2X-70旋片泵的设计-毕业论文

目 录中文摘要1英文摘要21绪论31.1 研究背景31.2 国内外现状31.3 本课题研究内容41.4 设计步骤42旋片泵的工作原理和结构特点52.1 旋片泵工作原理52.2 旋片泵的结构特点62.2.1 旋片的分类62.2.2 泵体（定子）732X-70旋片泵的基本参数及主要尺寸的确定93.1基本参数的选择93.2电机的选择93.2.1 电动机类型的选择93.2.2电动机功率的选择93.2.3电动机转速的选择103.2.4电动机型号的确定103.3 V带的计算103.3.1 确定计算功率Pca103.3.2 选择V带带型103.2.3 确定带轮的基准直径dd1并验算带速103.3.4 确定V带的中心距a和基准长度Ld113.3.5 验算小带轮上的包角113.3.6 计算带的根数z113.3.7 计算单根V带的初拉力最小值123.3.8 计算压轴力Fp123.3.9 带轮设计123.4旋片数的确定123.5长径比a的选择123.6 直径比b的选择133.7 kv的计算133.8泵腔直径的初算143.9旋片转子直径的确定143.10 高腔宽度L1的确定143.11校核几何抽速Sth143.12偏心距e和低腔宽度L2的确定143.13旋片尺寸的计算153.13.1旋片长度的确定153.13.2旋片厚度的确定153.14 进气口直径的确定153.15 排气口直径的确定163.16 电动机功率的校核163.16.1 旋片泵最大功率时吸气口压强P吸的计算163.16.2 旋片泵的最大功率的计算173.16.3 电动机功率的校核173.17轴强度的校核173.17.1求轴上的功率，转速和转矩173.17.2初步确定轴的最小直径183.18 轴承的选择183.18.1轴承的初选183.18.2轴承寿命的校核184主要结构的设计改进与创新194.1 转子的设计194.2 油路的设计204.3 冷却结构的设计214.4 排气口的设计224.5 中壁的设计234.6 提高寿命24结论25结论25展望25致谢26参考文献272X-70旋片泵的设计摘要:旋片式真空泵是一种基本的真空获得设备，可以用来获取真空，或者用于其它中高真空泵的前级泵。在所有的真空获得设备中，以旋片泵的产量最大和用处最广。 旋片式真空泵从结构上分为油封式和油浸式的，本设计是设计一台2X-70旋片式真空泵，它属于油封式真空泵，本设计对该型号泵从泵的原理、整体结构、进油机构及防返油机构以及防喷油结构、冷却结构等诸多方面进行了设计计算。采取了在排气阀处减少积油，并设置油气分离装置防止喷油；进行了水冷却的结构设计；油泵强制供油系统加强了对泵油的利用，以及外形的变动设计等措施。提供了清洁的真空作业环境，改善了旋片泵的使用性能，降低了功率消耗，提高了泵的使用寿命。关键词:双级 旋片泵 结构 带传动 2X-70Abstract:Rotary vane vacuum pump is a basic vacuum equipment that can be used to obtain a vacuum, or be forepump for other high vacuum pump. In all vacuum equipment rotary vane pump pumps is the largest outputand the most widely useful. Rotary vane vacuum pump from the structure is divided into oil seal and oil-immersed, the present design is the design of a 2X-70 rotary vane vacuum pumps, it belongs to the oil-sealed vacuum pump. The design of the pump of Model had a design calculations from the pump to the principles, the