旋片真空产品的应用

旋片真空产品的应用

旋转泵是利用旋转泵和旋转槽中的旋转泵的旋转，从而获得真空的变容机械泵。当采用工作液来进行润滑并填充泵腔死隙,分隔排气阀和大气时,即为通常所称的油封旋片真空泵。无工作液时,即为干式旋片真空泵,将另页介绍。在油封旋片真空泵中,国内习惯上称皮带传动的为旋片真空泵,而把泵与电机直接连接或用联轴器连接的称为直联旋片真空泵。在每种泵中,又有单级和双级之分。在单级泵中,由于选用的结构形式和参数不同,泵的极限压力和用途也不同。它们的共同特点是结构较简单,使用方便,能从大气压力下起动,可直接排入大气,偏心质量较小,维护简便,双级泵的极限压力为6×10-2～1×10-2Pa,一种单级泵可达4Pa左右,另一种单级泵为50～200Pa左右。自1909年盖德(W.Gaede)发明旋片泵并取得德国专利,1936年又发明气镇泵,1941年取得专利以来,旋片真空泵得到广泛应用和不断完善。60年代末,国际上出现了提高转速,直联的小型化趋势,70年代初出现了直联系列产品,到80年代初,又推出了改进的系列产品,有多种可供用户选配的附件,可以保护泵,或保护环境,泵本身结构也有改进而使可靠性提高。在泵的结构方面,为了能在停泵时防止返油,有的设有能自动切断油路的止回阀,有的设有进气通道截止阀,有的为了能在泵开气镇运转突然停电时自动切断气路来保持泵口处于真空状态而设有油泵和控制结构。在附件方面,有消雾器、气味过滤器、阻挡碎玻璃等杂物用的入口过滤器、灰尘过滤器、蒸汽凝结阱、化学阱,有控制泵温以提高水蒸气抽除率和保护泵的温控水量调节阀。到了80年代末,90年代初,又推出了油过滤器,能监视油温、油压、油质等的电子显示器,甚至可以与计算机联接,进行自动控制,采用强制润滑和风冷,使泵的连续工作入口压力达10kPa,甚至更高,同一台泵的适用范围因而更大。双级旋片真空泵,可以广泛用于冰箱、空调机、灯泡、日光灯、瓶胆生产和电子、冶金、医药、化工、滤油机、印刷机械、包装机等工业,可作为扩散泵、罗茨泵、分子泵等的前级泵,供电子仪器、医疗仪器等配套和实验研究应用。由于直联泵没有皮带摩擦的粉尘的污染,体积小、重量轻、材料节约、功能日趋完善,更被广泛推广应用。1从管道中回收气旋片泵,它有偏心地装在定子腔内的转子及转子槽内的两个或数个旋片,转子与泵壳内表面或线密封或面密封,转子带动旋片旋转时,旋片借离心力(有的还有弹簧力)紧贴缸壁,把进排气口分割开来,并使进气腔容积周期性扩大而吸气,排气腔容积则周期性地缩小而压缩气体,借气体和油的压力推开排气阀排气,从而获得真空。见图1。双级泵由二个单级串联而成,进气压力高时,一般大中型泵,二级可同时排气,进气压力低时,气体由高级排入低级,然后再排出泵外。由于泵是利用吸气容积的变化来抽吸气体的,其名义抽速可按吸气的几何容积来设计计算。2气镇阀的作用由于真空泵的抽气过程是一压缩过程,故当有水蒸气之类的可凝性气体时,如果在排出泵腔前达到其饱和蒸汽压力,则会凝结在油中,使泵油乳化变质,润滑密封性能变坏,凝结物在吸气腔中还会重新变成气态,使真空度降低。据介绍,当含水超过50%时,还会破坏润滑性能,造成频繁换油和浪费。国外经过了十八年的研究,发明了气镇泵。其原理是,排气腔的压力是由空气分压力和蒸汽分压力二部分组成的,只有当二者之和足以克服排气阀的大气压力和弹力时,才发生排气。气镇阀的作用,是在排气发生之前向泵的排气腔充入一定量空气,以降低排气压力中的蒸汽分压力,当它低于泵温下的饱和蒸汽压时,即可随充入气体排出泵外,而避免凝结在泵油中。