2)得ρ、rφ值。由于φ可在0～π間取值，因此吸氣區(qū)內(nèi)液環(huán)內(nèi)的軌跡為:

式中:λ為考慮葉片形狀和葉片數(shù)影響修正系數(shù)，當(dāng)β=45°，Z=12～24 時(shí)，λ=0．9 ～1．1，葉片數(shù)較多時(shí)，取較大值;ξ為寬度比，B/b(B為殼體寬度，b為葉輪寬度);R為殼體內(nèi)半徑;e為偏心距;r2為葉輪外半徑;γ為輪轂比;μ為0．68～0．85

吸氣口末端角(彎曲葉片)為:

吸氣口始端角:一般取35°～45°(單作用)，45°～55°(雙作用)。

(2)排氣口幾何參數(shù)計(jì)算 排氣口的幾何形狀(如圖1)主要有以下參數(shù)決定:

排氣口始端角:

ω為葉輪角速度，rad/s;ρ為密封液的密度，kg/m3;g為重力加速度，m/s2;H1為密封液的液柱高度，mm;P1cr為排氣口臨界壓力，hPa;δcr為氣體壓縮臨界角，°;α 為相對(duì)淹深，α=a/r2，a=0．03 ～0．05 m，且大泵取較小值;δ始=δcr+180°/Z。氣體到達(dá)臨界角 δcr時(shí)，不應(yīng)再被壓縮，排氣口始端角δ始為:

排氣口末端角:δ末=18～30°，葉片數(shù)較多的大泵，取較小的排氣口末端角，經(jīng)以上公式計(jì)算結(jié)果如下:

第Ⅰ級(jí):φⅠ始=40°;φⅠ末=155;δⅠ始=110°;δⅠ末=20°;rφⅠ始=137 mm;rφⅠ末=180 mm;rδⅠ始=180 mm;rδⅠ末=132 mm。

第Ⅱ級(jí):φⅡ始=20°;φⅡ末=110°;δⅡ始=60°;δⅡ末=20°;rφⅡ始=132 mm;rφⅡ末=180 mm;rδⅡ始=180 mm;rδⅡ末=133 mm。

通過計(jì)算確定二級(jí)液環(huán)泵第Ⅰ、Ⅱ級(jí)吸排氣口。簡(jiǎn)化分析模型如圖3和4所示。

圖3 分析模型結(jié)構(gòu)圖

圖4 流體體積分析模型圖

2 吸、排氣口的仿真分析

2．1 吸排氣口的形狀模擬分析

如圖5、6所示，采用兩種不同的吸氣口和排氣口結(jié)構(gòu)，但吸排氣作用面積相等?，F(xiàn)對(duì)這兩種情形的流體流動(dòng)軌跡、速度、湍流強(qiáng)度等進(jìn)行分析。

圖5 第1種情形結(jié)構(gòu)圖

圖6 第2種情形結(jié)構(gòu)圖

初始條件:排氣流量為884 m3/h;工作介質(zhì):空氣;吸氣壓力:33 hPa;排氣壓力:1 023 hPa。

經(jīng)過Solidworks flow simulation軟件分析，結(jié)果如圖7～8。圖7、8對(duì)比分析可知，第1種吸排氣結(jié)構(gòu)的液環(huán)泵內(nèi)部流場(chǎng)較穩(wěn)定，第Ⅰ級(jí)和第Ⅱ級(jí)排氣壓力達(dá)到要求的作用范圍較大，說明較容易實(shí)現(xiàn)壓縮氣體的排氣壓力指標(biāo)。

圖7 第1種情形流場(chǎng)分析圖

圖8 第2種情形流場(chǎng)分析圖

由圖9、10對(duì)比分析可知，第1種吸排氣結(jié)構(gòu)的液環(huán)泵內(nèi)部氣體最大速度為17 m/s，持續(xù)時(shí)間短，變化幅度大;第2中情形的泵體內(nèi)氣體流速最大為18 m/s，持續(xù)時(shí)間較長(zhǎng)，且在第Ⅰ級(jí)和第Ⅱ級(jí)泵體內(nèi)壓縮過程中氣體始終處于18 m/s。

由圖11、12對(duì)比分析，從泵體內(nèi)氣體湍流強(qiáng)度可看出，第1種情況的湍流最大值發(fā)生在第Ⅱ級(jí)壓縮腔內(nèi)，且持續(xù)時(shí)間較短;第2種情況的湍流最大值發(fā)生在第Ⅰ級(jí)壓縮腔內(nèi)，且持續(xù)時(shí)間較長(zhǎng);湍流強(qiáng)度大，耗能就大，效率降低，甚至產(chǎn)生振動(dòng)和噪音等不利影響。

圖9 第1種情形速度曲線圖

圖10 第2種情形速度曲線圖

綜上所述，從氣體壓力、速度和湍流強(qiáng)度角度對(duì)比以上兩種情形，可以清晰地看出第1種情況結(jié)構(gòu)更合理。

圖11 第1種情形湍流強(qiáng)度曲線圖

圖12 第2種情形湍流強(qiáng)度曲線圖

2．2 吸排氣口的大小仿真分析

這里對(duì)第Ⅰ級(jí)和第Ⅱ級(jí)的吸排氣口結(jié)構(gòu)形狀影響，采用工程軟件進(jìn)行分析。圖13為尺寸結(jié)構(gòu)圖，現(xiàn)對(duì)第Ⅰ、Ⅱ級(jí)吸氣口和排氣口得始、末端角對(duì)比分析，其尺寸見表1。