overall structure, the inlet institutions anti-return structure and anti-injector structure as well as cooling structure and many other aspects .it took place at the exhaust valve to reduce accumulation oil, and set up an oil separator to prevent injection; design the water cooling structure and forced lubrication system, as well as other measures designed to change shape. Provides a vacuum cleaner working environment, improve the use of rotary vane pump performance, reduce power consumption and increase pump life.Keywords: two-stage rotary vane pumps structure belt drive 2X-70 1绪论1.1 研究背景 真空设备包括了真空获得设备、真空应用设备、真空测量仪表三大种类产品。其中，真空获得设备是基础设备，真空测量仪表是用来量度用的，真空应用设备是最终产品。真空获得设备也称为真空泵，人们用它来获得真空环境，以达到不同的应用目的。就真空获得设备来说，可以简单地分为通用型和专用型。其中，通用型真空泵的工作温度为540，而且不能作为输送泵用。国内目前大部分真空泵都属于这一类。 真空获得设备主要包括：旋片真空泵、滑阀真空泵、罗茨真空泵、蒸汽流真空泵、往复真空泵、液环真空泵、分子、低温泵、离子泵、干泵、分子筛吸附泵等。其中，前四种产品产量最大。旋片泵在真空获得设备中，其生产量最大，其应用也是最广。它可以独使用，也可以用作其它高真空泵、超高真空泵的前级泵，构成配套真空机组。 旋片式真空泵是一种最根本的真空获得设备。它的体积小、重量轻、构造简、成本也比较低。它的工作压力范围为1013251.3310-2pa。它既可以单独作为抽气泵使用也可以作为其他真空泵的前级泵使用，达到抽出密封容器中的干燥气体的目的。如果附有气镇装置，还可以用来抽出少量的可凝性气体，被广泛应用于化工、轻工、冶金、机械、电子、石油及医药等领域。缺点是旋片泵不适合用来抽含氧量高的、有爆炸性的、对金属腐蚀性强的、与泵油会发生化学反应的、含有颗粒尘埃的气体。1.2 国内外现状 目前，世界上真空泵的市场十分巨大。尽管我国目前的真空设备的销售中旋片泵的销售量占据了第一位，是因为我国缺乏干式泵所造成的。相对于国际市场，我国目前还没有干式泵。另外，由于我国国内经济的高速发展，对真空设备的需求量日益增加，需求者不得不采用大量现有的油封式旋片泵来代替其他泵，导致对油封旋片式真空泵的要求也相应提高。虽然旋片式真空泵结构相对简单，但国内现有的设计方案缺乏创造性。在装配精度及工精度、工艺设计等一时间难以得到提高的情况下，很难从根本上解决问题，真正地实现旋片式真空泵产品技术参数的提高。为此，需要有一种新的设计方法，能在现有的加工装配和工艺水平下，克服其中的难题，从而提高旋片式真空泵的技术参数。1.3 本课题研究内容 本次毕业设计主要内容为设计一台2X-70旋片真空泵，用于化工、石油、食品和制药等行业中的蒸馏、结晶、干燥和过滤等应用。要求在保证真空度的情况下，进行改进结构设计，尤其对于供油方案的设计，并且尽可能的进行泵冷却设计的改进，试降低功率消耗，提高设备使用寿命。 采用机械三维设计软件及二维绘图软件等工具，建立旋片真空泵主要零部件的实体模型；通过实体建模优化设计，确定设计方案，研究和寻求最终的降低能耗提高效率的结构改进设计。