另外,当密闭泵口运转时,已混入油内的可凝性气体的凝结物或气相就会溶于油中的物质,又会在泵腔内从油中逸出,这时如果开气镇工作,也可抽除一定的可凝性物质,从而起到一定净化作用,延长泵油的使用期。真空泵油较贵,货源亦有限,因此合理使用气镇有着大的经济意义。在结构上,气镇阀有一逆止阀,防止排气时油、气从气镇孔排出,气镇量设计成可调的,可获得不同气镇极限压力,气镇阀的开启便于移到泵外的合适位置,可实现远距离操作。气镇阀微量渗气时可降低噪声,还可作为停泵时的放气阀用,来避免或延缓停泵返油。气镇量与泵的几何抽速、掺气级的几何容积、气镇孔大小、间隙大小有关。气镇极限压力与泵的不开气镇极限压力和油路设计有关,与气镇量有关。对同一台泵来说,开气镇运行时,泵的极限压力和抽气效率会下降,泵温会升高,掺气量小变化小,抽除可凝性气体的量亦少。另外,排气温度高,排气温度下的饱和蒸汽压就大,最大许可入口蒸汽压力就大些,水蒸气允许量也大些。因此,当泵被抽系统含有较多水汽时,可让泵先空转20min左右,待泵温升高后再抽系统,可避免或减少水汽在泵内凝结。对水冷泵,可用温控装置来控制泵温在安全而又较高的数值范围。例如,150L/s的单级旋片泵,控制泵温在75±5℃,泵的水蒸气允许量可达12～14kg/h。3断油阀的使油孔无法进入关闭位置如果停泵时,有油孔与泵腔相通或排气阀、轴封、泵盖平面、进气管、气镇阀等密封不严,由于液位差的存在和重力作用以及泵腔处于真空状态时油箱与泵腔的压差作用,油就会返入泵腔,油量足够大时,油还会返到进气管道中,造成下次起动时阻力大,旋片和转子受力大,排气阀受力大,起动困难,影响零部件寿命,降低泵的可靠性。因此,应设法防止停泵返油。其原理是,在停泵时切断油路,消除泵腔负压,降低液位差,减少返入油量。常用的具体措施有:①把排气阀附近的油与其余油隔开,油位只略高于隔墙。②把油箱和排气阀移在侧面,以降低油位,减少油量。③阀座平面要平整,阀片加弹力。④轴封和静密封部位要可靠,适时更换。⑤在油孔中加管子,使油位仅略高于进油口。⑥设置止回阀机构,停泵时自动关闭进油孔。⑦设置油泵和辅助机构,停泵时切断油路。⑧泵口装充气阀。⑨装入口容器。我国上海真空泵厂2XZ-4型泵上采用的第一种止回阀机构,是利用泵工作时叶轮受到油的反作用力成为一个凸轮机构,推动止回阀杆开启油孔。阀杆必须调整到一个合理位置,使阀杆对叶轮的力的作用线与传动中心有一个距离,从而停泵时,油对叶轮的反作用力消失。阀杆上的弹力会使叶轮偏转而与阀杆脱开,关闭油孔。调整要点是油孔处阀头平面的最大开启高度为0.8～1.2mm,高了会出现死点。一种改进的结构是用拉簧代替弹簧片,可避免装配、维修时不当心引起变形失效。用离心力来形成凸轮轮廓。偏心块下落的阻力较小,关闭较可靠。优缺点比较:泵口装电磁截止带放气阀等进气口阀,会增加成本,增加阀门故障,降低抽速。对于油孔直通、排气阀关闭不严的泵,阀只能延缓向泵腔返油和阻止油进入阀外被抽系统。对制造厂来说,泵的结构较简单,制造较容易,防止污染阀外被抽系统较可靠。采用止回阀和动密封、静密封的结构,即使遇到突然停电而不向泵内充气,也能在较长时间内使泵腔处于真空状态,无显著返油。但其可靠性受制造、装配、油封、排气阀和其他静密封件的质量状况影响。如果加装一入口容器,那么,即使发生返油,也只限到容器中,则比较可靠,用户可自行选择措施。顺便指出,止回阀有节制进油量的作用。例如,每转只有约四分之一的时间开启油孔。油量过多噪声大些,由于油中含气,极限全压力也可能会有所下降。