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)

2XZ—15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

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:R otary vane pumps Oil injection Noise Improvement

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1．3325 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(W．Gaede)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S630F／FL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JB／T6533—1997《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。

(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JB／T6533-1997《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。

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。

图2.2 旋片泵工作原理示意图

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

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

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

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: z N L A z n V S s th ???=??= 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：

s L s S th /151511=?== 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

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。

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：

620.109)

1(1024327=-??=b a nzk S D v th

π

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=D ·b=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 ，a =1，则高级腔宽度1L 1 =D ·a =115?1=115mm 。 d) 校核几何抽速th S

已知参数：n=1420r/min, Z=2, 1L =115mm ，D=115mm, d=95mm;

可得：

'a = 1L /D=115/115=1.00,即'a =a ;

'b = d/D=95/115=0.826,即'b =b

?=arcos(1-b)=arcos(1-0.826)=80.02° 故'v k = k v =0.8458 由公式 )(10

24227

d D nzLk S v

th -?=

π

得：S th =16.035 L/S

其误差η为：th d

d

S S S η-=

= 6.90%， 满足误差要求，即th S =（1～1.15）S d 。

经校核，th S 符合要求，故：旋片泵泵腔直径D=115mm; 转子直径d=95mm 。

偏心距e=(D-d)/2=(115-95)/2=10mm 。 e) 旋片泵低级腔宽度2L 的确定

旋片泵高级腔宽度 1L =115mm ，压缩比σ=4～6，可取σ=4

已知参数：1L = 115mm ，σ=4；

低腔宽度2L =1L /σ=115/4=28.75mm 。取2L = 30mm 。 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

；在最大伸出量时（见图3.4（b ）），旋片在转子槽内的长度h 1≥0.4h 。 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 ： ?--=)(22e R h

式中Δ=2～4mm ，则可以选定h=55mm 。 b ．旋片厚度B 的确定 1)已知参数：2XZ-15；

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

1h =350.4h ,满足要求。

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

图3.4 旋片位置极限图

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=

th

S v

式中 th S ---排气级的几何抽速；

v---排出气流速度，v=20～30m/s ，取v=27m/s 。

因压缩比σ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N 1=3,低真空级腔排气阀数目N 2=1,其排气口面积均相同。 计算得排气口面积为：

289.593mm v

S F th

==

中间排气阀数为N 1=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p 吸的计算

已知参数：kPa p 110排=，多变指数k=1.2，过载系数ε=1.3机械效率ηm =0.78, 直联传动效率ηn =1 。 旋片泵功率N ：

]1)[(1]1)[(11

1

211121--=--=

--k

k th k k

p p S p k k p p t v p k k N

当旋片泵功率N 出现最大时，吸气口压强P 吸为: kPa k

P P k k 84.362

.11002

.112.11

==

=

--排吸

b.旋片泵最大功率的计算

已知参数：kPa p 110排=多变指数k=1.2，th S =16.035 L/s 旋片泵最大功率

w S P N 85.7082

.1035.16110k

2

.111k

-1k th max -??=?=排

c.电动机功率的校核

1）已知参数：w N 85.708max =,过载系数3.1=ε，机械效率0.78m η=，联结效率1n η=。

2）电机实际所用功率为：

kw N N m

n g 2.242.1181max

≤==

ηηε 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 mm N n P T ?=?=?=775.147951420

2.21055.91055.966

额

图3.6 梅花弹性联轴器

表3.7 工作情况系数K A

由表3.7 查得K A =1.3， 故计算转矩

mm N T K T A ca ?=?=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 N m ?，许用最大转速为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 ：

][2.095500003

T

T

T d n P

W T ττ≤≈=

式中:T τ-----扭转切应力，MPa; T-----轴所受的扭矩，N m ?； T W -----轴的抗扭截面系数，3mm ； n-----轴的转速，r/min;

P-----轴传递的功率，kW; d-----计算截面处轴的直径，mm ；

[T τ]-----许用扭转切应力，MPa,见表3.8。

表3.8 轴常见几种材料的[]T τ及A 0值

注：1） 表中[]T τ值是考虑了弯矩影响而降低了的许用扭转切应力。

2） 在下述情况时，[]T τ取较大值，A 0取较小值：弯矩较小或只受扭矩作 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，[]T τ取较小值，A 0取较打值。

此次设计，采用45作为轴的材料，故可取A 0=115。 由上式可得轴的直径： 30

3][2.09550000n P

A n P d T =≥τ

式中， 3

0]

[2.0955000

T P A τ=

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d min ,故 mm n P A d 066.131500

2.211533

0min =?== 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%)min d =13.980mm<30mm

由此，联轴器所联接的轴的强度足够。

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

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