详细内容为： 1）查阅资料并计算2X-70旋片泵的基本参数及主要尺寸； 2）旋片泵的工作原理，为旋片泵的研究提供必要的理论基础； 3）研究旋片泵的供油需求，合理设计供油结构； 4）分析旋片泵的排气状况，进行防喷油方案设计等。1.4 设计步骤 1）查阅资料并计算2X-70旋片泵的基本参数及主要尺寸； 2）用solidworks软件初步画出2X-70旋片泵的三维图； 3）针对问题，得出解决方案，并在三维图上修改； 4）在解决问题之后用autocad软件画出二维图（一张装配图和三张零件图）。2旋片泵的工作原理和结构特点2.1 旋片泵工作原理图2.1 旋片泵工作原理图1-旋片 2-旋片弹簧 3-泵体 4-端盖 5-转子图2.2 级泵结构示意图高真空级； 低真空级；1中间辅助排气阀；2通道；3低真空级排气阀 如图2.1所示旋片把转子、泵体、端盖所形成的月牙形空间分隔成A、B、C三个部分。当转子按照图中箭头方向旋转时，A空间的容积增加，压力降低，气体在泵入口被吸入，此过程为吸气过程；此时B空间的容积减小，压力增加，处于压缩过程；C空间的容积被进一步缩小，压力进一步增加，当压力超过排气压力时，压缩气体会推开泵油密封的排气阀，是向大气的排气过程。在泵的连续运转过程中，不断进行吸气、压缩和排气过程，从而达到连续抽气的目的。 在双级旋片泵中，如果高真空级与低真空级的泵腔宽度不等时，需要在两级之间设置辅助排气阀，如图2.2所示。2 辅助排气阀的作用是在入口压力较高、而且经高真空级压缩的气体已达到排气压力时，此时辅助排气阀打开，一部分气体由辅助排气阀排出，一部分气体由低真空级抽走。2.2 旋片泵的结构特点2.2.1 旋片的分类 旋片泵从结构上可分为油封式（图2.3）和油浸式（图2.4）两大类。 图2.3 油封式2X型旋片泵结构简图1进气管；2滤网；3注油活塞；4油窗；5放油螺塞；6旋片；1）油封式油箱是设在泵体上，油起密封排气阀的作用，泵为水冷却或者风冷却。一般大泵多是采用这种结构形式；2）油浸式整个泵体是浸在泵油之中的，泵油起到密封和冷却的作用。直联泵和小泵多采用的是这种结构。2 图2.4 油浸式2X型旋片泵结构简图1进气管；2滤网；3注油活塞；4油窗；5放油螺塞；6旋片；7旋片弹簧；8转子；9气镇阀；10泵体；11排气阀；12排气管2.2.2 泵体（定子）图2.5 泵体结构 (a)整体式； (b)中壁压入式； (c)组合式 泵体常用的结构主要有3种，如图2.5所示： 1）整体式 ：结构紧凑，连接加工面和密封加工面少，密封性能比较好。加工工艺较难。关键是要保证两个腔的同心度和泵腔内表面的精度及粗糙度。 2）中壁压入式：高腔和低腔是一个整体，中隔板是由压力机压入的，泵腔加工工艺性好，结构紧凑。中壁压入公差比较严格，采用过盈配合定位，泵腔与中隔板相邻处容易产生变形。 一般取用小过盈量，加一个定位销，或者小过盈微量浮动减少因为大过盈量引起的变形；或者在泵腔相应的地方设计加强筋减少变形（大泵）。3）组合式：各个零件易于加工，容易保证高精度，废品率低，互换性能好，适用于大批量生产，但其加工面较多，装配起来麻烦。232X-70旋片泵的基本参数及主要尺寸的确定本次研究的2X-70旋片泵，2X-70双级直连旋片泵的基本参数和尺寸可以根据公式和经验进行选取。 根据JB/T 6533-2005的规定，2X-70系列双级旋片泵应满足以下要求：1) 极限真空：6.010-2（Pa）。2) 名义抽速：70L/s。3) 泵在100KPa6KPa的入口压力下，连续运转时间不应超过3min，并在入口通大气时，1min内无油喷现象。4) 泵必须附气镇装置，以抽除一定量的可凝性气体。5) 泵不应有漏油现象，水冷泵不得漏水。6) 泵设计时几何抽速应为抽气速率的11.2倍。7) 泵的工环境做温度为540。8) 泵在连续运行500小时候，性能指标应符合标准的规定。9) 泵在极限压力下运转，其噪声值不得超过86dB。53.1基本参数的选择旋片泵的基本参数包括理论抽速Sth、泵轴转速n、旋片数z、长径比a、容积利用系数kv、直径比b。3.2电机的选择3.2.1 电动机类型的选择根据电动机的工作环境和电源条件，本次设计选用了卧式封闭型Y(IP44)系列三相交流异步电动机。