过小的油孔加工较难,止回阀可克服这一困难。另外,万一止回阀零件损坏,拆除止回阀杆后泵仍可使用。但停泵后要立即向泵内充气,以防返油,故要适时检修,对重要用途,可加装放气阀或截止带放气阀。4旋片泵的噪声旋片泵的噪声,通常指泵在温度稳定时,在极限真空下测得的噪声级。它包括泵本身的噪声和电机噪声。对用户来说,还关心泵温未稳定时的起动阶段的噪声和不同入口压强下运转的噪声,还有开气镇工作时的噪声。因此,要考虑多种影响因素。就发声的部位来分,泵的噪声有下列几个可能方面。①旋片对缸体的撞击,泵残余容积和排气死隙中的压力油的发声;②排气阀片对阀座和支持件的撞击;③箱体内的回声和气泡破裂声;④轴承噪声;⑤大量气、油冲击挡油板等引起的噪声;⑥其他。如传动引起的噪声,风冷泵的风扇噪声等;⑦电机噪声,这是至关重要的因素。分述如下:①旋片对缸体的撞击。如果设计、制造或用料不当,引起旋片滑动不畅,或者由于存在排气死隙,不可压缩的油引起旋片头部不能始终紧贴缸壁运转,就会引起旋片对缸壁的撞击发声。因此,宜采用圆弧面分隔进排气口的结构。用排气导流槽消除死隙。在采用线分隔结构时,应尽量缩短排气终点到切点的距离,对于70L/s以下的旋片泵,考虑旋片的实际厚度,建议取7～10mm,大泵取大值。过近时,由于转子旋片槽的存在和旋片头部只有一条狭带接触,旋片转到切点位置时密封效果一旦不好,就会影响泵的抽速甚至极限压力。可见这种结构不能完全消除排气死隙,限制了降噪水平。需要指出的是,旋片与槽的间隙过大会降低性能。因此,要保证合理的公差配合和形位公差值,注意旋片的热膨胀,避免旋片与槽拉毛,注意油的冷油粘度,设计足够的旋片弹簧力,在采用圆弧面分隔时,转子中心的附加偏心值不宜过大。不然,旋片经过两个圆弧,会在交点处产生脱离缸壁趋势,反而引起撞击噪声。一般小泵为0.20～0.25mm即可,大泵可适当加大。排气死隙中的压力油和残余容积中的压力油的发声。泵到极限压力时,两处压力油会在与真空腔室接通时高速射向真空腔室,与转子、缸壁撞击发声。两处容积的大小、位置与噪声有关。②阀片对阀座和支持件的撞击噪声。吸入的气体量大,泵的循环油量多,阀片噪声就越大,阀跳高,阀的面积大,阀片噪声也大,阀片材料也有一定影响。橡胶阀片的噪声应比钢片或层压板为好。为此,要节制进油量,阀片关闭要及时,要严密。注意阀的选材与结构。③箱体内的回声和气泡破裂声。气量增大时,此项噪声将增大。因此,开气镇时或通大气时此项噪声会明显增大。如果气镇量可调,则可合理调节气镇量。④大量气体和油排出时冲击挡油板等零部件时发出的噪声。如果零件刚性不足或未紧固,产生振动与碰撞,会使此项噪声增大。因此挡油板不仅应有足够刚度并紧固,而且在需与其他零件(如油箱)接触时,利用夹橡胶的方法可避免振动引起的碰撞噪声,并改善挡油效果。⑤轴承噪声。滑动轴承的噪声一般比滚动轴承的低。一般小泵均可采用滑动轴承。需采用滚动轴承时,应避免选用低精度的轴承。⑥其他。可包括传动引起的噪声、风冷泵的风扇噪声,制造偏差或零件损伤引起的不正常噪声,油箱内壁吸音面积的大小,紧固件松动引起不正常碰撞发声等。为此,应合理选择传动件结构与精度、风扇结构、定子结构和工艺手段,减少制造偏差,适当增加吸音面积。⑦电机噪声。规定了泵的整机噪声。电机噪声首先至少必须低于此声级。实际上一般地说,泵的噪声很难做到比配套电机低。对于直联结构来说,两声源很近,因此要求电机噪声低于整机噪声3dB(A)是需要的。要想达到国际先进水平,更需如此。电机轴承精度,转子动平衡精度、轴承外壳的松动、电的噪声和电机风扇噪声都会影响电机噪声,选购与抽验时应予注意。