本文對滑閥真空泵的性能作了進一步研究，提出了活動密封的新概念，研究了排氣速度、排氣流道大小和形狀對泵的性能的影響，闡明了滑閥泵噪聲機理研究中的又一個新噪聲源———導軌對滑閥桿的撞擊，分析了泵的噪聲傳播和屏蔽，討論了減少摩擦功的途徑。

　　經多年實踐和研究，對滑閥真空泵的極限壓力、抽氣速率、消耗功率和噪聲等主要性能有了進一步認識，提出了一些新的看法和觀點，如排氣流道形狀和排氣速度、排氣閥彈簧的壓緊力和浮動閥片、導軌對滑閥的撞擊、滑閥對泵內壁的撞擊、高低真空缸的間隙分配、高低真空缸之間的通道、以及進、排氣管道等對泵性能的影響。至于泵的振動與平衡因篇幅較長，擬另撰文論述。

1、真空度

　　滑閥真空泵的真空度應該首先是滿足用戶需要和保證穩定運行，通常用戶很少在極限壓力下使用，所以我們不應該片面追求真空度。泵的真空度主要取決于各密封處的密封程度和泵油的質量。

　　1.1、泵油的質量

　　泵油的質量包括泵油本身質量和使用質量，我國自從SH/T 0528- 1992《礦物油型真空泵油》標準發布后，按該標準生產的優質泵油的質量，經與國外同類泵油在雙級泵上做對比試驗，用MKS 公司的薄膜真空計測得的真空度基本一致，說明我國優質泵油的質量已達到國外同類泵油的水平。而一級品和合格品則稍差一些，主要表現在全壓上有一定差距，而分壓則無多大差別。在使用質量上，據用戶反映，國產泵油抗乳化能力稍差，油水不易分離，所以在抽除含有水蒸氣的氣體時，泵一定要開氣鎮閥。

　　1.2、動密封

　　通常指軸與油封之間的密封，首先是對軸上安裝油封處粗糙度的要求，要保證在0.4~0.8 μm，高速時取小值。軸與軸套的表面硬度要求達到HRC(55~58)，軸與油封唇口之間必須保持一定厚度

　　的潤滑油膜，它既起到潤滑作用，又起到密封作用，所以油的清潔度要求很高，最好不要用泵內的工作油。偏心是造成油封異常磨損，破壞油封密封性的主要原因。偏心又可分為動態偏心與靜態偏心兩種，動態偏心，也就是軸的跳動，是由于軸的振動和軸承的徑向跳動所引起的軸的偏心轉動，一般不要大于0.15 mm。靜態偏心是由于油封座與軸之間的偏心或油封內、外圓的偏心所致。兩種偏心導致一個結果，使油封唇口對軸表面的接觸壓力分布不均，導致軸和油封產生偏磨損，造成內漏則影響真空度，造成外漏則向外漏油，所以應將偏心導致限制在一定的范圍內，一般要求總偏心不要超過0.3 mm。

　　1.3、活動密封

　　活動密封包括排氣閥、溢流閥的密封和泵腔內各相關零部件之間的活動間隙密封。

　　1.3.1、排氣閥、溢流閥的密封

　　排氣閥關閉的密封程度直接影響到油箱內略高于大氣壓的氣體向泵腔內返流的問題，如關閉不嚴會嚴重影響到泵的真空度。造成關閉不嚴的主要原因是閥片變形、碎裂、或者是閥片跳動時導向不良造成閥片擱住。

　　排氣閥關閉不及時也會影響泵的真空度，例如為了減少高真空時的消耗功率和噪聲而采用壓緊閥與浮動閥相結合的復合排氣閥時，單級泵一般不會出現問題，而使用在雙級泵上時，由于低真空腔與油箱內的壓差相對較小，尤其是在轉速較高時，浮動閥就會出現不能及時關閉的現象，從而影響泵的真空度。雙級泵高真空腔的溢流閥如采用浮動閥，則由于兩邊壓差更小，問題會更突出。

　　排氣閥彈簧力在保證閥密封性的前提下，可取得小一些，如壓緊力過大，會增大消耗功率。過去一些仿制泵彈簧壓緊力達1.2×105 Pa，經我們反復試驗求證，認定取1.02~1.1×105 Pa 較合適，不但減少了消耗功率，噪聲也下降了。

