2X270旋片真空泵在實際配用過程中,我們發現當被抽容器的壓力被抽到100Pa(熱偶真空計測出) 左右后, 壓力下降非常緩慢, 由100Pa 抽至3Pa竟然用了20min之多。在排除漏氣、管道流導等泵本身因素影響后, 換上另臺同型號的泵進行抽氣,結果截然不同,由100Pa抽至3Pa僅僅用了8min時間。同樣的系統,同樣型號的旋片真空泵,而翻查泵出廠檢驗記錄, 前者的極限分壓力性能甚至比后者好(前者為2×1022Pa,后者為3×1022Pa)。是什么造成這樣的結果呢?為此,我們對以上兩臺2X270旋片真空泵進行試驗和解剖分析。

1　試驗和解剖分析

1.1　試驗

         我們進行的試驗是空載試驗, 試驗、測試圖如圖1。試驗、測試過程: 關閉充氣閥(1), 接入熱偶式真空計(4); 開泵(3)運行1h,使泵油溫正常,讀出熱偶計讀數(小格數)作為泵的極限全壓力(小格數)然后停泵并充入大氣; 5min 后, 關閉充氣閥, 開泵并同時計時1min, 分段記錄熱偶計讀數(小格數) , 見記錄表1。

11 充氣閥　21 進氣管　312X270 旋片真空泵　41 熱偶式真空計

圖1　試驗、測試裝置原理圖

         從表1看出兩臺泵的抽氣效率相差非常大,為了取得更多的數據,我們又從本型泵的成品中抽出16臺進行試驗、檢查, 結果發現有9 臺泵的抽氣效率低于40%,只有7臺泵在80%以上。

注: 11“1 號泵”、“2 號泵”分別為配用時抽速慢、快的2X270旋片式真空泵;

　　　21 抽氣效率={[1m in 熱偶真空計讀數(格)三次平均值]ö[極限全壓(格)]}×100%。

1.2　解剖分析

         為了找出問題的本質所在,我們解剖了1、2真空泵。對其結構進行了詳細的分析,從轉速、各零部件公差、油孔大小控制到裝配質量均沒有發現兩泵的本質區別。最后,我們采用互換裝配法,把轉子部件互換裝配后進行測試,結果抽氣效率也“互換”了。原來問題的關鍵就在轉子部件上。因此我們完全把注意力集中在轉子部件上。

        轉子部件的結構如圖2,從結構圖可看出,它是由上下空心轉子體和前后軸頭通過銷釘定位、螺釘緊固組裝后進行精加工而成。組裝好的轉子部件, 形成了由空心轉子體與前后軸頭組成的兩個封閉空間A1、A2,它們在轉子部件進入泵腔運行前,一直處于1個大氣壓狀態(所含物質主要是空氣、組裝的加工液等)。當裝配好后進行運行調試時,如果轉子體與軸頭的結合面不滲漏的話,不管泵腔里的真空度如何,它將一直處于1個大氣壓狀態。但是, 如果結合面有滲漏, 則A1、A2里的氣體將沿結合面間隙漏入泵腔。

圖2　轉子部件結構圖

         我們知道,油封機械真空泵在大氣壓～10-2Pa階段(用熱偶真空計測量約達5格)的抽氣速率近似于常數。在這一段壓力的抽氣過程中, 系統內的壓力較高, 排氣量較大, 即使系統內有些微小的漏氣和放氣, 對系統的抽速影響也不大, 可以忽略不計。但當系統內的壓力低于102Pa時, 影響就相當大了。

圖3　工作原理圖

        我們可以根據旋片真空泵的結構和抽氣原理建立一個模型如圖3, 圖中B1 為吸氣腔、B2壓縮排腔。設兩轉子軸頭與轉子體結合面間隙的流導為C,隨著轉子部件的旋轉,A2進入B1腔。由于此時A2腔的壓力為Pz(抽氣開始時為一個大氣壓) 比B1腔的壓力Pb高得多(設此時已達102Pa) , 則從A2漏出的氣流量為Q

Q = C (Pz - Pb) = DPbzC

　　由于Q 通過端面和旋片間隙直接進入B1腔則B1腔的壓力會升高至Pbl,隨后進入B2腔排出泵腔外。當A1進入B1腔時, 也如此。周而復始, 直到平衡即Pz=Pb=極限壓力

　　因為結合面的流導C是比較小的(因加工精度、裝配精度、變形量大小等不同而異) , 由A1、A2腔漏入B1腔的過程, 也將是很緩慢的, 而且Q也隨著DP bz 變小而逐漸變小。但是, 當C由于結合面的間隙非常微小而被泵油形成的油膜密封時則Q≈ 0,此時,對泵抽氣效率產生的影響也可以忽略不計了。同樣道理, 當泵配用到真空系統上時, 也會產生同樣的過程, 只不過把B1 延伸到管道、真空容器上去罷了。

       這就是組合式轉子對油封旋片真空泵抽氣效率的影響。

2　改進措施

         由解剖分析得知, 當結合面的流導C 非常微小或結合面完全