圖13 二級(jí)液環(huán)泵吸排氣口結(jié)構(gòu)圖

圖13 中α1為第Ⅰ級(jí)進(jìn)氣口始端角，α2為第Ⅰ級(jí)進(jìn)氣口末端角;γ1為第Ⅰ級(jí)排氣盤與第Ⅱ級(jí)吸氣盤始端角，γ2為第Ⅰ級(jí)排氣盤與第Ⅱ級(jí)吸氣盤末端角;β1為第Ⅱ級(jí)排氣盤始端角，β2為第Ⅱ級(jí)排氣盤末端角。

表1 吸排氣結(jié)構(gòu)分析尺寸表

經(jīng)過Solidworks flow simulation軟件分析，結(jié)果如圖14～16所示。

圖14 第1種情形流場(chǎng)分析圖

圖15 第2種情形流場(chǎng)分析圖

圖16 第3種情形流場(chǎng)分析圖

從圖14～16的流場(chǎng)分析圖對(duì)比分析可知，第2種吸排氣結(jié)構(gòu)的液環(huán)泵內(nèi)部流場(chǎng)較穩(wěn)定，氣體流動(dòng)較平穩(wěn)，湍流小，氣體流動(dòng)克服阻力損失較小，且第Ⅰ級(jí)和第Ⅱ級(jí)排氣壓力達(dá)到要求的作用范圍較大;能夠達(dá)到預(yù)設(shè)壓力，故臨界壓縮比較接近設(shè)計(jì)值。

如圖17、18分別為第1種情形速度、湍流強(qiáng)度曲線圖。

圖17 第1種情形速度曲線圖

圖18 第1種情形湍流強(qiáng)度曲線圖

從圖17、圖19和圖21速度曲線圖對(duì)比分析，這三種情況的第Ⅰ級(jí)壓縮腔內(nèi)速度相似，速度峰值和持續(xù)時(shí)間較接近，但第2種情況的第Ⅱ級(jí)壓縮腔的峰值在15 m/s和持續(xù)時(shí)間也較短。泵的圓周速度影響著臨界壓縮比、極限真空、效率等，速度如果過小，泵的工作范圍變窄，速度過大，使泵的效率下降，并且軸功率也會(huì)上升。

圖18、20和22對(duì)比分析，從泵體內(nèi)氣體湍流強(qiáng)度可看出，第1、3種情況峰值為1000，且持續(xù)時(shí)間長(zhǎng)，第2種情況較理想，氣體流動(dòng)阻力小，耗能小。

圖19 第2種情形速度曲線圖

圖20 第2種情形湍流強(qiáng)度曲線圖

圖21 第3種情形速度曲線圖

3 結(jié)論

(1)第Ⅰ級(jí)壓縮比一般較大，其吸氣口始端角40°～50°，末端角 165°～170°，吸氣量和吸入速度較適宜。當(dāng)吸氣口始端角小于40°，末端角小于165°時(shí)，吸氣量較小，吸氣速度較大，從而使氣體流動(dòng)克服阻力所產(chǎn)生的損失增加;當(dāng)吸氣口始端角大于50°，末端角大于175°時(shí)，臨界壓縮比和最大真空度也隨之降低，泵效率也會(huì)降低。

(2)第Ⅰ級(jí)排氣口始端角115°～125°，末段角25°～30°時(shí)，氣體能夠較順利地進(jìn)入到過渡腔，氣體從徑向間隙處泄露較少;當(dāng)角度較小、排氣孔面積較小時(shí)，氣體從徑向間隙泄露較大，降低了氣量、最大真空度和效率;當(dāng)角度過大、排氣孔面積較大時(shí)，泵的臨界壓縮比就會(huì)降低，達(dá)不到要求設(shè)計(jì)要求。

(3)第Ⅱ級(jí)排氣口始端角60°～70°，末段角20°～30°時(shí)，氣體能夠較順利地排出泵體，泵體內(nèi)的氣體流動(dòng)情況較穩(wěn)定，克服阻力所耗費(fèi)的能力較小;若排氣口較小時(shí)，氣體不能及時(shí)排出泵體，導(dǎo)致泵腔內(nèi)壓力升高，氣體反作用于吸氣口，使泵體內(nèi)氣體流動(dòng)湍流增強(qiáng)，耗能增加，效率降低;若排氣口過大時(shí)，也會(huì)惡化泵的工作、降低性能。起始角過小時(shí)，泵的臨界壓縮比就會(huì)降低，從而達(dá)不到預(yù)定的臨界排氣壓力或臨界真空度。

［1］ 姜燮昌．真空獲得技術(shù)面臨的挑戰(zhàn)與對(duì)策［J］．真空，2007(2):23-25．

［2］ 王艷忠．液環(huán)式機(jī)械真空泵在常減壓裝置中的應(yīng)用［J］．齊魯石油化工，2012(3):45-47．

［3］ 凌國(guó)平．液環(huán)混輸泵計(jì)算機(jī)參數(shù)優(yōu)化的分析［J］．江蘇科技大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版)，2001(2):21-23．