　　1.3.2、泵腔內各零部件之間的間隙密封

　　泵腔各零部件之間的間隙尤以導軌與滑閥(桿)、導軌與泵體之間的間隙最為重要，通過這兩個間隙返流的氣體是以稍高于大氣壓的狀態返流到泵進口的，所以對真空度的影響最大。采用分體導軌時氣體返流的影響更大，因為分體導軌在泵排氣時，導軌與滑閥(桿)、導軌與泵體之間的兩個間隙集中反映到導軌與泵體之間的一個間隙上(如圖1 所示)。而整體導軌在泵排氣時仍保持兩個間隙，(如圖2 所示)。所以從提高泵的真空度和抽速的角度來說，以采用整體導軌為好。

　　實驗證明也是如此，我們曾在150 L/s 的泵上做過整體導軌和分體導軌的對比試驗，為了保證二者有同樣的間隙，分體導軌用整體導軌拆解而成。實測結果，分體導軌時泵的真空度要低一些，噪聲要高2 dB(A)左右(后面另作分析)。必須指出，分體導軌容易咬死，所以間隙要適當放大。

　　滑閥兩側面與泵蓋、中隔板之間的間隙對真空度的影響也很明顯。如間隙過大，特別是泵溫升高以后，油的粘度降低，密封性就差了，泵的真空度會下降。間隙小對真空度有利，但間隙過小，對油膜的形成造成困難，反而不利于真空度的提高，所以應該按工作條件，如粉塵大小和多少、被抽氣體對泵油的影響以及泵的工作溫度等來選取合適的間隙。

　　偏心輪與滑閥(環)內圓之間的間隙對泵的真空度并無直接影響，但偏心輪特別是開式偏心輪與滑閥(環)內圓組成的空間在停泵破壞真空后充進了空氣，在泵再次啟動工作時，上述空間內的空氣只能通過偏心輪與滑閥(環)內圓之間的間隙慢慢的被抽出，而泵油也是從這個間隙慢慢的進入上述空間，這個置換過程可長達數小時，影響了泵的真空度上升速度，所以在偏心輪與滑閥(環)內圓之間的間隙處必須開導油槽，以利于油和氣的交換。

　　滑閥(環)外圓與泵缸內壁之間的間隙，決定了吸氣腔與壓縮腔之間的密封程度。間隙過大，密封油膜容易被擊穿，間隙過小，油膜不易形成，都將影響真空度。但上述間隙不是單獨存在的，它還受到偏心輪與滑閥(環)內圓之間的間隙的制約，這兩個間隙形成的總間隙必須保證滑閥(環)外圓不會與泵缸內壁產生撞擊。

2、真空度

　　滑閥真空泵的幾何抽速(理論抽速)按JB/T 1246- 2007《真空技術-滑閥真空泵》標準規定，應為名義抽速的1~1.2 倍，幾何抽速乘以抽氣效率就是實際抽速。抽氣效率與泵各零部件之間的間隙有非常密切的關系，在充分考慮被抽氣體的成分、工作溫度、和粉塵等條件下，適當減小間隙，有利于抽氣效率的提高。其他如排氣速度，抽、排氣管道、泵油質量等也都會影響抽氣效率。泵腔各相對活動的零部件之間的間隙對泵的抽速有顯著影響，如“滑閥真空泵性能再探——極限真空度”一文所述，凡有利于真空度提高的，也都有利于抽速的提高。

　　2.1、間隙

　　需要特別指出，一般認為雙級泵高真空缸的真空度高，所以間隙應取得小一些。其實并非如此，正是因為高真空缸的真空度高，氣體分子自由程較大，在同樣間隙下，氣體分子不容易穿透間隙，而在低真空缸，由于氣體分子自由程較小，氣體比較容易穿透間隙。所以低真空缸的間隙必須嚴格控制，反而高真空缸的間隙倒是可以適當放寬。我們曾在15 L/s 雙級泵上做過對比試驗，證實這個觀點是正確的，對提高抽氣效率有益。我們曾檢測過E2M40 泵(名義抽速11.8 L/s)高真空缸的側面間隙為0.095mm， 低真空缸的側面間隙為0.06 mm;D-650K 泵(名義抽速10.67 L/s)高真空缸的側面間隙為0.07~0.08 mm，低真空缸的側面間隙為0.05 mm。

