2xz—15型旋片式真空泵设计论文

目录 中文摘要 1 英文摘要 2 1 绪论 .3 1.1 课题背景 3 1.2 旋片泵的发展状况 3 1.3 国内外现状比较 4 2 旋片式真空泵的工作原理和结构 .5 2.1 旋片泵的工作原理 6 2.2 结构特点 7 2.3 转子结构 8 3 基本参数计算和主要尺寸的确定 .9 3.1基本参数的选取 .9 3.1.1 理论抽速（几何抽速） .9 3.1.2 电机选择 .9 3.1.3 转速的选择 10 3.1.4 长径比、直径比、旋片数的选择 10 3.1.5 容积利用系数 Kv .10 3.2 主要几何尺寸的计算 .11 3.2.1 旋片泵基本尺寸的确定 11 3.2.2 旋片尺寸确定 12 3.3 进、排气口的尺寸确定 .13 3.4 泵电机功率校核 .14 3.5 联轴器的选择和轴的计算 .15 3.5.1 联轴器的选择 15 3.5.2 轴强度校核 16 3.6 轴承的选择和计算 .18 3.6.1 轴承的选择 18 3.6.2 轴承的计算 18 4 结构设计和改进 19 4.1 排气阀的改进 .19 4.2 排气口的设计 .20 4.3 挡油板结构的设计 .20 4.4 油泵强制供油系统 .21 结论 .23 致谢 .24 参考文献 .25 1 2XZ15型旋片式真空泵设计 摘要：旋片式真空泵是一种基本的真空获得设备，它既可以单独用以获取低中真 空，也可以做其它中高真空泵的前级泵来使用。在这次2XZ-15直联旋片泵 的设计中，首先，分析了真空获得设备的情况以及国内外直联旋片泵在性 能上的差异，肯定了直联旋片泵研发的必要性。然后分析了国内旋片泵存 在问题，主要是喷油、漏油、返油、噪音等问题。随后，对存在的问题， 结合现有的技术水平，给出了解决方案和设计目标。根据解决方案，提出 了结构上的几个改进，即改进挡油板和排气阀结构、改进排气口结构、挡 油板的改进、油泵强制供油系统和外观的改动。这些改进，给旋片泵提供 了清洁的真空作业环境，改善了真空泵的使用性能，提高真空泵的使用寿 命。 关键词：旋片泵 喷油 噪音 改进 2 Abstract: Rotary vane vacuum pump is an elementary equipment in vacuum technology , and is applied in many fie1s . It can be either singly used , or combined with other rough or fine vacuum pumps as backing pump . In this paper , vacuum pumps market is first described , then the performance of domestic products are compared with those of overseas products . These show the urgency of developing new rotary vane pumps . The main problems of present products are described in detail , which include oil injection , oil spillover , noise , etc .By analyzing these problems , the solving plans and the design target are given .According to the plans ,several key improvements and innovations are carried out , including improved oil baffle and outlet , improved structure of the exhaust port , oil baffle plate improvements , oil force supply system with oil feed pump , and new figuration for the pump. These