3.2.2电动机功率的选择 根据表JB/T 6533-2005的规定，抽速70L/s的旋片泵其配用电动机功率不应大于5.5KW。3.2.3电动机转速的选择 电机的转速可在14001600 r/min中选择，本次设计选择了1440r/min。3.2.4电动机型号的确定按上述标准，选择Y132S-4三相异步电动机。额定功率：5.5KW满载转速：1440 r/min同步转速：1500 r/min额定转矩：2.2最大转矩：2.2质量：68kg3.3 V带的计算 取传动比i=3.2，电机转速为1440 r/min，这泵轴转速为450 r/min已知传动比i=3.2，电机转速n=1440r/min3.3.1 确定计算功率Pca 据表8-71查得工作情况系数KA=1.1。故有： 3.3.2 选择V带带型据Pca和n，查图8-111选用A带。3.2.3 确定带轮的基准直径dd1并验算带速 1）初选小带轮的基准直径dd1有表8-61和8-81，取小带轮直径dd1=112mm。2）验算带速v，有： 因为8.44m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。 3）计算大带轮基准直径dd2 取dd2=355mm3.3.4 确定V带的中心距a和基准长度Ld 1)据式8-201初定中心距a=500mm 2)计算V带所需的基准长度 =1763mm由表8-21选带的基准长度L=1800mm 3）计算实际中心距 中心距变动范围： 3.3.5 验算小带轮上的包角3.3.6 计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr 由和 r/min查表8-4a1得P=1.602KW 据n=1440r/min，i=3.2和A型带，查8-4b1得P=0.169KW 查表8-51得，于是： 2）计算V带根数z 3.3.7 计算单根V带的初拉力最小值由表8-31得A型带的单位长质量。所以 =160.5N应使实际拉力F0大于(F0)min。3.3.8 计算压轴力Fp压轴力的最小值为：3.3.9 带轮设计 1）小带轮设计 由Y132S电动机可知其轴伸直径为d=38mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d=38mm。由表8-141可知小带轮结构为实心轮。 2）大带轮设计 大带轮轴孔取d2=45mm，由表8-141可知大带轮结构为腹板式。3.4旋片数的确定旋片的多少影响了泵的抽速。旋片数目多，则抽速就高；旋片数目少，则抽速低。但是当旋片泵的名义抽速不高时，比如低于4L/s时，增大旋片的数目对泵的抽速影响不是很明显。旋片数目多，加工方面会比较困难，成本也会相应变高。当泵的极限压强为50500Pa时，旋片数取3，可以提高抽速，也可以使泵运行更加平稳。更高的旋片数常用于干式泵中，干式泵经常采用4片旋片。6本次设计中采用旋片数z=2。3.5长径比a的选择长径比a=L/D，其中L为高真空腔的长度(对双级泵来说)，D为泵腔直径。a值的选取不仅对旋片头部的最大线速度有影响，还影响了泵的温度及旋片、定子的磨损和加工工艺性、外形尺寸及外形的美观。a值的选取原则是小泵选小值，大泵选大值。小泵取小值（即L小），可使得泵的结构匀称，径向尺寸不致于过小，有时结构也不允许径向尺寸过小。对于大泵，a取大值（即L大），径向尺寸可以小一些，能降低旋片的圆周速度，使摩擦小，温升低。6 a的取值范围是：0901.20。本次设计取用a=100。3.6 直径比b的选择直径比b=d/D，当抽速一定的时候，b小那么定子腔的尺寸就小，转子偏心距就大。这时可能出现的问题是，旋片受力大，容易出现磨损等问题，甚至会发生折断。b的取值原则是：当入口压力大的时候，b就取大值；当入口压力小时，b就取小值。 一般b的取值范围是：0.750.90。本次设计取用b=0.80.3.7 kv的计算就已知长径比a=1.00，直径比b=0.80，名义抽速Sd=70L/s，旋片数z=2，泵轴转速n=450r/min，则：几何抽速Sth=Sd=70L/scos=1-b=0.2=arcos0.2=78.4632=156.926容积利用系数Kv =0.85133.8泵腔直径的初算由公式 =268.69mm圆整得到D=270mm。