此外,必须紧固和密封油箱的进气嘴、气镇阀、排气嘴等连接部位,否则大气起动时可能引起泄漏的尖叫声。除上述提到的消声措施外,还可用气镇阀或气镇阀上的附加针形阀微量掺气,使排气死隙为气体和油共同占据,可明显降低噪声,对于双级泵可只有不大的降低。5高级转子的结构旋片泵的具体结构,可谓五花八门,不胜枚举,这里只是作些介绍。习惯上有“油浸式”和“油封式”之分。前者指泵体浸在油箱中的,它的优点是:许多要求气密的部位和零部件都可借助于油来密封;便于设置防止停泵返油机构;便于设置气镇辅助油路,使之提高气镇性能,也可使泵在较高入口压力下工作更可靠。目前最大抽速已达70L/s。其余的称为“油封式”,取意是只把排气阀浸在油中,用油把排气口密封起来。按照转子偏心的位置分,又有所谓正偏心与侧偏心之分。偏心在正上方的叫正偏心,在侧面的叫侧偏心。侧偏心的优点是:油位较低,油量可较少,停泵返油较少,起动功率和配用功率可较小;排气阀检修、维护较方便。注意装配工艺宜采用竖装法。对于正偏心结构,装配可采用倒装法,利用转子自重找正装配位置。对于双级泵,高低二级转子的连接方法和支承方法也有不同:一种是四个支承,叉式连接;另一种是二支承,键连接传动。在二支承结构中,低级转子多为带内孔的结构,也有用高级转子中壁一侧轴颈延长作为低级转子的。如果低级转子外径与高级转子相同,采用正槽不穿轴形式时,转子外径与缸径之比d/D=b应有较大值。采用正槽穿轴形式时可取较小b值。此时转子一端开槽而另一端带凸缘。也有人采用高低二级取不同的b值,不同的缸径和转子直径的做法。或采用侧偏旋片槽的结构形式。由于选用结构不同,泵的拆装也不一样,用户必须仔细阅读使用说明书,以防损坏泵。对于高级转子,凡高速直联结构,考虑动平衡影响,宜采用实心形式。对于低速泵,转子较大时,为减轻重量,宜采用空心形式。转子有整体、整体加穿轴、拼接、焊接等结构形式。国内普遍采用的一种结构是由二半转子体加二转子盘用螺钉和销钉拼接。一种新结构是用一个转子盘与一个整体转子体拼接,具有刚性好、工时省、形位公差精度好的优点。关于定子结构,有整体式、中壁压入式和拼接式三类。国内普遍采用的结构之一是中壁外径与缸径尺寸相同,用过盈配合压入定子,优点是高低二级缸径同心度好、工时较省。缺点是过盈小时受大力后可引起轴向位移,过盈大时形位公差受影响;二级的偏心圆弧须二次装夹分别加工;圆弧深度难以测量。一种新的中壁压入式结构是中壁外径与转子直径相同,高低二级的偏心圆弧面可一次装夹加工,同心度好,包括深度在内的所有公差均可用普通量具检测,采用较小的过盈量加定位销,加上中壁尺寸较小,定子中壁处较厚,故有较好的形位公差精度,为取得高性能和好的一致性提供了条件。此结构由上海真空泵厂发明并获得国家实用新型专利,专利号:852017936,证书号:2543,已先后用于2XZ-2A/4A/2B/4B/1B/8B/15B泵中,效果很好。拼接式定子结构,一般可由五大件拼成,零件较简单,适于自动化生产,报废损失少,零件磨损后修理的可能性较大,缺点是对机床精度的要求较高,以减少累积误差,零件多,加工面多,销孔和销钉要求精确,对于大泵,拼接较复杂,劳动强度大。也有采用其他拼接形式的。整体式定子结构,有如上海真空泵厂早期生产的4L/s以下2X型泵,具有维修简单,中壁不会走动,无中壁过盈变形的优点。但工时较多,工艺要求较高,劳动强度较大。关于排气阀结构,按材料分有橡胶、金属和树脂层压板之分。橡胶阀片有板形、方形、三角形等基形,金属阀片有板形、多层环行等基形,树脂层压板则为板形。