improvements to rotary vane vacuum pump provides a clean working environment, improve the use of the vacuum pump performance, increase the service life of vacuum pump. Keywords:Rotary vane pumps Oil injection Noise Improvement 3 1 绪论 1.1 课题背景 真空设备包含三大类产品：真空获得设备、真空应用设备、真空测量仪表。其 中，真空获得设备是最基础的设备，真空获得设备也被称为真空泵。人们可以用它 来得到真空环境，达到不同的应用目的。就真空获得设备的应用来说，可以简单分 为通用型和专用型。其中，通用型真空泵的工作温度一般为5-40，但不能作为输 送泵用。国内目前大部分产品都属于这一类 1。 在所有真空获得设备中，以旋片泵产量最大，用处最广。它的体积小重量轻， 结构简单，成本比较低。不仅可以单独使用，而且可以与其他真空设备配合，作为 其他泵的前级泵使用，被广泛的应用于医药生产、食品加工、电子等行业。 旋片式真空泵是真空技术中最基本的真空获得设备之一。它的工作压力范围为 101325到13325 10-2Pa。它可以单独使用，也可以 作为其他真空泵的前级泵，用 以抽除密封容器中的干燥气体。如果附有气镇装置，还可以抽除一定量的可凝气体。 但旋片泵不适合用于抽出含氧过高、有爆炸性、对金属有腐蚀性、与泵油会发生化 学反应、含有颗粒尘埃的气体 2。 随着旋片式真空泵应用数量的增加和应用领域的扩展，对于缩小泵的体积、减 小泵的重量、减小电耗、降低泵的噪音、防止泵的喷油漏油等要求更加迫切，而提 高泵的转速则是改进泵性能的一个重要途径。高速直联旋片泵已有由小型泵向中型 泵发展的趋势。在国外，直联泵的应用已相当普遍，我国随着旋片泵旋片材料和泵 油质量的提高、泵的结构不断改进，中型直联泵的研制和应用也将会得到迅速发展。 1.2 旋片泵的发展状况 自从1909年盖德(WGaede)发明旋片泵并获得德国专利，1936年又发明了气镇 泵，1941年取得专利以来，旋片真空泵得到广泛应用和不断发展。60年代末，国际 上出现了提高泵转速、直联的小型化趋势，70年代初出现直联系列产品，到了80年 代初，又推出改进的系列产品，有多种可供用户选用的附件，泵本身结构也有很大 4 改进，使其可靠性提高 3。在泵结构方面，为了能在停泵时防止返油，有的设置了 能自动切断油路的止回阀，有的在进气通道上设置了截止阀，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置了油泵和控制机 构。在泵转子与定子的相对位置上，也有人做了研究，例如采用偏侧心、下偏心等 4。德国的S630FFL型油封旋片泵，采用了下偏心结构，重心较低，运转平稳。 容易安装，为制造大型旋片泵创造了条件。近几年来，我国的旋片泵生产也取得了 很大的进步，但是因为加工工艺和设备落后，机械加工水平不足，导致我国的旋片 泵的技术水平仍然相对落后很多，难以满足各大新兴行业的需求。 1.3 国内外现状比较 近几年来，随着我国电子科技、食品加工、医疗生产等方面的不断进步，对旋 片真空泵的各项性能指标要求也越来越高，急切需要更可靠、更高效、更完善的旋 片泵产品来满足国内生产需求。但是，由于国内的技术有限，与国外生产的旋片泵 在性能上仍存在一定的差距。 (1)国内外的旋片式真空泵产品性价比参数相差巨大 虽然近年来，国产旋片泵的性能指标，例如抽气速率、极限真空、用油量、最 高使用温度等方面取得了很大的进步。但在一些用户比较关心的方面，例如密封、 比功率、使用寿命、外形、噪声等方面，与国外的同类产品相比较仍然存在很大的 差距。 与国外同类产品相比，国产旋片泵存在的问题具体表现在以下几方面 5-6： (1)抽气效率过低 泵的抽气效率是指实际抽速与理论抽速之比。按照JBT65331997旋片真 空泵标准规定，2Pa时双级泵的抽气效率不低于45，1.5kPa时不应低于80。 该指标表示了泵的抽气能力，国产旋片泵不合格产品中约80是因为该项指标过低。 (2)存在喷油漏油问题 国产的很多旋片泵存在喷油漏油现象，对于制冷、半导体、电子、食品包装行 业来说都是不允许有喷油漏油现象的。国产旋片泵不合格产品中约20是因为喷油 和漏油现象。 5 (3)噪声过大 噪声过高也是急需解决的问题之一，旋片泵不合格产品中由于噪声过高而导致 不合格的产品约占了20。如，按照JBT6533-1997旋片真空泵规定，旋片泵 的噪声不得大于72dB，然而实际上现实中有些泵的噪声甚至高于75dB。 以上几个方面是目前国产旋片泵存在问题较严重的地方。另外，在极限压力、 比功率、用油量、重量、最高使用温度上都存在这一些问题。 (2)国产真空泵的设计方案较落后，缺乏创新能力 目前，真空泵的市场是十分巨大。我国现在的真空设备的销售情况，旋片泵 占据了首位。因为国内经济的迅速发展，对真空获得设备的需求日益增加。尽管旋 片式真空泵结构相对比较简单，然而国内已有的设计方案缺乏创新。仅仅局限于对 现有设计方法的改进。在加工及装配精度、工艺设计一时难以得到提高的情况下， 很难从根本上解决现存的问题，也很难真正实现旋片泵产品技术参数的提高。因此， 需要一种全新的设计方法，在现有的加工、装配以及工艺水平下，从根本上提高旋 片泵的工作参数。 6 2 旋片式真空泵的工作原理和结构 2.1 旋片泵的工作原理 旋片泵是一种依靠转子和能在转子槽内滑动的旋片与定子共同实现泵腔体积变 化来实现获取真空的的变容积式机械真空泵 7-8。其结构如图2.1：偏心放置在定子 中的转子与旋片把定子的容腔分割，成为A、B、C三个相互独立的工作腔，分别为 吸气腔、压缩腔和排气腔。转子上开有纵向的槽，槽内装有沿径向可以来回自由滑 动的旋片。当转子转动时，旋片在离心力及弹簧力的合力作用下由槽中甩出，实现 对A、B、C三个工作腔的分割。其中，旋片分割成的独立工作腔，称之为基元。随 着转子的转动，基元容积从小到大不断周期性的变化，从而达到抽除气体的目的。 定子上开有吸气口和出气口。基元容积变大时，与吸气口连接，不断吸取气体， 直到基元容积最大为止，这时形成基元的后部旋片滑过吸气口，完成了基元的吸气 过程。随后基元容积随着转子的转动开始变小，直到形成基元的前旋片越过排气口， 开始进行排气。当滑片越过出气口时，有害空间中的气体则通过侧板上的排气槽排 出，减少泵的噪声和振动。而当基元的前旋片越过转子与定子接触点时，到达吸气 图 2.2 旋片泵工作原理示意图 7 口边缘，则该基元开始重新吸气。这就是旋片泵吸排气的周期。因为旋片泵的排气 口装有单向的止回阀，防止外部大气进入泵腔，当气体压缩到特定值时，才能开始 排气。随着被抽容器的压强越来越接近极限压力，负载不断增加，泵的功率越来越 大，直到到达真空泵的极限工作压力，旋片泵的功率达到最大值。 2.2 结构特点 旋片泵在结构上可分为油封式和油浸式两大类。油封式结构是指油箱设置在泵 体上，泵油起密封排气阀的作用，泵体靠风冷或者水冷。一般大泵多采用油封式结 构。油浸式结构则是将整个泵体浸在泵油中，泵油起密封和冷却作用。小型泵和直 联式泵大多采用这种结构形式。 泵体是旋片泵的主体，如图2.2所示，其结构有三种形式：整体式（图2.2a） 、 中壁压入式（图2.2b）和组合式（图2.2c） 。整体式结构要求加工精度较高，高低 真空两级的两腔同心度很难保证；中壁压入式结构中，高、低真空腔作为一个体， 中壁经冷却后由压力机装入，结构简单，加工和装配量较小，但中壁尺寸公差要求 严格；组合式结构各零件易加工，加工面较多，精度较高，废品率较低，互换性较 好，适合于大批量的生产。 图 2.2 泵体结构 8 2.3 转子结构 转子是旋片泵的核心部件。转子结构有三种形式：压套式(图2.3 a)、转子盘 式(图2.3b)和整体式(图2.3c)。其中，整体式结构加工件和装配量较小，但旋片槽 加工比较困难，难以达到很高的精度，适用于大泵；转子盘式结构中如图2.3（b） ， 两半转子盘用螺钉和定位销紧固后，两转子体之形成旋片槽，这种结构零件较多， 加工装配量较大，有很高的加工精度；压套式结构如图2.3（c） ，两半转子中间用 衬块儿保证旋片槽宽，要求加工精度较高，装配较复杂。在这三种结构中，转子盘 式结构最常见。 