3.9旋片转子直径的确定 旋片泵的转子直径d=D*b；故 d=216mm3.10 高腔宽度L1的确定 L1=Dxa=270mm3.11校核几何抽速Sth已知：泵轴转速n=450r/min，旋片数Z=2，高腔宽度L1=270mm，泵腔直径D=270mm，转子直径d=216mm；由公式 =71.02 L/s 误差为（Sth-Sd）/Sth=(71.02-70)/70=1.457% 误差满足要求，即Sth=（11.15）Sd。 经校核，Sth符合要求，故：旋片泵泵腔直径D=270mm，转子直径d=216mm。3.12偏心距e和低腔宽度L2的确定 1）偏心距e=R-r(D-d)/2=27mm 2）已知，显然当小时，高真空级的压缩比就小、低真空腔的长度大；那么气流向高真空腔室的返流和泄漏就小，极限真空度就能得到提高，但是低真空腔的长度大意味着泵的体积、重量及材料消耗就要相应地增加，对于大泵来说L2并没有必要太大。如果较大，那么意味着低真空腔长度较小，压缩比就大；对于小泵来说，会使结构不匀称。 压缩比一般为46，本次设计取取=4 低级腔宽度L2 =L1/=270/4=67.5mm。圆整，取L2=70mm。3.13旋片尺寸的计算3.13.1旋片长度的确定 旋片的长度h的设计要满足两个约束条见： 和即 =128.24，圆整取h=128mm，符合条件。3.13.2旋片厚度的确定旋片的厚度应考虑材质、密度、旋片、强度和旋片槽的工艺性。铸铁强度高，离心力大，变形小，对大泵选择旋片时应当考虑适当选薄一些或者选用非金属材料。对于直联式旋片泵来说，由于转速高，所选用的材料都是非金属材料。旋片厚度B不仅要满足强度要求，还要考虑到转子槽的加工工艺性。需配备厚度B的选择按照参表4.1。表4.1 旋片厚度B型（2X-）号0.51248153070150B/mm66881010121215 由表4-1可得：旋片泵2X-70的旋片厚度B=12mm。3.14 进气口直径的确定 由JB-T6533-2005知，旋片泵2X-70的进气口径d进=80mm。3.15 排气口直径的确定首先，泵的最大排气速度要有一定的限制，既不能过大，也不能过小。过小的话，要求排气面积大，这在结构上是不允许的；过大的话，不利于防止喷油。通常，最大排气速度v=2030m/s。 为保证排气通畅，排气面积可取： 式中 Sth-排气级的几何抽速，对双级泵：； v-排出气流速度，v=2030m/s，取v=25m/s， l1、l2-高真空腔、低真空腔长度。 因为压缩比为4，所以本次设计采用中间辅助排气阀，当排气口为圆孔，数目为np时，取np=4；则排气口的安排如下：中间辅助排气阀数目n1=3，低真空腔排气阀数目n2=1，其排气口面积相同。 圆整后d2=20mm。3.16 电动机功率的校核 功率主要是消耗在压缩被抽气体和排出气体上。当泵刚启动，第一次排气时，因为排气腔室中的气压为大气压，旋片受到的气体压力差很小近乎为零，第一次排气电机会有一个瞬间的功率消耗；然后，伴随着进气口压力的下降，旋片两侧的压力差会升高，这将会使功率的消耗持续增加；随着抽气的进行，最大压力差出现的位置越来越靠近排气阀，因此在过了某一压力范围之后，随着每次吸气量的减少，功率的消耗也逐渐降低。泵的功率消耗在启动泵不久后就达到最大值，之后就逐渐减小，直到压力为300pa左右时，功率消耗在压缩气体和排出气体上的与其它方面消耗的功率（作用在泵腔内相对运动部件间油膜上的功率、补偿传动和轴封损失的功率、维持油循环的功率）是很小的，几乎可以忽略不计。63.16.1 旋片泵最大功率时吸气口压强P吸的计算已知参数：排气口压强，多变指数k=1.2，过载系数=1.3机械效率m=0.8, 带传动效率n=0.95。