液体泵实际工作循环模型的建立方法与流程

本发明涉及液环泵技术领域，具体涉及一种液体泵实际工作循环模型的建立方法，特别涉及一种液环泵实际工作循环“吸气-压缩-排气-膨胀”理论模型的建立及其在吸入气量计算方面的应用。

背景技术：

液环泵是液环真空泵和液环压缩机的统称。液环泵具有等温压缩、可抽送易燃易爆气体、结构简单、使用维修方便等特点，因此广泛应用于石油、化工、电力、冶金、制药、轻工等领域。液环泵的工作原理如图1所示。当叶轮按顺时针方向旋转时，因离心力的作用使工作液体甩向泵体四周形成液环，由于叶轮的偏心设计，叶片与液环所分割的腔体由小变大，气体从吸气口吸入泵内。随着叶轮的旋转，分割的腔体由大变小，气体被压缩并由排气口排出泵外完成整个吸气压缩过程。

和往复式容积压缩机工作循环类似，传统理论将液环泵气体部分的理论工作循环分为三个过程(如图2b)：①吸气过程(如图2a的od→oa区域)：1→2线，该过程吸气压力p1不变，达到最大吸气量q；②压缩过程(如图2a的oa→ob区域)：2→3线，气体容积减少，压力升高并达到排气压力p2；③排气过程(如图2a的ob→oc区域)：3→4线，排气压力p2不变，泵内气体排空。叶轮每旋转一周，液环泵就完成“吸气—压缩—排气”一个理论工作循环。叶轮相应的工作区域分为吸气区、压缩区和排气区。对于给定几何参数的液环泵，基于“吸气—压缩—排气”的工作循环假设，得到在压缩比σ＝p2/p1≤σcr满足的条件下，液环泵保持一定的理论吸气量qth＝f(ω)，其中ω是叶轮的旋转角速度，σcr是临界压缩比。为确定任意旋转角度的压缩比在压缩区内还需要数值求解非线性的三次方程。

上述传统理论在国内外被广泛使用并一直沿用至今，但按现有理论模型得到的液环泵理论吸气量qth＝f(ω)与实测结果偏差较大(如图3)，尤其对于较大压缩比的工况。这是由于该液环泵工作理论是基于“吸气—压缩—排气”理想工作循环假设得到的。和往复式压缩机一样，实际中液环泵排气结束后尚有残留的高压气体q0(如图1)，经过一个膨胀过程后(如如图2a的oc→od区域；图4的4→1线)气量变成q′返回到吸气区进入下一工作循环，因此实际的工作循环应是四个过程：“吸气—压缩—排气—膨胀”，液环泵实际吸气量应是q＝qth-q′。液环泵理想工作循环理论模型没有考虑排气后残留的气体q0及其膨胀过程是导致理论和实际结果偏差较大的主要原因。

技术实现要素：

本发明的目的是为了解决现有技术中的上述缺陷，提供一种液体泵实际工作循环模型的建立方法。

本发明的目的可以通过采取如下技术方案达到：

一种液体泵实际工作循环模型的建立方法，应用于以恒定转速运转的液环真空泵，假设液环泵的吸入压力为p1，排气压力为p2，单位时间内的气体流量为q，所述建立方法包括下列步骤：

s1、计算理论气量qth；

当液环泵充分吸气时，oa截面处于吸入压力之下，并且通过该截面的气体流量是液环泵可能吸入的最大气体流量，即理论气量，用符号qth表示，且：

式中：a为叶片深度，即叶片在工作介质内的最小淹没深度，

b为叶轮宽度，

r2为叶轮外圆半径，

α为相对淹没深度，且令α＝a/r2，

γ为轮毂比，且γ＝r1/r2，

μ为气体中叶片的排挤系数，

ω为叶轮转动角速度；

s2、计算残留气量q0；

当液环泵排气结束后，fg截面处会有残留的高压气体，则通过该截面的气体流量在膨胀前气量为q0，且：

式中：rd为液环在fg截面处的半径，

r1为叶轮的轮毂半径；

s3、计算实际气量q；

残留的高压气体经过一个膨胀过程后返回到吸气区进行下一个工作循环，此时气体气量变成q′，液环泵中气体在多变压缩过程中，根据多变压缩过程方程式，得：

p1q′ⁿ＝p2q0ⁿ(式3)