图 2.3 转子结构 9 3 基本参数计算和主要尺寸的确定 3.1 基本参数的选取 本次2XZ-15型旋片泵的基本参数包括理论抽速S th、 泵轴转速n、旋片数z、直径 比b、长径比a和容积利用系数k v。 3.1.1 理论抽速（几何抽速） 理论抽速是旋片泵在按额定转速运转时，单位时间内抽除的几何容积。其公式 为: zNLAznVSsth 其中，A吸气终了时吸气腔截面的面积，m 2； L泵腔的宽度，m； N旋片泵的转速，n/min； z旋片数。 为了使旋片泵充分吸气，吸气终了时，封闭吸气腔容积应处于最大值。考虑泵 中存在返流、泄漏以及进气管路阻力的影响，为保证泵能达到其名义抽速， GB/T6533-1997规定理论抽速应为名义抽速的1到1.2倍。 本次设计中，取理论抽速是名义抽速的一倍，即： sLsSth/5 3.1.2 电机选择 根据电机的工作环境和电源条件，此次设计选用的电机为卧式封闭型 Y（IP44）系列三相异步交流电动机 18。 根据表 3.1，抽速为 15L/S的旋片配用电 机的功率不应大于 2.2KW。 表 3.1 旋片泵型号及基本参数 型号 抽气速率/ -1sL 极限压力/Pa 电机功率不 大于/kW 进气口径 /mm 2XZ-15 15 有气镇时 无气镇时 2.2 50 10 3.1.3 转速的选择 当泵的理论抽速选定后，转速的选择会对泵的尺寸和重量产生一定影响。转速 越大，泵腔的尺寸就越小，泵越轻，消耗材料也就越少。高速直联泵的转速一般为 1500r/min左右，故电机的实际转速可在1400-1600r/min中选取。按上述标准，选 择Y100L1-4三相异步电动机，其主要参数数据如下表所示。 表 3.2 Y100L1-4电动机技术数据 3.1.4 长径比、直径比、旋片数的选择 因为直径比b=d/D（d为转子直径，D为泵腔直径）,则当抽速一定时，b越小则 定子腔的体积越小，转子偏心距越大。这时存在的问题是旋片受力大，容易磨损。 一般b的取值范围是0.75-0.9，本次取b=0.80。 长径比a=L/D（L为泵腔的长度） ，a的取值范围一般为0.4-1.5，a的选取原则是 大泵取大值，小泵取小值。取a=1.00。 旋片泵的旋片有两旋片和三旋片，本次设计的旋片数z=2。 3.1.5 容积利用系数 Kv容积利用系数是系数b的函数，对于两旋片旋片泵Kv和b的对应关系如下表 3.3所示。由表3.3可知b=0.8时，Kv的值为0.852。 6.7 10-26.7 10-1 堵转转矩 最大转矩电动机型 号 额定功 率/ kW 满载转速 / minr 额定转矩 额定转矩 Y100L1-4 2.2 1420 2.2 2.2 同步转速 1500 ，4 极in/r 11 3.2 主要几何尺寸的计算 3.2.1 旋片泵基本尺寸的确定 a）初算旋片泵泵腔直径D 已知参数：a=1.00，b=0.80，Sth=15L/S,z=2,n=1420r/min,Kv=0.852。泵腔直 径为： 620.19)(024327banzkSvth 圆整，得D=115mm。 b) 初算旋片泵转子直径 d 参数：D=115mm，b=0.80; 旋片泵转子直径 d=Db=115 0.80=92mm; 故 d=95mm。 c) 初算高真空级泵腔宽度 1L 已知参数：D=115mm， =1，则高级腔宽度 1 =D =115 1=115mm。aLa d) 校核几何抽速 thS 已知参数：n=1420r/min, Z=2, =115mm，D=115mm, d=95mm;1 可得： = /D=115/115=1.00,即 = ;a1La 表 3.3 两旋片时 Kv 和 b 的关系 b Kv b Kv b Kv 0.75 0.860 0.79 0.854 0.83 0.847 0.76 0.858 0.80 0.852 0.84 0.846 0.77 0.857 0.81 0.851 0.85 0.845 0.78 0.856 0.82 0.849 12 = d/D=95/115=0.826,即 =bb =arcos(1-b)=arcos(1-0.826)=80.02 故 = kv=0.8458 由公式 )(102427dDnzLSvth 得：S th=16.035 L/S 其误差 为： = 6.90%，thdS 满足误差要求，即 =（11.15）S d 。