　　2.2、排氣速度

　　排氣速度要適當，一般不超過30 m/s，過高的排氣速度將促使被壓縮的氣體從壓縮腔向吸氣腔返流，不但會影響泵的真空度，更會導致抽氣速率的下降。對于雙級滑閥泵來說，高真空缸與低真空缸之間的通道面積也極為重要，如通道面積過小，將使氣體流速加快，造成低真空缸來不及完全吸收從高真空缸排出的氣體，產生氣體返流，會嚴重影響高真空缸的抽速。由于在設計中已預先考慮了這種可能性，所以我們的雙級滑閥泵中沒有出現過上述現象。但在兄弟單位委托我們檢測的2XZ-2 和2XZ-4 雙級旋片泵中就出現過上述現象，由于2XZ-2 和2XZ-4 泵的大部分零部件是通用的，只是泵缸的長度不同，高真空缸和低真空缸之間的通道面積是相同的，所以對2 L/s 泵而言是足足有余的，而對4 L/s泵來說則就不夠了。檢測發現在1.5 kPa 時，2 L/s泵的抽氣效率達到85%，而4 L/s 泵只有77%，達不到行業標準的要求，經我們建議，擴大了4 L/s泵的通道面積，復測4 L/s泵在1.5 kPa 時的抽氣效率達到85%以上。

　　2.3、泵油的質量

　　泵油的質量對高真空區間的抽速有一定的影響，尤其是全壓抽速。質量差的泵油在高真空區間揮發出的油蒸汽較多，在被抽氣體中占有一定的比例，而優質泵油的飽和蒸汽壓低，在高真空區間揮發出的油蒸汽很少，所以實際抽出的氣體多，抽氣效率就高了。

3、消耗功率

　　滑閥真空泵的功耗主要是壓縮功、摩擦功、機械撞擊和液壓撞擊損失等。

　　3.1、壓縮功

　　壓縮功是不可避免的，也是不可能人為減少的，它只隨入口壓力的變化而變化。減少無用壓縮功只能考慮減少和消除漏氣所造成的損失。氣鎮所消耗的功率也是壓縮功，它取決于氣鎮量的大小。而氣鎮量又取決于被抽氣體中可凝蒸氣量的多少。所以應該按被抽氣體中可凝蒸氣量來調節氣鎮量，這樣既能完全抽除掉可凝蒸氣，又能恰到好處的控制壓縮功的損耗。

　　3.2、摩擦功

　　通常摩擦功約占總功率的20%~25%左右，尤其在低壓和極限壓力時，泵消耗的功率主要就是摩擦功，所以應盡量減少摩擦功的損耗。

　　3.2.1、機械摩擦損失

　　機械摩擦損失包含了所有轉動零部件與靜止零部件、轉動零部件與轉動零部件之間的摩擦損失，為了減少摩擦損失，可以適當放寬間隙，在提高零部件耐磨性的基礎上減少摩擦接觸面積。例如，減少滑閥(桿)進氣側與導軌的接觸面積，減少滑閥(環)內圓與偏心輪外圓的接觸面，在偏心輪兩側加擋圈，防止偏心輪兩側面與泵蓋和中隔板發生摩擦等。減少零部件的質量，例如減小滑閥的

　　質量，對降低滑閥(桿)與導軌、滑閥(環)與偏心輪、導軌與泵體小缸之間的摩擦，也是有益的。

　　3.2.2、軸承摩擦損失

　　軸承摩擦損失也屬于機械摩擦損失，但有其特殊性。首先，要采用正規的軸承產品，謹防冒牌產品，以免產生不必要的摩擦損失。軸承的潤滑是非常重要的一環，少油或缺油都將導致不必要的磨擦損失和軸承的損壞，因此應盡可能采用單獨供油或潤滑脂。

　　軸承內、外圈與相關零部件的配合過盈量要適當，如過大將導致軸承內、外圈滾道變形，產生過度擠壓、發熱和噪聲，使摩擦損失劇增。滑閥泵軸大都屬于細長軸，容易造成剛度不足，或者是兩軸承安裝中心線與泵軸中心線發生傾斜，都將使軸承內、外圈軸心線發生傾斜，對那些非調心軸承來說，都會產生額外的摩擦損失和噪聲，所以對那些負荷較小的軸承，可以使用調心軸承或允許角度差稍大的軸承。此外，一些轉動零部件，如軸、滑閥、偏心輪、皮帶輪和平衡輪的質量都作用在軸承上，因此減少他們的質量，就直接減少了軸承的摩擦功。皮帶的拉力也作用在軸承上，所以皮帶的張緊力要適當。

