二级液环泵吸、排气口影响分析*

王雪飞，王 明，王世刚

(1．齐齐哈尔大学机电工程学院，黑龙江齐齐哈尔 161000;2．黑龙江交通职业技术学院机电工程学院，黑龙江齐齐哈尔 161000)

0 引言

液环式真空泵在使用的初期通常被当做水泵用来抽取液体，随着应用范围的不断扩大，逐渐成为一种抽取气体的真空设备［1］，被应用到石油加工、矿石开采、食品加工等领域。

二级液环泵工作时气体被压缩两次，每一级的压缩率比较低，内部气流稳定，气泡的爆破程度小，从而汽蚀现象出现较少，程度较低，噪音和振动小，降低了对叶轮的损坏，二级泵运行平稳应用前景广泛。

1 吸排气口的设计分析

1．1 吸气区流动分析

假设泵内液体为理想流体，运动是稳定的，在吸气区内，液环内表面的压力为吸气压力P1，因此可近似认为各点压力都相等，此吸气区任一点速度为:

式中:λ为叶片形状和叶片影响的修正系数;λ=0．9～1．1，叶片较多取大值［2］。

液体离开叶轮速度不变，图1所示是吸气区液环形状。K是液环内表面的一点。

叶轮以外液体流量为:

式中:ζ为宽度比，ζ=B/b;B为壳体宽度;b为叶轮宽度;φ为角速度。

1．2 压缩区流动分析

如图2为压缩区和排气区液环形状图。压缩区内叶轮外液体的相对速度为:

液体外流量qEF=(R-ρ)Bvφ，R为壳体内表面半径。而叶轮内气体流量为［3］:

式中:σ为压缩比，随角度变化而变化;a为叶轮最小淹深;r为轮毂比。

图1 吸气区液环形状

图2 压缩区和排气区液环形状

1．3 排气区液环分析

(1)吸气口几何参数计算 吸气口几何如图1所示，当给定某一角度φ后，通过式(1)、(2)得ρ、rφ值。由于φ可在0～π间取值，因此吸气区内液环内的轨迹为:

式中:λ为考虑叶片形状和叶片数影响修正系数，当β=45°，Z=12～24 时，λ=0．9 ～1．1，叶片数较多时，取较大值;ξ为宽度比，B/b(B为壳体宽度，b为叶轮宽度);R为壳体内半径;e为偏心距;r2为叶轮外半径;γ为轮毂比;μ为0．68～0．85

吸气口末端角(弯曲叶片)为:

吸气口始端角:一般取35°～45°(单作用)，45°～55°(双作用)。

(2)排气口几何参数计算 排气口的几何形状(如图1)主要有以下参数决定:

排气口始端角:

ω为叶轮角速度，rad/s;ρ为密封液的密度，kg/m3;g为重力加速度，m/s2;H1为密封液的液柱高度，mm;P1cr为排气口临界压力，hPa;δcr为气体压缩临界角，°;α 为相对淹深，α=a/r2，a=0．03 ～0．05 m，且大泵取较小值;δ始=δcr+180°/Z。气体到达临界角 δcr时，不应再被压缩，排气口始端角δ始为:

排气口末端角:δ末=18～30°，叶片数较多的大泵，取较小的排气口末端角，经以上公式计算结果如下:

第Ⅰ级: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级: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。

通过计算确定二级液环泵第Ⅰ、Ⅱ级吸排气口。简化分析模型如图3和4所示。

图3 分析模型结构图

图4 流体体积分析模型图

2 吸、排气口的仿真分析

2．1 吸排气口的形状模拟分析

如图5、6所示，采用两种不同的吸气口和排气口结构，但吸排气作用面积相等。现对这两种情形的流体流动轨迹、速度、湍流强度等进行分析。

图5 第1种情形结构图

图6 第2种情形结构图

初始条件:排气流量为884 m3/h;工作介质:空气;吸气压力:33 hPa;排气压力:1 023 hPa。

经过Solidworks flow simulation软件分析，结果如图7～8。图7、8对比分析可知，第1种吸排气结构的液环泵内部流场较稳定，第Ⅰ级和第Ⅱ级排气压力达到要求的作用范围较大，说明较容易实现压缩气体的排气压力指标。

图7 第1种情形流场分析图

图8 第2种情形流场分析图

由图9、10对比分析可知，第1种吸排气结构的液环泵内部气体最大速度为17 m/s，持续时间短，变化幅度大;第2中情形的泵体内气体流速最大为18 m/s，持续时间较长，且在第Ⅰ级和第Ⅱ级泵体内压缩过程中气体始终处于18 m/s。