th 经校核， 符合要求，故：旋片泵泵腔直径 D=115mm; 转子直径 d=95mm。thS 偏心距 e=(D-d)/2=(115-95)/2=10mm。 e) 旋片泵低级腔宽度 的确定2L 旋片泵高级腔宽度 =115mm，压缩比 =46，可取 =41 已知参数： = 115mm，=4； 1 低腔宽度 = /=115/4=28.75mm。取 = 30mm。2L2L 3.2.2 旋片尺寸确定 旋片在转子槽内，随转子旋转，顶端始终与泵腔接触，并在转子槽内滑动。为 防止旋片太短影响其自由滑动或因旋片太长发生干涉，旋片长度应满足：在两旋片 最接近时（见图 3.4（a） ） ，旋片长度 h ；在最大伸出量时（见图 3.4（b） ）2Re ，旋片在转子槽内的长度 h10.4h。 a旋片长度 h的确定 1）旋片处于水平位置时，旋片伸出总长最短，故由此位置确定旋片长度 h，如 图 3.4（a）所示。 2）旋片长度 h： )(2eRh 式中 =24mm ，则可以选定 h=55mm。 b旋片厚度 B的确定 1)已知参数：2XZ-15； 13 2）旋片厚度 B应满足强度要求，同时还要考虑转子槽的加工工艺性。B 的选择 可参考表 3.5。 表 3.5 旋片厚度 B 由表 3.5可得：旋片厚度 B=10mm。 c.垂直位置校核 转子处于垂直位置时，旋片伸出量为转子总长的 36%，旋片在转子槽内的长度 =35 ,满足要求。1h0.4 3.3 进、排气口的尺寸确定 a.进气口尺寸确定 由表 3.1查得，旋片泵 2XZ-15的进气口径 d 进 =50mm。 b.排气口径 d 排 的确定 型号 （2X-） 0.5 1 2 4 8 15 30 70 B/mm 6 6 8 8 10 10 12 14 图 3.4 旋片位置极限图 14 排气口的面积 F与泵排气级的抽速、排气气流速度以及吸入气体的压力有关， 为保证排气顺畅，排气面积可取： F= thSv 式中 -排气级的几何抽速；thS v-排出气流速度，v=2030m/s，取 v=27m/s。 因压缩比 为 4，故此次设计采用中间排气阀，若排气口为圆孔，数目为 N， 不妨设 N=3。排气口安排如下：中间排气阀数目 N1=3,低真空级腔排气阀数目 N2=1, 其排气口面积均相同。 计算得排气口面积为： 289.53mv SFth 中间排气阀数为 N1=2，低真空级腔排气阀数目 。 21n 经计算得:直径 d=14.88mm.圆整为 d=15mm。 3.4 泵电机功率校核 a旋片泵最大功率时吸气口压强 的计算p吸 已知参数： ，多变指数 k=1.2，过载系数 =1.3 机械效率kPap10 m=0.78, 直联传动效率 n=1 。 旋片泵功率 N： 1)(1)(11212 kthk pSkptvk 当旋片泵功率 N出现最大时，吸气口压强 P 吸 为: kPak P84.362.10.排吸 b.旋片泵最大功率的计算 已知参数： 多变指数 k=1.2， =16.035 L/skp0 thS 旋片泵最大功率 wSPN85.702.135.61.k-thmax 排 15 c.电动机功率的校核 1）已知参数： ,过载系数 ，机械效率 ，联结wN85.70max3.10.78m 效率 。n 2）电机实际所用功率为： kNmng 2.4.18ax 故电机功率满足设计参数中的要求。 3.5 联轴器的选择和轴的计算 3.5.1 联轴器的选择 a.已知参数：电机型号 Y100L1-4，P 额 =2.2kW，n=1420r/min,电动机的轴伸直 径 d=28mm； b.类型选择：由于梅花弹性联轴器工作稳定可靠，具有良好的减震、缓冲和电 绝缘性能，且其结构简单，径向尺寸小，适用于中高速场合 19。因此本次设计选择 梅花弹性联轴器。 梅花弹性联轴器联轴器的结构及安装固定结构如图 3.6所示 c.载荷计算： 公称转矩 mNnPT 75.14920.5.9105.966额 图 3.6 梅花弹性联轴器 16 表 3.7 工作情况系数 KA KA 工作机 原动机 分 类 工作情况及举例 电动机 汽轮机 四缸及四缸以 上内燃机 双缸内燃机 单缸内燃机 转矩变化很小，如 小型离心泵，发电 机 1.3 1.5 1.8 2.2 转矩变化大并有强 烈冲击载荷，如无 飞轮的活塞泵 3.1 33 3.6 4.0 由表 3.7 查得 KA=1.3， 故计算转矩 mNTAca 507.19234 d.