正宇真空設備
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水環(huán)式真空泵的幾何抽速是在無損耗條件下，單位時間從吸入側進入泵腔到排氣側被泵排除的 氣體的容積。從液環(huán)泵的設計計算中，可從圖4-13上Ⅱ一Ⅱ斷面所示，在工作輪轉角 是0=180時，泵吸入腔的最大幾何容積來確定 為了準確地計算液環(huán)泵的幾何抽速， 需要對液環(huán)泵做如下一些假定 ①泵內液體的壓力是定常的，在液環(huán) 2的任何斷面上液體的流量是恒定的 ②在吸入側(08180)液環(huán)內 現
表面上氣體的壓力是恒定的，等于吸氣壓 力(B為轉角);在排氣側液環(huán)內表面上的 蓋 的進氣體壓力也是恒定的，等于排氣壓力。 與端
③液體與泵腔內表面不分離，液體在 管通泵內不返向流動。 不能有
④工作輪葉片浸入液環(huán)中，在任何轉
Caul 角下工作輪葉片和液環(huán)相接觸。 ⑤在無葉片空間內，液體流動的軸向 力是分速度很小，對液環(huán)的流動特性無實質性 縮不
圖4-13液環(huán)泵主要尺寸示意圖 定不的影響。 縮到內表面為圓柱面，用半徑2畫出工作腔的最大幾何容積 膠
從圖4-13中，可知在工作腔內液環(huán)的
(4-13) 這
Un=Tribo 液環(huán)泵的幾何抽速為
1-v2)n(m
南國浪子:
y=[xr2(1
S:]/[x72(1 式中fmax泵工作腔的最大面積，m2 2—葉輪上的葉片數目； b葉輪的寬度，m; y葉片厚度影響系數； n葉輪的旋轉頻率，s-1; 72葉輪的外半徑，m; 半徑比，v=712(1輪轂平均半徑); S
工作輪葉片厚度，m 對于雙作用液環(huán)泵，其幾何抽速為
Am(m3/s)
(4-14) 2f max b 液環(huán)泵的實際抽速s為 式中A—抽氣系數(真空泵實際抽速與幾何抽速之比，即抽速降低系數)。 由于密封不佳，周圍大氣向泵腔漏氣，吸入腔內液環(huán)表面上有液體蒸發(fā)，氣體排氣側經過間 隙d向吸人側返流等等因素，都會使抽速下降，故對于液環(huán)泵，一般抽氣系數入=0.4~0.8
(2)極限壓力 液環(huán)泵一般所用的工作液都是水，水的工作溫度(一般為15~20℃)和水的蒸汽壓 力決定了液環(huán)泵的極限壓力。因為作用在轉子葉輪上的能量被液體接收并傳給被壓縮的 氣體，這樣就造成了水環(huán)泵的溫度升高。水環(huán)的部分水與氣體一起壓縮排出泵外。在壓 縮過程中產生的大部分熱量被帶走，因而需要不斷地補充新鮮的水，以使水環(huán)泵的工作 溫度保持恒定。當泵接近極限壓力時，抽速很低，泵人口處的水開始沸騰。當轉至泵的 出口時，形成的氣泡開始破裂。這樣就會產生很大的噪聲，同時泵的驅動輪和泵腔等部 件被逐漸破壞。這種現象通常稱作汽蝕現象。一旦汽蝕現象發(fā)生，就要通過小引入少 量的新鮮空氣。在這種情況下，在入口管道上開個小孔，以便定量地加入些新鮮氣體 就可以避免汽蝕現象。 從國家行業(yè)標準可知：單級水環(huán)泵SK型泵的極限壓力為5~15kPa;雙級水環(huán)泵的極 限壓力為4~35kPa。實際上，水環(huán)泵的極限壓力并不重要。因為不同的液體在壓力低于 50~60kPa時，會發(fā)生氣蝕現象，泵的部件會遭到損壞，這是在設計或選擇泵的極限壓力是 應考慮的問題。 (3)功率和效率 液環(huán)泵從進氣到排氣過程可按理想氣體等溫壓縮進行計算，考慮到等溫效率后得到
Pv P 7sp.×105(kW) N。=1.666
(4-16) 式中P4,P。氣體的吸氣壓力和壓縮終了壓力，N V實際排氣量，m3/min; 7等溫效率 等溫效率僅反映了設備中各種能量損失的影響，其值一般為0.25~0.45,總等溫效率 7可用上式計算
7i=7;7、7L7m
(4-17) 式中71泵的內效率，約為0.93~0.95;
容積效率，約為0.5~0.80; 液體流動效率，約為0.4~0
55 機械效率，約為0.98~0.99 由此可知，水環(huán)泵的效率主要由于7和較低，因而限制了它的總的等溫效率的提高。
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