旋片泵的功率w：p2是排出压力；p1是吸入压力；当旋片泵功率w出现最大时，吸气口压强P吸为:3.16.2 旋片泵的最大功率的计算 已知参数：排气口，多变指数k=1.2，几何抽速Sth=71.02L/s； 旋片泵的最大功率：3.16.3 电动机功率的校核 已知参数：Wmax=3139.55w，过载系数=1.3，机械效率m=0.8, 带传动效率n=0.965。电机工作功率：故电机满足设计要求。3.17轴强度的校核3.17.1求轴上的功率，转速和转矩由前面算得电机工作功率P=Wmax=5.37KW，N=1440r/min，转矩 则泵轴的功率 转速n=450r/min 转矩 3.17.2初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3，取A=120，于是得： 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=28.84mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d=45mm，带轮宽度66mm。3.18 轴承的选择3.18.1轴承的初选 根据直径d=55mm，初步选择深沟球轴承6211.3.18.2轴承寿命的校核 按照设计要求，轴承的寿命是使用8年，即轴承的预期寿命为 已知泵轴转速n=450r/min，轴承的基本额定动载荷C=43.2kw，P=2165.4N. 因为294085h44800h，所以轴承的寿命是合格的。4主要结构的设计改进与创新4.1 转子的设计常用的转子结构有三种形式：整体式、压套式和转子盘式。 1）整体式：加工基准是两端中心孔，与转子盘式的结构相比，其加工件和装配量少，加工简单，节省工序，几何精度和尺寸精度也得到了保证。但缺点是对材质要求较高，而且其旋片槽加工较困难，难以达到高精度，较适于大泵； 2）压套式：如图4.1所示，两半转子中间用衬块保证旋片槽宽，该结构加工量稍小些，但要求加工精度较高，装配较复杂； 3）转子盘式：是当前采用最多的形式，其结构如图4.2所示，两半转子盘用螺钉和锥销紧固后，两转子体之间形成旋片槽，这种结构零件多，加工装配量大，有较高的加工精度。图4.1 压套式转子图4.2 转子盘式转子本次设计最终采用了转子盘式，如图4.3所示，由转子体和两个转子盘组成，一个转子盘与中壁相接，伸到低腔室，套上低级转字体，在低腔工作；另外一个转子盘连接大皮带轮，由电机带动大皮带轮来带动转子，最终使泵运转起来，达到抽气的目的。图4.3 新型转子结构4.2 油路的设计图4.4 右端盖上的油沟一个完整的油泵供油系统应该包括两个部分：油泵和油路。油泵是动力源，保证油被引入泵中；油路则进一步对油进行分配，保证各个摩擦部分都能得到润滑。油路应包括泵中所有需要润滑的摩擦副处的油的被引入的路径。 本次设计是在两边端盖上开了两条油沟（如图4.4），形成一个循环，达到润滑摩擦部分的目的。首先在低腔端盖上的油沟，油从侧壁上的油孔流进，直接流入低腔端盖上的油路中，油顺着油沟流到低腔腔室中，这样油在低腔腔室中可以润滑低腔旋片和泵体摩擦部分，而且油在摩擦过程中生成油蒸汽，油蒸汽随着被抽气体排入低级油盒，部分油蒸汽沉积下来，部分油蒸汽继续排出油盒；油蒸汽又被挡油板挡住，延长了油蒸汽的气路，增加气体流程，降低排气气流速度，又有一部分油蒸汽沉积下来，最后一部分油蒸汽到了排气口，再次被延长了气路，增加气体流程，降低排气气流速度，又沉积了一部分来,；最终绝大部分油沉积了下来，只有少部分被排出。另一边，被沉积下来的有顺着高腔端盖中的油沟流下来，先对轴承进行了润滑，不断有油的流入，油继续流进高腔腔室，对高腔中的摩擦部分进行润滑，伴随着旋片的转动，部分由被挥发成油蒸汽，油蒸汽随着旋片的抽气排入高级油盒，部分油蒸汽沉积下来，部分油蒸汽继续排出油盒，排出油盒的油蒸汽最终被出气口沉积了下来，只有很少很少的一部分被排出；沉积下来的油再次流入高腔端盖的油路，不断的形成循环，重复利用。4.3 冷却结构的设计图4.5 泵体的水路本次2X-70旋片泵的水冷结构是在查询很多资料之后，得到的一种比较合理方便有效的结构，如图4.5所示，水路几乎是包围了泵腔的80%，这对泵腔的冷却是很有效果的。在泵的一侧开有两个水咀，在泵工作的时候，在一个水咀连接到水管，不断的通水进去，水不断吸收泵壁因摩擦产生的热量，对泵进行冷却。