型号选择 从 GB/T5272-1985中查得 ML2型梅花型弹性联轴器的公称转矩为 63 ，许Nm 用最大转速为 10900r/min，轴径为 20-32mm之间，故可以使用。 3.5.2 轴强度校核 轴受有不大的弯矩，这里只按轴所受的扭矩来计算轴的强度。轴的扭转强度条 件为 ： 2.0953TTdnPW 式中: -扭转切应力，MPa;T T-轴所受的扭矩， ；Nm -轴的抗扭截面系数， ；T 3 n-轴的转速，r/min; 17 P-轴传递的功率，kW; d-计算截面处轴的直径，mm； -许用扭转切应力，MPa,见表 3.8。T 表 3.8 轴常见几种材料的 及 A0值T 注：1） 表中 值是考虑了弯矩影响而降低了的许用扭转切应力。T 2） 在下述情况时， 取较大值，A 0取较小值：弯矩较小或只受扭矩作T 用、载荷较平稳、无轴向载荷或只有较小的轴向载荷、轴只做单向旋 转；反之， 取较小值，A 0取较打值。T 此次设计，采用 45作为轴的材料，故可取 A0=115。 由上式可得轴的直径： 3032.095nPAdT 式中， 302.95TA 这样求出的直径，只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径 dmin,故 mnPd06.135.1330min 对于直径 d 100mm的轴，有一个键槽时，轴径应增大 5%7%，故 d=(1+7%) =13.980mm30mmmin 由此，联轴器所联接的轴的强度足够。 轴的材料 Q235-A、20 Q275、35 45 40Cr、3Cr13 / MPaT1525 2035 2545 3555 A0 149126 135112 126103 11297 18 3.6 轴承的选择和计算 3.6.1 轴承的选择 根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动轴承和滚动轴承两大类。滚动 轴承由于摩擦小，启动阻力小，而且它已经标准化，选用润滑、维护都很方便，因 此在一般机器中应用较广。但滑动轴承本身具有的一些独特优点：与滚动轴承相比 较，同等体积的滑动轴承的载荷能力要大得多；振动和噪音小，适用于精密度要求 不高，又不允许有振动的场合；对金属异物造成的影响较小，不易产生早期损坏。 因此，在本次设计中轴承选择滑动轴承。 3.6.2 轴承的计算 已知参数：轴承所受的径向载荷 、轴颈转速 n=1420r/min、NrTFca3.128 轴承直径 d=30mm。 a.验算轴承的平均压力 p（单位为 MPa） dB 式中：B轴承的宽度，mm p轴瓦材料的需用压力 18，MPa。 计算得 p=1.33MPa 4MPa，故轴承的平均压力合格。 b.验算轴承的 pv(单位为 )值smMPa/ 轴承的发热量与其单位面积上的摩擦工号 成正比（ 湿摩擦系数） ，限制fpvf 值就是限制轴承的温升。pv 19060vBFndBF 式中： 轴承圆周速度，即滑动速度，m/s ；v 轴承材料的 的许用值， 。ppsmMPa/ 经计算的 =2.12 4.5 ，故 验算合格。sPa/pv c.验算滑动速度 （单位 m/s)v v 式中：v是许用滑动速度，m/s 。 经计算得 =2.23m/s 3m/s ，故滑动速度验算合格。 19 4 结构设计和改进 4.1 排气阀的改进 现有的排气阀，一般如下图4.1所示的那样，由螺钉把排气阀片，限制板固定于 排气阀座上。这种结最大的缺点就是，当泵长期处于抽除高压气体时，排气阀片长 期处于极限受力的状态，很容易变形失去弹性甚至断裂。另外排出的气体作用于排 气阀片上偏离阀的固定螺栓, 频繁的周期的偏心极限冲击, 很容易使螺栓松动。这 样, 不仅造成泵性能下降和维修率增高,而且泵油极易从排气口返回入泵腔, 引起 启动困难。 改进后的排气阀片如图4.2所示，从排气阀结构图中可看出, 从泵腔排出的被 抽气体作用在金属排气阀片的作用力是均匀的, 而且阀片的行程被阀体限制。因此, 经过特殊热处理的排气阀片的有效使用期将远远超过一般的排气阀片。