　　3.2.3、液體的摩擦損失

　　真空泵油在泵中起了密封、潤滑、冷卻和頂開排氣閥的作用，所以泵油參與了壓縮和摩擦，又減少了各零部件之間的摩擦。對于沒有設置油泵的滑閥泵，只要滑閥與泵蓋、中隔板之間的間隙適當，泵的進油量會自動調節。但如配有油泵，則油泵的流量必須經過仔細計算，通常為(7~10)×10-4S(S 為泵的抽速L/s)，如油量過大，進入泵后將使真空泵變成油泵，不但壓縮功增加，而且摩擦損失急劇增加。

　　泵油的運動粘度隨溫度的變化很大，如某廠的V100 油，40℃時粘度為104.62 mm2/s，100℃時粘度為11.63 mm2/s。所以在保證工作真空度的條件下，適當的提高泵溫，對降低消耗功率是大有益處的，我們通過實驗證明，把泵溫從50℃提高到70℃，消耗功率可降低7%，而且更有利于可凝性蒸氣的抽除，同時也減少了冷卻水消耗量。真空泵油一般在- 12℃ 就會凝固，故北方有些單位將泵置于室外工作是不可取的。這樣不但不利于泵的啟動，而且泵在啟動后的短時間內，某些部位處于缺油或少油的狀態，容易造成泵的損壞。

　　3.3、管路及其它

　　對用戶而言，抽氣管道的口徑要與泵口直徑相同，長度要盡量短，過多的彎頭，過長的管道不僅會影響抽速也會影響功耗。排氣管道也如此，排氣管是用戶最容易忽視的，過長的管道將增大排氣阻力，導致氣體返流增加而影響抽速，更會使消耗功率增加。

　　我們研制的滑閥泵油霧消除器，接在泵的排氣口，可以達到氣體室內排放的要求。當然油霧消除器必然會損耗一部分功率，經我們精心設計，反復改進，不但排氣阻力小，而且效果很好，功率的增加也并不明顯，要注意的是油霧消除器的芯必須根據使用情況定期更換。

4、噪聲

　　滑閥真空泵的噪聲主要由撞擊產生，包括油液對滑閥和泵腔壁的撞擊、排氣閥片與閥座(或泵體)的撞擊、滑閥(環)與泵腔壁的撞擊。滑閥(桿) 與導軌的撞擊是近期發現的又一新的噪聲源，是我們最新的研究成果。噪聲的大小不但與泵的轉速有關，也與聲的傳導有關。

　　4.1、油液的撞擊

　　油液的撞擊有兩種情況，首先是進入泵腔中的油液在滑閥的帶動下，高速沖向排氣口與泵腔壁和排氣流道產生撞擊;在排氣結束，排氣閥關閉的瞬間，壓縮腔一下變成了真空腔，排氣口處的油液高速返回真空腔，與滑閥和流道發生撞擊。這兩種由油液撞擊產生的噪聲大小與泵的真空度、轉速、進油量、流道形狀和排氣速度有關。

　　泵的真空度高、轉速高、進油量多、流道阻力大、排氣速度高，噪聲就大。適當控制進油量、改善排氣流道形狀、降低排氣速度，可使噪聲明顯降低。我們綜合研究了上述這些因素，改進設計的某泵取得了噪聲降低(8~10)dB(A)的顯著效果。

　　4.2、排氣閥的撞擊

　　排氣閥在排氣結束時要迅速關閉，否則會增加氣體的返流而影響真空度和抽速，所以排氣閥在關閉時閥片與閥座(或泵體)會產生撞擊噪聲、而且與轉速有關。為了驗證該噪聲，我們曾用羊毛氈作閥片，減小了撞擊，噪聲明顯降低。當然羊毛氈是不能作閥片長期使用的，它經數小時撞擊后，質地逐漸變結實，噪聲也逐漸響起來。