另外一个水咀这不通水，打开，让进入水路中的冷却水流出来，形成一个活水循环，这样水的温度不会因吸收大量的热而太高，这样对泵的冷却效果是非常好的，大大提高了泵效率。在底部也开有出水口和清沙口，这样就不会有水积存在水路中了，而且在用了一段时间后，可以对水路进行清沙，不会使水路和管道堵塞。4.4 排气口的设计 早期的旋片泵采用的泵油供给是负压式原理，目前国内许多皮带泵上也仍采用的是这种原理。它是利用转子旋转时，对进气口抽取气体，形成的低压吧油从泵体上的进油孔吸到泵腔内，对摩擦件进行润滑。这种润滑方式弊端很明显，当真空泵才启动时、连续抽大气以及进气管路出现漏气时，由于泵内不能形成负压，虽然开泵之前往进气口中注入了少量的泵油，仍然会有一部分机件因为缺乏泵油而干磨干转，从而损坏真空泵。当接近极限压力时，有大量的油进入到泵腔，为了把多余的油排出去又需要电机额外做功，造成功率的消耗。当停泵时，不能迅速地切断油路，导致油大量进入到泵腔中，造成返油现象，会使下次泵启动困难或出现喷油现象。这就导致了开泵不能立即供油，停泵又不能立即断油，对泵形成了很大的损坏，降低了泵的效率。6图4.6 a 图4.6b旋片泵排气口的改进对于消除喷油和降低噪音来说是一个重要的环节，配合上新设计的挡油板以及中间支架的改型等一系列改进，共同实现防止喷油，降低噪音的目标。排气口一般设置有挡油器或者消音器，以求在气体排出之前能够继续处理。如图4.6所示是两种排气口的结构，图4.6a所示的是一种安有消音器，其主要作用是通过改变气流的方向以及对气流进行分流来实现气体流速的降低，从而降低噪声。图4.6b所示的是一种配套有挡油器进行油气分离，对降低噪声有一定作用。本次设计采用了图4.7的结构，延长了油蒸汽的气路，增加气体流程，降低排气气流速度，也大大降低了噪音。图4.7 新型排气口结构4.5 中壁的设计本次设计采用的是压入式中壁，如图4.8所示在中壁的下边是掏空的，这样做的目的主要是减轻质量，降低泵的总体质量，方便搬运和运输；在中壁的上半部分开有一个气道，气体从高腔流入中壁右上部分开的通道（图中F-F），经过气道，中壁左上边的开口（图中C-C）流入低腔，来实现更大的真空度。图4.8 中壁结构图本次设计中壁的最大特点是把轴承放在了中壁上，这样减少了低腔端盖的厚度，再次减少了泵的质量，而且，转子连接低腔的转子盘在转动时更加的方便，不会受到中壁的挤压，产生变形和弯曲的几率下降，对提高泵的效率有很大的作用。4.6 提高寿命 在旋片泵中，旋片是关键，旋片的优劣决定了泵的使用寿命。研究旋片材料的文章有很多，但旋片的质量问题始终没有得到解决。有的资料介绍，国外有用碎云母片代替玻璃纤维，可以降低膨胀系数，进一步提高旋片的耐磨性。如果在旋片的两侧面上开储油槽的话，对于润滑旋片，提高旋片的使用寿命也是有帮助的。此外，泵油型号，转子、端盖、定子等的材料都需要合理选择。结论结论 本次设计主要是对泵的结构进行优化和改进，从而提高泵的性能，降低功率。如降低噪声，减少喷油，提高设备的使用寿命等，具体来说，包括下面几个方面： 1）设计了一种新的油路。提高了对泵间隙的密封，减少了气体返流，降低了各动接触面的摩擦，延长了油的使用寿命，最终提高了泵的极限真空并有效地防止了返油； 2）改进了油盒和排气口的结构，有效的降低了气流的速度，延长了气流途径，从而有效的防止了喷油和降低了噪声； 3）改进了转子和中壁，对中壁和转子体掏成中空，大大减轻了质量，有效的防止转子体的轴的弯曲变形； 4）改进了冷却结构，活动的水流几乎包裹了泵体，大大提高了对泵的冷却效果。展望 整个研究工作还有很多需要改进的地方，通过研究过程中发现的问题和不足，对今后的研究工作提出了进一步的展望。 1）对其他型号的单级和双级泵的研究，特别是三旋片、四旋片泵的研究。本次设计只是对2X-70旋片泵的研究，有了这次的研究经历，对其他型号的旋片泵的研究会比较容易一点； 2）努力提高和促进旋片泵中标准零部件的采用程度。标准件采用的多少直接关系到产品的加工成本。在保证设计指标的前提下，要尽可能的采用标准件。