对于低速泵,排气阀上可以不加弹力,但也有加弹力的。对于高速直联泵,排气阀上一般应加弹力,过小过大都会影响性能。因此,一般情况中,高速直联泵在1.3kPa以上入口压力下的抽气效率将低于不加弹力的低速泵。一般应用通常并不常在这些压力下工作,因此可以不必考虑。关于排气阀的设置。由于排气速度影响泵的功率和1.3kPa以上入口压力下的抽速,故要加以限制。在高速直联泵中,一般高低二级都设置排气阀,件数视地位和排气速度而定。对于二级吸气容积相等的小泵,可只设低级排气阀。6泵口结构防停泵返油旋片泵的设计,首先应根据用途及工艺条件进行结构设计。在结构设计总体方案确定后,再进行主要参数和尺寸的设计计算,并辅以必要的辅助计算。关于结构设计,本章前面的介绍可供参考选择,这里再介绍几点。对于大泵应采用水冷;为提高气镇性能,应有附加油路;对于70L/s以下规格可设计成直联结构;采用性能良好的工程塑料或其他非金属做旋片;采用合适的泵内防止停泵返油措施;设计合适的可选择的泵外附件。极限压力为4Pa左右的可设计成单级泵,以水蒸气允许量较高为目的的可设计成单级泵,≥70L/s的泵可用皮带传动和较低转速,并采用温控流量调节阀使泵在较高泵温下工作,如75±5℃,对于以真空吸引为主要用途,极限压力为50～200Pa的单级泵,频繁抽大气,常在较高入口压力下运转,应选用较大的b值;应带油气分离和消雾装置;泵口一般均带逆止阀,以防停泵返油并保持泵口为负压状态,通常为直联强风冷结构。另外,应尽量采用系列设计,以利于提高通用性和标准化程度,以利组织生产,降低成本。关于泵主要参数和尺寸的设计计算。可以根据经验和公式选取不同参数进行计算、比较再选择并把尺寸圆整,最后选定方案,验算有关数值。这里介绍一种计算方法。6.1旋片数目的选取、泵轴转速n、旋片数Z、初选直径比b、长径比a、容积利用系数Kv。6.1.1几何抽速SthJB/T6533—1997要求泵的几何抽速Sth应为名义抽速S的1.0～1.2倍。由于国内行业标准规定用几何抽速来考核抽气效率,因此,如果用户要求泵的最大抽速更接近名义抽速,则应选较大的Sth值。对于排气压力较高的泵,更应如此。6.1.2泵轴转速n小则尺寸大、体积大、重量大、材料消耗较大,但温升较低,旋片头部最大线速度较小,对旋片材质和泵油要求较低,橡胶件不易老化。国内实际采用的皮带传动泵n在320～800r/min之间。反之,n大则尺寸小,体积小、重量轻、用料少、采用电机直联结构时结构紧凑、动平衡好、振动小。但应采用比重较小的耐磨的旋片材料,增强冷却,改进泵油性能,通常取n=1400～1700r/min,对于8L/s以上大泵,也有取n=960～1150r/min的。6.1.3旋片数目Z的选择对于4Pa以下极限压力的泵,在每一级中一般多取Z=2。采用Z=3的也有,但较少,而且原先用3片的莱宝DA系列泵在DB系列改进型泵中又改用Z=2。片数多,加工要难一些,成本要高一些,抽速则可增加一些。对于极限压力为50～200Pa的泵,b值较大,容积利用系数较小,增加片数一可增加抽速,二可使性能稳定。常用3片。对于干式旋片泵则多用4片。6.1.4选择直径比bb=d/D,抽速一定,b小则泵的定子尺寸小,偏心距e大,泵运转时旋片最大伸出长度与留在槽内的长度之比大,旋片受力大,容易磨损或发生故障。在实用中b=0.75～0.90。连续工作入口压力较低的可取小值,反之可取大值。