式中：n为多变指数，

于是，可得膨胀后的气体气量：

因此，得到液环泵实际吸气量为：

进一步地，当吸气压力小于液环泵的吸入压力p1时，即p1≤pv，实际吸入气量为零，

因此，液环泵实际吸入气量为：

进一步地，对于铸造的叶片，所述气体中叶片的排挤系数μ的取值范围0.68～0.85；对于冲压的钢板叶片，所述气体中叶片的排挤系数μ的取值范围0.9～0.95。

进一步地，所述多变指数n的取值范围为1～1.4。

本发明克服现有液环泵“吸气-压缩-排气”理想工作循环的传统理论与实际性能偏差较大难以实际应用的现状，考虑液环泵排气后残留气体经过膨胀过程进入下一步工作循环的实际情况，依照“吸气-压缩-排气-膨胀”的实际工作循环，构建新的液环泵工作理论模型，得出了液环泵实际吸入气量的计算公式，为液环泵的吸入压缩性能分析提供切实可行的理论基础与方法。

本发明相对于现有技术具有如下的优点及效果：

本发明方法基于往复式容积压缩机工作循环机理，建立了液环泵工作“吸气-压缩-排气-膨胀”的实际工作循环模型，该实际工作循环模型将排气后残留的气体q0及其膨胀过程考虑在内，得出了实际吸入气量的计算公式，解决了现有理论模型计算结果与实际结果偏差较大问题，为液环泵吸入气量的计算及性能预测提供了理论依据。

附图说明

图1是液环泵的工作原理图；

图2(a)是液环泵工作区域划分图；

图2(b)是液环泵理论工作循环p-q图；

图3是液环真空泵理论、实测吸入气量对比图；

图4是液环泵内气体实际工作循环p-q图；

图5是液环泵吸入气量与入口压力关系图(n＝472r/min)；

图6是本发明公开的一种液体泵实际工作循环模型的建立方法的流程图。

具体实施方式

为使本发明实施例的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有作出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。

实施例

本实施例研究一台以恒定转速运转的液环真空泵。设液环泵的吸入压力为p1，排气压力为p2，单位时间内的气体流量为q。本实施例公开的一种液体泵实际工作循环模型的建立方法的流程图参照附图6所示，具体包括以下步骤：

s1、理论气量qth的计算。

当液环泵充分吸气时，oa截面处于吸入压力之下(如图2(a))，并且通过该截面的气体流量是液环泵可能吸入的最大气体流量，即理论气量，用符号qth表示，且：

式中：a为叶片深度，即叶片在工作介质内的最小淹没深度；

b为叶轮宽度；

r2为叶轮外圆半径；

α为相对淹没深度，且令α＝a/r2；

γ为轮毂比，且γ＝r1/r2；

μ为气体中叶片的排挤系数，对于铸造的叶片可取μ＝0.68～0.85，且大泵取较大值。对于冲压的钢板叶片可取μ＝0.9～0.95；

ω为叶轮转动角速度。

s2、残留气量q0的计算。

当液环泵排气结束后，fg截面(如图2(a))处会有残留的高压气体，则通过该截面的气体流量在膨胀前气量为q0，且：

式中：rd为液环在fg截面处的半径；

r1为叶轮的轮毂半径。

s3、实际气量q的计算。

残留的高压气体经过一个膨胀过程后返回到吸气区进行下一个工作循环，此时气体气量变成q′。液环泵中气体在多变压缩过程中(如图4)，根据多变压缩过程方程式，得：

p1q′ⁿ＝p2q0ⁿ(式3)

式中：n为多变指数，一般情况下，1<n<1.4。

于是，可得膨胀后的气体气量：

因此，得到液环泵实际吸气量为：

当吸气压力小于p1等于汽化压力pv时，即p1≤pv，实际吸入气量为零。

因此，液环泵实际吸入气量为：

上述实施例为本发明较佳的实施方式，但本发明的实施方式并不受上述实施例的限制，其他的任何未背离本发明的精神实质与原理下所作的改变、修饰、替代、组合、简化，均应为等效的置换方式，都包含在本发明的保护范围之内。