同时, 排 气阀片与排气阀座的接触面均是经过特殊加工, 在弹簧预紧力的作用下, 其对油的 密封性是非常好的。而且, 作用在排气阀固定螺栓上的作用力是均匀对称的, 螺栓 松动的可能性较小。 图 4.1 一般的排气阀 20 4.2 排气口的设计 排气口的结构对于消除旋片泵的喷油和降低泵的噪音来说是比较重要的一个环 节，它配合挡油板的设计，能共同实现防止泵喷油，降低泵噪音的目的。排气口一 般设置的有挡油板或者消音装置。 本次设计的排气口如图4.3所示，增加了挡油帽装置，有效的防止了喷油，图4.3 中已给出了气体的流动路线。排气口铜网兼有消音和油气分离的作用。由图4.3可 以看出，该结构可以对挡油帽进行方便地拆装，排气口本身车有螺纹，和油箱是螺 纹连接的，便于拆卸。 图 4.2 排气阀结构 图 4.3 排气口结构 21 4.3 挡油板结构的设计 挡油板的设置的目的是为了改变排出气体的运动方向，避免排出的气体直接冲 击油箱内壁，尽量延长气体在油箱中的流动过程，促使油气充分分离，以防止喷油。 挡油板结构的设计原则：气体的流向被引导，按一定方向导出，尽量延长油气 分离时间，并减少油与气的接触。 按照以上原则设计与泵体结构相结合，设计出本次设计的挡油板。如图4.4 所 示，气体排气路线已在图中标出，气体经排气阀排出后由于挡油板左面与箱体紧密 连接，所以气体沿着图中所示路线排除，延长了气体的路径 ，使油气充分的分离。 另外，挡油板由两层Q235钢板中间夹着耐油橡胶组成，两层钢板可以保证挡油板具 有一定刚度，可承受住泵油冲击。耐油橡胶则可以降低泵油冲击的噪音。 4.4 油泵强制供油系统 对于油封式真空泵来说，泵油用来密封各运动部件之间的间隙，减少有害空 间。真空泵泵油的性能和质量对于泵的工作性能影响很大。早期的旋片泵泵油的供 给采用负压原理，现在国内许多旋片泵仍采用这种方式。它是利用泵腔转子旋转时， 旋片不断的对进气口抽取气体，形成的低压使泵油通过泵壳上设置的进油孔进入到 泵腔内，对旋片等摩擦件进行润滑。这种润滑方式的弊端在于，当真空泵刚刚启动 图 4.4 挡油板 22 时，或者进气管路出现漏气，由于泵腔内不能形成负压，尽管开泵之前在进气口中 注入了少量的泵油，但仍然会使机件因缺油而干磨干转，损坏真空泵。当抽取容器 接近极限压力时，又会有大量的泵油进入到泵腔之中，每次为了将多余的泵油排出 而需要消耗电机额外做功，造成功率浪费。当停泵时，往往又不能迅速的切断油路， 使泵油大量进入到泵腔中，造成返油，导致下次泵启动困难或出现喷油。 对于直联旋片泵来说，转速较高，旋片与泵体内壁摩擦频繁，更是需要有充分 而适量的泵油润滑。为此，在直联式旋片泵中应采取强制供油系统。采用油泵强制 供油，合理的设计油路，可以取得的积极效果，例如，极限真空度得到了优化；噪 声下降；功率消耗较小；泵油用量较少，油温较低，泵油使用寿命延长；有助于防 止喷油漏油，保护环境不受污染；泵各个运动件摩擦面都能得到润滑，不损伤零部 件；消除各有害空间，全面提高了泵的使用寿命。同时，油泵对于防止泵的返油的 作用相当明显，当停泵时，油泵可以使泵腔在相当长的时间内保持真空。 在本次设计中设计了一种油泵系统，该油泵的工作原理是：油泵和真空泵是同 轴的，真空泵在运转时，油泵也在运转。油泵运转时产生一定的油压，泵油经出油 孔3和阀腔进油孔4，把阀板7和阀杆8往上顶，使油路打开，适当的泵油经阀腔出油 孔6进入到真空泵泵腔内，润滑泵腔。当真空泵停止工作时，油压立刻消失。此时， 阀杆上的大气压力、阀杆的自身重力以及弹簧的弹力合力向下压，将阀板7和阀杆8 一起压下，使油路切断，气体和油无法进入泵腔。 图 4.5 油泵系统 23 结论 本次2XZ-15型旋片泵的设计，有以下几个结论： （1）改进挡油板和排气阀的结构，并改动排气口装置，从而有效的防止喷油并 降低噪音。 （2）对进气口和排气口的位置进行优化，优化气路结构，改动中间支架的结构， 使其加工更方便、美观，并节省了材料，更经济。 （3）设计一种油泵系统，对泵腔进行强制供油。该供油系统提高了对泵间隙的 密封，减少气体返流，降低各动接触面的摩擦，延长油的使用寿命，最终提高泵的 极限真空度，并有效的防止返油。 24 致谢 这次毕业设计是在指导老师王庆生老师的悉心指导和热忱关心下完成的。在设 计的完成过程