6.1.4选择长径比aa=L1/D,L1是泵腔长度,对于双级泵指高真空级的长度,D是泵腔直径,a值的选取影响旋片头部的最大线速度,与泵温、磨损有关,影响加工工艺性、外形尺寸和重量以及外形的美观。a值还受进气口结构的限制。通用化规格选择不当,会使泵温度较高,外形尺寸大,重量大,一般取a=0.4～1.5,对于大泵取大值,小泵取小值。6.1.6选取或计算容积利用系数Kv通常总可通过合理的布置进气口和加进气导流槽来获得最大吸气容积和最大容积利用系数。这时,可从表中方便地查取Kv值,也可按公式进计算。对于二片式Κv=(π-φ)+12sin2φ-12πb2π(1-b2)Kv=(π−φ)+12sin2φ−12πb2π(1−b2)式中φ=arccos(1-b)对于三片式Κv=φ1-φ2b2+(1-b)sinφ1π(1-b2)式中φ2=π3φ1=π3+arcsin[(1-b)sinπ3]对于三片式Kv=φ1−φ2b2+(1−b)sinφ1π(1−b2)式中φ2=π3φ1=π3+arcsin[(1−b)sinπ3]6.2主要尺寸的确定6.2.1zkva1b3mmd的dmmd的dmmd的d值,d的d值mmd的计算D=3√24×107SthπznΚva(1-b2)(mm)D=24×107SthπznKva(1−b2)−−−−−−−−−√3(mm)d=b·D(mm)L1=aD(mm)e=12(D-d)(mm)e=12(D−d)(mm)6.2.2、大小泵比的确定L1/L2称为高低二级的缸长比,如果两级的D、d相同,其值为高真空级的压缩比,比值大则低级缸短,泵的体积、重量、材料消耗均小,对于大泵,尤为显著,对于小泵,由于本身尺寸小,大的压缩比不但由于布置排气阀等结构上的原因而受限制,而且尺寸重量的减少也不显著,一般L1/L2=1～6。6.2.3旋片的下压板r+eVmax=πn30⋅(R+e)⋅10-3(m/s)Vmax=πn30⋅(R+e)⋅10−3(m/s)式中R——泵腔半径,mme——偏心距,mm此值过大,泵温一般较高,而且会使树脂浸渍的层压旋片头部焦黑开裂,应予注意。6.2.4旋片厚度的确定a.旋片高度h的计算,hmin=√R2-e2‚h＜hmin才能避免二旋片在槽内相碰。旋片的最大伸长h1=D-d=2e。为保证旋片在槽内自由滑动,可靠工作,密封良好,推荐取旋片槽内最小长度h2≥h1,应有h2≥0.4。h=h1+h2b.旋片厚度B的选取旋片厚度应考虑材质、强度、比重、旋片和转子旋片槽的工艺性。铸铁强度高,变形小,离心力大,故对大泵要考虑适当选薄一些,或用非金属材料替代,对于高速直联结构,一般都应采用非金属材料,下面的表中部分是一些产品中实用的材质和厚度,可供参考。6.2.5选取的标准。对于常用的法管道直径对泵的抽气效率有影响,入口压力越低,影响越大,一般情况下,可按标准选取。出于通用化设计的考虑,在实际应用中也有不同于标准的入口连接和进气口径。6.2.6、二级排气面积泵的最大排气速度v过大,对防止喷油不利,还会降低高入口压力时的抽气速率。过小则排气口总面积大,结构尺寸较大,推荐取v=20～30m/s。如果是双级泵,且高、低二级都设排气阀,则大气起动时二级同时排气。故排气总面积F包括二级的排气面积。按照流量连续性原理,应有S1Ρ1=S2Ρ2=S2hΡ2h+S2LΡ2L式中S1——泵的抽速,可取S1=0.8SthP1——泵的入口大气压力S2h——高级排气容积流量P2h——高级排气压力S2L——低级排气容积流量P2L——低级排气压力因为S=Fv10(L/s),故F=10Sv(cm2)S可由设计者决定,例如二级设置相同排气面积和P2,则S=