　　4.3、滑閥與泵腔壁的撞擊

　　泵運轉時，隨著偏心輪的旋轉，滑閥(環)沿著泵腔壁滾動，經過排氣口到泵缸與導軌孔的交接處后，泵缸有一缺口，這時滑閥(環)每一轉有0.01 s 左右的時間脫離泵腔壁，隨著偏心輪繼續轉動，滑閥(環)又重新與進口處泵腔壁接觸，由于速度快，產生的機械撞擊會比較嚴重，通常噪聲會增加(5~7)dB(A)，拆檢可發現滑閥(環)上靠近滑閥(桿)進氣口處有一條明顯的撞擊痕跡。為了消除這個噪聲，必須嚴格控制滑閥(環)與泵腔壁之間的間隙，使之保持在一微小的范圍內。上述間隙又和偏心輪與滑閥(環) 內圓的間隙有牽連，也必須相應控制。

　　4.4、滑閥與導軌的撞擊

　　滑閥(桿)與導軌的撞擊噪聲長期以來之所以一直沒有被發現，一是相對而言它的噪聲比較低，而更主要的是很難從泵的總噪聲中分離出來，因此容易疏忽掉。我們是從整體導軌和分體導軌在同一臺滑閥泵上的噪聲對比試驗中發現的，滑閥(桿)與導軌的撞擊噪聲的確存在，而且分體導軌比整體導軌高(2~3)dB(A)。分析其原因，我們認為在每一轉中，分體導軌與滑閥(桿)的撞擊有兩次，而且由于二者之間的間隙稍大，所以撞擊噪聲較大，而整體導軌在每一轉中的撞擊只有一次，而且二者之間的間隙要小一些，撞擊噪聲也要小一些。上述噪聲是客觀存在的，不可能消除，但可以通過間隙的控制來減少一些。

　　4.5、噪聲的傳導和屏蔽

　　無論是泵油的撞擊，還是機械撞擊，所產生的噪聲都與泵的轉速有關，隨著泵轉速向高速發展的趨勢，這個問題更加突出。因此，如何從聲傳導和屏蔽方面著手來降低噪聲很有必要。

　　油箱是聲傳導的主要環節，鑄鐵油箱與鋼板油箱相比較，噪聲可降低(2~3)dB(A)。主要是因為鑄鐵的組織相比鋼板而言稍疏松一些，所以有一定的吸聲作用，而且鑄鐵油箱與鋼板油箱相比較厚，隔聲作用也好一些，如在油箱內壁噴涂一層薄膜，效果會更好。油箱內表面結構形狀要設計成不對稱，以免產生共鳴聲。

　　排氣閥罩和油氣分離器連在一起，既有隔聲作用，又有消聲作用。如果將排氣閥罩拆掉，泵的噪聲會高得多。油氣分離器如設計得當，也會有一定的消聲效果，如我們設計的“二次旋風式油氣分離器”，噪聲在傳導過程中通過油氣分離器有兩次碰撞，造成一定的聲能損失，有利于消聲。

　　4.6、氣蝕噪聲

　　氣蝕在滑閥泵上是客觀存在的，有氣蝕就有噪聲，只是由于一般滑閥泵的轉速較低，氣蝕沒有達到足以破壞零件的程度，所以沒有被人們發現。我們曾經在轉速高達920r/min 的H150AB泵的試制中發現噪聲頻率和聲級都很高的異常噪聲，聲功率高達100dB(A)，拆檢后才發現滑閥(環)上靠近排氣口處出現了許多淺淺的針孔，把它去除后再運轉數小時，又出現上述現象，以后又經多次試驗證實，我們確認這就是氣蝕。只是運轉時間較短，氣蝕破壞現象僅僅出現在表面。

5、其他

　　有一些廠商把H- 150滑閥泵的電機簡單由15kW 改為7.5kW，看似節能，其實是很危險的。如沒有經過科學的改進試驗，就將電機功率減小會產生不良后果。就以H150型滑閥泵來說，室溫6℃時，瞬時啟動功率高達36.5kW，如改用7.5kW 電機，冬天泵就無法啟動。而且7.5kW 時，泵也只能工作在8×102 Pa以下，超過此壓力，電機就要超載，長時間必然要損壞電機。

6、結論

　　作為傳統的低真空獲得設備，滑閥真空泵具有相當大的市場份額和較高的產品成熟度，但在抽氣效率、能耗、振動噪音以及輕量化設計等方面還有挖掘的潛力，通過廣大科技人員的努力，用科學的研究方法去改進，提高該系列產品的性價比，將使之具有更好的市場前景，為國民經濟建設創造更好的經濟效益和社會效益。