由图11、12对比分析，从泵体内气体湍流强度可看出，第1种情况的湍流最大值发生在第Ⅱ级压缩腔内，且持续时间较短;第2种情况的湍流最大值发生在第Ⅰ级压缩腔内，且持续时间较长;湍流强度大，耗能就大，效率降低，甚至产生振动和噪音等不利影响。

图9 第1种情形速度曲线图

图10 第2种情形速度曲线图

综上所述，从气体压力、速度和湍流强度角度对比以上两种情形，可以清晰地看出第1种情况结构更合理。

图11 第1种情形湍流强度曲线图

图12 第2种情形湍流强度曲线图

2．2 吸排气口的大小仿真分析

这里对第Ⅰ级和第Ⅱ级的吸排气口结构形状影响，采用工程软件进行分析。图13为尺寸结构图，现对第Ⅰ、Ⅱ级吸气口和排气口得始、末端角对比分析，其尺寸见表1。

图13 二级液环泵吸排气口结构图

图13 中α1为第Ⅰ级进气口始端角，α2为第Ⅰ级进气口末端角;γ1为第Ⅰ级排气盘与第Ⅱ级吸气盘始端角，γ2为第Ⅰ级排气盘与第Ⅱ级吸气盘末端角;β1为第Ⅱ级排气盘始端角，β2为第Ⅱ级排气盘末端角。

表1 吸排气结构分析尺寸表

经过Solidworks flow simulation软件分析，结果如图14～16所示。

图14 第1种情形流场分析图

图15 第2种情形流场分析图

图16 第3种情形流场分析图

从图14～16的流场分析图对比分析可知，第2种吸排气结构的液环泵内部流场较稳定，气体流动较平稳，湍流小，气体流动克服阻力损失较小，且第Ⅰ级和第Ⅱ级排气压力达到要求的作用范围较大;能够达到预设压力，故临界压缩比较接近设计值。

如图17、18分别为第1种情形速度、湍流强度曲线图。

图17 第1种情形速度曲线图

图18 第1种情形湍流强度曲线图

从图17、图19和图21速度曲线图对比分析，这三种情况的第Ⅰ级压缩腔内速度相似，速度峰值和持续时间较接近，但第2种情况的第Ⅱ级压缩腔的峰值在15 m/s和持续时间也较短。泵的圆周速度影响着临界压缩比、极限真空、效率等，速度如果过小，泵的工作范围变窄，速度过大，使泵的效率下降，并且轴功率也会上升。

图18、20和22对比分析，从泵体内气体湍流强度可看出，第1、3种情况峰值为1000，且持续时间长，第2种情况较理想，气体流动阻力小，耗能小。

图19 第2种情形速度曲线图

图20 第2种情形湍流强度曲线图

图21 第3种情形速度曲线图

3 结论

(1)第Ⅰ级压缩比一般较大，其吸气口始端角40°～50°，末端角 165°～170°，吸气量和吸入速度较适宜。当吸气口始端角小于40°，末端角小于165°时，吸气量较小，吸气速度较大，从而使气体流动克服阻力所产生的损失增加;当吸气口始端角大于50°，末端角大于175°时，临界压缩比和最大真空度也随之降低，泵效率也会降低。

(2)第Ⅰ级排气口始端角115°～125°，末段角25°～30°时，气体能够较顺利地进入到过渡腔，气体从径向间隙处泄露较少;当角度较小、排气孔面积较小时，气体从径向间隙泄露较大，降低了气量、最大真空度和效率;当角度过大、排气孔面积较大时，泵的临界压缩比就会降低，达不到要求设计要求。

(3)第Ⅱ级排气口始端角60°～70°，末段角20°～30°时，气体能够较顺利地排出泵体，泵体内的气体流动情况较稳定，克服阻力所耗费的能力较小;若排气口较小时，气体不能及时排出泵体，导致泵腔内压力升高，气体反作用于吸气口，使泵体内气体流动湍流增强，耗能增加，效率降低;若排气口过大时，也会恶化泵的工作、降低性能。起始角过小时，泵的临界压缩比就会降低，从而达不到预定的临界排气压力或临界真空度。

［1］ 姜燮昌．真空获得技术面临的挑战与对策［J］．真空，2007(2):23-25．

［2］ 王艳忠．液环式机械真空泵在常减压装置中的应用［J］．齐鲁石油化工，2012(3):45-47．

［3］ 凌国平．液环混输泵计算机参数优化的分析［J］．江苏科技大学学报(自然科学版)，2001(2):21-23．